基于熱流固耦合密封環(huán)-液膜多體結構的性能分析*

張偉政 徐理善 陸俊杰 丁雪興 李少峰

(1.蘭州理工大學石油化工學院 甘肅蘭州 730050；2.浙大寧波理工學院 浙江寧波 315010；3.寧波東聯密封件有限公司 浙江寧波 315040)

海洋環(huán)境中蘊含有豐富的資源，以多相泵這一新型增壓設備為核心的多相輸運技術成為海洋資源開發(fā)中研究及推廣應用的熱點。密封件作為海底混輸泵設備的關鍵基礎零部件，起到了實現軸端密封、保證設備高效穩(wěn)定運行的作用；同時機械密封在控制漏泄、延長設備使用壽命等方面，具有諸多不可替代的優(yōu)點，在整個混輸行業(yè)中都有著非常高的使用率[1]。但是深海環(huán)境具有壓力高、溫度低等特點[2-3]，并且由于流體裝置在運行過程中存在一定范圍內的工況波動，這對機械密封的密封性能及使用壽命存在極大考驗。因此，機械密封的穩(wěn)定性[4-6]是影響多相泵性能的關鍵因素之一。

深海混輸泵機械密封中的動環(huán)、靜環(huán)和液膜形成熱流固摩擦副多體系統，工況與結構參數的變化使得動靜環(huán)發(fā)生不同程度的變形，影響液膜分布，造成端面密封失效等不良情況，但針對混輸泵的機械密封摩擦副熱流固下的多體系統研究較少，目前可借鑒高參數領域機械密封熱流固性能分析[7]。魏炫宇等[8]研究了介質流量和轉速2個參數對摩擦副界面溫度場分布的影響。李雙喜等[9]、ROUILLON和BRUNETIRE[10]通過理論分析端面變形、液膜反壓和密封環(huán)溫度之間的相互作用，建立了機械密封環(huán)熱-結構耦合模型，并試驗驗證了分析模型的正確性。李歡[11]采用單向熱-流-固耦合的計算方法，分別對變形前后端面間隙內的流場分布進行了研究。陳洋洋等[12]采用ANSYS Workbench對螺旋槽干氣密封進行流固耦合分析，發(fā)現應力應變最大值主要集中在螺旋槽根部，且變形量隨轉速和壓差的增大而增大。熱流固耦合分析是揭示密封機制和研究密封性能的一種全面且可靠的手段。高斌超等[13]建立了有限元模型，采用雙向耦合方法，分析了不同壓力對密封端面變形量、端面溫升、液膜厚度和泄漏量的影響。對深海用機械密封的耦合研究，樊智敏等[14]以深海推進器為研究對象，對其機械密封的動靜環(huán)進行了熱變形、力變形和熱力變形的比較研究。GUICHELAAR等[15]認為包括介質壓力、接觸壓力和彈性元件壓力在內的機械載荷使得密封面產生發(fā)散型變形，熱載荷使得密封面產生收斂型變形，以此為基礎建立了機械密封熱彈性變形分析模型。

綜上所述，機械密封在熱力耦合變形下的研究成果較為豐富，但是針對混輸泵機械密封摩擦副在熱流固多體系統中的整體直接耦合研究鮮有報道。因此，本文作者采用直接耦合分析方法，針對海底混輸泵機械密封結構特點，提取密封環(huán)-液膜建立三維模型，結合密封環(huán)-液膜在溫度效應、力效應、機械效應等效應下的影響機制，開展密封環(huán)-液膜在熱流固多體系統下的性能分析，為海底混輸泵機械密封優(yōu)化與應用提供理論基礎。

1 幾何模型與邊界條件

1.1 幾何模型

首先從機械密封整體結構中提取密封環(huán)-液膜的多體結構作為初步研究對象，隨后結合密封環(huán)結構尺寸[16]，具體參數如表1所示，建立了密封環(huán)-液膜的幾何模型，如圖1所示。

表1 混輸泵機械密封幾何參數及工況參數

圖1 機械密封三維模型

1.2 邊界條件

密封環(huán)采用碳化硅-石墨，受力約束邊界條件和熱邊界條件如圖2所示，其中物性參數[17]如表2所示。流場模型的計算區(qū)域需要設置的邊界條件主要包括壓力入口、壓力出口、壁面轉速和溫度等。液膜入口處即液膜外徑為壓力入口，液膜出口處即液膜內徑為壓力出口，與動環(huán)端面接觸的面設置為動壁面; 與靜環(huán)端面接觸的面設置為靜壁面。在耦合模塊中，設置密封環(huán)部分的耦合面是與流體域直接接觸的區(qū)域。將Fluent中液膜計算結果的膜壓、膜溫條件加載至穩(wěn)態(tài)熱分析和結構模塊，施加密封環(huán)內側和外側表面的換熱系數，加載耦合所需的轉速,在密封環(huán)內外兩側施加壓力等邊界條件及求解選項。熱分析的主要邊界條件為：熱源、對流換熱邊界與外界溫度。其中非接觸式機械密封主要熱源為動環(huán)與介質的攪拌熱；其次是密封環(huán)表面和介質的熱傳導；動環(huán)A、C和靜環(huán)F、H是主要的對流換熱邊面，其中動環(huán)為主要對流換熱邊界；動環(huán)和靜環(huán)在動環(huán)座和靜環(huán)座上，視B、D為絕熱邊界。

圖2 受力約束與熱邊界條件

對于動環(huán)和靜環(huán)本次的材料庫物性參數如表2所示。

表2 材料物性參數

2 網格劃分與無關性驗證

2.1 網格劃分

由于模型的復雜性，液膜選擇使用擁有先進block映射技術的ICEM軟件進行網格劃分，利用此軟件劃分結構化網格，將前處理生成的網格轉化為六面體非結構化網格。由于六面體網格質量高，需要生成的網格數量相對較少，因此對密封環(huán)也采用六面體網格，采用Hex Dominant Method類型，最大網格尺寸設置2 mm,網格總數675 998，檢驗網格質量為0.79。

2.2 網格無關性驗證

對于螺旋槽液膜計算域，在不同的網格數下計算模型端面開啟力的大小，結果如圖3所示。可知，當網格數量達到671 502及以上時開啟力計算值基本趨于穩(wěn)定，考慮到數值模擬的計算時間以及減少工作量的要求，故采用數目為671 502的網格。

圖3 網格無關性驗證

2.3 模型驗證

對文中建立的計算模型在恒定轉速3 000 r/min及不同壓力下，進行流體膜摩擦扭矩的計算，將所得結果與文獻[13]的研究結果進行對比，如圖4所示。摩擦扭矩的文獻值與文中計算值的變化趨勢基本一致且整體偏差較小，最大誤差為4.92%，說明文中計算模型的結果是可靠的且有著較好的精度。兩者在計算結果上存在的些許差別是文中假設液膜區(qū)域膜厚均勻變化所致。

圖4 計算結果驗證

3 結果與分析

3.1 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結構的潤滑性能分析

圖5示出了壓力恒為2 MPa，端面開啟力和泄漏量隨轉速的變化曲線，以及轉速恒為3 000 r/min，端面開啟力和泄漏量隨壓力的變化曲線。可見，隨轉速和壓力的增加，開啟力呈線性增加。進一步觀察發(fā)現，轉速保持不變而壓力從1 MPa增加到6 MPa時，開啟力較原來增加了0.498倍；而壓力恒為2 MPa，轉速從500 r/min增加到3 000 r/min時，開啟力增加1.81倍。這表明當其他條件不變，轉速上升時開啟力的增速明顯高于壓力上升時增速，因此開啟力受轉速影響更大。另一方面，在研究的轉速和壓力范圍內，泄漏量隨轉速上升增加了2.73倍，隨壓力上升增加了0.34倍，這表明當其他條件不變，轉速上升時泄漏量的增速明顯高于壓力上升的增速，因此泄漏量受轉速影響更大。由上述分析可知，不管是開啟力還是泄漏量，轉速上升所產生的影響都更大。這說明在混輸泵機械密封運行過程中，需要更加關注轉速變化的情況，轉速變化對于機械密封的性能有著不可忽視的影響。

圖5 不同轉速/壓力下的開啟力與泄漏量

3.2 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結構的密封環(huán)變形及力學特性規(guī)律

圖6示出了不同工況下密封環(huán)的總變形。圖6(a)中總變形量為0.315 61 μm，而圖6(b)中總變形量達到了0.745 95 μm。對比這2種工況發(fā)現，最大變形量都是位于螺旋槽區(qū)域，但是液膜尺寸為微米級，該變形將嚴重影響液膜的分布規(guī)律。由于原本平行的動靜環(huán)將會變成外徑間隙大、內徑間隙小的趨勢，導致液膜發(fā)展為外寬內緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少，極有可能對動靜環(huán)表面造成影響，尤其在高參數工況下，給密封環(huán)造成嚴重磨損。

圖6 不同工況下密封環(huán)總變形量

圖7示出了壓力恒為2 MPa，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨轉速的變化曲線，以及轉速恒為3 000 r/min，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨壓力的變化曲線。可知，密封環(huán)的軸向變形和徑向變形規(guī)律基本一致，其中，密封環(huán)軸向變形隨轉速的變化量很小，但其數值要大于徑向變形，兩者差距在低轉速情況下較為明顯。這是由于在低速過程中，密封動壓效應不足，密封面抵抗變形能力較為薄弱；同時，端面所受摩擦扭矩隨轉速增大而減小，產生的熱量變小，使得密封環(huán)的變形減小；隨著壓力的上升，軸向變形與徑向變形數值都在不斷增加，而軸向變形的增量較大，在壓力6 MPa時最大值達到0.742 4 μm，相較于1 MPa時的變形量0.515 μm增加了0.227 4 μm。由于密封介質壓力增加，使得密封端面產生閉合趨勢，閉合力增大，造成了密封環(huán)變形沿軸向大幅增加。

圖7 不同轉速/壓力下沿軸向與徑向變形量

圖8示出了不同工況下密封環(huán)應力云圖。可以看出，密封環(huán)-液膜多體結構的應力主要集中在螺旋槽區(qū)域，并且在螺旋槽根部出現應力最大值，體現了機械密封較好的動壓效應；但是圖8(b)中應力的分布區(qū)范圍更大，動環(huán)密封壩處也受到螺旋槽根部動壓效應引起的壓力驟增，應力最大值是12.936 MPa。為了進一步探尋轉速與壓力對密封環(huán)應力的影響程度，在壓力恒為2 MPa、轉速為500～3 000 r/min工況下，以及轉速恒為3 000 r/min、壓力為1～6 MPa工況下的應力變化趨勢，如圖9所示。可見，最大應力值隨轉速緩慢增加，隨著壓力呈快速線性增加，當壓力由1 MPa增加到6 MPa時，密封環(huán)最大應力值增加了24.8%。這表明最大應力受壓力影響明顯更大。結合圖8可知，壓力增大使螺旋槽處受剪切熱增大，應力變化范圍更大。當轉速增大，端面接觸面積逐漸減小，且密封端面的接觸壓力分布越不均勻，內徑處的最大接觸壓力越大，故最大應力值會隨轉速而增大。

圖8 不同工況下密封環(huán)應力云圖

圖9 不同轉速/壓力下密封環(huán)的最大應力

3.3 密封環(huán)-液膜多體結構溫度特性分析

3.3.1 不同工況下密封環(huán)整體溫度分布

圖10示出了壓力恒為2 MPa，端面溫度隨轉速的變化曲線，以及轉速恒為3 000 r/min，端面溫度隨壓力的變化曲線。當轉速在500～1 500 r/min范圍內變化時，溫度下降速率較快，從77.6 ℃降到71.527 ℃；在1～6 MPa范圍內隨進口壓力增加，溫度呈線性緩慢下降趨勢，最小達71.3 ℃。轉速使得螺旋槽處流體動壓效應變大，導致液膜厚度增加，液膜與密封環(huán)熱量交換加快，從而令端面溫度有明顯的下降趨勢。對比2種工況下的溫度差，可以發(fā)現不同轉速變化導致的溫差下降為6.81%，而不同壓力變化導致的溫差僅下降0.568%，說明密封端面的溫度對轉速較為敏感。轉速上升，液膜與外界環(huán)境的對流換熱逐漸加快，從而熱量損失速率提升，但是壓力的提高只影響了黏性剪切熱，對熱量的損失程度影響不大，因此轉速對密封環(huán)溫度的影響更明顯。

圖10 不同轉速/壓力下端面溫度變化

3.3.2 徑向路徑下轉速與壓力對溫度的影響

為了更加準確地分析密封環(huán)-液膜在徑向的溫度變化情況，沿半徑方向截取溫升數據，分別提取2 MPa時不同轉速下徑向溫度的變化曲線，以及3 000 r/min時不同壓力下的徑向溫度變化曲線，結果如圖11和圖12所示。可以發(fā)現，溫度曲線都沿著半徑方向呈現先上升后下降的趨勢，密封環(huán)最高溫度出現在端面螺旋槽區(qū)域。這是由于密封環(huán)-液膜多體結構中含有螺旋槽動壓結構，導致壓力沿外徑至內徑方向呈現逐漸升高后迅速降低，造成端面液體的黏性剪切熱分布不均勻，以及密封環(huán)變形量呈現外松內緊趨勢(猶如上文)，從而引起溫度分布規(guī)律呈現拋物線趨勢。因為密封端面在運行的時候，最外圈受到的液膜壓力最大，形成了完整的水膜，動壓潤滑效果越好，散熱效果更好；而最內圈不易形成水膜，散熱作用不明顯。

如圖11所示，隨著轉速的增大，端面溫差梯度沿徑向逐漸減小，主要原因在于轉速的增加導致密封間隙內的黏性剪切熱增加，且由于外徑處對流換熱較強，造成端面內外徑溫差逐漸增大。但是在500 r/min下溫度上升較大，明顯高于其他轉速下的溫度變化。這是由于500 r/min屬于低速運行工況，結合其液膜螺旋槽槽根和入口處壓力、流速云圖可知，密封面的動壓效應不足，導致密封面間的對流換熱效果不明顯，熱量的產生要遠高于熱量的耗散，從而造成溫升較大。不同密封壓力下沿徑向的溫度分布如圖12所示，隨密封壓力的增大，溫度變化趨勢基本相似，且溫度變化范圍小于轉速所引起的。提取1 MPa時槽根和入口處壓力、流速云圖，壓力對密封環(huán)-液膜的影響主要體現在變形層面，但在對流換熱及熱量損失方面不足，從而導致壓力上升端面動壓效應提高，僅造成密封動壓與流速對其溫度的影響。

圖11 不同轉速下徑向溫度變化

圖12 不同壓力下徑向溫度變化

4 結論

針對海底混輸泵機械密封在熱流固協同作用下的密封環(huán)-液膜多體結構進行數值仿真，獲得密封環(huán)-液膜多體結構在不同工況下的開啟力、泄漏量、應力、變形，以及界面溫度和徑向溫升的變化規(guī)律。主要結論如下：

(1)在密封潤滑方面，轉速上升對開啟力和泄漏量的影響都大于壓力，所以在混輸泵機械密封運行過程中，轉速變化對于機械密封的性能有著不可忽視的影響。

(2)在密封力學特性方面，最大變形量都是處于螺旋槽區(qū)域，其中在轉速3 000 r/min情況下，當壓力由1 MPa增加到6 MPa時，應力值增加了24.8%，導致液膜發(fā)展為外寬內緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少。

(3)在密封溫度特性方面，密封環(huán)最高溫度出現在端面螺旋槽區(qū)域，轉速對徑向不同位置處的溫升影響高于壓力，主要原因在于黏性剪切熱與對流換熱的變化，但是在500 r/min低速運行時，徑向溫度變化較為明顯，對機械密封會造成損傷。

(4)機械密封在實際工作中，由于動環(huán)高速轉動和密封介質的流動，會在流固交界面產生復雜的流域，但目前沒有專門針對海底混輸泵的工程樣機用于相關的試驗，后續(xù)將繼續(xù)開展相關的試驗臺設計，用于模擬研究機械密封在實際環(huán)境下密封性能參數的變化。