多相介質泵用高壓密封設計及性能分析*

沈宗沼 陳 逸 李 香 蔡粵華 劉 杰 張金亞 李 鯤

（1. 合肥通用機械研究院有限公司 安徽合肥 230031；2. 中國石油大學（北京） 機械與儲運工程學院 北京 102249）

機械密封因其密封性能優異， 廣泛應用于海洋工程、 石油化工、 航空航天和核電等重要領域[1-3］， 已成為泵、 風機、 渦輪發動機等旋轉設備軸端密封的首選。 隨著科技不斷進步， 裝備朝著更高壓力、 介質多相化方向發展， 其運行工況越來越嚴苛， 同時還需保證綠色、 高效和長周期運行。 作為能很大程度決定裝備安全運行的重要零部件[4-5］， 機械密封勢必須適應裝備發展的更復雜工況、 更高參數的要求。 多相介質泵是海洋油氣開采中多相增壓工藝的關鍵設備， 工作條件十分苛刻， 其輸送介質為氣、 油、 水和少量砂粒等多相混合物[6］。 受段塞流沖擊和介質含氣率大范圍（0～100%） 無規律波動的影響， 多相介質泵運行參數極其不穩定， 致使其配套機械密封在運行過程中， 不但始終承受壓力交變載荷， 而且密封端面潤滑膜氣化半徑不斷變化， 從而影響潤滑狀態[7］， 甚至出現干摩擦而導致密封提前失效。 因此， 對于多相介質泵用機械密封， 其對工況交變快速適應性、 抗沖擊性、 高耐磨性、 高可靠性等方面的要求非常高， 尤其是高壓條件， 給密封設計帶來了嚴峻的挑戰， 是目前國內亟需解決的難題。

本文作者依據多相介質泵用機械密封運行工況參數， 進行了雙端面機械密封結構和端面槽型設計， 并采用數值方法， 分析了不同面積比深槽型密封端面泄漏量、 開啟力等主要性能隨壓力、 轉速等運行參數的變化規律。 以降漏為目標， 對密封端面槽型結構參數進行了改進設計， 并通過臺架性能試驗， 獲得了不同壓力狀態下端面泄漏量隨密封介質含氣率的變化規律， 為期望提升含氣多相介質高壓機械密封性能的相關研究提供借鑒。

1 密封設計

1.1 工況參數

某多相介質泵用高壓機械密封運行工況參數見表1。

表1 工況參數Table 1 Working condition parameters

1.2 結構設計

由于輸送介質中氣體含量高而且變化跨度大， 為了避免密封在運行過程中因潤滑不良而導致端面溫度急劇升高、 過渡磨損[8］等原因而失效， 設計的機械密封采用了雙端面對稱結構設計方案， 配備Plan54 沖洗方案， 由外部往密封隔離腔引入與泵送介質相溶的潔凈流體[9］， 持續冷卻和潤滑密封端面， 最大程度地減小介質氣體含量變化對端面潤滑膜的影響。 介質含氣量的無規律變化必然帶來密封壓差的瞬時交變， 設計采用的密封雙端面的耐高壓對稱設計， 補償環組件的浮動緩沖追隨， 能有效地適應高壓差、 快交變載荷帶來的影響， 保證密封端面正常運行狀態。 密封摩擦副采用了潤滑和耐磨綜合性能優異的硬質材料SiC／SiC，可避免固體砂粒進入密封端面造成的異常磨損。 密封腔內部布置的疏液環起到了緩沖作用， 可避免高壓隔離流體沖刷密封端面造成沖蝕破壞。 具體密封結構如圖1 所示。

圖1 密封結構方案Fig.1 Sealing structure scheme

高參數條件下， 尤其是高壓工況， 熱流體動壓型端面深槽機械密封是常用的一種的密封型式[10］， 通過在密封環端面開設各種形狀的毫米級深槽， 利用密封運行過程中壓力變形和熱變形產生的熱流體動力楔效應來改善密封端面潤滑， 降低密封端面比壓。 因此， 在密封環端面進行了開深槽設計， 設計了2 種不同參數的圓弧形槽， 如圖2 所示。 設計的圓弧槽1 和圓弧槽2 的端面槽面積與密封環帶面積比分別為4.57%和2.42%。

圖2 密封端面槽型結構Fig.2 Groove structure of sealing face： （a） circular groove 1； （b） circular groove 2

1.3 變形校核

機械密封在工作過程中， 受壓力、 溫度等參數的作用， 密封環必定會產生相應變形， 對密封的穩定運行造成影響[11-12］。 尤其是高壓差導致的壓力變形， 往往會破壞密封的運行穩定性。 因此， 機械密封結構設計應考慮變形抑制并校核變形狀態， 使密封環端面產生有利于穩定運行的變形， 即密封端面從高壓側到低壓側產生收斂性間隙， 也就是正錐度變形[13］。

由于密封端面結構對稱， 僅計算單側密封環的力熱耦合變形來校核結構設計的正確性。 10 MPa 壓差狀態下密封環力熱耦合變形云圖如圖3 所示。 可以看出， 密封端面產生了微小的正錐度變形， 表明密封結構設計合理， 能有效地抑制變形， 保證密封運行的穩定性。

圖3 密封環力熱耦合變形云圖Fig.3 Cloud chart of mechanical and thermal coupling deformation of sealing ring

2 理論計算分析

2.1 控制方程

假設密封端面潤滑膜流動為層流、 穩態連續流動， 忽略流場中黏度和溫度的變化， 忽略流場中體積力和慣性力的影響， 極坐標系下的Navier-Stokes 方程[14］為

式中：h為流體潤滑膜厚度；p為流體潤滑膜壓力；μ為流體動力黏度；ρ為流體密度；ω為旋轉角速度；r和θ為極半徑和極角坐標。

2.2 計算模型及求解

采用圖2 所示的2 種槽型作為計算幾何模型， 考慮型槽沿圓周呈周期性分布， 可選取1／Ng（Ng為端面型槽數量） 作為計算單元。

圓弧槽1 和圓弧槽2 的深度均為0.5 mm， 密封環帶內徑Ri為90 mm， 外徑Ro為102.5 mm， 旋轉速度ω為3 000 r／min。 密 封 隔 離 介 質 密 度 為835 kg／m3， 動力黏度為0.012 358 Pa·s。

由于密封端面間潤滑膜是微米級的， 直接劃分網格比較困難， 因此沿潤滑膜軸向拉伸1 000 倍進行網格劃分后再在計算時壓縮[15］。 圓弧槽1 和圓弧槽2 的計算區域網格劃分和邊界條件設定如圖4所示。

圖4 網格劃分和邊界條件Fig.4 Meshing and boundary conditions： （a） circular groove 1； （b） circular groove 2

將網格導入Fluent 軟件中進行計算， 采用壓力-速度隱式修正Simple 算法進行求解； 壓力項采用Second Order 格式離散， 其他項采用二階迎風差分格式離散； 使用亞松弛迭代法調整亞松弛因子的方法來增加收斂速度， 得到液膜開啟力、 泄漏量等主要密封特性參數。

2.3 計算結果及分析

2.3.1 液膜壓力分布

轉速3 000 r／min、 壓力10 MPa 工況條件下， 密封計算區域端面液膜壓力分布如圖5 所示。 可以看出， 2 種圓弧槽型的密封端面液膜壓力分布規律一致， 整體分布比較均勻， 槽區附近液膜壓力最高， 表明密封端面深槽能產生流體動壓效應， 改善端面潤滑狀態， 從而增強密封的承載能力。

圖5 密封端面液膜壓力分布云圖Fig.5 Cloud chart of liquid film pressure distribution on sealing face

2.3.2 壓力對密封性能的影響

轉速3 000 r／min 工況條件下， 液膜厚度為12 μm 時， 不同面積比槽型端面泄漏量和開啟力隨介質壓力的變化如圖6 所示。

圖6 端面泄漏量和開啟力隨介質壓力變化Fig.6 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with medium pressure

從圖6 可以看出， 2 種面積比槽型的密封端面泄漏量和開啟力都隨介質壓力的增大而增大； 同等壓力下面積比較大的圓弧槽1 的端面泄漏量和開啟力都要稍大， 表明增大開槽面積與密封環帶面積比能增強端面潤滑， 但相應地會增大密封泄漏。

2.3.3 轉速對密封性能的影響

壓力10 MPa 工況條件下， 液膜厚度為12 μm 時，不同面積比槽型端面泄漏量和開啟力隨轉速的變化如圖7 所示。

從圖7 可以看出， 2 種面積比型槽的密封端面泄漏量和開啟力都隨工作轉速的增大而略微減小， 但變化甚微， 表明密封運行轉速對端面深槽密封性能影響不大； 同等轉速下， 面積比較大的圓弧槽1 的端面泄漏量和開啟力均稍大， 同樣表明增大開槽面積與密封環帶面積比能增強端面潤滑， 同時增大密封泄漏量。

圖7 端面泄漏量和開啟力隨工作轉速變化Fig.7 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with operating speed

2.3.4 膜厚對密封性能的影響

轉速3 000 r／min、 壓力10 MPa 工況條件下， 不同膜厚對端面泄漏量和端面開啟力的影響如圖8 所示。 可以看出， 高壓狀態下， 2 種面積比槽型的密封端面泄漏量隨膜厚的變化規律一致， 且同等膜厚情況下， 面積比較大的圓弧槽1 端面泄漏量和端面開啟力均稍大； 密封端面泄漏量隨膜厚的增大而急劇增加；端面開啟力隨膜厚的增大而緩慢下降， 但膜厚增大到20 μm 后， 下降幅度增加， 表明端面大膜厚情況下，液膜運行不穩定， 容易產生大量泄漏而失效。

圖8 端面泄漏量和開啟力隨膜厚變化Fig.8 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with liquid film thickness

3 試驗驗證

將上述設計的2 種圓弧槽型機械密封安裝在自主研制的多相介質機械密封模擬試驗裝置上， 開展性能試驗驗證。 試驗機械密封安裝方案如圖9 所示。 兩套密封安裝在試驗介質腔的兩側， 旋轉部件固定在軸上隨軸一起旋轉， 主軸支撐方式為兩端軸承雙支撐。

圖9 密封臺架試驗安裝方案Fig.9 Installation scheme of sealing bench

隔離液密封介質為15＃白油， 壓力為0 ～10 MPa，試驗轉速為3 000 r／min， 每個壓力工況點穩定運行5 h。 兩套密封單個端面的泄漏量隨密封介質壓力的變化規律如圖10 所示。 可以看出， 密封端面泄漏量隨壓力的增大而增大， 且同等壓力下， 圓弧槽1 的端面泄漏量較大， 與數值計算所獲得的變化趨勢一致， 驗證了數值計算結果的準確性。 然而， 相較于數值計算結果， 試驗時密封端面泄漏量相對較小， 主要是由于數值計算過程中未考慮密封端面粗糙度、 流體流動狀態和黏度變化以及實際膜厚等因素的影響。

圖10 密封端面泄漏量隨試驗壓力的變化Fig.10 Change of seal face leakage with test pressure

由于圓弧槽1 和圓弧槽2 在高壓狀態下的泄漏量較大， 會造成隔離液密封介質的損耗加大， 因此為了降低密封在高壓狀態下的泄漏量同時考核密封的運行可靠性， 并進一步驗證開槽面積比對密封端面泄漏的影響， 設計了端面槽面積與密封環帶面積比為0.36%的微小面積比圓弧槽型， 開展了試驗介質含氣率變化對密封泄漏性能影響的變工況試驗。 模擬試驗介質為清水和壓縮空氣的混合物， 氣相介質體積分數為0～100%， 試驗得到的單個端面泄漏量變化規律如圖11 所示。

圖11 不同密封壓力下端面泄漏量隨介質含氣率的變化Fig.11 Change of end face leakage with the gas content of the medium under different sealing pressures

從圖11 可以看出， 對于雙端面結構的密封， 試驗介質含氣率的變化對密封外部泄漏無影響， 能很好地適應多相含氣介質工況。 且結合圖10 可知， 端面開槽面積比明顯減小后， 密封泄漏量也隨之明顯減小， 表明對于高壓深槽型機械密封， 改善端面潤滑的同時又要保證較小的泄漏量， 開槽面積比是需要考慮的重要要素之一。

4 結論

開展了多相介質泵用雙端面機械密封結構設計和密封端面深槽槽型設計， 并通過數值計算和試驗驗證的方法， 進行了分析與對比， 得到以下結果：

（1） 采用的端面深槽槽型密封結構設計合理，高壓狀態下密封端面力熱耦合變形為正錐度收斂間隙， 符合穩定運行要求。

（2） 高壓狀態下， 密封端面開深槽能有效改善端面潤滑性能； 端面開啟力和泄漏量均隨密封介質壓力的增大而增大， 隨工作轉速的增大而變化甚微； 同等條件下， 開槽面積比大的圓弧槽， 端面開啟力和泄漏量均較大。

（3） 高壓狀態下， 隨著膜厚的增大， 端面泄漏量增加明顯； 而端面開啟力隨膜厚的增大而緩慢下降， 但膜厚增大到20 μm 后， 下降幅度增加。

（4） 試驗結果獲得的端面泄漏量變化規律與數值計算變化趨勢一致， 驗證了數值計算的準確性； 通過明顯減少端面開槽面積比， 進一步試驗驗證了密封泄漏量隨端面開槽面積比的減少而減少。