趙文凱 王金剛

(西安石油大學(xué)機械工程學(xué)院 陜西西安 710065)

上游泵送機械密封因具有“零泄漏”、非接觸的特點被廣泛應(yīng)用于易燃易爆等易汽化的介質(zhì)密封中，實踐證明取得了良好的密封效果。但在實際生產(chǎn)中，由于密封介質(zhì)工作環(huán)境的變化，導(dǎo)致機械密封偏離正常設(shè)計工作狀態(tài)運行，其密封端面潤滑狀態(tài)、密封性能都將產(chǎn)生變化[1]。例如在機泵設(shè)備開啟、停車階段，密封環(huán)之間相互接觸會發(fā)生干摩擦，從而使摩擦副端面之間的溫度急劇上升，影響摩擦副的使用壽命[2]。

對于變工況下由溫度引起的機械密封熱力學(xué)性能改變，國內(nèi)外學(xué)者進行了研究。SALANT和HOMILLER[3]通過對螺旋槽型上游泵送機械密封分析，研究了密封設(shè)備在運行工況中的空化現(xiàn)象，通過分析軸向剛度和泄漏率的影響規(guī)律優(yōu)化了設(shè)計參數(shù)。NETZEL和PARMAR[4]建立了密封環(huán)熱力耦合模型并運用計算機對上游泵送機械密封性能進行了優(yōu)化。LEBECK[5]對變工況上游泵送機械密封建立了氣液流動的空化模型，并進行了密封實驗。陳匯龍等[6]通過流固耦合方法對上游泵送機械密封的密封環(huán)變形進行了分析，對4種不同材料變形量與應(yīng)力進行了對比。于蒙蒙等[7]以外圓弧槽機械密封為研究對象，對密封環(huán)密封端面溫度、變形進行了耦合分析，利用多目標驅(qū)動優(yōu)化得到最優(yōu)參數(shù)。黃偉峰等[8]建立了上游泵送機械密封熱流固耦合模型，基于該模型對八字槽進行了性能分析。

針對變工況上游泵送機械密封密封失效問題，傳統(tǒng)的螺旋槽型不能滿足旋轉(zhuǎn)設(shè)備反向運轉(zhuǎn)的密封要求，而現(xiàn)有的雙向槽型大都為單結(jié)構(gòu)雙向槽，由于槽型沒有連通，在旋轉(zhuǎn)設(shè)備停機狀況下密封效果不佳。因此本文作者提出一種雙向連通槽型，可以很好地滿足旋轉(zhuǎn)設(shè)備多種工況下密封要求。文中通過建立熱流固耦合理論模型，確立傳熱邊界條件和計算方程，利用Fluent、Steady-State Thermal和Static Structural模塊數(shù)據(jù)傳遞進行單向耦合計算，將流場計算的數(shù)據(jù)導(dǎo)入到結(jié)構(gòu)場對密封環(huán)進行熱變形分析，確定密封環(huán)在溫度作用下密封環(huán)變形規(guī)律，為密封環(huán)材料選型提供參考，對提高多工況下旋轉(zhuǎn)設(shè)備密封性能具有重要意義。

1 計算模型

1.1 幾何模型

通過SolidWorks軟件對密封動靜環(huán)和流體膜進行模型建立，利用配合中同軸心、重合功能使流體膜槽型端面緊密貼合動環(huán)槽型端面，靜環(huán)下端面貼合流體膜背部，如圖1所示。

液膜模型如圖2所示，其厚度沿軸向放大1 000倍便于觀察。由于液膜模型具有周期性,取1/Ng模型即可進行計算。邊界條件設(shè)置如圖3所示，將下游側(cè)設(shè)置為壓力出口，上游側(cè)設(shè)置為壓力入口，左右兩側(cè)為周期性邊界，槽型區(qū)域及上表面為旋轉(zhuǎn)壁面，下表面為靜止壁面[9]。

1.2 網(wǎng)格劃分及無關(guān)性驗證

分別對流體膜與動靜密封環(huán)進行網(wǎng)格劃分，選用四面體網(wǎng)格進行劃分，通過控制體尺寸來提升網(wǎng)格質(zhì)量。動靜密封環(huán)采用Automatic進行網(wǎng)格劃分，最終靜環(huán)分配為六面體網(wǎng)格，動環(huán)由于有動壓槽型系統(tǒng)分配為四面體網(wǎng)格，如圖4所示。

對流體膜網(wǎng)格無關(guān)性進行驗證，通過導(dǎo)入到Fluent計算，網(wǎng)格數(shù)在514 737時，開啟力無明顯變化，如表1所示。當(dāng)網(wǎng)格數(shù)在960 944時，網(wǎng)格平均質(zhì)量在0.86，滿足計算要求。

表1 流體膜網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

2 熱流固耦合理論

2.1 熱力耦合計算方程

密封端面在瞬態(tài)工況下，主要熱量來源是摩擦副之間高速旋轉(zhuǎn)與旋轉(zhuǎn)軸攪拌作用，產(chǎn)生的熱量由密封環(huán)沿軸向傳遞給動靜密封環(huán)，同時還與空氣、密封腔發(fā)生對流換熱。在對密封環(huán)進行熱分析時，主要考慮的是熱流密度和對流換熱系數(shù)的計算[10]。

(1)熱流密度方程

根據(jù)假設(shè)條件，密封環(huán)之間的摩擦功全部轉(zhuǎn)化為摩擦熱，可以得到熱流密度方程[11]為

q(x,y,t)=fpc(x,y,t)rω

(1)

式中:q(x,y,t)為熱流密度；f為摩擦因數(shù)；pc(x,y,t)為接觸壓力；r為動環(huán)半徑；ω為動環(huán)角速度。

(2)熱量方程

對于流體摩擦產(chǎn)生的摩擦力矩解析計算，Muijderman、Gabriel、Sedy都相應(yīng)推導(dǎo)出計算公式[12]。文中只涉及旋轉(zhuǎn)軸與端面摩擦產(chǎn)生的功耗，簡化后的計算公式為

(2)

式中：rg為密封端面外徑；ri為密封端面內(nèi)徑；μ為流體黏度；h為端面間隙；he為當(dāng)量間隙。

(3)對流傳熱系數(shù)方程

流體膜與密封環(huán)之間的熱量傳遞主要依靠對流換熱實現(xiàn)，對流換熱系數(shù)表示單位面積、單位體積內(nèi)對流換熱量，它不僅取決于流體的物性，還與流速有關(guān)[13]。機械密封中動環(huán)對流換熱系數(shù)計算公式[14]為

γ1=Nuλ/(dr)

(3)

靜環(huán)對流換熱系數(shù)計算公式為

γ2=Nuλ/2(dj)

(4)

其中：Nu=0.023ε1(Re)0.8(Pr)0.4

式中：λ為空氣導(dǎo)熱系數(shù)；Rec為流體旋轉(zhuǎn)攪拌雷諾數(shù)；Rea為流體橫向繞流雷諾數(shù)；Pr為普朗特準數(shù)；dj為靜環(huán)與密封腔內(nèi)壁的距離；ε1為修正系數(shù)，取值為1～2。

2.2 熱傳導(dǎo)邊界條件

密封環(huán)傳熱模型如圖5所示，為了減少其他因素對密封環(huán)熱力分析的影響，忽略動環(huán)A1處與彈簧、密封圈輔助密封件的傳熱，忽略A6處、A10處與軸套的傳熱。熱的傳遞方式主要分為熱傳導(dǎo)、熱對流和熱輻射3種。密封環(huán)傳熱幾何模型可分為：A2-A4、A8為對流換熱邊界條件，A5、A7為熱傳導(dǎo)邊界條件，A1、A6、A9、A10處遠離熱源并且與軸套相連認定為絕熱邊界。

2.3 理論模型假設(shè)條件

流固耦合涉及流體力學(xué)、固體力學(xué)、熱力學(xué)等相關(guān)學(xué)科，其干擾因素較多，整體分析比較復(fù)雜，為了便于分析需要對計算模型做以下假設(shè)：

(1)密封環(huán)材料以及密封液的物性參數(shù)不隨時間變化；

(2)密封端面摩擦產(chǎn)生的熱量全部由密封環(huán)傳導(dǎo)出去；

(3)密封環(huán)周圍的密封介質(zhì)在密封腔內(nèi)溫度為恒定的；

(4)流體膜溫度、黏度沿徑向發(fā)生變化，軸向方向保持不變；

(5)密封端面泄漏液體帶走的熱量忽略不計。

3 計算參數(shù)確定

密封環(huán)外徑為50 mm，內(nèi)徑為25 mm，槽深為5 μm，液膜厚度為3 μm，臺寬比為1，螺旋角為20 °，壩長比為0.3，工作壓力為0.3 MPa，轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。根據(jù)文獻[15]相關(guān)研究，動環(huán)材料采用耐磨性、導(dǎo)熱性良好的碳化硅，靜環(huán)材料采用自潤滑性較好的碳石墨，其材料參數(shù)如表2所示。密封液選用水，物性溫度為300 K，物性參數(shù)如表3所示。

表2 密封環(huán)材料物性參數(shù)

表3 密封液物性參數(shù)(300 K)

4 計算結(jié)果及分析

4.1 流體膜壓力分析

圖6所示為流體膜的總壓云圖?？芍?，壓力在槽根處數(shù)值較低，此處設(shè)定為壓力出口；間隙液膜整體壓力分布比較均勻，槽液膜壓力較高；由于轉(zhuǎn)速與泵送作用，在動環(huán)槽型頂部位置，壓力達到最大值，最終將密封液不斷泵送至密封端面從而產(chǎn)生液封的效果。從動環(huán)槽型處不斷向液膜輸送流體使流體膜的剛度始終處于高強度的狀態(tài)，極大地阻止了上游流體向下游側(cè)泄漏，同時也避免了動靜環(huán)在工作時相互接觸，延長了密封設(shè)備的使用年限。

4.2 密封性能驗證

為了驗證雙向連通槽型的密封性能，選擇被廣泛應(yīng)用的螺旋槽型進行對比。通過比較相同轉(zhuǎn)速下密封環(huán)的泄漏量，可以直觀了解到雙向連通槽型與螺旋槽型的密封性能。同時，根據(jù)右手定則，通過改變旋轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)方向來模擬設(shè)備在實際工作時的反向旋轉(zhuǎn)[16]。

圖7所示為螺旋槽型流體膜壓力云圖?？芍橘|(zhì)壓力通過螺旋槽被源源不斷泵送至密封端面，壓力最大值位于螺旋槽頂端，形成高壓區(qū)域，壓力從底部到頂部呈逐級遞增趨勢。

圖8所示為不同槽型泄漏量隨轉(zhuǎn)速變化曲線?？芍?，螺旋槽型泄漏量整體比雙向連通槽泄漏量大，這是由于雙向連通槽結(jié)構(gòu)設(shè)計為連通狀，密封液可以在環(huán)形槽內(nèi)流通，所以泄漏量相對小一些。

圖9所示為不同槽型反向旋轉(zhuǎn)泄漏量隨轉(zhuǎn)速變化曲線?？芍?，改變旋轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)方向后，2種槽型的整體泄漏量相比于逆時針旋轉(zhuǎn)都比較高；泄漏量隨著旋轉(zhuǎn)速度的提升而增大，當(dāng)旋轉(zhuǎn)速度達到4 000 r/min時，2種槽型的泄漏量都開始急劇上升。雙向連通槽由于具有雙向密封的結(jié)構(gòu)，當(dāng)設(shè)備反向旋轉(zhuǎn)時，可以有效地阻止密封介質(zhì)的泄漏。

4.3 密封環(huán)穩(wěn)態(tài)熱分析

由圖10可知，在流體膜內(nèi)徑與旋轉(zhuǎn)軸接觸的部位，溫度達到最大值，這是由于旋轉(zhuǎn)軸高速運轉(zhuǎn)，與流體膜發(fā)生剪切摩擦導(dǎo)致溫度上升。在流體膜外徑處溫度也相對較高，此處位于密封壩，由于旋轉(zhuǎn)線速度和流體黏滯力作用，從而導(dǎo)致此處溫度較高。在環(huán)形連同槽區(qū)，溫度比較低，這是由于液膜厚度比較高，黏性剪切產(chǎn)生的熱量變小，對密封端面起到良好的降溫效果，從而使溫度較低。

將Fluent計算結(jié)果導(dǎo)入密封環(huán)，并施加傳熱邊界條件后得到動靜密封環(huán)溫度場分布，如圖11所示?？芍芊猸h(huán)上溫度最大值位于外徑密封壩處，為32.763 ℃；溫度最小值位于密封槽處，溫度為20.464 ℃。密封壩處流體膜較薄，產(chǎn)生了大量的黏性剪切熱，而密封槽處由于流體膜較厚，黏性剪切熱較小。動環(huán)與旋轉(zhuǎn)軸相連接，動環(huán)內(nèi)徑處溫度相對密封槽較高，靜環(huán)受流體膜厚度影響溫度隨流體膜膜厚產(chǎn)生相應(yīng)變化，高溫區(qū)出現(xiàn)在密封壩處。

4.4 不同轉(zhuǎn)速壓力下密封環(huán)溫度場分析

由圖12可以看出，隨著轉(zhuǎn)速、壓力的增加，密封環(huán)溫度呈逐級增長的趨勢。其中轉(zhuǎn)速對密封環(huán)的溫度影響較大，當(dāng)轉(zhuǎn)速達到11 000 r/min時，溫度為332.7 K，這是因為密封環(huán)中溫度主要是密封環(huán)高速運轉(zhuǎn)時與流體膜摩擦由流體的黏滯力所產(chǎn)生。而增加壓力對密封環(huán)的溫度影響相對減小，當(dāng)壓力為1.1 MPa時，密封環(huán)溫度為306.33 K，數(shù)值模擬中最大溫差為2.42 K，轉(zhuǎn)速變化下密封環(huán)最大溫差為29.7 K。

4.5 密封環(huán)熱變形分析

圖13所示為熱流固耦合下熱變形云圖?？芍芊猸h(huán)內(nèi)徑和外徑處熱變形均大于槽區(qū)，其中熱變形最大值位于密封壩區(qū)，動環(huán)熱變形整體上大于靜環(huán)熱變形。密封環(huán)軸向上可得，動靜密封環(huán)熱變形由上向下逐級遞減，說明在機械密封運行過程中，動靜密封端面是主要受力部位。分析密封環(huán)熱變形云圖可知，外徑熱變形較大，這是由于外徑處線速度比較大，導(dǎo)致黏性剪切力熱量比較大，從而對密封環(huán)外徑產(chǎn)生較大熱應(yīng)力變形。同時，密封環(huán)內(nèi)徑處變形也比較大，這是由密封環(huán)與旋轉(zhuǎn)軸摩擦所導(dǎo)致。

4.6 不同轉(zhuǎn)速下密封環(huán)熱變形分析

由圖14可知：隨著轉(zhuǎn)速的增大，動靜密封環(huán)熱變形量呈遞增的趨勢，且動環(huán)變形量總體上大于靜環(huán)變形量，其中動環(huán)最大變形量為2.1 μm，靜環(huán)最大變形量為1.9 μm。這是由于動環(huán)為從動環(huán)，當(dāng)設(shè)備開啟時，動環(huán)隨著旋轉(zhuǎn)軸開始旋轉(zhuǎn)并與靜環(huán)發(fā)生輕微摩擦，隨著轉(zhuǎn)速的增加，動靜密封環(huán)端面產(chǎn)生了流體膜潤滑密封端面。而靜環(huán)安裝在軸套部位為靜止環(huán)，動環(huán)由于受到旋轉(zhuǎn)力的作用總體變形大于靜環(huán)，同時，靜環(huán)(碳石墨)熱膨脹系數(shù)大于動環(huán)(碳化硅)熱膨脹系數(shù)，因此靜環(huán)總變形量增幅略大于動環(huán)變形量增幅。

4.7 不同壓力下密封環(huán)熱變形分析

由圖15可知：隨著壓力的增大，動靜密封環(huán)總變形量同樣呈遞增的趨勢，其中動環(huán)最大變形量為1.71 μm，靜環(huán)最大變形量為1.53 μm。但相比較于轉(zhuǎn)速，壓力對動靜環(huán)總變形量的影響較小。熱變形方向為由密封環(huán)初始位置四周向外膨脹變形，從密封環(huán)背側(cè)至密封環(huán)端面逐漸增大，最大變形發(fā)生在密封環(huán)端面。與動環(huán)相比，靜環(huán)的熱變形量較小，這是由于靜環(huán)固定約束導(dǎo)致變形的不均。

5 結(jié)論

(1)流體膜溫度在內(nèi)徑與外徑出分別達到最大值，而位于中間部位槽區(qū)溫度較低，溫度最大值位于外徑密封壩處，最小值位于槽區(qū)，動環(huán)整體溫度高于靜環(huán)。壓力變化下密封環(huán)最大溫差為2.42 K，轉(zhuǎn)速變化下密封環(huán)最大溫差為29.7 K，轉(zhuǎn)速是影響密封環(huán)溫度變化的主要原因。

(2)密封環(huán)熱變形最大值位于密封壩區(qū)，槽區(qū)總變形最小，密封環(huán)軸向熱變形由上向下逐級遞減，表明在機械密封運行過程中，動靜環(huán)密封端面是主要受力部位。動環(huán)外徑處熱變形量較大，且受力與變形都大于靜環(huán)，轉(zhuǎn)速對熱變形量影響大于壓力。

(3)隨著轉(zhuǎn)速、壓力的增大，動靜密封環(huán)總變形量呈遞增的趨勢，靜環(huán)(碳石墨)熱膨脹系數(shù)大于動環(huán)(碳化硅)熱膨脹系數(shù)，其總變形量增幅大于動環(huán)變形量增幅。與動環(huán)相比，靜環(huán)的熱變形量較小，在選擇摩擦副材料時，應(yīng)當(dāng)選擇耐磨性、導(dǎo)熱性良好的合金材料作動環(huán)，選擇自潤滑性比較好的材質(zhì)作靜環(huán)，減少密封端面摩擦。