高压高转速螺旋槽干气密封浮环变形研究*

2019-11-27丁雪兴王晶晶张伟政陆俊杰2陈金琳

润滑与密封 2019年11期

丁雪兴王晶晶张伟政陆俊杰2 陈金琳

(1.兰州理工大学石油化工学院甘肃兰州 730050;2.浙江大学宁波理工学院浙江宁波 315010)

随着制造业和工业化进程的不断完善，轴端密封的旋转机械不断突破设计工况，逐步向极端工况发展，这对密封更是一项巨大的挑战。在传统的迷宫密封、刷式密封中，由于气流的激振、密封件自身的磨损和转子系统易发生干磨等因素，导致密封泄漏量增大、稳定性极差、寿命极短。因此研究人员提出了一种新型的柱面螺旋槽干气密封，该密封具有泄漏少、磨损小、寿命长、结构紧凑等特点[1-4]。

对于柱面气膜密封的研究，ZHANG等[5]在浮环密封上开设了槽形结构并分析了其稳定性和碰磨情况，结果表明开槽要比无槽好。MELNIK[6]研究了柱面密封的性能参数并提出一种具有更高的计算速度和精度的计算思想。KE等[7]研究了不同的密封条件对高速球轴承内流场的影响。XU等[8]提出了一种新型的预测液体环形密封动态特性的瞬态CFD方法，并同时计算了不同长度的液体环形密封件的动态特性。ASHTON[9]测量了高温和轴表面速度为26 m/s时的混合刷式密封中的泄漏量和压差，结果优于类似大小的传统迷宫密封；而且随着温度的升高，迷宫密封的泄漏减少，因为其间隙由于部件的热增长而改变。ZHANG等[10]提出了一种新的径向环形密封，减小了流体泄漏损失和流体诱导力，且和传统的迷宫密封相比，其泄漏方向由轴向改为径向。丁雪兴等[11]用PH线性化方法求得了气体压力的近似解析解，并用MATLAB软件得到了气膜压力分布。陆俊杰[12]从理论计算和试验研究两个方面对单列螺旋槽、单列一字平行槽、双列人字螺旋槽和双列一字平行槽的气膜的润滑特性进行了研究。潘康毅等[13]运用差分法参考径向轴承动润滑理论探究了密封长度-油液黏度和密封间隙对浮环密封性能的影响。马利军等[14]研究发现，相比于整体石墨环，高温镶装式浮环密封更有利于调整径向间隙且过盈量对其间隙影响较小。

对于变形的研究，丁雪兴等[15]采用有限元ANSYS软件，对螺旋槽干气密封补偿环进行了力变形分析。赵芳等人[16]对干气密封的静环做了力变形分析研究。扈中平[17]在流固耦合的条件下对低温干气密封的动静环分别进行了热变形和力变形的研究。黄思等人[18]对IS100-65-200型单级离心泵的叶轮、螺母和轴等转子系统进行了单向流固耦合分析。程香平等[19]研究了大菱形孔端面密封环的变形，并计算了不同结构及不同操作工况条件下密封环的摩擦扭矩、液膜刚度及泄漏率。汤赫男等[20]采用流固耦合方法分析了齿形角对往复式压缩机迷宫密封内部流场及密封性能的影响。袁玮玮等[21]利用流固耦合方法对螺杆膨胀机转子的内部流场和力变形进行了分析。

综上所述：柱面密封的研究多数集中于数值求解的方法，针对端面的变形研究已经获得了大量成果，但是考虑高压下柱面浮环的变形却很少见，因此高压下浮环变形的研究对柱面气膜密封的发展具有重大的意义。本文作者采用Solidworks建模软件建立了流固耦合模型，然后针对柱面螺旋槽气膜的特殊性，利用精度较高的ICEM结构化网格进行划分；随后采用仿真软件Fluent对气膜流场进行数值模拟计算；最后通过ANSYS Workbench的静力学分析软件Static Structure将流场求得的压力耦合到浮环固体面上进行力变形求解，并进行浮环参数与工况之间的变化讨论。

1 模型的建立

1.1 几何模型

柱面螺旋槽干气密封由浮动环、轴、轴套、密封支座、定位销、压紧弹簧等组成，其结构如图1所示。轴与轴承相连，轴套过盈配合在转轴上，与轴一起转动。浮环安装在密封支座腔体内部，与轴套形成微间隙。

图1 柱面螺旋槽干气密封结构Fig 1 Structure of cylinder spiral groove dry gas seal

根据柱面密封的结构和工作原理可知浮环的受力情况，如图2所示。浮环一端被定位销固定，另一端受到弹簧力Fs，浮环内侧受到气膜反力F，浮环外侧受到介质压力p。

图2 浮环受力图Fig 2 Force diagram of floating ring

1.2 气膜流域

利用建模软件Solidworks分别对浮环和轴套进行实体模型的创建，然后进行偏心安装，形成流固耦合计算模型，如图3所示。模型参数如表1所示。在浮环与轴套之间形成一层极薄气膜，这层气膜反映了密封的润滑性能、摩擦性能等，气膜体现了密封的整体工作状态，建议抽取流域进行分析，在流域中反应了槽形、偏心和结构。因此将模型导入ANSYS Workbench的DM软件中，将浮环轴套模型四周封闭，使用Fill命令中的By Gaps进行气膜流道抽取，抽取到的微间隙气膜如图3所示。

图3 流固耦合模型及气膜结构示意图Fig 3 Fluid-solid coupling model and gas film structure diagram

名称数值轴套外半径R/mm29.2槽深h/mm8槽宽比B1∶1槽数n16螺旋角α/(°)30密封宽度L/mm40偏心率ε0.7螺旋槽槽长Lc/mm26轴套内半径r/mm27气膜平均间隙hc/μm15浮环厚度d/mm4

2 网格的划分及无关性验证

2.1 网格划分

柱面螺旋槽气膜结构较为复杂，横纵尺度跨度较大，并有偏心，最薄的区域只有几微米，因此网格划分有以下难点：

(1)有偏心,不满足周期性规律，需整体划分；

(2)螺旋线扭曲程度较大，为保证网格质量需进行切块处理；

(3)螺旋槽气膜极薄，导入ICEM后需要花费大量的时间进行几何拓扑修补；

(4)由于模型需切224个block提高网络精度，需要建大量的辅助线来完成Block的映射，因此，需采用ICEM结构化六面体网格方法进行划分。

采用ICEM结构化六面体网格划分方法虽然工作量较大，但是解决了计算过程中的不收敛问题，而且大大提高了计算精度。

具体过程如下：

(1)沿一个螺旋槽型在外气膜上利用面建一个block，将其切成4块，再把对应的非槽区的block拉伸出去，如图4(a)所示。

(2)将建立好的5块block进行旋转处理，但是由于偏心的影响，旋转出来的block节点之间无法对应，则需要采取合并节点处理，合并完节点的block模型如图4(b)所示。

图4 气膜block划分示意图Fig 4 Block partition diagram of gas film(a)single slot block；(b)integral film block

(3)分别将槽区对应的64块block拉伸出去与槽区的几何进行关联，由于模型切块的较小，为了更好地提高网格映射质量，需要所有block的每条edge都能映射到几何体上，因此需要对几何体进行辅助线的建立，如图5(a)所示。

(4)最后对block的每条edge设立合适的节点数即可生成气膜网格，如图5(b)所示。

图5 气膜网格划分示意图Fig 5 Gas film mesh partition diagram (a)auxiliary line diagram；(b)grid diagram

生成的网格通过Pre-mesh Quality进行网格质量评价，结果网格质量在0.5以上且无负体积网格。

固体域浮环则采取ANSYS Workbench自带网格划分软件mesh进行网格划分。

2.2 网格无关性验证

为了对流场域和固体域进行网格无关性验证，现分别划分不同的网格数，计算流场的最大压力值和浮环最大变形。各参数对比如表2所示。

表2 网格无关性验证计算结果

根据3种不同疏密程度的网格的计算结果，同时考虑该模型复杂性，为了在不改变计算精度的条件下，提高模拟计算的效率，缩短计算时间，文中采用的流体网格数量为2 460 672，固体域网格数量为158 225。

3 边界条件

边界条件如图6所示。入口压力为1 MPa，出口压力为0.1 MPa，Moving-wall的转速为30 000 r/min。采用SIMPLE算法，速度采用无滑移边界条件。控制方程采用二阶迎风离散格式。

图6 边界条件示意图Fig 6 Schematic diagram of boundary conditions

4 结果与讨论

4.1 气膜的压力和速度分析

压力和速度矢量分布云图如图7和图8所示。

由图7可知：只有气膜最薄区才出现了明显的压力上升，而在气膜较厚的区域没有明显的压力上升；同时，气膜最薄区，随着气流流向槽根径，压力逐渐增大，并在槽根径处压力最大，最大压力为1.165 MPa。由于偏心和螺旋槽的共同作用，随着转轴的旋转，密封介质被泵吸到螺旋槽内，加之偏心产生的收敛不均，从而导致在气膜最薄处产生了动压效应。另一方面，由于槽区和非槽区存在台阶，产生节流效应，压力逐渐下降。

由图8可知：流体沿着逆时针方向在做周向运动；在气膜最薄处，流速最小，压力最大，说明能量耗散，产生明显的压降，从而导致了压力在槽底部达到最大。

图7 气膜压力云图Fig 7 Film pressure clouds

图8 气膜速度矢量云图Fig 8 Film velocity vector clouds

4.2 浮环强度分析

浮环材料采用的是石墨，具体材料物性参数如表3所示。

表3 浮环的材料参数

4.2.1 边界条件确定

设置浮环边界条件如图9所示：浮环在与轴套同侧开槽处采用fixed完全固定，FS为弹簧力，约为0.5 MPa，F为气膜压力，p为介质压力。

图9 浮环边界条件示意图Fig 9 Drawing of boundary conditions of floating ring

4.2.2 浮环变形

计算得到的1 MPa介质压力下浮环变形情况如图10所示。

图10 浮环变形Fig 10 Floating ring deformation

可以看出：浮环的变形主要表现为沿径向的挤压变形，轴向变形相对来说比较小；沿着气流流动的方向，变形量逐渐在增大；浮环的最大变形出现在浮环的外边缘处，主要发生的是挤压变形，最大变形量约为0.019 mm。这是因为在最大变形处流场压力最低，流场压力和介质压力间较大的压差导致严重的挤压变形，最大变形量已经超过密封时平均气膜厚度0.015 mm。可见流场的变化对浮环的变形有一定的影响，进而影响着整个柱面螺旋槽干气密封系统的密封性能。

由图11所示的应力分布可以看出：1 MPa介质压力下在浮环外边缘处，应力普遍较大，浮环的最大Von-mises应力约为10.6 MPa。浮环的材料石墨为脆性材料，抗压强度σb=195 MPa，名义屈服强度σs=0.25σb，得σs=47.85 MPa，取安全系数nb=2.5，满足强度要求。浮环的最大Von-mises应力主要出现了两处：一处出现在定位销安装的地方，主要是因为应力集中的影响，第二处出现在浮环的最大变形处，主要是因为此处存在较大压差。

图11 浮环应力分布Fig 11 Stress distribution of floating ring

4.2.3 不同介质压力下的浮环变形分析

为了研究在不同介质压力下浮环的变形情况，现取转速为30 000 r/min、出口压力为0.1 MPa、弹簧力为0.5 MPa，对介质压力为1～5 MPa下的变形和应力进行计算分析，得到的结果如图12所示。图中还示出了5 MPa时浮环变形情况。

图12 不同介质压力下浮环最大变形和应力分布Fig 12 Maximum deformation and stress distribution of floating ring under different media pressure

由图12可知：随着介质压力的不断增大，浮环的最大变形量和最大应力值呈线性增大，从1 MPa到5 MPa介质压力每增加1 MPa最大变形量增幅分别为50%、34%、25%、20%。对比图12和图10，随着介质压力不断增大，浮环大变形的范围在逐渐扩大，最大变形由一处变为两处，且逐渐变为沿整个流体出口的方向都受到大变形挤压。此时由于浮环的大变形已经超过了密封时最厚气膜厚度0.025 5 mm，很容易导致旋转的轴套被卡死再无法进行运转，同时导致浮环和转轴之间产生严重的磨损，甚至引起浮环碎裂等恶劣影响，因此，浮环的大变形严重影响了柱面密封系统的稳定性和密封性能。

4.2.4 不同转速下的浮环变形分析

为了研究在不同转速下浮环的变形情况，现取介质压力为1 MPa、出口压力为0.1 MPa、弹簧力为0.5 MPa，计算了30 000、50 000、70 000、90 000 r/min 4组转速下的浮环变形和应力，结果如图13所示。

图13 不同转速下浮环最大变形和应力分布Fig 13 Maximum deformation and stress distribution of floating ring at different rotational speed

由图13可知：随着转速的不断增大，浮环的最大变形量和最大应力值不断增大。从图12可看出，介质压力每增加1 MPa，变形量至少约增加0.01 mm，而从图13可看出转速每增加20 000 r/min，变形量约增加0.007 mm。可见浮环的变形主要受介质压力的影响，而转速的影响相对较小。这是由于，密封的变形主要是力变形，而转速只能影响气膜压力的变化，无法直接改变密封的腔体压力，因此密封系统的变形主要来自于介质压力。