不同T形动压槽液膜密封性能对比分析

陈 志，穆塔里夫·阿赫迈德,2，白云松

(1.新疆大学机械工程学院，新疆乌鲁木齐 830047；2.新疆大学电气工程学院，新疆乌鲁木齐 830047)

引言

T形槽液膜密封属于非接触式机械密封[1]，因其槽形结构具有对称性，可双向旋转，同时拥有良好的动压特性和密封性能，在上游泵送机械密封中得到了广泛应用。近年来，科研人员对该类机械密封进行了系统性的研究，王衍等[2-4]以T形槽干气密封(T-DGS)为研究对象，对其进行网格无关性验证，讨论网格数量对数值计算结果的影响，并在此基础上，提出一种在T形槽槽底开设有微型粗糙度的新型干气密封模型，研究微型粗糙度及其结构参数对密封性能的影响，并将其与无微型粗糙度的T-DGS进行对比分析，结果表明具有微型粗糙度结构的模型具有良好的密封性能；MACH等[5]对T形槽气体端面密封的热弹流动力特性进行了研究，研究表明T形槽气体端面密封更适用于低压、高速的工况条件；ROUILLON M等[6]对螺旋槽机械密封的性能进行了实验研究，并通过能量平衡分析确定了单相和两相流之间的转换；李宁等[7]根据动、静环端面结构夹角的大小，建立了平行、收敛、扩散三种间隙类型的流体膜三维模型，分析不同端面结构对流场特性的影响；房桂芳等[8]基于接触分形模型，采用密封端面平均温度与摩擦系数相耦合的计算方法对密封端面平均温度进行预测；魏龙等[9]基于端面接触分形模型和平均膜厚分形模型，建立了机械密封端面混合摩擦热计算模型，并通过计算分析了端面混合摩擦热的影响因素；于蒙蒙等[10]在典型圆弧槽机械密封的基础上，提出一种新型的外圆弧槽机械密封模型，并对其进行热力耦合分析，讨论工况参数和槽形结构参数对摩擦副密封环端面温度及变形的影响，同时利用目标驱动的方式对槽形结构进行优化；丁少鹏等[11]为改善流体的动压特性和端面间的摩擦性能，在摩擦副密封环的动环端面开设几种不同的微孔织构，讨论操作参数和微孔结构参数对端面变形和摩擦性能的影响并进行对比分析；王金刚等[12]以螺旋槽干气密封为研究对象，通过数值模拟的方法探究了不同工况和几何结构参数对机泵密封性能的影响，并对几何结构参数进行数值优化，给出了相应的优化结构设计参数。

由于大量研究都是基于工况参数和几何参数对密封性能的影响，缺少不同槽形结构之间的对比分析，因此以T形槽液膜密封为研究对象，对动压槽为直角形、收敛形、发散形3种形式的槽形结构进行对比分析，讨论不同槽形结构的特点和优势，进一步为T形槽的槽形结构优化提供理论基础。

1 计算模型

1.1 几何模型

图1为T形槽液膜密封几何模型。T形槽由与外界连通的引流槽和位于端面内的动压槽组成，如图1a所示。其中密封环的内外半径分别为Ri和Ro，动压槽的槽底半径为Rg，动压槽与引流槽结合面处的半径为Rt。由于T形槽的槽形结构呈对称性，且沿周向均匀分布，每个槽形区域的流场理论上是相同的，因此在计算分析时只需要取1个槽形区域进行计算，单个计算区域如图1b所示。其中L1，L2，L3分别为引流槽弧长、动压槽弧长和1个计算区域的弧长。收敛形和发散形的槽形结构如图2a和图2b所示，其中α1，α2分别为收敛形槽和发散形槽与直角形槽左壁面之间的夹角。为了确保只对比分析不同动压槽对密封性能的影响，在计算分析时，保持其他参数不变，且α1和α2相同。T形槽液膜密封的几何参数和操作参数见表1。表中Ng为槽数，hg为槽深，pi为进口压力，po为出口压力，μ为介质黏度，N为主轴转速，λ1为槽宽比，λ2为槽长比。其具体表达式如下：

(1)

(2)

图1 T形槽液膜密封几何模型

图2 槽形结构示意图

表1 T形槽机械密封基本参数

1.2 基本假设

基于流体力学的基本理论，同时考虑机械密封液膜厚度远远小于其他方向的尺寸长度，在计算分析时做出以下假设：

(1) 密封介质为连续流体，忽略流场中黏度和温度的变化；

(2) 密封介质为牛顿流体，遵循牛顿黏性定律；

(3) 密封液膜中的流体运动为层流，液膜中不存在涡流和湍流；

(4) 流体在界面上无滑移，即贴于表面的流体流速与表面速度相同；

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(5) 忽略流场中体积力和惯性力的影响；

(6) 忽略端面变形和表面粗糙度对液膜流场的影响。

1.3 数学模型

根据以上假设条件，液膜端面压力可由以下雷诺方程进行描述[13]：

(3)

式(3)中，R，P，H，Λ为量纲1变量，其表达式为：

(4)

式中，r—— 端面任意点的半径

p—— 液膜压力

h—— 端面任意点的液膜厚度

ω—— 密封环的角速度

通过求解式(3)得到端面液膜压力分布之后，可计算得到端面开启力F0和泄漏量Q等密封性能参数，其具体表达式如下[14]：

(5)

(6)

2 数值求解

2.1 边界条件

求解式(3)所用到的边界条件主要有以下2类：

(1) 强制性边界条件：

p(R=Ri)=pi

(7)

p(R=Ro)=po

(8)

(2) 周期性边界条件，在对称边界w1和w2处压力相等，p|w1=p|w2，即：

(9)

其余边界条件设置如下：

与动环接触的壁面设置为Rotational Wall边界；与静环接触的壁面设置为Static Wall边界。

2.2 有限元模型

采用Fluent中的Mesh模块对模型进行网格划分，由于液膜厚度尺寸属于微米级，模型径向尺寸属于毫米级，两者尺寸相差4个数量级。因此，在对模型进行网格划分时，应对厚度方向和径向方向进行单独划分，在厚度方向采用Sweep，在径向方向采用面网格进行划分并采取尺寸大小的控制，为了便于观察，将其厚度方向放大100倍，直角T形槽的网格划分如图3所示。收敛形槽和发散形槽的网格划分与此类似，不再详细阐述。

图3 网格划分(局部图)

2.3 求解设置

求解器选择三维单精度求解器，求解模型设置为湍流模型，流动状态选择层流，密封介质为液态水，求解方法选择SIMPLE算法，扩散项的离散格式采用中心差分格式，对流项的离散格式采用二阶迎风格式以提高计算结果的精度，模型采用的迭代精度为系统默认的迭代精度10-3。

3 计算结果及分析

3.1 端面液膜压力分布

利用上述求解器进行求解得到了3种不同槽形结构的端面液膜压力分布云图，其端面液膜压力分布规律相同，如图4所示。由于转速和槽形结构的对称性，使端面液膜压力沿着槽形结构发生改变，密封介质从外径高压侧进入密封端面，径向方向上，端面液膜压力逐渐降低；周向方向上，端面液膜压力均在左侧槽底部达到最大值，且动压槽两侧具有明显的压差，从而产生明显的动压特性，由图中可以看出发散形槽两侧具有最大压差，其动压特性最为显著。文献[4]的压力分布如图5所示，该压力分布规律与图4一致，证明了模型和计算方法的正确性。

3.2 转速对密封性能的影响

转速对密封性能的影响如图6所示。其中转速对开启力的影响如图6a所示，从图中可以看出，直角形、收敛形和发散形槽的开启力均随着转速的增大而增大，且随着转速的增加，开启力的增长速度逐渐放缓；相同转速下，发散形槽比直角形和收敛形槽的开启力大，这是由于发散形槽底两侧的压差最大，形成的动压特性最强，对应的开启力也就最大。转速对泄漏量的影响如图6b所示，从图中可以看出，直角形、收敛形和发散形槽的泄漏量均随着转速的增大而增大，且随着转速的增加，泄漏量的增长速度逐步增大；相同转速下，收敛形槽的泄漏量最大，发散形槽的泄漏量最小，这是由于流体介质所经过的槽形区域的面积越大，流体介质在该区域所覆盖的量也就越大，泄漏量也就越小。

图4 端面液膜压力分布云图

图5 文献[4]的压力分布云图

图6 转速对密封性能的影响

3.3 压力对密封性能的影响

压力对密封性能的影响如图7所示。其中压力对开启力的影响如图7a所示，从图中可以看出，直角形、收敛形和发散形槽的开启力均随着压力的增加呈线性递增趋势；相同压力下，发散形槽的开启力最大，收敛形槽的开启力最小，这是由于压力对开启力有直接影响，压力越大，动压特性越强，开启力也就越大。压力对泄漏量的影响如图7b所示，从图中可以看出，直角形、收敛形和发散形槽的泄漏量均随着压力的增大而增大；相同压力下，收敛形槽的泄漏量最大，发散形槽的泄漏量最小，这是由于随着压力的增大，密封间隙逐渐增大，液膜的稳定性逐渐降低，从而导致泄漏量越大。由图6和图7可以看出，压力相对于转速而言，对密封性能的影响较大；三种不同槽形结构中，发散形槽拥有较高的开启力和较低的泄漏量，从而具有较好的密封性能。

图7 压力对密封性能的影响

4 结论

(1) 三种槽形结构的端面液膜压力分布规律相同，端面液膜压力均在左侧槽底部达到最大值，且动压槽两侧具有明显的压差，能够产生明显的动压特性；

(2) 三种槽形结构的开启力和泄漏量均随着转速和压力的增大而增大，其中压力对密封性能的影响相对于转速对密封性能的影响较大；

(3) 发散形槽比直角形槽和收敛形槽具有更强的动压特性，且拥有较高的开启力和较低的泄漏量，从而具有较好的密封性能。