螺旋槽干气密封端面流场分析

陈洋洋，朱维兵，杨 阳

(西华大学机械工程学院，四川成都 610039)

螺旋槽干气密封端面流场分析

陈洋洋，朱维兵，杨 阳

(西华大学机械工程学院，四川成都 610039)

采用SolidWorks软件建立螺旋槽干气密封气膜的三维模型，用ANSYS Workbench对模型进行分析，得到气膜的压力分布情况。结果表明，气膜的压力分布主要集中在螺旋槽区域，在螺旋槽根部出现压力的最大值，体现出螺旋槽干气密封很好的动压效应，有效克服了接触式机械密封磨损严重的缺陷。该研究为更好研究螺旋槽干气密封的性能提供有益的参考。

螺旋槽干气密封 ANSYS Workbench 压力分布 动压效应

0 引言

机械密封(又称端面密封)是旋转设备防止泄漏、节约能源、控制环境污染的重要功能基础件，广泛应用于流体机械和动力机械中。密封技术虽然不是领先性技术，但却是决定性技术[1]。密封件虽然不大，但它决定着机器设备的安全性、可靠性和耐久性。通过对几个石化企业的调查[2]，都说明了机械密封在日常机泵等设备维修工作中，工作量约占50%。国外爱克西翁公司的威尔曾说到，离心泵的维修费大约有70%是由于密封故障[3]。

从密封的发展和技术水平来看，石油、化工和气体工业用离心压缩机的轴端密封先后经历了以下几个阶段：迷宫密封、浮环密封、机械(接触型)密封、非接触型机械密封[4]。干气密封作为近年来新发展起来的一种新型非接触型密封技术，在石油、化工行业已经得到广泛应用。实践证明，相比于其他沟槽，螺旋槽干气密封工作时流体动压效应更明显，密封效果更好。螺旋槽干气机械密封[5]具有使用寿命长、密封性能好、成本低，同时也可以有效的控制泄漏量等特点，已成为热油泵、压缩机、反应釜等设备中最常用密封方式之一[6]。

本文利用三维画图软件，对螺旋槽干气密封的气膜进行三维建模，导入ANSYS Workbench对其端面流场进行研究。

1 端面流体流态的判断

对端面液膜模拟计算之前，首先要确定端面流体的流态情况。通过分析可知，流体膜流动情况由两种流动叠加：压差流和剪切流，所以剪切流动雷诺数Rec和径向流动雷诺数Rep共同决定液膜流态。利用Brunetire提出的流动因子α来判定流态[7]：

(1)

(2)

(3)

其中，

Rec：剪切流动雷诺数；

Rep：径向流动雷诺数；

U：端面剪切线速度，m /s;

Vr：径向流动速度，m /s;

h0：动环与静环之间液膜厚度，m。

当α < 9/16时，液膜处于层流状态；当α > 9/16时，液膜处于湍流状态[8]。通过计算，将转速增加至6000rpm时，α也远小于9/16，所以判定该模型为层流。

2 控制方程

计算螺旋槽上游泵送机械密封的端面液膜压力分布，其基本方程为雷诺方程，该方程是粘性流体流动的主要的控制方程N-S方程的特殊简化形式，本文用其求解粘性流体在动静环间隙形成的流体润滑膜的流动问题。

根据流体力学的基本原理和动静环面的结构特点，将上游泵送机械密封中流体部分流场模型作以下的假设：

(1)动、静环间隙内为连续介质模型，流体膜之中无紊流、漩涡。

(2)因间隙仅微米级，所以假设压力沿膜厚方向不变。

(3)密封端面流体其他力如惯性力、体积力忽略不计。

(4)介质间隙远小于端面固体表面的曲率半径。

(5)密封端面间隙稳定，介质粘度与温度保持不变。

(6) 介质与相邻的固体边界无相对滑动。

流体应遵循物理守恒定律，对于一般的守恒定律可以通过如下的控制方程进行描述。

质量守恒：

动量守恒方程：

其中，ρf—流体密度；ff—体积力矢量；

t—时间；ν —流体速度矢量；

τf—剪切力张量。

而剪切力张量τf的表达式为：

τf=(-p+μ▽·υ)I+2μe

其中，p—流体压力；μ—动力粘度；

e—速度应力张量；

而速度应力张量e的表达式为：

2 模型设置

2.1 几何建模及网格划分

因为我们是研究的螺旋槽干气密封端面流场，所以我们研究对象的区域为密封动环、静环端面间的间隙及螺旋槽动压槽部分。流场模型的三维模型如图1所示，由于气膜厚度方向为微米级，故为了便于观察厚度方向放大1000倍。由于径向方向尺寸和厚度方向尺寸相差较大，故网格的划分要求计算机有较高的计算能力，图2为划分好的网格。

图1 计算区域(厚度方向放大1000倍)

图2 网格划分图

2.2 边界条件设置

与动环端面接触的面设置为动壁面；与静环端面接触的面设置为静壁面；外径侧液膜与密封介质相接触，设为压力入口；内径侧液膜为低压侧，设置为压力出口，即：

p=pi,r=ri

p=po,r=ro

本文入口取图1中的压力入口inlet,出口取图1中的压力出口outlet,动、静环表面为壁面边界条件。

假定液膜为连续性介质，控制方程是质量守恒方程和动量守恒方程，通过对端面间隙流体的流态进行计算，最终判断为层流，因此选择层流的稳态流体模型进行模拟计算。

3 数值分析

3.1 模型建立

螺旋槽几何结构参数如下：膜厚h0：5μm；静环外径ro：52.20mm；静环内径ri：39.40mm；螺旋槽半径rg：44.30mm；螺旋槽深度hg：5μm；螺旋角:α=17.50°；槽径比β：0.72；槽宽与堰宽之比γ：1.0；螺旋槽槽数N：12。螺旋槽端面结构图如图3所示。

图3 螺旋槽端面结构图

3.2 结果及分析

图4为进口压力分别为3 MPa，出口压力为0.1013MPa；气膜厚度为5μm时的压力分布。

图4 气膜厚度分别为5μm时的压力分布

由于该模型为对称结构，故为了便于观察，取模型的1/12为观察对象。进口压力分别为2 MPa、3MPa、4MPa，出口压力为0.1013MPa，气膜厚度为5μm时的压力分布如图5、图6、图7所示。

图5 进口压力分别为2 MPa时的压力分布

图6 进口压力分别为3 MPa时的压力分布

图7 进口压力分别为4 MPa时的压力分布

进口压力为3 MPa，出口压力为0.1013MPa；气膜厚度分别为3μm、4μm、5μm时的压力分布如图8、图9、图10所示。

图8 气膜厚度分别为3μm时的压力分布

图10 气膜厚度分别为5μm时的压力分布

由以上分析可以看出，气体由于随着轴的旋转进入密封槽，受到密封堰的阻挡，在槽的根部逐渐被压缩，虽然进口处的压力最高，但在内径方向，压力是逐渐升高的，在槽根处达到气膜压力最高值。气膜周向压力变化不大，但由于密封环的高速旋转，堰区局部出现负压。

在一定范围内，随着进口压力的增加，螺旋槽进口处和槽根处的压力也随着增加，动压效应也就越明显。在相同压力下，随着气膜厚度的增加，气膜的压力也随着减小，动压效应也就越不明显；相反，随着气膜厚度的减小，气膜的压力也随着增加，动压效应也就越明显。

4 结论

(1)使用ANSYS Workbench软件分析螺旋槽干气密封时，由于气膜厚度很薄，故要得到质量较好的网格，必须采用性能较好的计算机计算。

(2)通过对螺旋槽端面流场进行分析，证明了螺旋槽具有很好的动压效应，并且能有效的阻止泄漏。

[1] 顾永泉.机械密封实用技术[M].北京：机械工业出版社,2009：1-2.

[2] 顾永泉. 石油化工用离心泵的故障分析[J].水泵技术,1977(2):19-40.

[3] Will P A. Effect of Seal Face Width on Mechanical Seal Performance-Hydrocarbon Tests [J].Lubrication Engineering,1984,40(9):522-527.

[4] 刘曦泽. 浅谈干气密封的发展[J]. 山东化工，2015(1):76-77.

[5] 何永明,穆塔里夫·阿赫迈德,孙书斗. 工况参数对螺旋槽机械密封性能的影响[J]. 机械设计与制造,2014(9):116-119,122.

[6] 杜建媛,殷国富,刘蕴. 螺旋槽干气密封动环模态分析及其模态特性试验[J]. 液压气动与密封,2015(10)：20-23.

2017-03-09

四川省教育厅重点项目(15ZA0126)，西华大学研究生创新基金项目(ycjj2016029)。

陈洋洋(1992-)，男，硕士研究生，研究方向：机械密封技术、机械动力学。

TH117.2

A

1008-5580(2017)03-0218-04