螺旋槽干氣密封性能及結構優化研究

2021-02-23 11:51:58姜紫薇

吉林化工學院學報 2021年1期

姜紫薇，陳慶

(吉林化工學院機電工程學院，吉林吉林 132021)

機械密封是一種常見的旋轉軸密封，其具有良好的密封性、可靠性以及適用性，在現代的各種過程工業設備中得到了廣泛應用.按照密封端面的接觸狀態可將其分為接觸式機械密封、半接觸式機械密封和非接觸式機械密封[1].非接觸式機械密封由于流體靜壓或動壓的作用，在正常工作時兩端面會楔開，產生的氣膜或液膜厚度僅有幾微米，改善了原有接觸式機械密封端面的摩擦與磨損，延長了動靜環的使用壽命[2].

氣體端面密封，具有低泄漏、低磨損和使用壽命長等優點.雖然在工作時兩密封端面會被一層極薄的氣膜隔開，但泄漏量與接觸式機械密封十分相近.因此,氣體端面密封廣泛應用在具有高速、高壓特性的流體機械中.如今干氣密封的動環端面可加工成各種槽型，主要有螺旋槽型、圓弧槽型、T型槽型和直線槽型等[3].目前在工業中應用最廣的是螺旋槽型，由于其良好的動壓效應，可以在很小的間隙下產生較高的氣膜剛度[4-11].

以下均是對螺旋槽進行的性能分析和參數優化，曹興巖等[12]對螺旋槽的流場進行了分析.劉亞莉等[13]用有限元分析了旋轉時螺旋槽動環的流場壓力和速度分布，并證明氣膜由于受到離心力和泵入作用會影響泄漏量和氣膜剛度.郝木明等[14]用CFD分析了普通、無壩區、有壩區三種螺旋槽浮環密封的結構特點，得出有壩區浮環密封的性能最好，且計算出了最優參數值.王濤等[15]對密封端面間的液膜汽化進行了分析，實驗表明液膜汽化易造成密封失效.樓建銘等[16]計算并研究了端面波度，得出間隙的波度收斂會使端面溫度降低.

首先基于Fluent對單螺旋角螺旋槽進行模擬計算的仿真方法，分析端面各個參數對密封性能的影響，然后在此基礎上設計出雙螺旋角槽進行模擬計算，二者進行對比，找出最優的密封結構.

1 螺旋槽干氣密封的基本結構及密封機理

1.1 基本結構

螺旋槽干氣密封與普通的機械密封結構基本相同，但螺旋槽干氣密封的動環端面上開有各種不同的螺旋槽，將其密封端面分為螺旋槽、密封堰、密封壩三個部分，如圖1所示.

圖1 螺旋槽結構模型

其中螺旋槽起著泵送作用，產生流體動壓效應，密封堰起阻止流體向圓周方向的泄漏，密封壩起阻止流體向半徑方向的泄漏的作用.

1.2 幾何模型及網格劃分

螺旋槽在柱坐標系下的對數螺旋線方程，其表達式為

r=rgeθtanα=rgeθtanβ.

(1)

式中:rg為起始半徑，mm;θ為角度坐標;β為螺旋角，°.

由于模型的厚度和徑向尺寸相差較大，所以直接用Mesh很難劃分出高質量的六面體結構網格.且由于螺旋槽的各個流場為軸對稱結構，理論上各個槽區域的流場情況是一樣的，數值計算和網格劃分時時只需選擇整個端面的1/N，可用ICEM劃分出周期性網格，如圖2所示.

圖2 區域結構網格

干氣密封實際工作時，動靜環的間隙充滿流動氣體，文中數值計算時取氣體流動區域為計算對象.用Creo創建出一個圓柱形帶有凸臺的薄片結構，其凸臺對應的是螺旋槽結構，下端圓形薄片為端面氣膜.

1.3 計算模型和求解方法

考慮到實驗過程中轉速對氣體渦流因素的影響，所以在Fluent的算法中選擇湍流模型取RNGk-ε，其中k和ε的方程為

(2)

(3)

求解器選擇分離的隱式求解器，壓力差值為標準差值格式，壓力速度耦合選用SIMPLEC算法，擴散項和對流項的離散格式均采用二階迎風格式.

2 單螺旋角槽數值模擬

2.1 單螺旋角槽計算條件

影響螺旋槽干氣密封性能的因素一般分為：轉速、槽數、螺旋角、槽臺比、槽深等.文中干氣密封介質選為氮氣，假設氮氣為理想氣體;螺旋槽幾何尺寸如下:外徑R0=87 mm，槽根處半徑Rg=76 mm，內徑Ri=61 mm;入口壓力P0分別選為0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8 MPa，出口壓力為P2=0.1 MPa;螺旋角β的大小由槽數決定，螺旋角槽的個數Ng選為9、10、11、12、13、14、15、16;轉速n選為10 000、15 000、20 000、25 000、30 000 r/min;槽深h0選為3、4、5、6、7、8 μm;氣膜厚度h=3、3.5、4、4.5、5、5.5 μm.

2.2 槽數對干氣密封的影響

由模擬結果可知，隨著槽數的增多，螺旋角β逐漸減小，靜壓力逐漸增大.但隨著槽數的增多，加工難度也越大，當槽數大于15個后，開啟力和泄漏量變化不明顯，由圖3至圖5可以看出槽數Ng=14時，靜壓最大、泄漏量小，圖5所示螺旋槽的尖端壓力最大為1.04 MPa，產生的動壓效果最好.由圖6所示的螺旋槽徑向壓力的分布曲線可知，在76 mm位置的靜壓比其余任何一個點上的靜壓都大，恰好為螺旋槽的半徑.

槽數Ng/個圖3 槽數對靜壓的影響

槽數Ng/個圖4 槽數對泄漏量的影響

圖5 槽數為14時的壓力分布

Position/mm圖6 徑向壓力分布

2.3 轉速對干氣密封的影響

轉速過低時，氣膜將不產生動壓效應.隨著轉速的增大，轉子吸入氣體的功率加大，從而引起的動壓增強，致使開啟力增大，如圖7所示.此時，隨著轉速提高，吸入的氣體量增加，泄漏量也近似成線性增加，如圖8所示.

轉速n/(103r·min-1)圖7 轉速對開啟力的影響

轉速n/(103r·min-1)圖8 轉速對泄漏量的影響

2.4 入口壓力對干氣密封的影響

單螺旋角槽模擬時選用的入口壓力最小是0.3 MPa，最大時為0.8 MPa，出口壓力保持0.1 MPa不變.由圖9和10可知，隨著入口壓力的不斷增大，開啟力和泄漏量近似呈線性增加，所以實驗時可根據需求選擇適當的入口壓力.

入口壓力P/MPa圖9 入口壓力對開啟力的影響

入口壓力P/MPa圖10 入口壓力對泄漏量的影響

2.5 氣膜厚度對干氣密封的影響

單螺旋角槽研究的氣膜厚度是從3.0 μm至5.5 μm，由圖11可知，開啟力隨氣膜厚度的增加成反比降低；由圖12知，當h<4 μm時，氣膜厚度對泄漏量影響不大；當h>4 μm時，氣膜厚度對泄漏量的影響非常劇烈.綜合考慮螺旋槽產生的動壓效果和泄漏量，氣膜厚度選擇在3 μm時較為合適.

氣膜厚度h/μm圖11 氣膜厚度對開啟力的影響

氣膜厚度h/μm圖12 氣膜厚度對泄漏量的影響

3 雙螺旋角槽數值模擬

3.1 模型建立

普通的單螺旋角槽在入口處有一處低壓區，使吸力面上出現少量的氣體分離.為進一步優化其密封性能，設計出了雙螺旋角的螺旋槽結構.圖13所示為雙螺旋角螺旋槽的幾何模型，它是由2個不同大小的螺旋角組成，即吸力面角β1和壓力面角β2.

圖13 雙螺旋角槽的二維模型

從上述單螺旋角干氣密封的模擬結果，選定操作的參數和單螺旋角槽一致，除端面幾何的兩個螺旋角不同之外，其他均不變，即入口壓力P0=0.5 MPa，出口壓力P1=0.1 MPa，轉速n=10 000 r/min，槽深h0=3 μm，氣膜厚度h=2.5 μm.

3.2 雙螺旋角公差為2°的配合模擬

根據上述對不同角度螺旋角的密封結果分析表明，螺旋角β=18°時動壓效果最大、密封性能最好.所以本文在設計計算的過程中選擇了螺旋角β1、β2公差為2°的幾種情況配合，分別為16°和18°、17°和19°、18°和20°；以及螺旋角公差為3°的配合：16°和19°、17°和20°，并將吸力面和壓力面的兩角度對調，建立多種模型進行模擬結果對比.

通過對以下六組螺旋角公差為2°的槽型密封性能分析，當吸力面的螺旋角大于壓力面的螺旋角時，產生的開啟力大于另一種情況，見表1.當泄漏量與單螺旋角相差不大時，雙螺旋角槽產生的開啟力明顯大于單螺旋角槽.這是由于雙螺旋角槽的泵入效應強，吸入的氣體流量更大，可以密封高壓氣體.綜上分析，當吸力面的螺旋角大于壓力面的螺旋角時，密封性能更加優良，且當螺旋角為19°和17°配合時產生的壓力最大，動壓效果也最明顯.