螺旋槽干氣密封性能及結構優化研究

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.

表1 公差為2°的螺旋角性能分析

3.3 雙螺旋角公差為3°的配合模擬

由上述結論可知吸力面的螺旋角大于壓力面的螺旋角時密封性能更好，所以在計算公差為3°的螺旋角時直接采用19°和16°、20°和17°配合的模型進行模擬，結果如表2所示.隨著兩組配合的螺旋角β增大，螺旋槽尖端產生壓力峰值降低，泄漏量也在加大.

表2 公差為3°的螺旋角性能分析

從表1和表2的結論對比分析看來公差為2°的螺旋角槽比公差為3°的螺旋角槽產生的開啟力略大，泄漏量也較小，所以對比來說雙螺旋角槽角度不是相差越大性能就越好，要在原本單螺旋角槽的基礎上稍微改變吸力面螺旋角的大小，所以本文優化設計的公差為2°的雙螺旋角槽密封性能更優越.

4 結 論

(1)當螺旋角槽數Ng=14時，泄漏量較為合適，產生的動壓效果最好；當其他條件不變只改變轉速，轉速越高泄漏量也隨之增大；增大入口壓力時，開啟力和泄漏量都幾乎成線性增加；開啟力隨氣膜厚度的增加而降低，計算得出氣膜厚度在3 μm時較為合適.

(2)基于單螺旋角槽的優化參數，提出了由吸力面β1和壓力面β2組成的雙螺旋角螺旋槽.通過模擬計算對比，雙螺旋角槽的泵入效應強，當吸力面的螺旋角大于壓力面的螺旋角，密封效果更好.

(3)雙螺旋角槽中兩角公差為2°的螺旋角槽比公差為3°的螺旋角槽產生的開啟力略大，泄漏量小，性能最優.