基于數(shù)值模擬的自泵送機(jī)械密封正交試驗(yàn)

顧東升，孫見(jiàn)君，馬晨波，陸建花

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基于數(shù)值模擬的自泵送機(jī)械密封正交試驗(yàn)

顧東升，孫見(jiàn)君，馬晨波，陸建花

（南京林業(yè)大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院，江蘇南京 210037）

提出了一種進(jìn)液槽設(shè)置于靜環(huán)、動(dòng)壓槽分布于動(dòng)環(huán)的自泵送流體動(dòng)壓型機(jī)械密封；運(yùn)用正交試驗(yàn)法設(shè)計(jì)了自泵送機(jī)械密封試驗(yàn)方案，并基于Fluent進(jìn)行了數(shù)值模擬試驗(yàn)，探討了各試驗(yàn)參數(shù)對(duì)端面開(kāi)啟力和泄漏率影響的顯著性。研究結(jié)果表明：在試驗(yàn)參數(shù)范圍內(nèi)，影響端面開(kāi)啟力O的顯著因素為槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比和壓差；影響泄漏量的顯著因素為槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、轉(zhuǎn)速和壓差；具體表現(xiàn)為開(kāi)啟力隨著槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、密封端面內(nèi)外壓差的增大呈上升趨勢(shì)，隨著槽數(shù)的增多呈下降趨勢(shì)；泄漏量隨著槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、轉(zhuǎn)速、密封端面內(nèi)外壓差的增大呈上升趨勢(shì)，隨著槽數(shù)的增多而呈下降趨勢(shì)。依據(jù)正交試驗(yàn)分析結(jié)果，提出了初步優(yōu)化的密封端面型槽結(jié)構(gòu)。

自泵送機(jī)械密封；正交試驗(yàn)；數(shù)值模擬；計(jì)算流體力學(xué)；優(yōu)化

引 言

近年來(lái)，石化、核電等行業(yè)的流體機(jī)械，如離心壓縮機(jī)、離心泵，大量采用各種型式的非接觸式機(jī)械密封用于防止主軸與殼體之間的泄漏[1-3]。Josef[4]提出了一種適用于大軸徑、高壓渦輪機(jī)和壓縮機(jī)使用的單列螺旋槽流體動(dòng)靜壓結(jié)合型非接觸式機(jī)械密封；郝木明等[5]提出了一種在密封環(huán)上開(kāi)設(shè)單列特殊型槽，并在型槽中部開(kāi)設(shè)環(huán)形溝槽的單列流體動(dòng)壓槽上游泵送機(jī)械密封；彭建等[6]提出了一種采用一個(gè)動(dòng)環(huán)，而將兩個(gè)靜環(huán)對(duì)稱設(shè)置于動(dòng)環(huán)兩側(cè)的干氣密封。這些密封，通過(guò)將阻塞流體“泵入”至型槽根部產(chǎn)生端面開(kāi)啟力[7-8]，進(jìn)而分離動(dòng)靜環(huán)，獲得減小端面摩擦磨損的效果，但同時(shí)也增大了泄漏量。為了減小泄漏，人們發(fā)明了雙列流體型槽非接觸式機(jī)械密封，如Lai[9]的雙列螺旋槽端面密封，王玉明等[10]的雙環(huán)帶螺旋槽端面密封，郝木明等[11]的雙列流體型槽自潤(rùn)滑非接觸式機(jī)械密封。這類密封依靠?jī)闪新菪墼诒盟兔芊饬黧w時(shí)泵送方向的不同產(chǎn)生泵汲壓差，并利用泵汲壓差與密封端面內(nèi)外側(cè)流體壓差相平衡，實(shí)現(xiàn)了零泄漏，但它們對(duì)密封端面兩側(cè)流體壓差的嚴(yán)格要求，復(fù)雜的結(jié)構(gòu)和較大的安裝空間，限制了其應(yīng)用范圍?；诖?，孫見(jiàn)君等[12]提出了一種具有流體動(dòng)壓效應(yīng)的“泵出式”機(jī)械密封，有效解決了上述單列和雙列螺旋槽機(jī)械密封的不足。

目前，國(guó)內(nèi)外針對(duì)基于離心泵送原理提出的自泵送機(jī)械密封研究并不多見(jiàn)，只有周敏等[13]運(yùn)用Fluent軟件對(duì)自泵送型槽進(jìn)行了三維流場(chǎng)動(dòng)力學(xué)仿真分析，探討了幾何參數(shù)和工況參數(shù)對(duì)自泵送流體動(dòng)壓型機(jī)械密封性能的影響。其所研究的自泵送機(jī)械密封的動(dòng)環(huán)開(kāi)設(shè)有導(dǎo)流孔，以便向型槽根部輸送“泵出”流體，但當(dāng)動(dòng)環(huán)旋轉(zhuǎn)時(shí)，導(dǎo)流孔內(nèi)的流體由于受離心力的影響，將出現(xiàn)供流不穩(wěn)現(xiàn)象；其開(kāi)展的研究并未給出優(yōu)化的型槽參數(shù)。可見(jiàn)，要想讓自泵送機(jī)械密封應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)，還有待于進(jìn)一步研究。

本文擬通過(guò)設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)方案，運(yùn)用Fluent數(shù)值模擬計(jì)算，探討幾何參數(shù)和操作參數(shù)對(duì)靜環(huán)設(shè)置進(jìn)液槽的自泵送機(jī)械密封性能的影響及其顯著性，為進(jìn)一步優(yōu)化型槽結(jié)構(gòu)參數(shù)或選擇操作條件提供基礎(chǔ)。

1 靜環(huán)設(shè)置進(jìn)液槽的自泵送機(jī)械密封三維結(jié)構(gòu)及其工作原理

1.1 三維結(jié)構(gòu)

圖1為進(jìn)液槽設(shè)置于靜環(huán)、動(dòng)壓槽分布于動(dòng)環(huán)的自泵送機(jī)械密封三維結(jié)構(gòu)圖。動(dòng)環(huán)端面由型線為對(duì)數(shù)螺旋線的螺旋槽區(qū)和密封壩組成；靜環(huán)端面中部設(shè)有圓環(huán)形進(jìn)液槽，并在槽內(nèi)設(shè)置6個(gè)與密封腔連通的軸向徑向組合孔道；流體通過(guò)靜環(huán)上設(shè)置的6個(gè)軸向徑向組合孔道進(jìn)入靜環(huán)端面中部的圓環(huán)形進(jìn)液槽中，再進(jìn)入與之配合的動(dòng)環(huán)的端面螺旋槽內(nèi)。

1.2 工作原理

靜環(huán)設(shè)置進(jìn)液槽的自泵送機(jī)械密封，其工作原理與離心泵類似。當(dāng)動(dòng)環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于離心力的作用，流入動(dòng)環(huán)螺旋槽中的介質(zhì)被加速成高速流體，并沿工作面（圖2中所示的working face）向動(dòng)環(huán)外徑側(cè)流動(dòng)而被泵送至密封腔內(nèi)，螺旋槽的根部由于介質(zhì)的流出形成低壓區(qū)；與此同時(shí)，密封腔內(nèi)的介質(zhì)會(huì)在壓差作用下通過(guò)靜環(huán)上與密封腔連通的軸向徑向組合孔道流入進(jìn)液槽中進(jìn)入螺旋槽根部，并在離心力作用下重新流入動(dòng)環(huán)螺旋槽內(nèi)被加速成高速流體而沿工作面被“泵出”至密封腔，形成一次次的自泵送循環(huán)；這一次次的自泵送循環(huán)過(guò)程，一方面，實(shí)現(xiàn)了機(jī)械密封的自潤(rùn)滑，另一方面，流體在密封面之間的不斷循環(huán)，把密封面之間的摩擦熱及時(shí)帶走，實(shí)現(xiàn)了密封的自沖洗；而離心力的作用，增加了流體流向動(dòng)環(huán)密封面外側(cè)的動(dòng)力，降低了流體流向動(dòng)環(huán)密封面內(nèi)側(cè)的泄漏率；特別是，離心力的作用，使得進(jìn)入螺旋槽中的含有固體顆粒的被密封流體，能夠產(chǎn)生固體顆粒與基質(zhì)分離，其中密度大的固體顆粒獲得較大的離心力，隨流體被泵出重新送至密封腔中，不進(jìn)入密封壩區(qū)，避免了密封面之間的磨粒磨損。被螺旋型槽加速成高速的流體，在被泵出流體型槽的過(guò)程中，隨著流體型槽的流通截面積的逐漸增大，流速降低，壓力增大，形成分離動(dòng)環(huán)和靜環(huán)的開(kāi)啟力。此外，靜環(huán)上的進(jìn)液槽還具有收集自潤(rùn)滑、自沖洗介質(zhì)和防止泵送介質(zhì)不均勻以及流體型槽進(jìn)口處的流體補(bǔ)充不及時(shí)出現(xiàn)空化的作用。

考慮到自泵送機(jī)械密封是基于離心泵送原理提出的，因此借鑒離心泵揚(yáng)程和流量公式可推導(dǎo)出自泵送流體動(dòng)壓型機(jī)械密封的能量頭與槽內(nèi)介質(zhì)流量之間的關(guān)系及泄漏率L與密封面兩側(cè)壓差Δ之間的關(guān)系[13]

(2)

式中，為與流體槽數(shù)相關(guān)的環(huán)流系數(shù)，恒小于1，當(dāng)槽數(shù)無(wú)限多時(shí)趨近于1；=mhv為泵送效率，反映能量損失的程度（m為機(jī)械效率，h為水力效率，v為容積效率）；為軸功率；為流體流量；為密封介質(zhì)密度；L為泄漏率；為槽臺(tái)寬比；為密封介質(zhì)動(dòng)力黏度；o為端面流體膜厚；Δ為密封端面兩側(cè)的壓差；g為密封壩兩側(cè)的壓差；o為流體膜外半徑；為密封面寬度；為密封壩寬度。

2 正交試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

研究對(duì)象為進(jìn)液槽設(shè)置于靜環(huán)、動(dòng)壓槽分布于動(dòng)環(huán)的新型自泵送機(jī)械密封，欲尋找顯著影響自泵送機(jī)械密封性能的因素。

表征自泵送機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)參數(shù)有螺旋角、槽數(shù)g、螺旋槽深g、環(huán)槽深、環(huán)槽寬、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比，密封端面的內(nèi)、外半徑i和o，此外，自泵送機(jī)械密封性能與操作參數(shù)（壓差、轉(zhuǎn)速）和密封端面間流體膜厚o也有很大關(guān)系。為了便于分析和比較，試驗(yàn)中選用常溫水作為密封介質(zhì)，取黏度=1.003′10-3Pa·s，密封端面外半徑o=89 mm，內(nèi)半徑i=53 mm；同時(shí)為了保證密封端面間有適當(dāng)?shù)囊耗偠?、開(kāi)啟力、較小的泄漏量，參考密封標(biāo)準(zhǔn)中對(duì)密封端面粗糙度的要求，取膜厚o=1.2mm。因此總的變化因素為9個(gè)，各因素的水平數(shù)設(shè)為8，各水平對(duì)應(yīng)的值見(jiàn)表1，根據(jù)因素水平表選用正交表L64(89)，設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)方案見(jiàn)表2。目標(biāo)參數(shù)為密封端面開(kāi)啟力和泄漏量。假設(shè)各影響因素均為獨(dú)立作用條件，無(wú)交互作用。

表1 各水平對(duì)應(yīng)的數(shù)值
Table 1 Corresponding values of,g,g,,,,,,with different levels

表2 數(shù)值模擬結(jié)果
Table 2 Results of numerical simulation

Table 2 (continued)

3 數(shù)值模擬計(jì)算

3.1 基本假設(shè)

流體膜潤(rùn)滑機(jī)械密封的流場(chǎng)計(jì)算十分復(fù)雜。為簡(jiǎn)化計(jì)算，對(duì)流體膜做如下幾種假設(shè)[13]：

（1）密封端面間的流體溫度、黏度不隨時(shí)間變化，且其為連續(xù)介質(zhì)流動(dòng)；

（2）密封端面間的流體作層流流動(dòng)，滿足牛頓內(nèi)摩擦定律；

（3）液膜厚度薄，忽略流體壓力與密度在其厚度方向上的變化；

（4）密封環(huán)溫度、密封材料性質(zhì)不隨時(shí)間變化；

（5）流體介質(zhì)與密封表面之間無(wú)相對(duì)滑移；

（6）密封端面光滑，忽略其粗糙度的影響；

（7）進(jìn)液槽的進(jìn)口孔道只起導(dǎo)流作用，對(duì)微間隙流體計(jì)算模型無(wú)影響。

3.2 采樣計(jì)算區(qū)域幾何模型

被研究的對(duì)象系三維軸對(duì)稱流場(chǎng)，取其中任一螺旋槽區(qū)域?yàn)橛?jì)算區(qū)域[14]，如圖2所示。

3.3 控制方程

根據(jù)基本假設(shè)和采樣計(jì)算模型，可知密封端面間的流體作穩(wěn)態(tài)流動(dòng)，故滿足Reynolds方程[15-16]

對(duì)上述方程做量綱1化處理，得

(4)

式中，i，i，i，i(ic)，=；i為密封端面內(nèi)半徑，i為內(nèi)徑側(cè)壓力，為槽深，為非槽區(qū)液體膜厚，為端面平均線速度，為量綱1壓縮數(shù)。

3.4 求解器及邊界條件的設(shè)置

由于式(3)、式(4)為非線性偏微分方程，無(wú)法用解析法直接求解，故本文計(jì)算使用商用軟件Fluent 6.3進(jìn)行；選擇3D三維單精度求解器，求解器模型設(shè)置為L(zhǎng)aminar層流模型，壓力速度耦合采用SIMPLEC方法，擴(kuò)散項(xiàng)的離散格式采用中心差分格式，對(duì)流項(xiàng)的離散格式采用二階迎風(fēng)格式，模型收斂絕對(duì)精度設(shè)為10-8[17]；采用Reynolds邊界條件[18-19]設(shè)置強(qiáng)制性邊界條件和周期性邊界條件。

（1）強(qiáng)制性邊界條件

在內(nèi)徑出口CD面上，有i（大氣壓）。

在外徑出口AB面上，有o（介質(zhì)壓力）。

在環(huán)槽進(jìn)口EFGH面上，有o（介質(zhì)壓力）。

（2）周期性邊界條件

在邊界AD和BC面的壓力相等：|AD=|BC，即(+2p/g)=()。

在邊界EH和FG面的壓力相等：|EH=|FG，即(+2p/g)=()。

根據(jù)質(zhì)量流量守恒，流過(guò)邊界AD+EH和BC+FG面的質(zhì)量流量相等：|AD+|EH=|BC+|FG；流過(guò)AB+DC面的流體質(zhì)量等于流過(guò)環(huán)槽入口EFGH的流體質(zhì)量：|EFGH=|CD +|AB。

3.5 網(wǎng)格劃分

由于螺旋線曲率較大，容易導(dǎo)致螺旋槽尖端處網(wǎng)格產(chǎn)生畸變，加之，流體膜厚方向與徑向的尺寸相差也很大，如果直接使用Gambit軟件對(duì)計(jì)算區(qū)域進(jìn)行自動(dòng)網(wǎng)格劃分，很難滿足計(jì)算精度要求，故本文在研究中采用線-面-體網(wǎng)格劃分順序手動(dòng)劃分網(wǎng)格。其中，對(duì)邊線的劃分方式采用Interval count劃分，對(duì)面采用Tri選項(xiàng)下的pave方式劃分，再利用Cooper方法生成流體膜和型槽部分的網(wǎng)格?？紤]到網(wǎng)格數(shù)太少會(huì)使計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生過(guò)大的誤差，而網(wǎng)格數(shù)過(guò)多又會(huì)使得計(jì)算量變大，耗時(shí)長(zhǎng)，且當(dāng)網(wǎng)格數(shù)增加到一定數(shù)量時(shí)對(duì)結(jié)果的精度影響很小等因素，通過(guò)不斷改進(jìn)網(wǎng)格劃分?jǐn)?shù)量，權(quán)衡劃分的網(wǎng)格質(zhì)量及計(jì)算機(jī)運(yùn)算能力，最終將膜厚方向劃分為6層網(wǎng)格，螺旋槽槽深方向劃分為8層網(wǎng)格，進(jìn)液槽槽深方向劃分為8層，生成總數(shù)為683216的網(wǎng)格，劃分好的網(wǎng)格如圖3所示。

3.6 數(shù)值模擬正交試驗(yàn)結(jié)果及分析

3.6.1 試驗(yàn)結(jié)果

按照前面介紹的試驗(yàn)方案和計(jì)算方法，進(jìn)行數(shù)值模擬，得到各試驗(yàn)號(hào)的計(jì)算結(jié)果，如表2所示。

3.6.2 結(jié)果分析

根據(jù)正交試驗(yàn)分析理論進(jìn)行綜合直觀分析，將每一因素各水平下的目標(biāo)值求和并取均值，據(jù)此作出目標(biāo)值與影響因素間的關(guān)系圖[20]。各因素與開(kāi)啟力O、泄漏量的關(guān)系分別見(jiàn)圖4和圖5，具體說(shuō)明如下。

（1）O隨、g、g、、、、、、的變化關(guān)系

由圖4可知，對(duì)端面開(kāi)啟力O有顯著影響的因素是槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比和密封端面內(nèi)外壓差。這是由于g對(duì)應(yīng)式(1)中的，對(duì)應(yīng)式(2)中的與，對(duì)應(yīng)式(2)中的，對(duì)應(yīng)式(2)中的D，所以當(dāng)g變化時(shí)，式(1)與式(2)中的、、、、D也會(huì)隨著直接發(fā)生改變，因此這些因素對(duì)O影響顯著。此外，從圖4還可以發(fā)現(xiàn)O隨g增大呈下降趨勢(shì)，隨、、的增大呈迅速上升趨勢(shì)；環(huán)槽寬的影響不大；螺旋角、螺旋槽深g、環(huán)槽深和轉(zhuǎn)速對(duì)O沒(méi)有顯著影響。因此要獲得較大開(kāi)啟力，自泵送機(jī)械密封應(yīng)取較少的槽數(shù)，較大的槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比和槽臺(tái)寬比，并在較高的壓差下工作。

（2）隨、g、g、、、、、、的變化關(guān)系

由圖5可知，對(duì)泄漏量有顯著影響的因素是槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、轉(zhuǎn)速和密封端面內(nèi)外壓差。跟前文類似，g對(duì)應(yīng)式(1)中的，對(duì)應(yīng)式(2)中的與，對(duì)應(yīng)式(2)中的，對(duì)應(yīng)式(1)中的，對(duì)應(yīng)式(2)中的D，所以當(dāng)g變化時(shí)，式(1)與式(2)中的、、、、、D也會(huì)隨著直接發(fā)生改變，因此這些因素對(duì)影響顯著。此外，從圖5中還可以發(fā)現(xiàn)，隨g的增大呈下降趨勢(shì)，隨、、、的增大呈迅速上升趨勢(shì)；環(huán)槽寬的影響不大；螺旋角、螺旋槽深g、環(huán)槽深對(duì)沒(méi)有顯著影響。因此要獲得較小的泄漏量，自泵送機(jī)械密封應(yīng)取較多的槽數(shù)、較小的槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比和槽臺(tái)寬比，并在較低的轉(zhuǎn)速和壓差下工作。

4 驗(yàn)證試驗(yàn)

正交試驗(yàn)方案的一個(gè)突出優(yōu)點(diǎn)是可以根據(jù)理論分析確定試驗(yàn)參數(shù)范圍內(nèi)的較優(yōu)值。由前面的分析可知，本次試驗(yàn)中對(duì)密封性能有顯著影響的因素是g和，影響不顯著的因素為g。具體表現(xiàn)為：O隨著的增大呈上升趨勢(shì)，隨著g的增多呈下降趨勢(shì)；隨著的增大呈上升趨勢(shì)，隨g的增多而呈下降趨勢(shì)。根據(jù)這一分析結(jié)論，并通過(guò)綜合平衡原則[21]，設(shè)計(jì)一新的動(dòng)、靜環(huán)密封結(jié)構(gòu)，取結(jié)構(gòu)參數(shù)為g=16、=22°、g=50mm、=500mm、=2 mm、=0.5、=0.4，操作參數(shù)=4000r·min-1、=1.8 MPa。為了確定其是否為較優(yōu)方案，按照前面敘述的計(jì)算方法進(jìn)行了數(shù)值模擬驗(yàn)證計(jì)算，結(jié)果得：O=1.62000352 kN，=1.318896281 ml·h-1。通過(guò)比較可以發(fā)現(xiàn)，在相同的壓差或者轉(zhuǎn)速下，此結(jié)構(gòu)自泵送機(jī)械密封的性能明顯優(yōu)于正交表中的試驗(yàn)方案?？梢?jiàn)，在自泵送機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)優(yōu)化中運(yùn)用正交試驗(yàn)方案僅用較少的試驗(yàn)次數(shù)就能得到較優(yōu)的密封結(jié)構(gòu)參數(shù)，體現(xiàn)了正交試驗(yàn)的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)也為自泵送機(jī)械密封結(jié)構(gòu)的進(jìn)一步優(yōu)化與研究提供了技術(shù)支撐。

5 結(jié) 論

（1）提出了一種進(jìn)液槽設(shè)置于靜環(huán)、動(dòng)壓槽分布于動(dòng)環(huán)的泵出型機(jī)械密封結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)的自泵送流體動(dòng)壓型機(jī)械密封與以往流體泵入型的結(jié)構(gòu)型式不同，無(wú)須其他阻塞流體供應(yīng)輔助系統(tǒng)；

（2）應(yīng)用正交試驗(yàn)分析方法分析了自泵送機(jī)械密封性能的影響因素及顯著性，提出了初步優(yōu)化的密封結(jié)構(gòu)及其對(duì)應(yīng)的操作參數(shù)；

（3）在試驗(yàn)參數(shù)的取值范圍內(nèi)，對(duì)端面開(kāi)啟力O有顯著影響的因素是槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比和壓差，具體表現(xiàn)為開(kāi)啟力隨著槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、密封端面內(nèi)外壓差的增大呈上升趨勢(shì)，隨著槽數(shù)的增多呈下降趨勢(shì)；對(duì)泄漏量有顯著影響的因素是槽數(shù)g、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、轉(zhuǎn)速和壓差，具體表現(xiàn)為泄漏量隨著槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比、槽臺(tái)寬比、轉(zhuǎn)速、密封端面內(nèi)外壓差的增大呈上升趨勢(shì)，隨著槽數(shù)的增多而呈下降趨勢(shì)。此外，環(huán)槽寬對(duì)自泵送機(jī)械密封性能的影響不大，螺旋角、螺旋槽深g、環(huán)槽深對(duì)自泵送機(jī)械密封性能沒(méi)有顯著影響。

符 號(hào) 說(shuō) 明

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Orthogonal test of self-pumping mechanical seals based on numerical simulation

GU Dongsheng, SUN Jianjun, MA Chenbo, LU Jianhua

(College of Mechanical and Electrical Engineering, Nanjing Forestry University, Nanjing 210037, Jiangsu, China)

A kind of self-pumping hydrodynamic mechanical seal, that the liquid inlet groove was arranged on the stationary ring and the dynamic pressure groove was distributed on the rotating ring, was put forward based on the principle of centrifugal pump. The experimental scheme of the self-pumping mechanical seals was designed by orthogonal test. The numerical simulation experiments were carried out based on Fluent, including discussing the significant effects of every parameter on the face opening force and the leakage rate. The numerical results showed that the groove numberg, the ratio of groove length and dam length, the ratio of groove width and ridge width, and the pressurewerethe significant factors affecting the opening forceOand the leakage ratewithin the experimental ranges. Besides, the rotate speedalso affectedsignificantly. Specifically,Owas increased with increasing,andwhile decreased with increasingg. The influence of,,andgonwassimilar to that onO. Butwas also increased with increasing. The preliminary optimization of sealing structure was brought forward by analyzing the results of orthogonal test.

self-pumping mechanical seal; orthogonal test; numerical simulation; CFD; optimization

10.11949/j.issn.0438-1157.20150204

TH 136

國(guó)家級(jí)大學(xué)生實(shí)踐創(chuàng)新訓(xùn)練計(jì)劃資助項(xiàng)目（201410298051Z）。

2015-02-09.

Prof. SUN Jianjun, sunjj65@163.com

supported by the National Practice Innovation Training Program Funded Projects for the College Students (201410298051Z).

A

0438—1157（2015）07—2464—10

2015-02-09收到初稿，2015-03-16收到修改稿。

聯(lián)系人：孫見(jiàn)君。第一作者：顧東升（1990—），男，碩士研究生。