高壓高轉(zhuǎn)速螺旋槽干氣密封浮環(huán)變形研究*

丁雪興 王晶晶 張偉政 陸俊杰2 陳金琳

(1.蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院 甘肅蘭州 730050;2.浙江大學(xué)寧波理工學(xué)院 浙江寧波 315010)

隨著制造業(yè)和工業(yè)化進(jìn)程的不斷完善，軸端密封的旋轉(zhuǎn)機(jī)械不斷突破設(shè)計工況，逐步向極端工況發(fā)展，這對密封更是一項巨大的挑戰(zhàn)。在傳統(tǒng)的迷宮密封、刷式密封中，由于氣流的激振、密封件自身的磨損和轉(zhuǎn)子系統(tǒng)易發(fā)生干磨等因素，導(dǎo)致密封泄漏量增大、穩(wěn)定性極差、壽命極短。因此研究人員提出了一種新型的柱面螺旋槽干氣密封，該密封具有泄漏少、磨損小、壽命長、結(jié)構(gòu)緊湊等特點[1-4]。

對于柱面氣膜密封的研究，ZHANG等[5]在浮環(huán)密封上開設(shè)了槽形結(jié)構(gòu)并分析了其穩(wěn)定性和碰磨情況，結(jié)果表明開槽要比無槽好。MELNIK[6]研究了柱面密封的性能參數(shù)并提出一種具有更高的計算速度和精度的計算思想。KE等[7]研究了不同的密封條件對高速球軸承內(nèi)流場的影響。XU等[8]提出了一種新型的預(yù)測液體環(huán)形密封動態(tài)特性的瞬態(tài)CFD方法，并同時計算了不同長度的液體環(huán)形密封件的動態(tài)特性。ASHTON[9]測量了高溫和軸表面速度為26 m/s時的混合刷式密封中的泄漏量和壓差，結(jié)果優(yōu)于類似大小的傳統(tǒng)迷宮密封；而且隨著溫度的升高，迷宮密封的泄漏減少，因為其間隙由于部件的熱增長而改變。ZHANG等[10]提出了一種新的徑向環(huán)形密封，減小了流體泄漏損失和流體誘導(dǎo)力，且和傳統(tǒng)的迷宮密封相比，其泄漏方向由軸向改為徑向。丁雪興等[11]用PH線性化方法求得了氣體壓力的近似解析解，并用MATLAB軟件得到了氣膜壓力分布。陸俊杰[12]從理論計算和試驗研究兩個方面對單列螺旋槽、單列一字平行槽、雙列人字螺旋槽和雙列一字平行槽的氣膜的潤滑特性進(jìn)行了研究。潘康毅等[13]運用差分法參考徑向軸承動潤滑理論探究了密封長度-油液黏度和密封間隙對浮環(huán)密封性能的影響。馬利軍等[14]研究發(fā)現(xiàn)，相比于整體石墨環(huán)，高溫鑲裝式浮環(huán)密封更有利于調(diào)整徑向間隙且過盈量對其間隙影響較小。

對于變形的研究，丁雪興等[15]采用有限元ANSYS軟件，對螺旋槽干氣密封補(bǔ)償環(huán)進(jìn)行了力變形分析。趙芳等人[16]對干氣密封的靜環(huán)做了力變形分析研究。扈中平[17]在流固耦合的條件下對低溫干氣密封的動靜環(huán)分別進(jìn)行了熱變形和力變形的研究。黃思等人[18]對IS100-65-200型單級離心泵的葉輪、螺母和軸等轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行了單向流固耦合分析。程香平等[19]研究了大菱形孔端面密封環(huán)的變形，并計算了不同結(jié)構(gòu)及不同操作工況條件下密封環(huán)的摩擦扭矩、液膜剛度及泄漏率。湯赫男等[20]采用流固耦合方法分析了齒形角對往復(fù)式壓縮機(jī)迷宮密封內(nèi)部流場及密封性能的影響。袁瑋瑋等[21]利用流固耦合方法對螺桿膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子的內(nèi)部流場和力變形進(jìn)行了分析。

綜上所述：柱面密封的研究多數(shù)集中于數(shù)值求解的方法，針對端面的變形研究已經(jīng)獲得了大量成果，但是考慮高壓下柱面浮環(huán)的變形卻很少見，因此高壓下浮環(huán)變形的研究對柱面氣膜密封的發(fā)展具有重大的意義。本文作者采用Solidworks建模軟件建立了流固耦合模型，然后針對柱面螺旋槽氣膜的特殊性，利用精度較高的ICEM結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行劃分；隨后采用仿真軟件Fluent對氣膜流場進(jìn)行數(shù)值模擬計算；最后通過ANSYS Workbench的靜力學(xué)分析軟件Static Structure將流場求得的壓力耦合到浮環(huán)固體面上進(jìn)行力變形求解，并進(jìn)行浮環(huán)參數(shù)與工況之間的變化討論。

1 模型的建立

1.1 幾何模型

柱面螺旋槽干氣密封由浮動環(huán)、軸、軸套、密封支座、定位銷、壓緊彈簧等組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。軸與軸承相連，軸套過盈配合在轉(zhuǎn)軸上，與軸一起轉(zhuǎn)動。浮環(huán)安裝在密封支座腔體內(nèi)部，與軸套形成微間隙。

圖1 柱面螺旋槽干氣密封結(jié)構(gòu)Fig 1 Structure of cylinder spiral groove dry gas seal

根據(jù)柱面密封的結(jié)構(gòu)和工作原理可知浮環(huán)的受力情況，如圖2所示。浮環(huán)一端被定位銷固定，另一端受到彈簧力Fs，浮環(huán)內(nèi)側(cè)受到氣膜反力F，浮環(huán)外側(cè)受到介質(zhì)壓力p。

圖2 浮環(huán)受力圖Fig 2 Force diagram of floating ring

1.2 氣膜流域

利用建模軟件Solidworks分別對浮環(huán)和軸套進(jìn)行實體模型的創(chuàng)建，然后進(jìn)行偏心安裝，形成流固耦合計算模型，如圖3所示。模型參數(shù)如表1所示。在浮環(huán)與軸套之間形成一層極薄氣膜，這層氣膜反映了密封的潤滑性能、摩擦性能等，氣膜體現(xiàn)了密封的整體工作狀態(tài)，建議抽取流域進(jìn)行分析，在流域中反應(yīng)了槽形、偏心和結(jié)構(gòu)。因此將模型導(dǎo)入ANSYS Workbench的DM軟件中，將浮環(huán)軸套模型四周封閉，使用Fill命令中的By Gaps進(jìn)行氣膜流道抽取，抽取到的微間隙氣膜如圖3所示。

圖3 流固耦合模型及氣膜結(jié)構(gòu)示意圖Fig 3 Fluid-solid coupling model and gas film structure diagram

名稱數(shù)值軸套外半徑R/mm29.2槽深h/mm8槽寬比B1∶1槽數(shù)n16螺旋角α/(°)30密封寬度L/mm40偏心率ε0.7螺旋槽槽長Lc/mm26軸套內(nèi)半徑r/mm27氣膜平均間隙hc/μm15浮環(huán)厚度d/mm4

2 網(wǎng)格的劃分及無關(guān)性驗證

2.1 網(wǎng)格劃分

柱面螺旋槽氣膜結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，橫縱尺度跨度較大，并有偏心，最薄的區(qū)域只有幾微米，因此網(wǎng)格劃分有以下難點：

(1)有偏心,不滿足周期性規(guī)律，需整體劃分；

(2)螺旋線扭曲程度較大，為保證網(wǎng)格質(zhì)量需進(jìn)行切塊處理；

(3)螺旋槽氣膜極薄，導(dǎo)入ICEM后需要花費大量的時間進(jìn)行幾何拓?fù)湫扪a(bǔ)；

(4)由于模型需切224個block提高網(wǎng)絡(luò)精度，需要建大量的輔助線來完成Block的映射，因此，需采用ICEM結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格方法進(jìn)行劃分。

采用ICEM結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格劃分方法雖然工作量較大，但是解決了計算過程中的不收斂問題，而且大大提高了計算精度。

具體過程如下：

(1)沿一個螺旋槽型在外氣膜上利用面建一個block，將其切成4塊，再把對應(yīng)的非槽區(qū)的block拉伸出去，如圖4(a)所示。

(2)將建立好的5塊block進(jìn)行旋轉(zhuǎn)處理，但是由于偏心的影響，旋轉(zhuǎn)出來的block節(jié)點之間無法對應(yīng)，則需要采取合并節(jié)點處理，合并完節(jié)點的block模型如圖4(b)所示。

圖4 氣膜block劃分示意圖Fig 4 Block partition diagram of gas film(a)single slot block；(b)integral film block

(3)分別將槽區(qū)對應(yīng)的64塊block拉伸出去與槽區(qū)的幾何進(jìn)行關(guān)聯(lián)，由于模型切塊的較小，為了更好地提高網(wǎng)格映射質(zhì)量，需要所有block的每條edge都能映射到幾何體上，因此需要對幾何體進(jìn)行輔助線的建立，如圖5(a)所示。

(4)最后對block的每條edge設(shè)立合適的節(jié)點數(shù)即可生成氣膜網(wǎng)格，如圖5(b)所示。

圖5 氣膜網(wǎng)格劃分示意圖Fig 5 Gas film mesh partition diagram (a)auxiliary line diagram；(b)grid diagram

生成的網(wǎng)格通過Pre-mesh Quality進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量評價，結(jié)果網(wǎng)格質(zhì)量在0.5以上且無負(fù)體積網(wǎng)格。

固體域浮環(huán)則采取ANSYS Workbench自帶網(wǎng)格劃分軟件mesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

2.2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

為了對流場域和固體域進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，現(xiàn)分別劃分不同的網(wǎng)格數(shù)，計算流場的最大壓力值和浮環(huán)最大變形。各參數(shù)對比如表2所示。

表2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證計算結(jié)果

根據(jù)3種不同疏密程度的網(wǎng)格的計算結(jié)果，同時考慮該模型復(fù)雜性，為了在不改變計算精度的條件下，提高模擬計算的效率，縮短計算時間，文中采用的流體網(wǎng)格數(shù)量為2 460 672，固體域網(wǎng)格數(shù)量為158 225。

3 邊界條件

邊界條件如圖6所示。入口壓力為1 MPa，出口壓力為0.1 MPa，Moving-wall的轉(zhuǎn)速為30 000 r/min。采用SIMPLE算法，速度采用無滑移邊界條件?？刂品匠滩捎枚A迎風(fēng)離散格式。

圖6 邊界條件示意圖Fig 6 Schematic diagram of boundary conditions

4 結(jié)果與討論

4.1 氣膜的壓力和速度分析

壓力和速度矢量分布云圖如圖7和圖8所示。

由圖7可知：只有氣膜最薄區(qū)才出現(xiàn)了明顯的壓力上升，而在氣膜較厚的區(qū)域沒有明顯的壓力上升；同時，氣膜最薄區(qū)，隨著氣流流向槽根徑，壓力逐漸增大，并在槽根徑處壓力最大，最大壓力為1.165 MPa。由于偏心和螺旋槽的共同作用，隨著轉(zhuǎn)軸的旋轉(zhuǎn)，密封介質(zhì)被泵吸到螺旋槽內(nèi)，加之偏心產(chǎn)生的收斂不均，從而導(dǎo)致在氣膜最薄處產(chǎn)生了動壓效應(yīng)。另一方面，由于槽區(qū)和非槽區(qū)存在臺階，產(chǎn)生節(jié)流效應(yīng)，壓力逐漸下降。

由圖8可知：流體沿著逆時針方向在做周向運動；在氣膜最薄處，流速最小，壓力最大，說明能量耗散，產(chǎn)生明顯的壓降，從而導(dǎo)致了壓力在槽底部達(dá)到最大。

圖7 氣膜壓力云圖Fig 7 Film pressure clouds

圖8 氣膜速度矢量云圖Fig 8 Film velocity vector clouds

4.2 浮環(huán)強(qiáng)度分析

浮環(huán)材料采用的是石墨，具體材料物性參數(shù)如表3所示。

表3 浮環(huán)的材料參數(shù)

4.2.1 邊界條件確定

設(shè)置浮環(huán)邊界條件如圖9所示：浮環(huán)在與軸套同側(cè)開槽處采用fixed完全固定，F(xiàn)S為彈簧力，約為0.5 MPa，F(xiàn)為氣膜壓力，p為介質(zhì)壓力。

圖9 浮環(huán)邊界條件示意圖Fig 9 Drawing of boundary conditions of floating ring

4.2.2 浮環(huán)變形

計算得到的1 MPa介質(zhì)壓力下浮環(huán)變形情況如圖10所示。

圖10 浮環(huán)變形Fig 10 Floating ring deformation

可以看出：浮環(huán)的變形主要表現(xiàn)為沿徑向的擠壓變形，軸向變形相對來說比較?。谎刂鴼饬髁鲃拥姆较?，變形量逐漸在增大；浮環(huán)的最大變形出現(xiàn)在浮環(huán)的外邊緣處，主要發(fā)生的是擠壓變形，最大變形量約為0.019 mm。這是因為在最大變形處流場壓力最低，流場壓力和介質(zhì)壓力間較大的壓差導(dǎo)致嚴(yán)重的擠壓變形，最大變形量已經(jīng)超過密封時平均氣膜厚度0.015 mm。可見流場的變化對浮環(huán)的變形有一定的影響，進(jìn)而影響著整個柱面螺旋槽干氣密封系統(tǒng)的密封性能。

由圖11所示的應(yīng)力分布可以看出：1 MPa介質(zhì)壓力下在浮環(huán)外邊緣處，應(yīng)力普遍較大，浮環(huán)的最大Von-mises應(yīng)力約為10.6 MPa。浮環(huán)的材料石墨為脆性材料，抗壓強(qiáng)度σb=195 MPa，名義屈服強(qiáng)度σs=0.25σb，得σs=47.85 MPa，取安全系數(shù)nb=2.5，滿足強(qiáng)度要求。浮環(huán)的最大Von-mises應(yīng)力主要出現(xiàn)了兩處：一處出現(xiàn)在定位銷安裝的地方，主要是因為應(yīng)力集中的影響，第二處出現(xiàn)在浮環(huán)的最大變形處，主要是因為此處存在較大壓差。

圖11 浮環(huán)應(yīng)力分布Fig 11 Stress distribution of floating ring

4.2.3 不同介質(zhì)壓力下的浮環(huán)變形分析

為了研究在不同介質(zhì)壓力下浮環(huán)的變形情況，現(xiàn)取轉(zhuǎn)速為30 000 r/min、出口壓力為0.1 MPa、彈簧力為0.5 MPa，對介質(zhì)壓力為1～5 MPa下的變形和應(yīng)力進(jìn)行計算分析，得到的結(jié)果如圖12所示。圖中還示出了5 MPa時浮環(huán)變形情況。

圖12 不同介質(zhì)壓力下浮環(huán)最大變形和應(yīng)力分布Fig 12 Maximum deformation and stress distribution of floating ring under different media pressure

由圖12可知：隨著介質(zhì)壓力的不斷增大，浮環(huán)的最大變形量和最大應(yīng)力值呈線性增大，從1 MPa到5 MPa介質(zhì)壓力每增加1 MPa最大變形量增幅分別為50%、34%、25%、20%。對比圖12和圖10，隨著介質(zhì)壓力不斷增大，浮環(huán)大變形的范圍在逐漸擴(kuò)大，最大變形由一處變?yōu)閮商?，且逐漸變?yōu)檠卣麄€流體出口的方向都受到大變形擠壓。此時由于浮環(huán)的大變形已經(jīng)超過了密封時最厚氣膜厚度0.025 5 mm，很容易導(dǎo)致旋轉(zhuǎn)的軸套被卡死再無法進(jìn)行運轉(zhuǎn)，同時導(dǎo)致浮環(huán)和轉(zhuǎn)軸之間產(chǎn)生嚴(yán)重的磨損，甚至引起浮環(huán)碎裂等惡劣影響，因此，浮環(huán)的大變形嚴(yán)重影響了柱面密封系統(tǒng)的穩(wěn)定性和密封性能。

4.2.4 不同轉(zhuǎn)速下的浮環(huán)變形分析

為了研究在不同轉(zhuǎn)速下浮環(huán)的變形情況，現(xiàn)取介質(zhì)壓力為1 MPa、出口壓力為0.1 MPa、彈簧力為0.5 MPa，計算了30 000、50 000、70 000、90 000 r/min 4組轉(zhuǎn)速下的浮環(huán)變形和應(yīng)力，結(jié)果如圖13所示。

圖13 不同轉(zhuǎn)速下浮環(huán)最大變形和應(yīng)力分布Fig 13 Maximum deformation and stress distribution of floating ring at different rotational speed

由圖13可知：隨著轉(zhuǎn)速的不斷增大，浮環(huán)的最大變形量和最大應(yīng)力值不斷增大。從圖12可看出，介質(zhì)壓力每增加1 MPa，變形量至少約增加0.01 mm，而從圖13可看出轉(zhuǎn)速每增加20 000 r/min，變形量約增加0.007 mm?？梢姼…h(huán)的變形主要受介質(zhì)壓力的影響，而轉(zhuǎn)速的影響相對較小。這是由于，密封的變形主要是力變形，而轉(zhuǎn)速只能影響氣膜壓力的變化，無法直接改變密封的腔體壓力，因此密封系統(tǒng)的變形主要來自于介質(zhì)壓力。

5 結(jié)論

(1)在氣膜最薄區(qū)的動壓效應(yīng)最為明顯，同時臺階產(chǎn)生的節(jié)流效應(yīng)，導(dǎo)致出口的壓力下降趨勢明顯大于從氣流入口到螺旋槽根徑的壓力上升趨勢。

(2)浮環(huán)的變形主要表現(xiàn)為沿徑向的擠壓變形，軸向變形相對來說比較小。最大變形出現(xiàn)在流場壓力最小的地方。

(3)隨著介質(zhì)壓力、轉(zhuǎn)速的不斷增加，浮環(huán)的最大變形量及應(yīng)力值也呈線性規(guī)律增大，而且最大變形主要受介質(zhì)壓力的影響。

(4)文中只考慮了力對浮環(huán)變形的影響，然而在密封腔內(nèi)由于氣體攪拌和黏性剪切會產(chǎn)生大量的熱，因此還需考慮熱對變形的影響，這將是下一步研究的方向。