基于多場耦合數(shù)值仿真的高壓氨泵機械密封設計

胡名陽，于翔，姚會茹，趙靜

（1. 大連深藍泵業(yè)股份有限公司，遼寧大連 116036；2. 大連市輕工業(yè)學校，遼寧大連 116036）

在20 世紀70 年代前，世界上的尿素生產(chǎn)大多采用水溶液全循環(huán)法工藝，合成壓力約為20 MPa，因高壓氨泵壓差大，基本上使用往復式泵。70 年代開發(fā)出CO2汽提和氨汽提工藝后，合成壓力降為14～15 MPa，氨泵壓差相應減小，在大型尿素裝置中，往復式和離心式高壓氨泵并存[1]。高壓氨泵作為合成氨裝置中的液氨進料泵，是關鍵設備，其運行是否穩(wěn)定、可靠，嚴重影響整個裝置的運轉，故要求高壓氨泵在運行過程中必須平穩(wěn)可靠、故障率低、故障檢測能力強、故障處理周期要短。離心泵則具備上述特點，相反往復泵故障頻率較高，故目前往復泵正逐漸被離心泵所取代[2]。

高壓離心泵作為高壓氨泵，由于壓差和流量均較大，導致其軸徑、轉速和介質壓力均較大，這就給軸端機械密封的設計造成了困難，高壓氨泵機械密封是典型的大軸徑高壓高速密封，其故障已經(jīng)成為離心式高壓氨泵在現(xiàn)場應用中的最主要的故障形式[3]。高壓氨泵機械密封已經(jīng)成為限制離心式高壓氨泵國產(chǎn)化應用的主要瓶頸，解決這一問題迫在眉睫。

某大型化肥企業(yè)，使用某國產(chǎn)離心泵P102A/B作為尿素裝置中的液氨進料泵，配套采用國內(nèi)某企業(yè)的雙端面機械密封，機封采用Plan 54 沖洗系統(tǒng)。該泵自2015 年上線運行至今，機械密封故障頻繁，經(jīng)多次改造后，從開始全部機封開車幾小時后即發(fā)生泄漏，到目前部分機封能維持3 個月左右的壽命，仍無法徹底解決機械密封的頻繁失效問題。為了解決這一難題，提出了基于多場耦合數(shù)值仿真設計方法，以解決高壓氨泵這類大軸徑高壓高速的機械密封問題。

1 高壓氨泵機械密封特點分析

高壓氨泵P102A/B 工況參數(shù)如表1 所示。

表1 高壓氨泵P102A/B 工況參數(shù)Table 1 Operating conditions of high pressure ammonia pump P102A/B

由表1 的工況參數(shù)可以看出，P102A/B 高壓氨泵機械密封屬于典型應用于大軸徑、高壓、高速工況下的機械密封。根據(jù)API 682 要求此類密封泄漏量應控制在5.6 g/h[4]，而機械密封屬于摩擦副一類產(chǎn)品，如此小的泄漏量必然要求有足夠小的密封間隙，更小的密封間隙則意味著在高壓高速工況下運行時將因更劇烈的摩擦產(chǎn)生更多的熱量和磨損，這就更易導致密封失效，即在工況條件一定時，機械密封的泄漏量與摩擦的劇烈程度在一定程度上是呈負相關的，這正是高參數(shù)機械密封設計的難點所在。因此這一機械密封的設計核心就變?yōu)樵诳煽匦孤┝糠秶鷥?nèi)盡量減小密封的發(fā)熱量和磨損量，延長密封的壽命，提高可靠 性。

2 高壓氨泵機械密封設計計算

2.1 高壓氨泵機械密封設計簡介

根據(jù)以上對高壓氨泵機械密封工況的分析，綜合考慮設計的機械密封的各項性能參數(shù)，確定為多彈簧、平衡式、靜止型、石墨對碳化硅的帶壓雙端面機械密封，并采用特殊設計的圓周多點分布的沖洗方式結合Plan 54 沖洗方案進行強制潤滑冷卻[5]，在此基礎上，利用多場耦合數(shù)值仿真對摩擦副的結構進行優(yōu)化設計，以達到在可控泄漏量范圍內(nèi)的低發(fā)熱量和低磨損率，具體剖面圖如圖1 所示。

圖1 高壓氨泵機械密封剖面圖Fig.1 Mechanical seal profile for high pressure ammonia pump

2.2 高壓氨泵機械密封設計特點

（1）機械密封采用多彈簧結構，使彈簧施加的補償力更均勻地作用于補償環(huán)組件上。

（2）機械密封采用靜止型結構，消除高轉速下補償環(huán)由于補償而產(chǎn)生的高頻偏擺。

（3）機械密封采用平衡式結構，極大地提高了摩擦副的承載能力。

（4）摩擦副材料采用石墨與碳化硅配對，保證最優(yōu)的摩擦學性能。

（5）補償環(huán)與靜止金屬件、非補償環(huán)與旋轉金屬件之間的連接全部采用撓性浮動連接，保證摩擦副密封面完整有效貼合。

（6）撓性浮動連接處采用墊塊加O 形圈結構，保證高壓下O 形圈不會從間隙處擠出。

（7）非補償環(huán)、補償環(huán)和補償環(huán)座壓力邊界徑向基本相同，實現(xiàn)流體壓力全平衡，保證摩擦副不產(chǎn)生軸向力。

（8）補償環(huán)座和軸套材料采用雙相鋼，同時保證耐腐蝕性和機械強度，高壓下小變形，減小支撐約束變形對摩擦副的影響。

（9）非補償環(huán)采用凹窩傳動，補償環(huán)組件采用鍵傳動，保證傳動的可靠性，同時避免應力集中導致的脆性摩擦副材料破壞。

（10）Plan 54 內(nèi)部沖洗采用特殊設計的圓周多點沖洗方式，使隔離液可以從圓周方向上多個位置直接冷卻密封面，冷卻更均勻效率更高。

（11）摩擦副采用基于多場耦合數(shù)值仿真方法進行優(yōu)化設計，實現(xiàn)小泄漏量下的低功耗磨損。

2.3 高壓氨泵機械密封摩擦副多場耦合數(shù)值仿真

2.3.1 多場耦合數(shù)值仿真基本方法

在接觸式機械密封的摩擦副中存在多個物理過程：補償環(huán)的熱變形和力變形、非補償環(huán)的熱變形和力變形、補償環(huán)的熱傳導、非補償環(huán)的熱傳導、密封面上流體的靜壓和動壓潤滑效應、密封面上摩擦學效應以及補償環(huán)軸向力平衡等。所有這些過程是相互作用、互相耦合的。例如，補償環(huán)和非補償環(huán)的變形影響密封面上流體膜的厚度和形狀，而密封上流體液膜的厚度和形狀又影響密封面上流體膜壓力的分布；反過來，密封面上流體膜的壓力分布影響補償環(huán)和非補償環(huán)的變形，而補償環(huán)和非補償環(huán)的變形又影響密封面上流體膜的厚度和形狀。另一方面，密封面上流體膜厚度和形狀也影響密封面的摩擦生熱，而密封面的摩擦生熱又影響補償環(huán)和非補償環(huán)的熱傳導及密封面溫度分布，密封面的溫度分布又影響密封面上流體膜壓力分布，進而影響補償環(huán)的流體膜開啟力和平衡膜厚。要同時求解這些物理過程，是相當復雜和困難的[6]。通過專有的機械密封穩(wěn)態(tài)下綜合性能分析軟件可實現(xiàn)對這一過程的數(shù)值仿真，軟件綜合考慮了補償環(huán)和非補償環(huán)的變形和熱傳導（固體有限元FEM）、密封面上流體靜壓和動壓潤滑效應（計算流體力學CFD）和大量的試驗經(jīng)驗，通過對各物理過程的控制方程進行迭代完成求解過程，具體迭代計算過程如圖2 所示。

圖2 迭代計算流程圖Fig.2 Flow chart of iterative calculation

2.3.2 高壓氨泵機械密封數(shù)值仿真結果

由于高壓氨泵機械密封采用了帶壓雙端面結構，介質側僅承受介質與隔離液的壓差0.3 MPa 左右，為低負載側，而大氣側承受隔離液壓力2.3 MPa 左右，為高負載側。介質側和大氣側摩擦副結構完全相同，故按照大氣側邊界條件對摩擦副部分建立分析模型并確定邊界條件，如圖3 所示。

圖3 摩擦副分析模型及邊界條件圖Fig.3 Friction pair analysis model and boundary condition

圖4～6 為根據(jù)上述模型計算得出的摩擦副變形、密封面徑向壓力分布和密封面徑向流體相態(tài)分布。密封面最高溫度126.7 ℃遠小于摩擦副許用溫度。密封面徑向壓力以流體壓力為主，即流體壓力起主要的平衡軸向載荷作用，有效減小固體摩擦消耗的功率和發(fā)熱量。密封面徑向流體以液體為主，隨著密封面半徑減小流體壓力降低，有少量流體汽化，汽液兩相比僅為0.04，可認為密封面流體完全為液態(tài)，密封可穩(wěn)定運轉。摩擦副計算泄漏量為4.24 g/h，消耗功率4.23 kW，小于API 682 標準，滿足使用要求。計算參數(shù)和計算結果分別見表2、表3。

圖4 摩擦副變形（50 倍）和溫度云圖Fig.4 Friction pair deformation (50 times) and temperature field

圖5 密封面徑向壓力分布Fig.5 Radial pressure distribution with sealing surface

圖6 密封面徑向流體相態(tài)分布Fig.6 Radial fluid phase distribution with sealing surface

表2 高壓氨泵機械密封參數(shù)Table 2 Parameters of mechanical seal for high pressure ammonia pump

需要說明的是，以上全部計算結果的有效性均是基于API 682 對工程安裝要求，具體的密封端蓋與密封腔徑向配合面相對于軸的總跳動量不超過0.125 mm，軸向配合面相對于軸的總跳動量不超過0.08 mm，安裝軸孔配合為間隙配合，配合間隙0.02 ～ 0.093 mm[4]。

2.4 高壓氨泵機械密封最終設計

根據(jù)以上對高壓氨泵機械密封工況的分析、設計要點的說明和摩擦副結構的優(yōu)化計算，同時結合現(xiàn)場實際情況，確定高壓氨泵機械密封的最終設計參數(shù)和主要性能參數(shù)，見表4[7]。

表3 高壓氨泵機械密封計算結果Table 3 Calculation results summary of mechanical seal for high pressure ammonia pump

表4 高壓氨泵機械密封最終設計參數(shù)和主要性能參數(shù)Table 4 Final design parameters and main performance parameters of mechanical seal for high pressure ammonia pump

2.5 高壓氨泵機械密封試驗驗證

為驗證設計的高壓氨泵機械密封的性能，進行了連續(xù)100 h 的型式試驗，試驗過程中0.5 h 記錄一次數(shù)據(jù)，將試驗數(shù)據(jù)匯總制成試驗過程數(shù)據(jù)曲線，如圖7 所示[8]。

可以看出，整個試驗過程中壓力穩(wěn)定，水的出入口溫度存在同步的周期性波動并且日間高夜間低，這主要是由于試驗時間為冬季，晝夜溫差導致的環(huán)境溫差和冷卻水溫差較大引起的。試驗過程中測得的單套摩擦副功率在試驗開始階段有一個明顯的下降過程，而后趨于穩(wěn)定，這主要是由于試驗開始階段石墨材質的補償環(huán)需要一個磨平過程，當補償環(huán)完全磨平后功率趨于穩(wěn)定。

圖7 密封面徑向壓力分布Fig.7 Test data curve

除去磨平階段，平均測量單套摩擦副的功率為4.42 kW，與仿真計算結果基本相符，誤差為4.25%。試驗全程無可見和可測泄漏，這主要是由于泄漏量較小且從上述計算中可看出泄漏介質為汽態(tài)，這也間接驗證了計算結果。

整個試驗過程密封運轉穩(wěn)定無異常，試驗結束后對密封進行了解體檢查，補償環(huán)和非補償環(huán)結構完整無損傷，表面磨痕均勻一致，無皰疤白斑氣孔等缺陷，如圖8 所示。測量補償環(huán)磨損量為0.01 mm，按補償環(huán)凸臺2 mm 高度計算，密封壽命可達20 000 h，遠超國標要求，可見基于多場耦合數(shù)值仿真設計的高壓氨泵機械密封性能優(yōu)良，可達到同類進口產(chǎn)品水 平[9]。

圖8 補償環(huán)（左）和非補償環(huán)（右）拆解照Fig.8 Sealing surface photo of primary ring (left) and mating ring (right) after test

3 結束語

（1）全面考慮尿素裝置中液氨進料泵的工況特點，對高壓氨泵機械密封結構采取了針對性設計，使用基于多場耦合數(shù)值仿真方法對摩擦副進行了優(yōu)化設計，并進行了100 h 的型式試驗，解決了原國產(chǎn)密封存在的問題，達到了預期的效果，為裝置的長周期安全穩(wěn)定運行打下了堅實的基礎。

（2）采用綜合考慮補償環(huán)和非補償環(huán)的變形和熱傳導（固體有限元FEM）、密封面上流體靜壓和動壓潤滑效應（計算流體力學CFD）和大量的試驗經(jīng)驗修正的機械密封專用穩(wěn)態(tài)性能分析軟件，在設計時即可對密封性能進行預測，并根據(jù)結果進行優(yōu)化，從而取得最優(yōu)的密封性能。

（3）在該設備上的密封改造設計過程中取得的一些寶貴經(jīng)驗，可為化肥加工行業(yè)其他類似設備的密封改造提供參考。