基于熱流固耦合密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的性能分析*

張偉政 徐理善 陸俊杰 丁雪興 李少峰

(1.蘭州理工大學石油化工學院 甘肅蘭州 730050；2.浙大寧波理工學院 浙江寧波 315010；3.寧波東聯(lián)密封件有限公司 浙江寧波 315040)

海洋環(huán)境中蘊含有豐富的資源，以多相泵這一新型增壓設(shè)備為核心的多相輸運技術(shù)成為海洋資源開發(fā)中研究及推廣應(yīng)用的熱點。密封件作為海底混輸泵設(shè)備的關(guān)鍵基礎(chǔ)零部件，起到了實現(xiàn)軸端密封、保證設(shè)備高效穩(wěn)定運行的作用；同時機械密封在控制漏泄、延長設(shè)備使用壽命等方面，具有諸多不可替代的優(yōu)點，在整個混輸行業(yè)中都有著非常高的使用率[1]。但是深海環(huán)境具有壓力高、溫度低等特點[2-3]，并且由于流體裝置在運行過程中存在一定范圍內(nèi)的工況波動，這對機械密封的密封性能及使用壽命存在極大考驗。因此，機械密封的穩(wěn)定性[4-6]是影響多相泵性能的關(guān)鍵因素之一。

深?；燧敱脵C械密封中的動環(huán)、靜環(huán)和液膜形成熱流固摩擦副多體系統(tǒng)，工況與結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化使得動靜環(huán)發(fā)生不同程度的變形，影響液膜分布，造成端面密封失效等不良情況，但針對混輸泵的機械密封摩擦副熱流固下的多體系統(tǒng)研究較少，目前可借鑒高參數(shù)領(lǐng)域機械密封熱流固性能分析[7]。魏炫宇等[8]研究了介質(zhì)流量和轉(zhuǎn)速2個參數(shù)對摩擦副界面溫度場分布的影響。李雙喜等[9]、ROUILLON和BRUNETIRE[10]通過理論分析端面變形、液膜反壓和密封環(huán)溫度之間的相互作用，建立了機械密封環(huán)熱-結(jié)構(gòu)耦合模型，并試驗驗證了分析模型的正確性。李歡[11]采用單向熱-流-固耦合的計算方法，分別對變形前后端面間隙內(nèi)的流場分布進行了研究。陳洋洋等[12]采用ANSYS Workbench對螺旋槽干氣密封進行流固耦合分析，發(fā)現(xiàn)應(yīng)力應(yīng)變最大值主要集中在螺旋槽根部，且變形量隨轉(zhuǎn)速和壓差的增大而增大。熱流固耦合分析是揭示密封機制和研究密封性能的一種全面且可靠的手段。高斌超等[13]建立了有限元模型，采用雙向耦合方法，分析了不同壓力對密封端面變形量、端面溫升、液膜厚度和泄漏量的影響。對深海用機械密封的耦合研究，樊智敏等[14]以深海推進器為研究對象，對其機械密封的動靜環(huán)進行了熱變形、力變形和熱力變形的比較研究。GUICHELAAR等[15]認為包括介質(zhì)壓力、接觸壓力和彈性元件壓力在內(nèi)的機械載荷使得密封面產(chǎn)生發(fā)散型變形，熱載荷使得密封面產(chǎn)生收斂型變形，以此為基礎(chǔ)建立了機械密封熱彈性變形分析模型。

綜上所述，機械密封在熱力耦合變形下的研究成果較為豐富，但是針對混輸泵機械密封摩擦副在熱流固多體系統(tǒng)中的整體直接耦合研究鮮有報道。因此，本文作者采用直接耦合分析方法，針對海底混輸泵機械密封結(jié)構(gòu)特點，提取密封環(huán)-液膜建立三維模型，結(jié)合密封環(huán)-液膜在溫度效應(yīng)、力效應(yīng)、機械效應(yīng)等效應(yīng)下的影響機制，開展密封環(huán)-液膜在熱流固多體系統(tǒng)下的性能分析，為海底混輸泵機械密封優(yōu)化與應(yīng)用提供理論基礎(chǔ)。

1 幾何模型與邊界條件

1.1 幾何模型

首先從機械密封整體結(jié)構(gòu)中提取密封環(huán)-液膜的多體結(jié)構(gòu)作為初步研究對象，隨后結(jié)合密封環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸[16]，具體參數(shù)如表1所示，建立了密封環(huán)-液膜的幾何模型，如圖1所示。

表1 混輸泵機械密封幾何參數(shù)及工況參數(shù)

圖1 機械密封三維模型

1.2 邊界條件

密封環(huán)采用碳化硅-石墨，受力約束邊界條件和熱邊界條件如圖2所示，其中物性參數(shù)[17]如表2所示。流場模型的計算區(qū)域需要設(shè)置的邊界條件主要包括壓力入口、壓力出口、壁面轉(zhuǎn)速和溫度等。液膜入口處即液膜外徑為壓力入口，液膜出口處即液膜內(nèi)徑為壓力出口，與動環(huán)端面接觸的面設(shè)置為動壁面; 與靜環(huán)端面接觸的面設(shè)置為靜壁面。在耦合模塊中，設(shè)置密封環(huán)部分的耦合面是與流體域直接接觸的區(qū)域。將Fluent中液膜計算結(jié)果的膜壓、膜溫條件加載至穩(wěn)態(tài)熱分析和結(jié)構(gòu)模塊，施加密封環(huán)內(nèi)側(cè)和外側(cè)表面的換熱系數(shù)，加載耦合所需的轉(zhuǎn)速,在密封環(huán)內(nèi)外兩側(cè)施加壓力等邊界條件及求解選項。熱分析的主要邊界條件為：熱源、對流換熱邊界與外界溫度。其中非接觸式機械密封主要熱源為動環(huán)與介質(zhì)的攪拌熱；其次是密封環(huán)表面和介質(zhì)的熱傳導(dǎo)；動環(huán)A、C和靜環(huán)F、H是主要的對流換熱邊面，其中動環(huán)為主要對流換熱邊界；動環(huán)和靜環(huán)在動環(huán)座和靜環(huán)座上，視B、D為絕熱邊界。

圖2 受力約束與熱邊界條件

對于動環(huán)和靜環(huán)本次的材料庫物性參數(shù)如表2所示。

表2 材料物性參數(shù)

2 網(wǎng)格劃分與無關(guān)性驗證

2.1 網(wǎng)格劃分

由于模型的復(fù)雜性，液膜選擇使用擁有先進block映射技術(shù)的ICEM軟件進行網(wǎng)格劃分，利用此軟件劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，將前處理生成的網(wǎng)格轉(zhuǎn)化為六面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。由于六面體網(wǎng)格質(zhì)量高，需要生成的網(wǎng)格數(shù)量相對較少，因此對密封環(huán)也采用六面體網(wǎng)格，采用Hex Dominant Method類型，最大網(wǎng)格尺寸設(shè)置2 mm,網(wǎng)格總數(shù)675 998，檢驗網(wǎng)格質(zhì)量為0.79。

2.2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

對于螺旋槽液膜計算域，在不同的網(wǎng)格數(shù)下計算模型端面開啟力的大小，結(jié)果如圖3所示?？芍?，當網(wǎng)格數(shù)量達到671 502及以上時開啟力計算值基本趨于穩(wěn)定，考慮到數(shù)值模擬的計算時間以及減少工作量的要求，故采用數(shù)目為671 502的網(wǎng)格。

圖3 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

2.3 模型驗證

對文中建立的計算模型在恒定轉(zhuǎn)速3 000 r/min及不同壓力下，進行流體膜摩擦扭矩的計算，將所得結(jié)果與文獻[13]的研究結(jié)果進行對比，如圖4所示。摩擦扭矩的文獻值與文中計算值的變化趨勢基本一致且整體偏差較小，最大誤差為4.92%，說明文中計算模型的結(jié)果是可靠的且有著較好的精度。兩者在計算結(jié)果上存在的些許差別是文中假設(shè)液膜區(qū)域膜厚均勻變化所致。

圖4 計算結(jié)果驗證

3 結(jié)果與分析

3.1 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的潤滑性能分析

圖5示出了壓力恒為2 MPa，端面開啟力和泄漏量隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，端面開啟力和泄漏量隨壓力的變化曲線。可見，隨轉(zhuǎn)速和壓力的增加，開啟力呈線性增加。進一步觀察發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)速保持不變而壓力從1 MPa增加到6 MPa時，開啟力較原來增加了0.498倍；而壓力恒為2 MPa，轉(zhuǎn)速從500 r/min增加到3 000 r/min時，開啟力增加1.81倍。這表明當其他條件不變，轉(zhuǎn)速上升時開啟力的增速明顯高于壓力上升時增速，因此開啟力受轉(zhuǎn)速影響更大。另一方面，在研究的轉(zhuǎn)速和壓力范圍內(nèi)，泄漏量隨轉(zhuǎn)速上升增加了2.73倍，隨壓力上升增加了0.34倍，這表明當其他條件不變，轉(zhuǎn)速上升時泄漏量的增速明顯高于壓力上升的增速，因此泄漏量受轉(zhuǎn)速影響更大。由上述分析可知，不管是開啟力還是泄漏量，轉(zhuǎn)速上升所產(chǎn)生的影響都更大。這說明在混輸泵機械密封運行過程中，需要更加關(guān)注轉(zhuǎn)速變化的情況，轉(zhuǎn)速變化對于機械密封的性能有著不可忽視的影響。

圖5 不同轉(zhuǎn)速/壓力下的開啟力與泄漏量

3.2 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的密封環(huán)變形及力學特性規(guī)律

圖6示出了不同工況下密封環(huán)的總變形。圖6(a)中總變形量為0.315 61 μm，而圖6(b)中總變形量達到了0.745 95 μm。對比這2種工況發(fā)現(xiàn)，最大變形量都是位于螺旋槽區(qū)域，但是液膜尺寸為微米級，該變形將嚴重影響液膜的分布規(guī)律。由于原本平行的動靜環(huán)將會變成外徑間隙大、內(nèi)徑間隙小的趨勢，導(dǎo)致液膜發(fā)展為外寬內(nèi)緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少，極有可能對動靜環(huán)表面造成影響，尤其在高參數(shù)工況下，給密封環(huán)造成嚴重磨損。

圖6 不同工況下密封環(huán)總變形量

圖7示出了壓力恒為2 MPa，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨壓力的變化曲線?？芍芊猸h(huán)的軸向變形和徑向變形規(guī)律基本一致，其中，密封環(huán)軸向變形隨轉(zhuǎn)速的變化量很小，但其數(shù)值要大于徑向變形，兩者差距在低轉(zhuǎn)速情況下較為明顯。這是由于在低速過程中，密封動壓效應(yīng)不足，密封面抵抗變形能力較為薄弱；同時，端面所受摩擦扭矩隨轉(zhuǎn)速增大而減小，產(chǎn)生的熱量變小，使得密封環(huán)的變形減小；隨著壓力的上升，軸向變形與徑向變形數(shù)值都在不斷增加，而軸向變形的增量較大，在壓力6 MPa時最大值達到0.742 4 μm，相較于1 MPa時的變形量0.515 μm增加了0.227 4 μm。由于密封介質(zhì)壓力增加，使得密封端面產(chǎn)生閉合趨勢，閉合力增大，造成了密封環(huán)變形沿軸向大幅增加。

圖7 不同轉(zhuǎn)速/壓力下沿軸向與徑向變形量

圖8示出了不同工況下密封環(huán)應(yīng)力云圖。可以看出，密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力主要集中在螺旋槽區(qū)域，并且在螺旋槽根部出現(xiàn)應(yīng)力最大值，體現(xiàn)了機械密封較好的動壓效應(yīng)；但是圖8(b)中應(yīng)力的分布區(qū)范圍更大，動環(huán)密封壩處也受到螺旋槽根部動壓效應(yīng)引起的壓力驟增，應(yīng)力最大值是12.936 MPa。為了進一步探尋轉(zhuǎn)速與壓力對密封環(huán)應(yīng)力的影響程度，在壓力恒為2 MPa、轉(zhuǎn)速為500～3 000 r/min工況下，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min、壓力為1～6 MPa工況下的應(yīng)力變化趨勢，如圖9所示。可見，最大應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速緩慢增加，隨著壓力呈快速線性增加，當壓力由1 MPa增加到6 MPa時，密封環(huán)最大應(yīng)力值增加了24.8%。這表明最大應(yīng)力受壓力影響明顯更大。結(jié)合圖8可知，壓力增大使螺旋槽處受剪切熱增大，應(yīng)力變化范圍更大。當轉(zhuǎn)速增大，端面接觸面積逐漸減小，且密封端面的接觸壓力分布越不均勻，內(nèi)徑處的最大接觸壓力越大，故最大應(yīng)力值會隨轉(zhuǎn)速而增大。

圖8 不同工況下密封環(huán)應(yīng)力云圖

圖9 不同轉(zhuǎn)速/壓力下密封環(huán)的最大應(yīng)力

3.3 密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)溫度特性分析

3.3.1 不同工況下密封環(huán)整體溫度分布

圖10示出了壓力恒為2 MPa，端面溫度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，端面溫度隨壓力的變化曲線。當轉(zhuǎn)速在500～1 500 r/min范圍內(nèi)變化時，溫度下降速率較快，從77.6 ℃降到71.527 ℃；在1～6 MPa范圍內(nèi)隨進口壓力增加，溫度呈線性緩慢下降趨勢，最小達71.3 ℃。轉(zhuǎn)速使得螺旋槽處流體動壓效應(yīng)變大，導(dǎo)致液膜厚度增加，液膜與密封環(huán)熱量交換加快，從而令端面溫度有明顯的下降趨勢。對比2種工況下的溫度差，可以發(fā)現(xiàn)不同轉(zhuǎn)速變化導(dǎo)致的溫差下降為6.81%，而不同壓力變化導(dǎo)致的溫差僅下降0.568%，說明密封端面的溫度對轉(zhuǎn)速較為敏感。轉(zhuǎn)速上升，液膜與外界環(huán)境的對流換熱逐漸加快，從而熱量損失速率提升，但是壓力的提高只影響了黏性剪切熱，對熱量的損失程度影響不大，因此轉(zhuǎn)速對密封環(huán)溫度的影響更明顯。

圖10 不同轉(zhuǎn)速/壓力下端面溫度變化

3.3.2 徑向路徑下轉(zhuǎn)速與壓力對溫度的影響

為了更加準確地分析密封環(huán)-液膜在徑向的溫度變化情況，沿半徑方向截取溫升數(shù)據(jù)，分別提取2 MPa時不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度的變化曲線，以及3 000 r/min時不同壓力下的徑向溫度變化曲線，結(jié)果如圖11和圖12所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，溫度曲線都沿著半徑方向呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，密封環(huán)最高溫度出現(xiàn)在端面螺旋槽區(qū)域。這是由于密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)中含有螺旋槽動壓結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致壓力沿外徑至內(nèi)徑方向呈現(xiàn)逐漸升高后迅速降低，造成端面液體的黏性剪切熱分布不均勻，以及密封環(huán)變形量呈現(xiàn)外松內(nèi)緊趨勢(猶如上文)，從而引起溫度分布規(guī)律呈現(xiàn)拋物線趨勢。因為密封端面在運行的時候，最外圈受到的液膜壓力最大，形成了完整的水膜，動壓潤滑效果越好，散熱效果更好；而最內(nèi)圈不易形成水膜，散熱作用不明顯。

如圖11所示，隨著轉(zhuǎn)速的增大，端面溫差梯度沿徑向逐漸減小，主要原因在于轉(zhuǎn)速的增加導(dǎo)致密封間隙內(nèi)的黏性剪切熱增加，且由于外徑處對流換熱較強，造成端面內(nèi)外徑溫差逐漸增大。但是在500 r/min下溫度上升較大，明顯高于其他轉(zhuǎn)速下的溫度變化。這是由于500 r/min屬于低速運行工況，結(jié)合其液膜螺旋槽槽根和入口處壓力、流速云圖可知，密封面的動壓效應(yīng)不足，導(dǎo)致密封面間的對流換熱效果不明顯，熱量的產(chǎn)生要遠高于熱量的耗散，從而造成溫升較大。不同密封壓力下沿徑向的溫度分布如圖12所示，隨密封壓力的增大，溫度變化趨勢基本相似，且溫度變化范圍小于轉(zhuǎn)速所引起的。提取1 MPa時槽根和入口處壓力、流速云圖，壓力對密封環(huán)-液膜的影響主要體現(xiàn)在變形層面，但在對流換熱及熱量損失方面不足，從而導(dǎo)致壓力上升端面動壓效應(yīng)提高，僅造成密封動壓與流速對其溫度的影響。

圖11 不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度變化

圖12 不同壓力下徑向溫度變化

4 結(jié)論

針對海底混輸泵機械密封在熱流固協(xié)同作用下的密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)進行數(shù)值仿真，獲得密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)在不同工況下的開啟力、泄漏量、應(yīng)力、變形，以及界面溫度和徑向溫升的變化規(guī)律。主要結(jié)論如下：

(1)在密封潤滑方面，轉(zhuǎn)速上升對開啟力和泄漏量的影響都大于壓力，所以在混輸泵機械密封運行過程中，轉(zhuǎn)速變化對于機械密封的性能有著不可忽視的影響。

(2)在密封力學特性方面，最大變形量都是處于螺旋槽區(qū)域，其中在轉(zhuǎn)速3 000 r/min情況下，當壓力由1 MPa增加到6 MPa時，應(yīng)力值增加了24.8%，導(dǎo)致液膜發(fā)展為外寬內(nèi)緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少。

(3)在密封溫度特性方面，密封環(huán)最高溫度出現(xiàn)在端面螺旋槽區(qū)域，轉(zhuǎn)速對徑向不同位置處的溫升影響高于壓力，主要原因在于黏性剪切熱與對流換熱的變化，但是在500 r/min低速運行時，徑向溫度變化較為明顯，對機械密封會造成損傷。

(4)機械密封在實際工作中，由于動環(huán)高速轉(zhuǎn)動和密封介質(zhì)的流動，會在流固交界面產(chǎn)生復(fù)雜的流域，但目前沒有專門針對海底混輸泵的工程樣機用于相關(guān)的試驗，后續(xù)將繼續(xù)開展相關(guān)的試驗臺設(shè)計，用于模擬研究機械密封在實際環(huán)境下密封性能參數(shù)的變化。