多相介質(zhì)泵用高壓密封設(shè)計(jì)及性能分析*

沈宗沼 陳 逸 李 香 蔡粵華 劉 杰 張金亞 李 鯤

（1. 合肥通用機(jī)械研究院有限公司 安徽合肥 230031；2. 中國石油大學(xué)（北京） 機(jī)械與儲運(yùn)工程學(xué)院 北京 102249）

機(jī)械密封因其密封性能優(yōu)異， 廣泛應(yīng)用于海洋工程、 石油化工、 航空航天和核電等重要領(lǐng)域[1-3］， 已成為泵、 風(fēng)機(jī)、 渦輪發(fā)動機(jī)等旋轉(zhuǎn)設(shè)備軸端密封的首選。 隨著科技不斷進(jìn)步， 裝備朝著更高壓力、 介質(zhì)多相化方向發(fā)展， 其運(yùn)行工況越來越嚴(yán)苛， 同時還需保證綠色、 高效和長周期運(yùn)行。 作為能很大程度決定裝備安全運(yùn)行的重要零部件[4-5］， 機(jī)械密封勢必須適應(yīng)裝備發(fā)展的更復(fù)雜工況、 更高參數(shù)的要求。 多相介質(zhì)泵是海洋油氣開采中多相增壓工藝的關(guān)鍵設(shè)備， 工作條件十分苛刻， 其輸送介質(zhì)為氣、 油、 水和少量砂粒等多相混合物[6］。 受段塞流沖擊和介質(zhì)含氣率大范圍（0～100%） 無規(guī)律波動的影響， 多相介質(zhì)泵運(yùn)行參數(shù)極其不穩(wěn)定， 致使其配套機(jī)械密封在運(yùn)行過程中， 不但始終承受壓力交變載荷， 而且密封端面潤滑膜氣化半徑不斷變化， 從而影響潤滑狀態(tài)[7］， 甚至出現(xiàn)干摩擦而導(dǎo)致密封提前失效。 因此， 對于多相介質(zhì)泵用機(jī)械密封， 其對工況交變快速適應(yīng)性、 抗沖擊性、 高耐磨性、 高可靠性等方面的要求非常高， 尤其是高壓條件， 給密封設(shè)計(jì)帶來了嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)， 是目前國內(nèi)亟需解決的難題。

本文作者依據(jù)多相介質(zhì)泵用機(jī)械密封運(yùn)行工況參數(shù)， 進(jìn)行了雙端面機(jī)械密封結(jié)構(gòu)和端面槽型設(shè)計(jì)， 并采用數(shù)值方法， 分析了不同面積比深槽型密封端面泄漏量、 開啟力等主要性能隨壓力、 轉(zhuǎn)速等運(yùn)行參數(shù)的變化規(guī)律。 以降漏為目標(biāo)， 對密封端面槽型結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)， 并通過臺架性能試驗(yàn)， 獲得了不同壓力狀態(tài)下端面泄漏量隨密封介質(zhì)含氣率的變化規(guī)律， 為期望提升含氣多相介質(zhì)高壓機(jī)械密封性能的相關(guān)研究提供借鑒。

1 密封設(shè)計(jì)

1.1 工況參數(shù)

某多相介質(zhì)泵用高壓機(jī)械密封運(yùn)行工況參數(shù)見表1。

表1 工況參數(shù)Table 1 Working condition parameters

1.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

由于輸送介質(zhì)中氣體含量高而且變化跨度大， 為了避免密封在運(yùn)行過程中因潤滑不良而導(dǎo)致端面溫度急劇升高、 過渡磨損[8］等原因而失效， 設(shè)計(jì)的機(jī)械密封采用了雙端面對稱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案， 配備Plan54 沖洗方案， 由外部往密封隔離腔引入與泵送介質(zhì)相溶的潔凈流體[9］， 持續(xù)冷卻和潤滑密封端面， 最大程度地減小介質(zhì)氣體含量變化對端面潤滑膜的影響。 介質(zhì)含氣量的無規(guī)律變化必然帶來密封壓差的瞬時交變， 設(shè)計(jì)采用的密封雙端面的耐高壓對稱設(shè)計(jì)， 補(bǔ)償環(huán)組件的浮動緩沖追隨， 能有效地適應(yīng)高壓差、 快交變載荷帶來的影響， 保證密封端面正常運(yùn)行狀態(tài)。 密封摩擦副采用了潤滑和耐磨綜合性能優(yōu)異的硬質(zhì)材料SiC／SiC，可避免固體砂粒進(jìn)入密封端面造成的異常磨損。 密封腔內(nèi)部布置的疏液環(huán)起到了緩沖作用， 可避免高壓隔離流體沖刷密封端面造成沖蝕破壞。 具體密封結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 密封結(jié)構(gòu)方案Fig.1 Sealing structure scheme

高參數(shù)條件下， 尤其是高壓工況， 熱流體動壓型端面深槽機(jī)械密封是常用的一種的密封型式[10］， 通過在密封環(huán)端面開設(shè)各種形狀的毫米級深槽， 利用密封運(yùn)行過程中壓力變形和熱變形產(chǎn)生的熱流體動力楔效應(yīng)來改善密封端面潤滑， 降低密封端面比壓。 因此， 在密封環(huán)端面進(jìn)行了開深槽設(shè)計(jì)， 設(shè)計(jì)了2 種不同參數(shù)的圓弧形槽， 如圖2 所示。 設(shè)計(jì)的圓弧槽1 和圓弧槽2 的端面槽面積與密封環(huán)帶面積比分別為4.57%和2.42%。

圖2 密封端面槽型結(jié)構(gòu)Fig.2 Groove structure of sealing face： （a） circular groove 1； （b） circular groove 2

1.3 變形校核

機(jī)械密封在工作過程中， 受壓力、 溫度等參數(shù)的作用， 密封環(huán)必定會產(chǎn)生相應(yīng)變形， 對密封的穩(wěn)定運(yùn)行造成影響[11-12］。 尤其是高壓差導(dǎo)致的壓力變形， 往往會破壞密封的運(yùn)行穩(wěn)定性。 因此， 機(jī)械密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)考慮變形抑制并校核變形狀態(tài)， 使密封環(huán)端面產(chǎn)生有利于穩(wěn)定運(yùn)行的變形， 即密封端面從高壓側(cè)到低壓側(cè)產(chǎn)生收斂性間隙， 也就是正錐度變形[13］。

由于密封端面結(jié)構(gòu)對稱， 僅計(jì)算單側(cè)密封環(huán)的力熱耦合變形來校核結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的正確性。 10 MPa 壓差狀態(tài)下密封環(huán)力熱耦合變形云圖如圖3 所示。 可以看出， 密封端面產(chǎn)生了微小的正錐度變形， 表明密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理， 能有效地抑制變形， 保證密封運(yùn)行的穩(wěn)定性。

圖3 密封環(huán)力熱耦合變形云圖Fig.3 Cloud chart of mechanical and thermal coupling deformation of sealing ring

2 理論計(jì)算分析

2.1 控制方程

假設(shè)密封端面潤滑膜流動為層流、 穩(wěn)態(tài)連續(xù)流動， 忽略流場中黏度和溫度的變化， 忽略流場中體積力和慣性力的影響， 極坐標(biāo)系下的Navier-Stokes 方程[14］為

式中：h為流體潤滑膜厚度；p為流體潤滑膜壓力；μ為流體動力黏度；ρ為流體密度；ω為旋轉(zhuǎn)角速度；r和θ為極半徑和極角坐標(biāo)。

2.2 計(jì)算模型及求解

采用圖2 所示的2 種槽型作為計(jì)算幾何模型， 考慮型槽沿圓周呈周期性分布， 可選取1／Ng（Ng為端面型槽數(shù)量） 作為計(jì)算單元。

圓弧槽1 和圓弧槽2 的深度均為0.5 mm， 密封環(huán)帶內(nèi)徑Ri為90 mm， 外徑Ro為102.5 mm， 旋轉(zhuǎn)速度ω為3 000 r／min。 密 封 隔 離 介 質(zhì) 密 度 為835 kg／m3， 動力黏度為0.012 358 Pa·s。

由于密封端面間潤滑膜是微米級的， 直接劃分網(wǎng)格比較困難， 因此沿潤滑膜軸向拉伸1 000 倍進(jìn)行網(wǎng)格劃分后再在計(jì)算時壓縮[15］。 圓弧槽1 和圓弧槽2 的計(jì)算區(qū)域網(wǎng)格劃分和邊界條件設(shè)定如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分和邊界條件Fig.4 Meshing and boundary conditions： （a） circular groove 1； （b） circular groove 2

將網(wǎng)格導(dǎo)入Fluent 軟件中進(jìn)行計(jì)算， 采用壓力-速度隱式修正Simple 算法進(jìn)行求解； 壓力項(xiàng)采用Second Order 格式離散， 其他項(xiàng)采用二階迎風(fēng)差分格式離散； 使用亞松弛迭代法調(diào)整亞松弛因子的方法來增加收斂速度， 得到液膜開啟力、 泄漏量等主要密封特性參數(shù)。

2.3 計(jì)算結(jié)果及分析

2.3.1 液膜壓力分布

轉(zhuǎn)速3 000 r／min、 壓力10 MPa 工況條件下， 密封計(jì)算區(qū)域端面液膜壓力分布如圖5 所示。 可以看出， 2 種圓弧槽型的密封端面液膜壓力分布規(guī)律一致， 整體分布比較均勻， 槽區(qū)附近液膜壓力最高， 表明密封端面深槽能產(chǎn)生流體動壓效應(yīng)， 改善端面潤滑狀態(tài)， 從而增強(qiáng)密封的承載能力。

圖5 密封端面液膜壓力分布云圖Fig.5 Cloud chart of liquid film pressure distribution on sealing face

2.3.2 壓力對密封性能的影響

轉(zhuǎn)速3 000 r／min 工況條件下， 液膜厚度為12 μm 時， 不同面積比槽型端面泄漏量和開啟力隨介質(zhì)壓力的變化如圖6 所示。

圖6 端面泄漏量和開啟力隨介質(zhì)壓力變化Fig.6 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with medium pressure

從圖6 可以看出， 2 種面積比槽型的密封端面泄漏量和開啟力都隨介質(zhì)壓力的增大而增大； 同等壓力下面積比較大的圓弧槽1 的端面泄漏量和開啟力都要稍大， 表明增大開槽面積與密封環(huán)帶面積比能增強(qiáng)端面潤滑， 但相應(yīng)地會增大密封泄漏。

2.3.3 轉(zhuǎn)速對密封性能的影響

壓力10 MPa 工況條件下， 液膜厚度為12 μm 時，不同面積比槽型端面泄漏量和開啟力隨轉(zhuǎn)速的變化如圖7 所示。

從圖7 可以看出， 2 種面積比型槽的密封端面泄漏量和開啟力都隨工作轉(zhuǎn)速的增大而略微減小， 但變化甚微， 表明密封運(yùn)行轉(zhuǎn)速對端面深槽密封性能影響不大； 同等轉(zhuǎn)速下， 面積比較大的圓弧槽1 的端面泄漏量和開啟力均稍大， 同樣表明增大開槽面積與密封環(huán)帶面積比能增強(qiáng)端面潤滑， 同時增大密封泄漏量。

圖7 端面泄漏量和開啟力隨工作轉(zhuǎn)速變化Fig.7 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with operating speed

2.3.4 膜厚對密封性能的影響

轉(zhuǎn)速3 000 r／min、 壓力10 MPa 工況條件下， 不同膜厚對端面泄漏量和端面開啟力的影響如圖8 所示。 可以看出， 高壓狀態(tài)下， 2 種面積比槽型的密封端面泄漏量隨膜厚的變化規(guī)律一致， 且同等膜厚情況下， 面積比較大的圓弧槽1 端面泄漏量和端面開啟力均稍大； 密封端面泄漏量隨膜厚的增大而急劇增加；端面開啟力隨膜厚的增大而緩慢下降， 但膜厚增大到20 μm 后， 下降幅度增加， 表明端面大膜厚情況下，液膜運(yùn)行不穩(wěn)定， 容易產(chǎn)生大量泄漏而失效。

圖8 端面泄漏量和開啟力隨膜厚變化Fig.8 Change of end face leakage （a） and opening force （b） with liquid film thickness

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

將上述設(shè)計(jì)的2 種圓弧槽型機(jī)械密封安裝在自主研制的多相介質(zhì)機(jī)械密封模擬試驗(yàn)裝置上， 開展性能試驗(yàn)驗(yàn)證。 試驗(yàn)機(jī)械密封安裝方案如圖9 所示。 兩套密封安裝在試驗(yàn)介質(zhì)腔的兩側(cè)， 旋轉(zhuǎn)部件固定在軸上隨軸一起旋轉(zhuǎn)， 主軸支撐方式為兩端軸承雙支撐。

圖9 密封臺架試驗(yàn)安裝方案Fig.9 Installation scheme of sealing bench

隔離液密封介質(zhì)為15＃白油， 壓力為0 ～10 MPa，試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為3 000 r／min， 每個壓力工況點(diǎn)穩(wěn)定運(yùn)行5 h。 兩套密封單個端面的泄漏量隨密封介質(zhì)壓力的變化規(guī)律如圖10 所示。 可以看出， 密封端面泄漏量隨壓力的增大而增大， 且同等壓力下， 圓弧槽1 的端面泄漏量較大， 與數(shù)值計(jì)算所獲得的變化趨勢一致， 驗(yàn)證了數(shù)值計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。 然而， 相較于數(shù)值計(jì)算結(jié)果， 試驗(yàn)時密封端面泄漏量相對較小， 主要是由于數(shù)值計(jì)算過程中未考慮密封端面粗糙度、 流體流動狀態(tài)和黏度變化以及實(shí)際膜厚等因素的影響。

圖10 密封端面泄漏量隨試驗(yàn)壓力的變化Fig.10 Change of seal face leakage with test pressure

由于圓弧槽1 和圓弧槽2 在高壓狀態(tài)下的泄漏量較大， 會造成隔離液密封介質(zhì)的損耗加大， 因此為了降低密封在高壓狀態(tài)下的泄漏量同時考核密封的運(yùn)行可靠性， 并進(jìn)一步驗(yàn)證開槽面積比對密封端面泄漏的影響， 設(shè)計(jì)了端面槽面積與密封環(huán)帶面積比為0.36%的微小面積比圓弧槽型， 開展了試驗(yàn)介質(zhì)含氣率變化對密封泄漏性能影響的變工況試驗(yàn)。 模擬試驗(yàn)介質(zhì)為清水和壓縮空氣的混合物， 氣相介質(zhì)體積分?jǐn)?shù)為0～100%， 試驗(yàn)得到的單個端面泄漏量變化規(guī)律如圖11 所示。

圖11 不同密封壓力下端面泄漏量隨介質(zhì)含氣率的變化Fig.11 Change of end face leakage with the gas content of the medium under different sealing pressures

從圖11 可以看出， 對于雙端面結(jié)構(gòu)的密封， 試驗(yàn)介質(zhì)含氣率的變化對密封外部泄漏無影響， 能很好地適應(yīng)多相含氣介質(zhì)工況。 且結(jié)合圖10 可知， 端面開槽面積比明顯減小后， 密封泄漏量也隨之明顯減小， 表明對于高壓深槽型機(jī)械密封， 改善端面潤滑的同時又要保證較小的泄漏量， 開槽面積比是需要考慮的重要要素之一。

4 結(jié)論

開展了多相介質(zhì)泵用雙端面機(jī)械密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和密封端面深槽槽型設(shè)計(jì)， 并通過數(shù)值計(jì)算和試驗(yàn)驗(yàn)證的方法， 進(jìn)行了分析與對比， 得到以下結(jié)果：

（1） 采用的端面深槽槽型密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，高壓狀態(tài)下密封端面力熱耦合變形為正錐度收斂間隙， 符合穩(wěn)定運(yùn)行要求。

（2） 高壓狀態(tài)下， 密封端面開深槽能有效改善端面潤滑性能； 端面開啟力和泄漏量均隨密封介質(zhì)壓力的增大而增大， 隨工作轉(zhuǎn)速的增大而變化甚微； 同等條件下， 開槽面積比大的圓弧槽， 端面開啟力和泄漏量均較大。

（3） 高壓狀態(tài)下， 隨著膜厚的增大， 端面泄漏量增加明顯； 而端面開啟力隨膜厚的增大而緩慢下降， 但膜厚增大到20 μm 后， 下降幅度增加。

（4） 試驗(yàn)結(jié)果獲得的端面泄漏量變化規(guī)律與數(shù)值計(jì)算變化趨勢一致， 驗(yàn)證了數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確性； 通過明顯減少端面開槽面積比， 進(jìn)一步試驗(yàn)驗(yàn)證了密封泄漏量隨端面開槽面積比的減少而減少。