葛誠，孫見君，蘇徐辰，馬晨波，於秋萍

（南京林業(yè)大學機械電子工程學院，江蘇南京210037）

引 言

非接觸式機械密封被廣泛應用在石油、化工、核電等行業(yè)的旋轉運行裝置上來實現(xiàn)轉軸動密封[1]。目前主要有干氣密封和上游泵送機械密封兩種結構型式，它們都是通過密封環(huán)端面型槽旋轉楔入流體產(chǎn)生動壓，形成開啟力[2-4]，達到動、靜環(huán)微間隙分離，實現(xiàn)密封和長壽命運行的。然而，無論是干氣密封，還是上游泵送機械密封，均需要建立復雜的阻塞流體供應系統(tǒng)，這不僅加大了初期建設成本，還大大提高了機械密封的運營成本[5]。特別是，當阻塞流體存在顆粒時，顆粒會隨同流體沖積到型槽根部并涌上密封壩面，破壞密封壩面，加速密封失效[6-7]。為了克服這一不足，孫見君等[8]提出一種自泵送流體動壓型機械密封，并對其展開了一系列研究；陸建花等[9-10]對泵入式自泵送機械密封與螺旋槽機械密封進行了對比分析，發(fā)現(xiàn)自泵送機械密封性能受結構參數(shù)和工況參數(shù)影響較小，具有更好的性能穩(wěn)定性；陳群等[11]驗證了自泵送機械密封在泵出式運行時具有較優(yōu)的自清潔能力；Sun 等[12-13]對自泵送機械密封性能進行了單因素分析，發(fā)現(xiàn)自泵送機械密封泵出式運行時存在密封端面開啟力隨著轉速增大而減小的弱點，難以應用于高工況和變工況場合的設備，恰恰密封端面開啟力是保證非接觸式機械密封非接觸運行的重要指標[14]。

基于此，本文擬根據(jù)離心泵和離心壓縮機擴壓器的工作原理，提出一種擴壓式自泵送機械密封，通過數(shù)值模擬，分析擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封相較于普通自泵送流體動靜壓型機械密封的優(yōu)越性；探討密封面型槽幾何參數(shù)和工況參數(shù)對擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的開啟力和泄漏率的影響規(guī)律，以期為建立其設計方法和進一步的工程應用提供理論基礎。

1 結構及原理

1.1 端面結構設計

有研究表明離心壓縮機葉輪出口氣流的動能相當于典型條件下總輸入功的30%～40%[15]。如果要提升此類旋轉機械的效率，通過增設擴壓器可以將部分動能轉化為靜壓升有效利用[16-17]?；谶@一原理以及密封環(huán)加工便利考量，提出在普通自泵送機械密封的動環(huán)密封端面外緣側增設擴壓環(huán)槽、同時相應調(diào)整靜環(huán)外徑結構尺寸，構成匹配的動、靜環(huán)密封界面具有密封壩、引流孔、集流環(huán)槽、型槽和擴壓環(huán)槽的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封。

圖1 動靜環(huán)結構Fig.1 Structure of rotating and stationary seal ring

圖1給出了普通自泵送流體動靜壓機械密封和擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的動、靜環(huán)端面結構。無論是普通自泵送流體動靜壓機械密封，還是擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封，它們的靜環(huán)結構都是一樣的，只是擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的靜環(huán)端面更寬些。擴壓環(huán)槽槽深是指擴壓環(huán)槽底面距離動環(huán)密封面的距離，記為hk；擴壓環(huán)槽寬指擴壓環(huán)外徑rk減去型槽外徑ro的寬度。針對型槽外徑不變的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封，常用擴壓環(huán)槽外徑rk來替代表示擴壓環(huán)槽寬對密封性能的影響。

螺旋槽為對數(shù)螺旋線型，其線型極坐標表達式[18]為：

式中，rg為槽根半徑，θ為轉角，α為螺旋角。

1.2 工作原理

擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封工作狀態(tài)下，流體是從密封界面被泵出的。動環(huán)旋轉時，端面型槽的凸面對槽內(nèi)流體做功，一方面提升了流體的壓力，另一方面提高了流體的速度；在離心力作用下，流體沿凸面輪廓線切向向動環(huán)外徑側流動而泵送出螺旋槽，流經(jīng)擴壓環(huán)槽，回到密封腔中。流體在由型槽根部向外徑處流動的過程中，牽連速度逐漸增大，型槽流通截面也在擴大，流體流動的相對速度逐漸減??；流體流進擴壓槽后，由于流道的擴大，流速進一步降低；流體速度減小引發(fā)的動能差和型槽對流體所做的功將轉化為因牽連速度增加形成的動能和流體動壓[19-20]；型槽中的流體靜壓和從槽根到外徑處逐漸升高的動壓構成了分離動、靜環(huán)密封端面的開啟力。從槽根到外徑處壓力逐漸升高的泵出流體與隨動環(huán)轉動的流體膜剪切流構成的壓力流體屏障，以及密封壩的阻力，使得密封腔中的流體難以泄漏至密封面內(nèi)徑側而獲得密封性。型槽根部的流體流出后形成低壓區(qū)，密封腔內(nèi)的流體便在壓差作用下通過靜環(huán)上的引流孔進入集流環(huán)槽，又一次進入型槽根部，再由型槽凸面做功加速成高速流體，在離心力作用下，沿工作面切向向動環(huán)外徑側流動而泵送至密封腔內(nèi)，周而復始形成自泵送循環(huán)。

2 數(shù)值分析模型

2.1 基本假設

非接觸式機械密封端面流場計算十分復雜，為簡化計算，兼顧密封環(huán)結構和密封系統(tǒng)特性，對本研究模型做如下假設[21]：

（1）流體介質(zhì)屬于牛頓流體；

（2）密封界面間的流體流動為連續(xù)介質(zhì)層流流動，流體溫度和黏度不隨時間變化；

（3）密封面光滑，忽略其粗糙度對流體流動的影響；

（4）膜厚很薄，在厚度方向上壓力和密度保持不變；

（5）密封環(huán)的溫度及其材料的力學性能不隨時間變化；

（6）流體介質(zhì)與密封端面之間無相對滑移；

（7）忽略工作過程中系統(tǒng)的擾動及振動影響。

2.2 計算域幾何模型

考慮到所研究的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封動、靜環(huán)端面結構以及密封界面間流場的軸對稱性，認為各型槽所占區(qū)域流場運動狀態(tài)相同。為降低計算對計算機硬件要求，縮短計算周期，取其中任一型槽區(qū)域，即密封界面的1/Ng進行計算[22]。計算區(qū)域為如圖2所示ABCD區(qū)域。

圖2 采樣計算區(qū)域Fig.2 Sampling calculational region

2.3 控制方程

根據(jù)基本假設和幾何模型，密封端面間作穩(wěn)態(tài)流動的流體，滿足Reynolds方程[23-24]

對式（2）進行量綱歸一化處理得

式 中 ，X=X/ri，Y=y/ri，P=p/pi，Λ=6μriU/(pic2)，H=h/c；ri為密封端面內(nèi)半徑，pi為內(nèi)徑側壓力，h為槽深，c為非槽區(qū)液膜厚度，U為端面平均線速度，Λ為量綱1壓縮數(shù)。

2.4 網(wǎng)格劃分

運用ANSYS18.0 中的ICEM 模塊和六面體結構網(wǎng)格劃分計算域。由于膜厚為微米尺度，與模型的其他尺寸相差好幾個數(shù)量級，為滿足膜厚方向參量計算對網(wǎng)格的精細度要求，采用分塊對模型邊界進行節(jié)點數(shù)定義的方法，以保證整體網(wǎng)格質(zhì)量達到良好的計算精度[25]。將三維模型導入ICEM 后，首先對模型進行拓撲以確保模型封閉，然后對其每個面命名，再對擴壓環(huán)、螺旋槽、環(huán)槽、液膜和引流孔分別進行block 的劃分，接著對劃分好的block 的edge 進行節(jié)點數(shù)定義，最后生成網(wǎng)格。

驗證網(wǎng)格無關性，如圖3（a）所示，確定計算網(wǎng)格數(shù)量。權衡網(wǎng)格質(zhì)量、計算機運算能力和網(wǎng)格無關性，將膜厚方向劃分為4層，擴壓環(huán)槽深方向劃分為25 層，環(huán)槽深方向劃分為21 層，引流孔劃分為60層，生成網(wǎng)格總數(shù)約為414萬個，劃分好的模型網(wǎng)格如圖3（b）所示。

圖3 網(wǎng)格無關性驗證和網(wǎng)格劃分Fig.3 Grid independence verification and meshing generation

2.5 邊界條件及求解器設置

考慮到Reynolds邊界條件較為接近真實液膜分布情況，且在數(shù)值處理過程中相對簡便，因而選用Reynolds邊界條件來定義計算區(qū)域的邊界條件[26-28]。邊界條件的選擇如表1所示。

表1 邊界條件設置Table 1 Boundary condition setting

由于控制方程式（2）和式（3）為非線性偏微分方程，不能直接解析求解，故運用ANSYS18.0 中的Fluent 模塊進行數(shù)值計算。選擇三維雙精度求解器基于壓力速度耦合SIMPLEC 算法求解，求解器模型設置為無黏理想流體，流態(tài)為穩(wěn)態(tài)層流，擴散項離散格式選擇中心差分格式，對流項離散格式選擇二階迎風格式，模型的收斂精度設定為10-6。

3 結果及討論

數(shù)值仿真分析采用的密封環(huán)表面形貌幾何參數(shù)和工況參數(shù)見表2，基礎密封環(huán)參數(shù)參照文獻[12]中普通自泵送流體動靜壓型機械密封環(huán)的結構尺寸。

3.1 計算方法驗證

由于擴壓式自泵送機械密封螺旋槽部分工作原理與上游泵送機械密封類似，因此分兩部分分別驗證上游泵送部分和擴壓環(huán)槽部分。（1）驗證上游泵送部分：選用文獻[29]的計算參數(shù)按照本文的計算方法做了數(shù)值模擬，按照文獻測量位置分別計算密封環(huán)中點（rc=25 mm）的膜壓pc。密封幾何尺寸和工況條件為：ro=30 mm，ri=20 mm，rg=27 mm，α=15°，Ng=6，臺槽比γ=1，hg=28 μm，非槽區(qū)液膜厚度ho=1.35 μm；試驗介質(zhì)為室溫水，黏度μ=8.9×10-4Pa·s，pi=po=0 MPa。將數(shù)值模擬結果與文獻[29]的試驗值進行比較，從圖4（a）可知本文計算結果與文獻[29]的值變化趨勢一致，與解析計算數(shù)據(jù)吻合情況較好，最大相對誤差不超過4%；而在轉數(shù)較高后，F(xiàn)luent 計算值和解析計算結果明顯大于實測結果，這部分誤差是由于密封端面已分開，端面間的液膜厚度已大于非接觸的臨界液膜厚度，而計算仍使用的較小的臨界液膜厚h0，從而導致計算結果偏大。（2）驗證擴壓環(huán)槽部分：擴壓環(huán)槽相當于螺旋槽占滿整個密封端面，密封端面為無密封臺（堰）區(qū)域的光滑環(huán)槽，即臺槽比γ=0[30]。運用文獻[31]的解析計算方法，令γ=0計算出槽壩交界處壓力的解析解，即槽根處壓力pg，同時運用Fluent 仿真計算pg值，同時建立了γ=0 時的三維液膜模型，F(xiàn)luent 數(shù)值模擬方法與驗證（1）相同，密封環(huán)尺寸和工況參數(shù)與驗證（1）相同。將計算的解析解與Fluent計算值比較，結果如圖4（b）所示，可見Fluent 計算值與解析計算值較吻合，壓力pg隨轉速變化趨勢一致，最大相對誤差不超過6%。因此本文所采用的Fluent 計算方法可以較準確地模擬出上游泵送部分和擴壓環(huán)槽部分的流場。

表2 數(shù)值計算參數(shù)Table 2 Numerical simulation parameters

3.2 密封性能對比分析

3.2.1 性能對比 選用型槽結構參數(shù)與普通自泵送流體動靜壓型機械密封相同，僅在其動環(huán)外緣側增設擴壓環(huán)槽，相應擴大靜環(huán)外徑，在相同的工況參數(shù)下，對比分析普通自泵送流體動靜壓型機械密封和擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的密封性能。

圖4 Fluent計算值與文獻值對比Fig.4 Comparison between Fluent calculated value and literature value

圖5（a）、（b）分別描述了轉速變化對普通自泵送流體動靜壓型機械密封和擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封性能的影響規(guī)律?？梢园l(fā)現(xiàn)，隨著轉速增大，普通自泵送流體動靜壓型機械密封的開啟力逐漸減小。實際上，轉速增大提高了螺旋槽的泵送能力，即單位時間內(nèi)泵送流體的流速，提升了流體的動能，被泵送出密封界面進入密封腔而浪費了，相應降低了密封界面間的動壓能。而増設擴壓環(huán)槽的自泵送流體動靜壓型機械密封有效地將部分流體動能轉化為壓力能，使密封界面開啟力隨轉速增大而增大；之所以在4000 r?min-1之前開啟力顯著增大，4000 r?min-1之后增幅減緩，是因為擴壓環(huán)槽的擴壓作用受制于擴壓環(huán)槽槽寬，已達到臨界值的緣故。同時可以看到，轉速的增大，使得流體微團受到越來越大的離心力作用向外徑側泵出，導致這兩類機械密封的泄漏率隨之減?。欢鴶U壓式自泵送流體動靜壓型機械密封因為密封界面的開啟力更大，密封壩兩側壓差大于普通自泵送流體動靜壓型機械密封，所以其泄漏率稍高于普通自泵送流體動靜壓型機械密封。

圖5 機械密封性能曲線Fig.5 Performance curve of mechanical seal

3.2.2 膜壓分布 圖6（a）、（b）分別為普通自泵送流體動靜壓型機械密封和擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封界面間的液膜壓力云圖。相較于普通自泵送流體動靜壓型機械密封，擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的密封界面高壓云團向螺旋槽外徑側偏移，高壓峰值高，高壓區(qū)域面積也明顯大，有效提升了密封界面開啟力；擴壓環(huán)槽的存在，既提供了一個允許螺旋槽泵送產(chǎn)生的高壓流體向外徑側流動時繼續(xù)服務于密封界面的空間，也提供了一個泵出螺旋槽的高速流體在這一流道中擴壓的空間。泵出螺旋槽的高速流體流經(jīng)截面增大的擴壓環(huán)槽時流速顯著降低，流體的動能轉化為壓力能，再次提高了密封界面的開啟力。

在上述計算參數(shù)下，擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的密封界面開啟力提升了50%以上，有效解決了普通自泵送流體動靜壓型機械密封隨著轉速增大開啟力反而減小的缺陷，增強了其抵抗壓力波動的能力。

3.3 結構參數(shù)對密封性能的影響

圖6 密封端面間液膜壓力云圖Fig.6 Pressure nephogram of liquid membrane between seal faces

圖7 擴壓環(huán)槽槽寬變化對密封性能的影響Fig.7 Effect of diffuser ring width on sealing performance

3.3.1 擴壓環(huán)槽槽寬對密封性能的影響 圖7（a）、（b）分別示出了擴壓環(huán)槽槽寬對密封界面開啟力和泄漏率的影響，圖8（a）～（h）是不同擴壓環(huán)槽槽寬的密封界面膜壓云圖。之所以密封界面開啟力如圖7（a）所示隨著擴壓環(huán)槽外徑的增大而線性增大，是因為一方面擴壓環(huán)槽加寬導致了密封界面面積的增大，被密封介質(zhì)的壓力在密封界面形成的靜壓開啟力提高，另一方面，隨著擴壓環(huán)加寬，如圖8 所示的密封端面高壓云團區(qū)域不斷增大并有向密封環(huán)外徑側擴張的趨勢，致使流體泵送產(chǎn)生的壓力能顯著提高。從圖7（a）還可以發(fā)現(xiàn)轉速增大開啟力有所提升，特別是隨著擴壓環(huán)槽外徑越大，轉速增大對開啟力的提升更為顯著，轉速增大流體獲得的動能更多，流經(jīng)擴壓環(huán)槽將有更多的動能轉化為壓力能而增大密封界面開啟力，擴壓環(huán)槽越寬能量轉化率越高。機械密封的泄漏率隨擴壓槽槽寬的增大而增大，如圖7（b）所示；擴壓槽槽寬的增大，提高了界面開啟力即增大了密封壩兩側壓差，增強了流體泄漏的動力。

為了探究擴壓環(huán)槽槽寬與螺旋槽長的相互關系對密封性能的影響，設定擴壓環(huán)槽外徑rk=49.5 mm，螺旋槽外徑ro從44.5～49.5 mm 范圍變化，擴壓環(huán)槽槽深和螺旋槽其他參數(shù)保持不變。計算結果如圖9所示，在密封環(huán)基本結構尺寸不變的情況下，僅增大螺旋槽外徑ro（延長螺旋槽槽長），相應地減小擴壓環(huán)槽槽寬，密封界面開啟力呈下降趨勢，這是因為一方面擴壓環(huán)槽槽寬減小導致了密封界面面積的減小，被密封介質(zhì)的壓力在密封界面形成的靜壓開啟力降低，另一方面，隨著擴壓環(huán)槽槽寬減小，密封端面高壓云團沒有足夠的空間釋放，被泵送入密封腔而浪費了。另外，在螺旋槽外徑大于47.5 mm 之后，轉速增大開啟力反而減小，因為轉速迅速增大，單位時間內(nèi)泵送流體獲得的動能急劇增多，相應的動壓能減小，而擴壓環(huán)槽槽寬太窄（擴壓流道太短）就難以起到降速增壓的效果。

3.3.2 擴壓環(huán)槽槽深對密封性能的影響 圖10（a）和圖11 表明，隨著擴壓環(huán)槽槽深的增大，密封端面開啟力減小，泵送流量增大，具有離心式泵和壓縮機的特征，且轉速越大開啟力減小、泵送流量增大得越快。反映在圖12 的密封界面流體動靜壓變化和圖13的壓力云圖上，擴壓環(huán)槽槽深增大致使密封界面的峰值壓力變小，高壓云團面積也迅速減小，但這并未導致密封壩外徑側的流體壓力出現(xiàn)大的變化，即未引發(fā)密封壩兩側壓差大的變化，這也是圖10（b）所示的擴壓環(huán)槽深度對泄漏率無明顯影響的原因。

圖12 中ps表示計算域內(nèi)的流體平均動壓、p表示計算域內(nèi)的流體平均動靜壓總和、pv表示擴壓環(huán)槽內(nèi)的流體平均動壓。隨著擴壓環(huán)槽槽深增大，端面膜壓中的動壓占比不斷提高，同時，擴壓環(huán)槽中的動壓值存在一個先上升再下降的趨勢，在擴壓環(huán)槽槽深為45 μm時擴壓環(huán)槽的平均動壓最高。結合圖10 可知，隨著擴壓環(huán)槽加深，雖然開啟力不斷減小，但是其計算域內(nèi)動壓占比是在不斷提高的，這有利于提高密封界面開啟力的抗干擾能力。

圖8 不同擴壓環(huán)槽槽寬的端面壓力云圖Fig.8 Pressure nephogram of different diffuser ring width

3.3.3 槽擴寬比對密封性能的影響 在圖2所示的一個計算域內(nèi)，螺旋槽出口寬為JK，擴壓環(huán)槽單個周期圓弧寬為LM，為探討螺旋槽出口寬度與擴壓環(huán)槽單個周期圓弧寬的相互關系對密封性能的影響，記槽擴寬比γ=JK/LM。如圖14 所示，隨著槽擴寬比的增大，擴壓環(huán)槽單個周期圓弧寬LM是恒定的，螺旋槽出口寬JK越大，開啟力小幅增漲，轉速越高開啟力波動增大越明顯。槽擴寬比增大意味著螺旋槽寬度增大，流體流過螺旋槽工作面的阻力減小，泵送效率增強，流體獲得的動能和動壓都提高，由于擴壓環(huán)槽的作用，部分動能轉化為壓力能，所以開啟力增大。開啟力小幅增大即密封壩兩側壓力差也小幅增大，導致泄漏率也有小幅增大的趨勢，但由于增大槽擴寬比和轉速又都導致螺旋槽對槽根處流體的離心泵送效應增強，所以泄漏率波動變化。

3.3.4 槽數(shù)對密封性能的影響 圖15 示出了不同擴壓環(huán)槽結構參數(shù)下，螺旋槽槽數(shù)變化對密封性能的影響。不同擴壓環(huán)寬和擴壓環(huán)槽槽深下，螺旋槽槽數(shù)對擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的開啟力和泄漏率各自的影響趨勢具有一致性。螺旋槽槽數(shù)少時，累積數(shù)量小，開啟力較??；槽數(shù)的增多，使得槽內(nèi)流體流動更加有序，當螺旋槽槽數(shù)達到18時開啟力最大；但是，隨著槽數(shù)的繼續(xù)增多，單個螺旋槽截面積變小，邊界層影響加劇，開啟力呈小幅下降趨勢。與此相對應，螺旋槽槽數(shù)達到18時密封壩外徑側膜壓達到了最大，即最大的密封壩兩側壓差，形成了最大的泄漏率；隨著槽數(shù)的增多、流體流動邊界層影響的加劇，致使密封壩外徑側膜壓回落，形成了較為平緩的泄漏率變化趨勢。

圖9 螺旋槽長變化對密封端面開啟力的影響Fig.9 Effect of groove length on opening force of seal face

圖10 擴壓環(huán)槽槽深變化對密封性能的影響Fig.10 Effect of diffuser ring depth on sealing performance

圖11 擴壓環(huán)槽槽深變化對泵送流量的影響Fig.11 Effect of diffuser ring depth on pumping flow

圖12 擴壓環(huán)槽槽深對液膜動靜壓變化的影響Fig.12 Effect of diffuser ring depth on dynamic and static pressure change of liquid membrane

3.3.5 螺旋角對密封性能的影響 考慮到擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封泵送流體的過程類似于離心泵，這里借鑒離心泵葉輪出口安裝角的范圍大小探討螺旋角對密封性能的影響。通常葉輪出口角在20°＜α＜50°之間，離心泵穩(wěn)定工作范圍寬[19]，效率較高，而22°以下的螺旋角[12]自泵送流體動靜壓型機械密封已在其他文獻中討論過，故選擇探討22°＜α＜50°范圍內(nèi)的螺旋角對擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封性能的影響規(guī)律。

圖16 示出了4 組較優(yōu)擴壓環(huán)槽尺寸的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封，其螺旋角對密封性能的影響規(guī)律。開啟力和泄漏率隨螺旋角變化的規(guī)律基本不受擴壓環(huán)槽結構尺寸的影響，總體上呈現(xiàn)隨螺旋角的增大先減小后逐漸增大并趨于平穩(wěn)的態(tài)勢。

圖13 不同擴壓環(huán)槽槽深的端面壓力云圖Fig.13 Pressure nephogram of different diffuser ring depth

在螺旋角較小時，螺旋角的增大致使螺旋槽擴散程度顯著增加，流動容易分離，螺旋槽內(nèi)的嫡增區(qū)域及強度增加，流場畸變增加，形成壓力能耗散[32]；同時，螺旋線弧長變短，對流體做功行程減短，密封界面壓力有所降低，開啟力減小；表現(xiàn)在開啟力和泄漏率曲線上呈下降趨勢；隨著螺旋角的增大，螺旋線變得較為平直后，螺旋槽凸面對流體的做功形成的高壓云團逐漸向槽根處收縮，導致密封壩兩側的壓差增大，這也是密封界面開啟力變化不大、泄漏率逐漸增大的原因。

3.4 工況參數(shù)對密封性能的影響

在探討了重要結構參數(shù)對擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封性能的影響規(guī)律的基礎上，選取較優(yōu)的結構參數(shù)：擴壓環(huán)外徑rk=49.5 mm，擴壓環(huán)深hk=45 μm 或50 μm，螺旋槽外徑ro=44.5 mm，螺旋槽深ho=50 μm，槽臺寬比γ=0.75，螺旋角α=30°，槽數(shù)Ng=22，分析工況參數(shù)對其密封性能的影響。

圖17 描述了密封腔內(nèi)外介質(zhì)壓差對密封性能的影響。不同擴壓環(huán)槽尺寸的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封受壓差影響的密封性能變化規(guī)律一致。隨著密封界面內(nèi)外側壓差增大，開啟力呈線性增大；開啟力增大導致密封壩兩側壓差增大，泄漏率也線性增大。

圖14 槽擴寬比變化對密封性能的影響Fig.14 Effect of width ratio of groove to diffuser ring on sealingperformance

圖18 示出了轉速對密封性能的影響。由于擴壓環(huán)槽的降速增壓作用，流體動能有效轉化為壓力能，擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的開啟力隨轉速增大迅速增大；隨著轉速增高，流體微團受到越來越大的離心作用力向外徑側泵出，高壓云團逐漸遠離密封壩，導致密封壩兩側的壓差減小，表現(xiàn)為泄漏率隨轉速增大逐漸減小。

4 結 論

（1）提出一種擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封結構。通過建立擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封模型，利用Fluent分析其密封性能，結合離心式泵或壓縮機的擴壓器工作原理，闡釋了擴壓式自泵送機械密封的擴壓機理，解決了現(xiàn)有普通自泵送流體動靜壓型機械密封端面開啟力隨轉速增大而迅速減小的問題。

（2）擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封的密封性能具有良好的擴壓效果，相比于同等螺旋槽參數(shù)的普通自泵送流體動靜壓型機械密封，密封界面開啟力提升了50%以上。

圖15 槽數(shù)變化對密封性能的影響Fig.15 Effect of groove number on sealing performance

（3）揭示了結構參數(shù)和工況參數(shù)對擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封性能的影響規(guī)律。隨著擴壓環(huán)槽增寬，開啟力和泄漏率都顯著增大；適量減小擴壓環(huán)槽深度，能有效提高開啟力；槽擴寬比、槽數(shù)和螺旋角都存在較優(yōu)的取值范圍，在本文的計算參數(shù)下，γ=0.75、Ng=22、α=30°時的擴壓式自泵送流體動靜壓型機械密封其密封性能最優(yōu)；隨著密封界面內(nèi)外壓差的增大，開啟力和泄漏率都呈線性增大；在6000 r·min-1以下的常用中低轉速工況下，隨著轉速的增大開啟力不斷增大，泄漏率有輕微減小的趨勢。

符 號 說 明

D——引流孔徑，mm

F——開啟力，kN

H——引流環(huán)槽深，mm

圖16 螺旋角變化對密封性能的影響Fig.16 Effect of helix angle on sealing performance

圖17 壓差對密封性能的影響Fig.17 Effect of differential pressure on sealing performance

hc——密封面非槽區(qū)膜厚，mm

hg——螺旋槽槽深，mm

hk——擴壓環(huán)深，mm

L——引流環(huán)槽寬，mm

圖18 轉速對密封性能的影響Fig.18 Effect of speed on sealing performance

Ng——螺旋槽槽數(shù)

n——轉速，r·min-1

pi,po——分別為進口壓力、出口壓力，MPa

Q——泄漏率，ml·h-1

rg——對數(shù)螺旋線起始半徑，mm

ri——密封環(huán)內(nèi)徑，mm

rk——密封環(huán)外徑，mm

ro——螺旋槽外徑，mm

α——圓周切線與對數(shù)螺旋線切線的夾角，（°）

γ——螺旋槽出口寬度與擴壓環(huán)單個計算周期圓弧寬度之比

θ——對數(shù)螺旋線相對于圓心旋轉的角度，rad