陈汇龙, 任坤腾, 李同, 王彬, 赵斌娟
(江苏大学能源与动力工程学院, 江苏 镇江 212013)
摘要：针对乳液输送设备双端面机械密封主密封在实际运转中频现失效问题,采用端面螺旋槽造型技术对主密封进行端面改型,在考虑黏温关系的情况下,借助动网格UDF技术建立密封间隙液膜热流体计算模型,研究冲洗压力对液膜厚度、开启力、温度和冲洗液泄漏量等性能参数的影响规律,进行改型前后密封液膜热特性与冲洗液参数关系及端面摩擦功耗的对比分析.研究表明：冲洗压力增大,密封间隙膜厚减小,膜压增大,膜温升高,冲洗液泄漏量增大;主密封端面改型后,密封端面周向平均温度明显降低,随冲洗压力增大而增大的幅度明显减小,以及受温度、流量的影响程度也明显降低,且密封稳定性增加;同工况下,冲洗压力可降低0.1～0.5 MPa,达到延长密封寿命和显著降低冲洗系统能耗的目的.
关键词：机械密封;乳液介质;端面改型;冲洗液参数;热特性
陈汇龙, 任坤腾, 李同, 等. 乳液设备机械密封端面改型及冲洗降耗分析[J]. 排灌机械工程学报,2017,35(3):235-242，255.
CHEN Huilong, REN Kunteng, LI Tong, et al. End face modification and thermal characteristics of mechanical seal in emulsion equipment [J]. Journal of drainage and irrigation machinery engineering(JDIME), 2017,35(3):235-242，255.(in Chinese)
乳液工厂工艺流程中的流体常带有大量的悬浮颗粒,有的原料和产品是易燃易爆和高黏度介质,且乳液聚合物本身的物理特性较不稳定,在输送过程中容易因搅拌、摩擦等机械作用,导致乳液聚合物和水分子间的共价键破坏断裂,发生破乳现象[1].破乳后容易析出发生凝聚,附着在机械密封上造成严重的阻塞及端面磨损失效.为此,乳液输送设备通常选用带有辅助冲洗的双端面机械密封,并要求冲洗液替代润滑.尽管如此,在实际工作中,往往因为密封介质温度较高,接触式主密封端面摩擦热较大和冲洗液参数的不合理等问题导致端面磨损失效,密封更换较频繁.因此,进行密封端面改型及其与冲洗液参数匹配关系研究具有实际意义.
目前,国内外学者虽然对机械密封开展了大量研究工作,但针对高黏度、较高温度乳液输送双端面机械密封的研究还很少.孙业洞[2]以双端面机械密封的使用故障为例进行分析,阐述密封辅助冲洗方案的选择及循环效果和隔离液压力对密封寿命的影响,对冲洗应用参数进行了分析和优化.潘从锦等[3]对高温热油离心泵双端面密封严重泄漏进行优化改造,包括增大隔离液换热器的换热面积,改变泵送隔离液结构形式和隔离液品种等措施,保障高温离心泵的稳定运行.侯哨华[4]针对广州石化高温热油泵应用的波纹管接触式机械密封,设计了接触式和非接触式串联的新型机械密封,并用CFD软件对密封腔的流场进行数值模拟,得到密封腔体内的速度、压力等分布,研究中未考虑温度对黏度的影响问题.文献[5]设计了Turbo Tank双端面密封系统并投入使用,通过大量的低压流体冲洗带走双端面机械密封端面间产生的热量和污染物. BLASIAK[6]提出了一种计算密封环和润滑膜系统之间传热的数学表达式,所提出的预测模型可以解决直接传热和逆热传导问题,并描述密封环热变形的过程. NOЁL等[7]采用TEHD模型确定了密封环温度场,并发现非接触式液体润滑机械密封性能很大程度上取决于液膜摩擦热.杨宝亮等[8]借助流体动压润滑理论研制开发了双向零泄漏非接触式机械密封,并用32#机油做循环冲洗液进行稳定性和节能效果试验验证.上述研究成果为乳液输送双端面机械密封的研究奠定了很好的基础,但是针对乳液介质特性及其特殊密封要求的双端面机械密封改型,以及与冲洗系统参数的关系等方面的研究还很少,乳液密封寿命短、冲洗系统能耗高等问题仍未有效解决.
文中以乳液输送设备中带有冲洗辅助系统的双端面机械密封为研究对象,对主密封进行端面改型和建模,在考虑黏温关系和冲洗液替代润滑的情况下,研究主密封冷却、润滑性能及其与冲洗液参数的关系,并进行改型前后性能及冲洗能耗的对比分析.
1.1 物理模型
某乳液设备AR201动态混合器采用双端面机械密封为集装式机械密封,主轴额定转速为950 r/min,密封介质为高黏度硅油,反应温度为100 ℃,压力po=0.65 MPa,弹簧比压psp=0.30 MPa,主密封平衡比为0.73,其结构如图1所示.
图1 双端面机械密封结构图
Fig.1 Sketch of double end face mechanical seal
该双端面机械密封主密封为接触式机械密封,由于高黏度硅油流动性极差,必须使用流动性更好的冲洗液进行端面润滑,并避免密封介质进入密封端面,按生产要求,冲洗液燃点必须高于端面温度至少50 ℃,流动性好,润滑液如果外漏,要求能与产品互溶.鉴于此,在乳液行业中,常采用AK10硅油作为冲洗液.
双端面机械密封进入实际运转阶段后,每半年时间,机械密封性能明显下降,主密封端面磨损严重,硬环密封面出现均匀360°槽,如图2所示.根据磨损型式判断,可能原因为润滑膜破坏形成干摩擦[9].通过调整冲洗液参数,改进冲洗液系统后,性能和寿命有了明显的改善,但对于冲洗系统要求较高,能耗也较大,且密封寿命仍然不是很令人满意.文中拟采用机械密封表面改型技术使动静环端面实现非接触,达到控制端面温升,改善密封性能,降低冲洗能耗的目的.
图2 AR201动态混合器用双端面机械密封及主密封 端面磨损图
Fig.2 Images of double mechanical seal and wear on end face of AR201
由于文中研究的主密封为冲洗液替代润滑,属于外流式,为避免杂质在槽内积存和进入密封缝隙中去,对于润滑液从内径流向外径的情况,把螺旋槽开在静环上[10],密封环端面改型后的热力学模型如图3所示,主密封环和液膜造型如图4所示,图中ri为静环内半径,rg为槽根半径,ro为静环外半径,α为螺旋角.由于液膜厚度为微米级,为了直观,图4所示润滑膜厚度方向放大100倍表示.密封环物理参数和具体结构参数分别见表1,2,表中k为导热系数,ρ
为密度,c比热容,a为热膨胀系数,E为弹性模量,σ为泊松比,b为槽宽比,β为槽径比,hc为槽深,N为槽数, p介质为密封介质压力,psp为弹簧比压,n为转速,K1为平衡比,T为介质温度,h为膜厚.
图3 主密封环热力学模型
Fig.3 Heat transfer model of main seal
图4 密封环和螺旋槽液膜模型
Fig.4 Geometric model of seal rings and liquid film
表1 密封环物理参数值Tab.1 Thermal and mechanical property constants of rings
密封环材料k/(W·m-1·K-1)ρ/(kg·m-3)c/(J·kg-1·K-1)a/K-1E/GPaσ静环SiC1303.22×1037104.3×10-63800.27动环碳石墨351.65×1038756.2×10-60.60.26
表2 几何参数与工况参数
Tab.2 Geometric parameters and operating conditions
几何参数数值工况参数数值ri/mm30.5p介质/MPa0.65α/(°)21psp/MPa0.30ro/mm36n/(r·min-1)950b0.5K10.73β4/7T/℃100hc/μm3(L1=L2)/mm10N12h/μm3.5(初始)
螺旋形线为对数螺旋线,在极坐标下描述为
r=rgeθtan α.
(1)
1.2 理论模型
计算模型假设[11]如下:
1) 间隙液体流动为层流,且连续性假设成立.
2) 忽略体积力的作用,例如重力和离心力.
3) 介质流体与密封端面无相对滑移.
4) 密封环的温度场和应力场呈轴对称分布, 且不随时间变化.
5)介质黏度随温度变化,沿膜厚和径向不变.
Navier-Stokes方程为
ρfv
(2)
式中:ρf为流体密度;v为流体速度;f为额外的体积力;μ为流体黏度.文中体积力f忽略,设为0;μ为关于温度的函数,黏温方程为
(3)
在Fluent里通过UDF编程实现,其中k称为黏温系数.
能量方程中液体区域为
(4)
式中:
固体区域为
(5)
式中:
摩擦扭矩和摩擦功耗反映了密封端面间的摩擦状态,是密封性能和关系到使用寿命长短的重要参数.摩擦扭矩为
Tm=Frm=(∫AτdA)rm，
(6)
摩擦功耗为
P=Tmω,
(7)
式中:rm为密封面的平均半径,
密封端面液膜开启力通过对液膜端面静压积分得到,其计算公式为
Fopen=∫pdAf,
(8)
式中:Af为密封端面面积,m2;dAf 为微面积;p为液膜静压,Pa.
对于外流式机械密封闭合力为
Fclose=Fsp+[K1p冲洗液+(1-K1p介质]A,
(9)
式中:Fsp为弹簧压力,N;K1为平衡比,K1=(D32-D12)/(D22-D12);A为密封环帯面积,m2.
普通端面机械密封摩擦热[12]为
Qf=fpfVAf=qAf，
(10)
式中:f为摩擦系数,取0.2;pf为摩擦副的端面比压；V为密封面平均周速,V=πDmn,m/s，其中Dm为密封面平均直径,Dm=(Di+Do)/2,m; q为端面热流密度,W/m2.
1.3 动网格应用
由于密封环间液膜开启力、闭合力与液膜厚度之间具有非线性耦合关系,稳定工作状态下的机械密封,浮动环受力平衡,即Fopen=Fclose,采用循环迭代的方法进行求解计算.动网格是用来模拟计算流场边界随时间变化趋势的一种计算技术[13].文中采用该技术进行端面膜厚计算.
螺旋槽机械密封的微尺度液膜属于环形周期对称分布,为减小计算量取1/N.对周期区域进行网格划分,采用ICEM对螺旋槽和液膜2部分分别进行结构化面网格划分,同时对尖角部位进行加密处理,分别对2个面网格拉升成体网格,然后合并2个体网格.内径处为压力进口边界,压力值设置为冲洗液压力,温度设置为冲洗液温度,外径处为压力出口边界,压力值为密封介质压力,设置为0.65 MPa恒压,温度设置为100 ℃恒温.由于在静环面开槽,螺旋槽区液体为静止,与静环接触面设置为静止壁面,与动环接触面设置为旋转壁面,两侧设置为周期性边界,得到液膜网格及边界条件如图5所示.
图5 液膜网格及周期边界
Fig.5 Grids of liquid film and periodic boundary
由于密封端面液膜厚度处于微米级,造成长宽和厚度的尺度跨度较大,需对网格进行无关性检验.文中对单周期、厚度为3.5 μm的液膜进行网格无关性检测,衡量参数为液膜厚度,运行转速为950 r/min,冲洗液压力为0.80 MPa,密封液压力为0.65 MPa.不同网格数模拟结果见图6,由图可见,当网格数M达到400 000时,液膜厚度基本不变化,属于微小误差范围内,综合考虑收敛速度和结果,采取长宽网格划分尺度0.03 mm,网格厚度方向划分尺寸0.5 μm,划分7层,此时的网格数为413 001.
图6 不同网格数下的液膜厚度变化
Fig.6 Liquid film thickness variation versus number of cells
3.1 冲洗压力对主密封性能的影响
3.1.1 对液膜厚度的影响
图7为不同冲洗液压力下螺旋槽型机械密封液膜厚度对比分析.由图可知,螺旋槽型机械密封液膜厚度随转速的增大而增大,随冲洗压力的增大而减小,转速和冲洗压力对膜厚的影响是比较明显的,冲洗压力主要是通过闭合力的改变而影响膜厚,从而影响密封性能.
图7 不同冲洗液压力下螺旋槽型机械密封液膜厚度 对比分析
Fig.7 Liquid film thickness at different flushing pressures in mechanical seal with spiral grooves
3.1.2 对液膜开启力的影响
图8为考虑了黏温效应情况下1/N螺旋槽开启力随冲洗压力变化曲线.从图中可以看出,开启力随冲洗液压力的增大而增大,说明液膜静压因冲洗液压力的增大而增大.
图9为液膜静压随冲洗液压力的变化云图和曲线.从图9a可知,随着冲洗液压力的增大,液膜低压区域减小,低压区域减小,槽根处的高压值增大.从图9b可知,密封环外径侧(出口处)的液膜压力随冲洗液压力的减小而减小,但当冲洗液压力逐渐降低到0.680 MPa时,出口边界最小压力为0.655 MPa,略高于密封介质压力,所以为防止密封介质向密封端面间隙泄漏,并且考虑到压力波动因素,应确保冲洗液压力值不低于0.700 MPa.
图8 1/N液膜开启力随冲洗压力变化
Fig.8 Opening force of 1/N fluid film at differentflushing pressures
图9 液膜压力随冲洗液压力的变化云图和曲线
Fig.9 Pressure contours of fluid film at differentflushing pressures
3.1.3 对液膜温度的影响
图10为转速950 r/min、冲洗液温度17 ℃时,不同冲洗液压力下的液膜温度场分布图.从图中可以看出,同一冲洗液压力下,液膜沿径向温度变化范围很大,靠近外径密封坝处由于线速度较高,相对液膜较薄,内摩擦热较高,且与密封腔内高温介质更接近,导致温度增高;而在螺旋槽区液体出现了较低温度,主要是该区域液膜厚度比较大,靠近进口处的低温冲洗液,流动散热更明显,温升较小.随着冲洗液压力的增大,液膜温度逐渐升高,主要是由于冲洗液压力的增大,液膜厚度降低,液膜温度升高.
图10 液膜温度云图对比
Fig.10 Temperature contours of fluid film
3.1.4 对冲洗液泄漏量的影响
图11为螺旋槽型机械密封冲洗液泄漏量随冲洗压力变化曲线图.冲洗液泄漏量由外径压力出口边界进行体积流量积分得到.由图可知,泄漏量随冲洗液压力的增大而呈线性增大,主要是由于冲洗液压力的增大,导致密封端面间的膜压增强,与密封介质的压差增大.可见,在满足高黏度乳液介质不进入密封环的条件下,采用较低的冲洗压力可减少冲洗液泄漏量和冲洗系统的压力负载,达到节能目的.
图11 螺旋槽型机械密封冲洗液泄漏量随冲洗压力变化
Fig.11 Leakage in terms of flushing pressure throughmechanical seal with spiral grooves
3.2 改型前后的冲洗参数对比分析
3.2.1 改型前后温度云图
图12为普通端面与螺旋槽端面机械密封在转速950 r/min,冲洗液压力0.700 MPa、冲洗液温度17 ℃工况下的静环端面温度对比云图.由图可知,改进后端面温度均随半径增大呈上升趋势,但温度整体降低幅度较大,端面温差增大,同一半径处,螺旋槽机械密封槽区内温度较密封坝低,最低温出现在槽区靠内径处,接近冲洗液温度.可见普通端面机械密封端面摩擦状态为混合摩擦,端面摩擦热流密度较大,而螺旋槽机械密封端面为非接触状态,端面发热量少,在散热条件相同的情况下,温度降低.
图12 静环温度分布对比云图
Fig.12 Temperature contour contrast in stationary ring
3.2.2 密封环端面周向平均温度对比分析
图13为不同冲洗液参数下密封环端面周向平均温度对比图.由图13a可知,冲洗液温度为17 ℃、冲洗液流量为1 L/min时,普通端面机械密封端面温度沿径向向外径方向先升高后略有降低,端面温差达3～4 ℃;同时,当冲洗液压力大于0.800 MPa后温度呈快速上升趋势.
螺旋槽机械密封面周向平均温度沿径向向外径方向逐渐升高,在槽根处出现较大温度梯度,整个端面内外径温差约20 ℃,端面最高温度明显低于普通端面机械密封,同一工况下,平均低约60 ℃;同时,周向平均温度随冲洗压力增大而增大,但总体增幅较小,在0.800 MPa处温度没有出现突升现象.
由图13b可知,螺旋槽端面冲洗液压力为0.700 MPa、冲洗液流量为1 L/min时,普通端面机械密封端面温度随冲洗液温度的升高而迅速升高,增速明显高于螺旋槽端面机械密封.由图13c可知,冲洗液压力为0.700 MPa、冲洗液温度为17 ℃时,改进前后密封端面温度均随冲洗液流量的增大而呈下降趋势,冲洗液流量增至一定值后,温度基本维持不变.上述分析可知,改进后的机械密封的热特性明显优于改进前密封,改进后密封的总体温度较低,且受冲洗液压力和温度的影响程度明显降低,对密封的稳定运行十分有利,对冲洗系统的要求明显降低.
图13 不同冲洗液参数下密封环端面周向平均温度对比图
Fig.13 Circumferential average temperature of ring at various flushing parameters
3.2.3 摩擦扭矩及功耗对比
图14为普通端面机械密封和螺旋槽机械密封的摩擦扭矩及功耗对比图,其中密封辅助系统功耗不计.由图14a可知,无论是普通端面机械密封还是螺旋槽机械密封,其摩擦扭矩及功耗随冲洗液压力变化趋势是基本一致的,均随着冲洗液压力的增大而变大,但螺旋槽机械密封的摩擦扭矩明显低于普通端面机械密封,平均低约37%.机械密封端面改型可显著改善摩擦副的润滑特性和液膜承载能力,摩擦扭矩最高可降低60%[14-15].机械密封的摩擦功耗均随冲洗液压力的增大而增大,但螺旋槽型机械密封的摩擦功耗降低约为普通端面机械密封的60%.
图14 摩擦扭矩及功耗比较
Fig.14 Contrast of friction torque and power consumption
端面改型前后参数对比如表3所示,表中T冲洗为冲洗温度,Q冲洗为冲洗流量,T端面为端面最高温度,M为摩擦力矩.从表中可看出,改型后密封液冲洗压力可降低0.10 ～0.15 MPa,辅助系统的加压气囊蓄压器能耗因此而降低;由于螺旋槽泵送作用使两密封环为非接触状态,摩擦扭矩和密封环的摩擦功耗均显著降低,端面最高温度也大幅度降低,有效防止密封环端面间液膜高温汽化,显著降低密封失效概率,同时使辅助系统热交换器的能耗明显降低,可见,改型后密封稳定性和寿命将大大提升,节能成效也很显著.
表3 改型前后参数对比表
Tab.3 Contrast of performance parameters before and after modification
参数改型前改型后p冲洗/MPa0.80～0.85≥0.70T冲洗/℃尽量低温(14～18)常温即可(25)Q冲洗/(L·min-1)1.01.0T端面/℃101.49～108.12≥48.20M/(N·m)2.55～2.64≥1.44
1) 冲洗压力对端面螺旋槽造型乳液双端面机械密封主密封性能有着明显影响.冲洗压力增大,使密封液膜厚度减小、膜压增大、膜温升高、冲洗液泄漏量增大.
2) 端面改型后,密封环周向平均温度明显低于普通密封,且随冲洗压力增大而增大的幅度明显减小,受冲洗液温度、流量的影响程度明显低于普通密封.
3) 在满足密封性能要求的情况下,改型后可使冲洗液压力降低0.10～0.15 MPa,冲洗液温度采用常温即可,同时,密封端面温升、摩擦功耗均显著下降,可达到延长密封寿命和显著降低冲洗系统能耗的目的.
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(责任编辑 谈国鹏)
CHEN Huilong, REN Kunteng, LI Tong, WANG Bin, ZHAO Binjuan
(School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang, Jiangsu 212013, China)
Abstract：Failure of double end face of mechanical seals in emulsion equipment occurs frequently in operation. To overcome this problem, the end surface is modified by adding spiral grooves. Then the influences of flushing pressure on film thickness, opening force, temperature and fluid leakage and other performance parameters are studied numerically by considering the viscosity-temperature relationship of fluid based on a computational heat transfer model of fluid film, which is established by using dynamic mesh and UDF method. A comparative analysis of the relation between thermal characteristics and flushing pressure as well as the friction power consumption is conducted before and after the modification. It is shown that when the flushing pressure increases, the film thickness decreases, the film pressure and temperature as well as the leakage of the flushing fluid rise. In the modified seal, the mean peripheral temperature is reduced significantly. With increasing flushing pressure, the mean temperature increment is smaller, and is considerably less affected by flushing temperature and flow rate, additionally, the seal stability is strengthened. Under the same working condition, the flushing pressure can be reduced by 0.1-0.5 MPa to prolong the seal life and reduce the flushing system energy consumption significantly.
Key words：mechanical seal;emulsion medium;end face modification;flushing parameter; thermal characteristic
陈汇龙
doi：10.3969/j.issn.1674-8530.16.0181
收稿日期：2016-08-06;
网络出版：时间： 2017-03-17
网络出版地址：http://kns.cnki.net/kcms/detail/32.1814.TH.20170317.1028.014.html
基金项目：国家自然科学基金资助项目(51279067)
作者简介：陈汇龙(1961—),男,福建安溪人,教授，博士生导师(huji@ujs.edu.cn),主要从事流体密封理论与技术研究. 任坤腾(1991—),女,河南商丘人,硕士研究生(通信作者,renkt1122@126.com),主要从事机械密封技术研究.
中图分类号：S277.9
文献标志码：A
文章编号：1674-8530(2017)03-0235-08
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