螺旋槽动压型口环密封动力特性研究_陈汇龙.pdf

 振动与冲击 第 39 卷第 12 期JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol．39 No．12 2020 基金项目国家自然科学基金 51279067 收稿日期2018 －12 －06修改稿收到日期2019 －03 －21 第一作者 陈汇龙 男， 博士， 教授， 1961 年生 螺旋槽动压型口环密封动力特性研究 陈汇龙，路圣盛，吴远征，李新稳，韩婷，桂恺 江苏大学能源与动力工程学院， 江苏 镇江212013 摘要泵叶轮口环密封的动力特性与口环间隙内部流动特性乃至泵的运转稳定性密切相关， 流动特性的改善可 通过口环密封面造型来实现， 为此， 提出一种针对小间隙的 “密封坝 螺旋线槽” 微造型口环密封结构以期获得更优的口 环密封动力特性。研究表明 层流模型和湍流模型计算得到的口环密封动力特性和密封性能在基本规律上具有较好的相 似性， 只是在参数变化的趋势和幅度上存在一定的差别， 分析认为湍流模型能够更充分地反映微间隙、 微结构对流动特性 的影响; 螺旋槽产生的动压效应和泵送效应随转速的升高、 径向间隙的减小而增强; 与光滑口环相比， 螺旋槽口环能明显 提高液膜最大压力值， 且随动环偏心距的增大提升幅度更显著; 可见螺旋槽造型能使口环转子获得更好的对中性， 减少磨 损， 延长使用寿命。 关键词螺旋线槽; 口环密封; 偏心距; 对中性; 动力特性 中图分类号TP211 ． 3文献标志码ADOI 10． 13465/j． cnki． jvs． 2020． 12． 012 A study on dynamic characteristics of spiral groove dynamic pressure ring seal CHEN Huilong，LU Shengsheng，WU Yuanzheng，LI Xinwen，HAN Ting，GUI Kai School of Energy and Power Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China AbstractThe dynamic characteristics of pump impeller ring seal are closely related to the internal flow characteristics of the orifice ring and even the pump’ s running stability． The improvement of flow characteristics can be achieved by the shape of the sealing surface of the mouth ring． To this end，a “sealing dam spiral groove”micro- shaped mouth ring sealing structure for small gaps was proposed in order to obtain better port ring sealing dynamic characteristics． The study shows that the laminar flow model and the turbulence model have good similarity in the basic laws of the ring seal dynamic characteristics and sealing perance． There is only a certain difference in the trend and magnitude of the parameter changes． The analysis suggests that the turbulence model can more fully reflect the effects of micro- gap and microstructure on flow characteristics． The dynamic pressure effect and the pumping effect generated by the spiral groove are enhanced with rotational speed and the decrease of the radial clearance． Compared with the smooth ring， the spiral notch ring can significantly increase the maximum pressure of the liquid film， and the increase of the eccentricity of the moving ring is more significant． It can be seen that the spiral groove shape can achieve better centering of the ring rotor，reduce wear，and prolong the service life． Key wordsspiral groove;ring seal;eccentricity;neutral;dynamic characteristics 叶片泵叶轮与泵体之间的泄漏损失通常采用环形 密封加以解决， 为了减少泄漏环形间隙往往做得比较 小， 导致环形密封面常受转子振动、 偏心等的影响而成 为易磨损件。随着人们对叶片泵性能要求的不断提 高， 原来普遍使用的光滑密封面的环形密封面临更加 严峻的挑战， 因此不同结构型式的环形密封相继出现。 自从 Von Pragenau［1 ］提出阻尼密封概念以来， 出现了诸 如人型槽迷宫密封、 螺旋槽迷宫密封、 阶梯型迷宫密 封、 交错型迷宫密封、 孔型密封、 齿型密封等具有优秀 阻尼性能的深槽造型环形密封并得到了广泛的研究。 Nordmann 等 ［2 ］基于 N- S 方程和 k- ε 湍流模型建立 了首个用于有沟槽口环密封的计算模型， 并通过试验 获得了较好的验证;Arthur 等 ［3 ］研究了转子和静子分 别开齿型槽的迷宫密封动力特性及密封性能的差异， 发现转子开槽的动力特性对转速更敏感， 有效阻尼更 高， 并且泄漏量更低; Soto 等 ［4 ］分析了喷射式迷宫密封 和蜂窝密封对压气机稳定性的影响， 认为反向喷射方 式能获得更好的转子动力稳定性; Childs 等 ［5 －7 ］针对不 ChaoXing 光滑口环密封进行试验探究， 得出了不同造型以及不 同口环尺寸对摩擦因子和支撑刚度的影响; Iwatsubo 等 ［8 ］采用试验方法研究了两种阻尼密封的静态和动态 特性， 并与光滑环形密封对比， 认为阻尼密封能有效减 少泄漏量， 并可产生更小的径向作用力和更大的切向 作用力; 黄若等 ［9 ］研究得出密封结构阻尼较大时对转 子系统稳定性影响显著， 并表明应用短轴承理论分析 密封结构能够获得较精确的转子动力学性能。Kanki 等 ［10 ］研究认为在高转速情况下螺旋槽密封的泄漏量要 小于光滑环形密封。Iwatsubo 等 ［11 ］采用理论推导的方 法获得了螺旋槽迷宫密封的动态特性， 认为螺旋角、 雷 诺数和转速会对动力特性系数产生很大影响。 以上各类阻尼密封的研究主要针对较大间隙环形 密封， 通过开设深槽以达到增加流道复杂度、 提高流动 的沿程阻力、 降低其周向速度和增大阻尼等效果， 其能 有效减小密封的交叉刚度， 使得密封的动力学稳定性 大幅提高。但是， 由于环形密封的密封性能和动力特 性与转子的运动紧密相关， 而转子因为各种原因常会 导致偏心的存在， 环形密封内流体运动与转子的偏心 涡动相耦合， 将使环形密封间隙内形成一个十分复杂 的空间流动， 外加环形面槽型的干涉作用产生的压力 阶跃、 外部振动和工况变化， 都将使环形间隙流场更加 复杂， 从而影响环形密封的动力特性和密封性能。对 于较大间隙情况， 当环形间隙流体动力性能下降， 产生 负刚度时， 轴的偏心涡动将进一步加大， 从而导致环形 密封面的摩擦、 磨损， 严重时导致快速失效， 甚至造成 事故。因此减小环形密封间隙从而降低泄漏损失一直 是人们追求的目标之一， 而转子振动、 偏心导致密封面 过早磨损失效则成为环形间隙减小的障碍。近几年 来， 随着工艺水平的提高， 环形间隙的大小可以越做越 小， 但是过小的间隙难以使动静表面保持非接触的问 题越来越突出。为此， 本文建立了小间隙下的“密封 坝 短螺旋浅槽” 动压型口环密封计算模型， 对小环形 间隙内流动状态进行了探讨， 运用基于空化的三维 CFD 方法模拟其内部流动， 分别采用层流和湍流模型 研究了螺旋槽动压型口环的偏心动力特性和密封性 能， 并与光滑口环进行对比分析， 为进一步提高环形密 封动力特性和密封性能提供理论参考。 1计算模型 1． 1物理模型 本文研究的 “密封坝 短螺旋槽” 动压型口环密封 结构示意图如图 1 所示， 动静口环材料为铸铁。在静 环内环面开设螺旋槽， 槽型线为普通螺旋线， 其几何示 意图如图 2 所示。本文采用笛卡尔坐标系， 设口环低 压侧环形平面为 X- Y 平面， 静环圆心为坐标原点， 沿口 环轴心指向叶轮进口的方向为 Z 轴正方向; 口环偏心 距为动环圆心与静环圆心之间的距离， 将静环圆心指 向动环圆心的方向设为 X 轴正方向。螺旋槽口环几何 参数是基于马纲 ［12 ］对柱面螺旋槽气膜密封研究的基础 上确定的， 详见表 1。 图 1螺旋槽口环及液体膜示意图 Fig． 1Schematic diagram of the spiral- grooved annular seal and the fluid film 图 2螺旋槽口环几何示意图 Fig． 2Geometry schematic diagram of the spiral- groovedannular seal 表 1螺旋槽口环几何参数和工况参数 Tab． 1Geometric and operating parameters of the spiral- grooved annular seal 参数数值 长度 L/mm 18 动环外径 Di/mm 140 静环内径 Do/mm 140． 1 螺旋角 β/ 40 槽数 N 18 槽长比 Rl 0． 67 槽深比 Rd 0． 5 槽宽比 Rw 0． 5 介质水温度 T/K293 进口压力 Pi/MPa 0． 2 出口压力 Po/MPa 0 68振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 1． 2数学模型 1N- S 方程 ρm t  x i ρ mυmi 0 1  t ρ mvmi υmi  ρmυmj x j － p x i μm  x j υmi x j υmj x i 2 其中， 混合流体密度 ρm计算公式为 ρm ρ lαl ρ v 1 － α 3 式中ρ 为密度， α 为体积分数;下标 l、 v 分别表示液相 和气相。 2空化模型 气相输运方程  t αρv  x i αρvvv Re－ Rc 4 式中Re和 Rc分别为气泡产生、 溃灭源项， 计算式 如下 当 p≤pv时， Re Fvap 3α nuc 1 － αv ρ v rB 2 3 pv－ p ρ 槡 l 5 当 p≥pv时， Rc Fcond 3α vρv rB 2 3 p － pv ρ 槡 l 6 式中rB为空泡半径;Pv为饱和汽化压力;αnuc为气核 体积分数;Fvap为蒸发系数;Fcond为冷凝系数。 本文采用有限体积法求解方程 1 、 2 和 4 ， 压 力 － 速度耦合方法采用 SIMPLEC 算法， 为保证方程的 求解精度和运算速度， 采用二阶迎风格式离散 N- S 方 程， 压力项采用 PRESTO方法， 气体输运方程使用一 阶迎风格式。 1． 3流动状态及边界条件 1923 年 Taylor［13 ］详细研究了光壁旋转同轴圆筒间 粘性流体流动的稳定性问题， 并用无量纲的泰勒数 T 来表示旋转流体中的运动黏性。泰勒数 T 表示为 T 2h4 0ω 2 υ2 χ2 1 － χ2 7 χ Di/D0 8 h0 D0－ Di /2 9 式中ω 为动环转速， 单位 rad/s;χ 为内外口环的直径 比;h0口环间隙平均厚度， 单位 m;υ 为常温下水的运 动粘度， 单位 m2/s。 泰勒通过附加轴对称扰动后， 获得无限长圆筒和 窄间隙即 1 － χ1 的临界泰勒数 Tc Tc 1 708［ 1 0． 652 1 － χ ］ 10 由此获得的临界泰勒数与试验结果十分符合 ［14 ］。 Diprim［15 ］计算并发现同轴圆筒同向旋转且小环形间隙 间有小轴向流的临界泰勒数随轴向雷诺数的增加而增 加; Chandrasekhar［16 ］从理论上推导了有轴向流动时发 生流动失稳的临界泰勒数与平均雷诺数 Rα的函数关 系为 Tc Ra Tc 0 26． 5R2 a， Ra→0 11 式中Tc 0 为无轴向流动时的临界泰勒数。 Snyder 等 ［17 －18 ］通过试验验证了式 11 在轴向雷 诺数 Rα达 100 时的正确性， 其误差在 1 的数量级。 口环间隙轴向雷诺数 Rα可由下式给出 Ra 2uh0 υ 12 式中u 为 z 轴方向流动速度， 单位 m/s。 当泰勒数 T 大于临界泰勒数 Tc时， 认为流动是湍 流， T 小于 Tc时认为流动是层流。 口环间隙轴向平均流速计算公式如下［19 ］ u μ2Δp/ 槡 ρ 13 μ 1 1 0． 5η λL D0－ D 槡 i 14 式中μ 为流量系数;ΔP 为压力降， 单位 Pa;ρ 为水的 密度， 单位 kg/m3;η 为密封口环间隙进口圆角系数， 一般取 0． 5 ～0． 9， 沿程阻力系数中 λ 值一般取 0． 04 ～ 0． 06。 依据所建立的物理模型及相关参数， 对于光滑口 环密封， 取常温水为介质， 转速 n 20 000 r/min， 压差 ΔP 0． 2 MPa， 可计算得到轴向雷诺数 Rα约为 500， 采 用式 11 计算得临界泰勒数 Tc Rα ， 最终得到 T 约为 3． 8 104， Tc约为 6． 6 106， 即 TTc， 流动状态为层 流。但是上述计算过程中， 通过经验公式计算出轴向 平均流速， 并由此得到的轴向雷诺数 Rα＞100， 此时式 11 的可靠性降低， 由此进行流态判断虽具有一定的 参考价值， 却并不能作出准确判断; 同时考虑到上述方 法主要针对光滑环形密封， 本文中的螺旋槽结构将对 间隙流体产生较强的剪切、 搅拌作用， 对环形间隙流动 状态具有较明显的趋于紊流的影响， 通过研究模型各 方面因素的综合分析， 本文认为采用湍流模型可能更 加符合实际情况， 鉴于目前尚缺乏准确的流态判据， 本 文将在进行湍流模型验证的基础上， 对研究对象分别 进行层流模型和湍流模型的计算， 从动力特性和密封 性能角度对比分析流动特性对螺旋槽动压型口环密封 的影响。 使用湍流模型计算时， 采用 Realizable k- ε 湍流模 型， 与标准 k- ε 湍流模型相比， Realizable k- ε 模型在湍 动黏度计算公式中引入与旋转和曲率有关的内容， 能 更加贴近口环间隙流动的物理现象。而在口环密封的 78第 12 期陈汇龙等螺旋槽动压型口环密封动力特性研究 ChaoXing 近壁面区， 采用增强壁面函数法 ［20 ］来处理近壁面流动 问题， 且壁面速度无滑移。由某离心泵数值计算获得 口环两侧的压力差值为 0． 2 MPa， 为便于计算， 设置口 环高压侧入口压力为 0． 2 MPa， 低压侧出口压力为 0 MPa， 周向压力满足式 p － θ， z－ p－ θ 2π， z－ 15 1． 4模型可靠性检验 1． 4． 1网格无关性检验 采用 6 种网格划分方案， 针对转速为 3 000 r/min、 进口压力为 0． 2 MPa、 出口压力为 0 MPa 时进行网格无 关性检验， 不同方案的泄漏量 Q 计算结果如图 3 所示。 由图 3 可见， 当网格数达到 142 万时， 泄漏量相对误差 不超过 0． 5， 认为网格数量的变化对计算结果的影响 可以忽略， 因此兼顾计算精度和时间成本， 本文选用网 格数为 142 万的网格方案进行模拟计算。 图 3泄漏量网格数无关性检验 Fig． 3Leakage number grid number independence test 1． 4． 2计算模型有效性验证 由于目前关于泵口环微间隙流场的分析计算研究 较少， 本文采用模型相似的液体螺旋槽环形密封进行 计算模型验证。Nagai 等 ［21 ］对螺旋槽环形密封的静态 特性进行了数值计算和试验研究。螺旋槽液体环形密 封示意图如图 4 所示， 该试验的具体参数见表 2。由于 该环形间隙距离以及两端压差均较大， 计算得到的轴 向雷诺数 Rα为 14 722， 远大于 100， 此时流动状态已不 能通过式 11 进行判断， 在大的轴向流动雷诺数和高 转速情况下， 通常认为此时的环形间隙流动状态为湍 图 4螺旋槽环形密封示意图 Fig． 4Schematic of the spiral- grooved annular seal 流。采用本文湍流计算模型对此螺旋槽环形密封泄漏 量进行数值模拟计算， 并与文献［ 21］中的试验数据以 及数值计算结果进行对比， 结果如图 5 所示。由图可 见， 泄漏量随转速的变化趋势与试验数据及文献中的 数值计算结果具有较好的一致性， 说明本文模拟方法 具有较高的可靠性。 表 2螺旋槽环形密封结构参数和润滑性能试验工况参数 Tab． 2Sliding bearing lubrication perance test structural and operating parameters 参数数值 直径 D/mm 71． 725 长度 L/mm 60 间隙距离 Cr/mm0． 193 动力黏度 μ/ MPas0． 854 密度 ρ/ kgm －3 998． 2 进口压力 Pi/kPa 1 000 出口压力 Po/kPa 0 螺旋角 γ/deg 8． 08 槽深 gd/mm 0． 5 槽宽 gw/mm 4 槽间距 lw/mm 4 图 5泄漏量对比图 Fig． 5Comparison chartof the leakage 2计算结果分析 2． 1膜压分析 2． 1． 1层流模型无偏心下压力分布 图6 为采用层流模型的计算结果， 其中图 6 a 为无 偏心时， 不同转速下有无螺旋槽口环间隙中间环面压力 分布图， 图6 b 为槽坝处圆周压力分布。由图可见， 与 光滑口环相比， 螺旋槽口环在靠近槽台侧和靠近槽坝侧 的槽尖角处分别产生低压区和高压区， 并沿周向呈周期 性均匀分布， 槽坝侧圆周压力出现明显的均匀锯齿状分 布， 其最大压力大于光滑口环最大压力， 并且转速越高， 高压区和最大压力增大。以上现象主要与螺旋槽的泵 送效应、 动压效应有关。泵送效应、 动压效应随着转速 的提高而增强， 使槽坝侧尖角处压力升高， 高压区增 大。无偏心时， 螺旋槽产生的液膜高压能增强转子的 88振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 对中性能和润滑性能， 从而减少口环的摩擦和磨损。 图 6层流模型的计算结果 Fig． 6Calculation results of laminar flow model 2． 1． 2湍流模型无偏心下压力分布 图 7 为采用湍流模型的计算结果， 其中图 7 a 为 图 7湍流模型的计算结果 Fig． 7Calculation results of turbulence model 无偏心时， 不同转速下有无螺旋槽口环间隙中间环面 压力分布图， 图 7 b 为槽坝侧圆周压力分布。与图 6 对比可见， 在无偏心条件下， 两种计算模型获得的压力 分布规律相同， 但湍流模型计算得到的最大压力值大 约为层流模型计算值的 2． 5 倍， 原因是湍流模型下螺 旋槽的动压效应和泵送效应更显著。 2． 1． 3层流模型偏心 0． 03 mm 时压力分布 图 8 为采用层流模型的计算结果， 其中图 8 a 为 动环向 X 正方向偏心 0． 03 mm 时， 口环间隙中间环面 压力分布， 槽坝侧圆周压力分布如图 8 b 所示。由图 可见， 在流动收敛区， 光滑口环产生一个高压区， 而螺 旋槽口环在靠近槽坝侧的槽尖角处产生高压， 并随径 向间隙的减小和转速的提高， 高压区增大; 在流动扩散 区， 光滑口环产生一个低压区， 而螺旋槽口环在靠近槽 坝侧槽尖角处仍然产生局部高压， 并随径向间隙沿周 向的增大和转速减小， 高压区减小; 整个圆周方向槽台 侧尖角处产生低压; 螺旋槽口环在槽坝侧圆周压力产 生不对称锯齿状分布， 径向间隙越小， 锯齿状局部最高 压力越大， 并远大于相同转速下光滑口环高压最大值; 转速越高， 不对称锯齿状分布越明显， 局部最高压力越 大。与光滑口环相比， 螺旋槽口环局部最高压力位置 更接近间隙最小处， 表明在偏心方向上会产生一个更 大的回复力。这一现象主要是因为螺旋槽的泵送效 应、 动压效应在径向间隙较小时作用更显著， 并随着转 速的提高而增强。以上结果表明， 在相同偏心条件下， 图 8层流模型的计算结果 Fig． 8Calculation results of laminar flow model 98第 12 期陈汇龙等螺旋槽动压型口环密封动力特性研究 ChaoXing 转速越高， 螺旋槽越有利于使转子更快的回复至中心 位置， 并能减少口环摩擦和磨损。 2． 1． 4湍流模型偏心 0． 03 mm 时压力分布 图 9 为采用湍流模型的计算结果， 其中图 9 a 为 动环向 X 正方向偏心 0． 03 mm 时， 口环间隙中间环面 压力分布， 槽坝侧圆周压力分布如图 9 b 所示。与图 8 对比可见， 在偏心 0． 03 mm 条件下， 两种计算模型获 得的压力分布规律相同， 但湍流模型计算得到的最大 压力值大约为层流模型计算值的 2． 2 倍。 图 9湍流模型的计算结果 Fig． 9Calculation results of turbulence model 2． 1． 5层流模型不同偏心距下压力分布 图 10 为采用层流模型的计算结果， 其中图 10 a 为转速 n 5 000 r/min 时， 不同偏心距下口环间隙中间 环面压力分布图， 其槽坝侧圆周压力分布如图 10 b 所示。由图可见， 不同偏心距下压力分布规律和图 8 a 相似， 其圆周压力分布规律与图 8 b 相似， 可以得 出相似的结论; 但从图 10 可以看出随着偏心距增大， 螺旋槽的泵送效应和动压效应更加显著， 液膜压力增 大。可见， 在相同转速条件下， 偏心越大， 螺旋槽能产 生更大的回复力， 更易使转子更快回复至中心位置。 2． 1． 6湍流模型不同偏心距下压力分布 图 11 为采用湍流模型的计算结果， 其中图 11 a 为转速 n 5 000 r/min 时， 不同偏心距下口环间隙中间 环面压力分布图， 其槽坝侧圆周压力分布如图 11 b 所示。与图 10 对比可见， 不同偏心距条件下， 两种计 算模型获得的压力分布规律相同， 但湍流模型计算得 图 10层流模型的计算结果 Fig． 10Calculation results of laminar flow model 图 11湍流模型的计算结果 Fig． 11Calculation results of turbulence model 到的最大压力值大约为层流模型计算值的 1． 8 倍。 2． 2刚度分析 图 12 为不同转速时的层流模型计算结果， 其中 09振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing K x1 、 K x2 、 K x3 和 K x1 、 K x2 、 K x3 分别表 示有、 无螺旋槽情况下， 偏心距分别从0 mm 到0．01 mm， 0． 01 mm 到 0． 02 mm， 0． 02 mm 到 0． 03 mm 时， X 方向 的平均刚度。由图可见， 在转速一定时， 有螺旋槽刚度 K x 大于光滑刚度 K x ， 并且有螺旋槽刚度 K x3 ＞ K x2＞ K x1 ， 说明螺旋槽造型能提高环形间隙 流体膜 X 方向刚度， 并且偏心距越大， 刚度越大。可能 的原因是螺旋槽产生的动压效应和泵送效应使槽坝侧 槽尖角附近压力值和高压区均增大， 而且随着间隙的 减小这种效应更明显。有螺旋槽的 K x 随转速的增 大而增大， 且增长率随偏心距的增大而增大， 而光滑口环 刚度K x 随转速的增大而减小， 当转速大于7 000 r/min 时出现负刚度， 偏心距越大刚度减小越快。可能的原 因是对于光滑口环转速较低时， 间隙中轴向流动的 Lomakin效应起主要作用， 此时光滑口环出现正刚度， 随着偏心距增大 Lomakin 效应增强， 正刚度越大; 转速 较高时， 光滑口环间隙流体周向流动占主导地位， 周向 间隙动压效应产生的低压区比高压区更大， 且偏心距 增大低压区面积增速大于高压区， 圆周压力积分形成 负刚度， 且偏心距越大负刚度越大， 如图 13 所示。 图 12层流模型下平均刚度 Fig． 12Average stiffness under the laminar model 图 13层流模型光滑口环 10 000 r/min X 正向压力分布 Fig． 13Pressure distribution from the positive X flowaxis under the laminar flowmodel at 10 000 r/min 图 14 为不同转速时的湍流模型计算结果。由图 可见， 两种计算模型获得的刚度随转速的变化规律有 所不同。相同之处是 在转速一定时， 有 K x3＞ K x2＞ K x1 且大于光滑口环的刚度， 说明螺旋槽 造型能提高环形间隙流体膜 X 方向刚度， 并且偏心距 越大， 刚度越大; 对于相同的偏心区间， 有螺旋槽的 K x 随转速的增大而增大， 增长率随偏心距的增大而 增大， 而光滑口环刚度 K x 随转速的增大而减小成负 刚度。不同之处是 湍流模型得到的光滑口环负刚度 绝对值随偏心距的增大而减小; 螺旋槽口环的刚度增 长率随转速的增大而增大; 采用湍流模型计算获得的 最大刚度值大约是层流模型计算结果的 3 倍。 图 14湍流模型下平均刚度 Fig． 14Average stiffness under the turbulencemodel 以上现象可能的原因是， 在湍流模型下动压效应 更显著， 而 Lomakin 效应相对不明显， 故而动压效应开 始起主要作用的转速更低， 光滑口环在计算转速范围 内几乎都处于负刚度， 偏心距较小时， 周向间隙动压效 应产生的低压区比高压区更大， 积分光滑口环圆周压力 形成的负刚度绝对值较大， 偏心越大时周向间隙动压效 应越强， 但在湍流模型下高压区比低压区增大更明显， 积 分光滑口环圆周压力时低压区比重下降， 负刚度绝对值 减小， 如图15 所示; 而螺旋槽动压效应和泵送效应随着 转速增加而明显增强， 转速越高这种效应越强。与层流 模型相比较， 这样的结果更加符合动压效应和泵送效应 的变化规律， 说明湍流模型更加符合实际流动情况。 图 15湍流模型光滑口环 5 000 r/min X 正向压力分布 Fig． 15Pressure distribution from thepositive X axis under the turbulence model at 5 000 r/min 19第 12 期陈汇龙等螺旋槽动压型口环密封动力特性研究 ChaoXing 虽然采用湍流模型与层流模型计算结果不同， 但两 者都能得出相同的规律， 即螺旋槽造型能提高口环主刚 度， 并且主刚度值随着偏心距增大和转速增加而增大。 2． 3支反力和偏位角 支反力表示动环在 X- Y 平面内所受到的液膜压力 的合力。图 16 为偏心距分别为 0． 01 mm， 0． 02 mm， 0． 03 mm时， 采用层流模型计算得到的有、 无螺旋槽口 环间隙流体膜支反力对比图。由图可见， 在偏心距一 定的情况下， 口环间隙支反力随着转速的增大而增大， 由于螺旋槽的泵送效应和动压效应随着转速提高、 偏 心距增大而增强， 使得螺旋槽口环比光滑口环间隙支 反力增大速度更快; 在转速一定的情况下， 相同偏心距 的螺旋槽口环间隙支反力大于光滑口环间隙支反力， 并随着偏心距的增大差值增大。以上说明螺旋槽造型 能明显提升口环间隙支反力。 图 16层流模型下支反力 Fig． 16Reset force under the laminar flowmodel 图 17 为采用湍流模型计算的支反力。由图可见， 采用湍流模型计算获得的支反力随转速的变化规律与 采用层流模型获得的结果基本相同， 不同之处在于高 转速时， 湍流模型计算得到的支反力随转速提高而增 大的增速明显大于层流模型计算结果; 同时不同模型 获得的支反力数值相差较大， 湍流模型计算得到的最 大支反力大约为层流模型计算值的 4 倍。说明湍流模 型能更好地反映微间隙中微结构变化对流动的影响， 从而更好地反映了动压效应和泵送效应的规律。 图 17湍流模型下支反力 Fig． 17Reset forceunder the turbulence model 偏位角指的是流体膜支反力方向与 X 轴负方向构 成的夹角。偏位角越小， 说明支反力方向越接近动环 偏心反方向即 X 轴负方向， 在支反力大小相同的情况 下， 此时动环对中性能越好。图 18 为偏心距分别为 0． 01 mm， 0． 02 mm， 0． 03 mm 时， 采用层流模型计算得 到的有、 无螺旋槽口环间隙偏位角的对比图。由图可 见， 在转速一定的情况下， 螺旋槽口环间隙偏位角随着 偏心距的增大而减小， 并远小于相同偏心距下的光滑 口环间隙偏位角， 偏心距、 转速越大， 螺旋槽口环与光 滑口环的偏位角差值越大; 在偏心距一定时， 光滑口环 间隙偏位角随着转速的增大先急剧增大后趋缓， 螺旋 槽口环间隙偏位角随着转速的增大而缓慢增大， 偏位 角增速远小于光滑口环。 图 18层流模型下偏位角 Fig． 18Offset angle under the laminar flow model 图 19 为采用湍流模型计算得到的偏位角。由图 可见， 虽然采用湍流模型计算获得的偏位角随转速的 变化曲线与采用层流模型获得的结果有较大不同， 但 其基本规律仍具有相似性， 两者的差别在于， 采用湍流 模型时， 光滑口环间隙偏位角在较小转速范围内增大， 并且偏心距越大， 增长速度越慢， 趋于平缓的转速相对 较小; 而螺旋槽口环间隙偏位角随着转速的增大先缓 慢降低后缓慢增大。但无论采用哪种流动模型， 均可 得出螺旋槽造型能有效降低口环间隙偏位角， 提高动 环在不平衡径向力作用下的对中性能。 图 19湍流模型下偏位角 Fig． 19Offset angle under the turbulence model 29振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 2． 4泄漏量和摩擦转矩 图 20 为 无 偏 心 及 偏 心 距 分 别 为 0． 01 mm， 0． 02 mm， 0． 03 mm 时， 采用层流模型计算得到的有、 无 螺旋槽口环间隙泄漏量。由图可见， 在偏心距一定时， 光滑口环泄漏量几乎与转速无关， 螺旋槽口环泄漏量 随转速的提高而下降; 以偏心距 0． 03 mm 为例进行分 析， 当转速小于6 500 r/min 时， 螺旋槽口环泵送效应较 小， 而螺旋槽的存在在一定程度上增大了泄漏通道过 流面积， 故此时螺旋槽口环泄漏量大于光滑口环泄漏 量， 当转速大于6 500 r/min 时， 螺旋槽口环泵送效应增 强， 泄漏量小于光滑口环泄漏量， 本文称此转速为边界 转速。随着偏心距的增大泄漏量增大， 螺旋槽口环的 边界转速也增大。 图 20层流模型下泄漏量 Fig． 20Leakage under the laminar flow model 图 21 为采用湍流模型计算的泄漏量。由图可见， 采用湍流模型计算获得的泄漏量随转速的变化规律与 层流模型计算结果有所差异， 但其主要规律仍然相似， 两种口环的泄漏量均随转速增大而下降， 随偏心距增 大而增大， 但螺旋槽口环的泄漏量随转速增大的降速 明显大于光滑口环， 且一定转速后出现了负泄漏。两 种模型计算结果的差别主要在于， 采用湍流模型计算 时， 光滑口环间隙泄漏量随转速增大而缓慢降低， 并且 此时并不存在明显的边界转速; 同时， 湍流模型计算得 图 21湍流模型下泄漏量 Fig． 21Leakage under the turbulence model 到的泄漏量数值范围也比层流模型计算结果要大， 甚 至出现负泄漏情况。其原因可能是湍流比层流反映了 更多的能量消耗， 从而降低了口环间隙轴向流动的能 量， 并且螺旋槽的泵送效应和动压效应在湍流时也得 到更充分的反映， 使泄漏量减小甚至出现泵送流大于 压差流的情况。 图 22 为 无 偏 心 及 偏 心 距 分 别 为 0． 01 mm， 0． 02 mm， 0． 03 mm 时， 采用层流模型计算得到的有、 无 螺旋槽口环间隙摩擦转矩随转速的变化图。由图可 见， 在转速一定的情况下， 随着偏心距增大口环间隙摩 擦转矩略有增大; 在偏心距一定的情况下， 口环间隙摩 擦转矩随转速的增大而增大， 螺旋槽对口环间隙摩擦 转矩的影响很小。 图 22层流模型下摩擦转矩 Fig． 22Friction torque under the laminar flow model 图 23 为采用湍流模型计算的摩擦转矩。由图可 见， 虽然采用湍流模型计算获得的摩擦转矩随转速的 变化曲线与采用层流模型获得的结果略有不同， 但其 基本规律仍具有相似性， 在偏心距一定时， 口环间隙摩 擦转矩随转速的增大而增大。不同之处在于， 采用湍 流模型时， 高转速情况下摩擦转矩的增长率更大， 偏心 距对摩擦转矩的影响更小， 螺旋槽对摩擦转矩略有影 响; 采用湍流模型计算获得的最大摩擦转矩大约是层 流的 3 倍。 图 23湍流模型下摩擦转矩 Fig． 23Friction torque under the turbulence model 39第 12 期陈汇龙等螺旋槽动压型口环密封动力特性研究 ChaoXing 3结论 本文通过数值模拟的方法分别从层流和湍流模型 角度计算研究了 “密封坝 螺旋浅槽” 口环密封