螺纹套管密封试压装置设计【TR-(N)PT系列螺纹套管密封试压装置设计】
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TR-(N)PT系列螺纹套管密封试压装置设计
螺纹套管密封试压装置设计【TR-(N)PT系列螺纹套管密封试压装置设计】
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双螺旋槽端面密封结构参数的优化设计 刘 忠 刘 莹* 刘向锋 (清华大学摩擦学国家重点实验室, 北京 100084) 摘要 在定闭合力假设条件下, 采用有限元方法对工作在高速、高密封腔压力和超低温工况下的一种双螺旋槽端面密封的主要结构参数, 如: 槽深、槽数、槽台宽比和螺旋角等进行了优化设计. 结果表明, 当槽台宽比为 0.5, 螺旋角约 75时, 可以获得最大的密封油膜刚度, 而槽数对密封性能的影响并不显著. 关键词 双螺旋槽 端面密封 优化设计 1 概述 螺旋槽端面密封因其具有低磨损、低泄漏、低能耗等优点, 目前广泛应用于石油、化工、航空和航天等领域. 但是随着高新技术和工业的高速发展, 对流体密封的性能也提出更高的要求, 如: 环保、最大限度降低能耗、长寿命(或重复使用性)等1, 因此, 研究和设计新型密封以满足高性能要求, 成为流体密封研究领域的新热点, 其中一种新型双螺旋槽端面密封结构(图 1)受到人们的关注. 它与传统的单螺旋槽密封相比除具有低泄漏的特点外, 在高速、 高压等极端环境中还具有更好的稳定性(密封膜刚度较大, 并可以依靠双边螺旋槽结构实现对外扰动的自平衡)2,3. 资料表明3, 此类双螺旋密封结构在国外已经应用于航天、国防等重要领域. 图 1 双螺旋端面密封槽型与装配结构示意图 (a) 动环端面; (b) 静环组件 本文作者采用等闭合力条件对双螺旋端面密封的主要结构参数进行了优化设计, 为密封端面槽型设计选择提供了理论基础. 2 密封结构参数优化设计的理论基础 2.1 优化设计模型 优化设计模型包括 3 个要素: 目标函数、设计变量和约束条件. 螺旋槽端面密封首先要求密封性, 即泄漏量要小; 其次, 应保证密封间隙内的液膜轴向刚度足够大, 这样才能减小外界干扰带来的膜厚偏差, 提高密封运行的稳定性. 因此, 优化目标选为在泄漏量(Q)较小时的最大液膜轴向刚度(sk). 优化的目标函数可以表示为 max()d/d ,sspf kFh= 3min( )12hpf Qr=, 式中 h 为静环与动环之间的液膜间隙; spF为密封开启力. 设计变量包括两类: 工况参数(转速、压力比、黏度)和结构参数(内外径、槽台宽比、密封坝宽度比、槽深、槽数、螺旋角等). 设计变量一般不允许任意取值而是受到一些限制, 这些限制称为约束条件. 优化方程的主要约束条件是: 2 m,h 090 .? 目前对单螺旋气体密封的优化设计一般是选取一个固定的较小密封间隙0h, 然后将槽深hg、槽数z、槽宽比、螺旋角中的一个作为变量而固定其余参数, 得出密封性能的变化趋势. 此方法仅考虑了每个因素的单独作用, 忽略了各因素之间对目标函数的交互作用, 这样会产生一定的误差, 且与密封装置的实际运行工况不相吻合. 因为在实际的工程应用中, 端面密封闭合力的大小一般是给定的, 因而在定闭合力的条件下进行优化设计更符合实际工况. 此时, 当某一个设计变量发生变化时, 密封间隙也随之发生改变; 因此得出的结论是综合考虑了密封间隙和相应优化参数同时发生改变对密封性能的影响. 本文采用定闭合力条件下的优化方法. 优化算法框图如图 2. 2.2 密封性能计算的基本方程 双螺旋端面密封稳定工作状态下的力平衡方程为(参见图 3): 2222222211()(),44spmPFFFDdpdDp=+ (1) 式中 D1为石墨环内径; D2为石墨环外径; d1为波纹管内径; d2为波纹管外径; Fsp为密封缝隙中流体压力将密封两端面打开力, 即开启力; Fm为由于波纹管受压缩而作用在密封端面的力; 其中开启力包括流体静压力和动压力两部分. 流体动压求解的基本方程为稳态下的二维紊流Reynolds 方程 331()0,2rhprhprhrkrkr+= (2) 其无量纲形式为 331()0,/12/12rHPRHPHRkRR RkR+= (3) 式中 r 为半径; 为介质密度; h 为液膜厚度; 为介质黏度; 为弧度; p0为外压力; p 为流体压力; 为动环角速度; r1为内径; h0为密封间隙; R=r/r1为无量纲半径; P=p/p0为无量纲压力; H=h/h0为无量纲间隙; k, rk为紊流系数; 为压缩系数, 2210 06/rp h=. 图 2 结构参数优化设计框图 图 3 稳定工作状态端面密封的力平衡示意图 (3)式的定解区域为内径和外径之间的圆环, 可分为 3 部分: 内圈、外圈和中间的深槽, 假设深槽内的流体压力处处相等. 针对所研究介质的可压缩性, 假设在一个单元体内流体的密度和黏度不变, 而不同单元内的密度和黏度不相同. 由于密封端面上螺旋槽的均布性, 流体压力沿圆周方向以 2/Ng为周期分布(Ng为槽数), 只需分别取内圈和外圈上一对槽台及和它们相连的密封坝区作为计算区域即可. 为获得好的边界逼近性, 采用坐标变换: u =lnR, 将 R 坐标下的对数螺旋线弧形四边形区域转化为 u直角坐标下的平行四边形区域. 采用四边形等参元有限元法求解密封间隙内的流体动压分布. 存在两种边界条件: 强制性边界条件和周期性边界条件. 强制性边界条件为: 内径处压力已知: 11101, /RRPPpp=; 外径处压力已知: 0010/ ,1RRrr PP=. 开启力计算公式为 d d ,SPAFp r= (4) 式中 A 为整个密封端面, p 为密封流体压力. 泄漏量计算公式 3.12hpQr= (5) 式(4)为单位圆周长度上的体积流量, 沿整个圆周积分可得到总的泄漏量. 根据 Poiseuille 公式可知, 供液小孔压力损失为 4128,QLpd = (6) 式中 Q 为体积流量; L 为小孔长度; d 为小孔直径. 静态轴向刚度定义为 d,dspsFkh= (7) 式中spF为开启力 N. 3 双螺旋槽端面密封结构参数优化设计结果 针对某组固定工作参数, 即保证轴径转速(20000 r/min)、介质黏度、密封压力(1.8 MPa)、密封闭合力等均不变的条件下, 对双螺旋槽端面密封的主要结构参数, 如: 槽深、槽数、槽区宽度比(指同一半径上槽区周向宽度与槽台区周向宽度的比值, 槽区宽度比为 0 或 1 时, 密封端面就是没有沟槽的平面)、螺旋角对密封泄漏量、液膜刚度和刚漏比的影响进行了分析计算, 其结果如图 4. 图 4 中无量纲液膜轴向刚度: 0/Kk k=, 0k为基准密封结构的液膜轴向刚度. 由图 4(a)可以看出, 在一定范围内, 槽深增大, 密封间隙内流场的动压效应增强; 在闭合力一定的计算条件下, 密封间隙随槽深增大而增大, 泄漏量也随之增加; 但当槽深增大到一定深度之后, 螺旋槽开始趋向于无限大槽深(无限大槽深不能产生动压效应, 只能当作边界条件来处理), 动压效应的增强就不明显了, 密封间隙以及泄漏量的变化趋向平缓. 液膜轴向刚度则随着槽深增大而下降. 当槽深小于 20 m 时, 液膜刚度较大、泄漏量较小, 具有较好的密封性能. 图4(b)表示在闭合力一定的条件下, 在一个比较大的槽数范围内, 液膜轴向刚度的变化较小. 本文认为, 在槽数 820 之间一个较宽的范围内, 槽数的变化对液膜轴向刚度的影响都较小. 另外作者对不同黏度介质进行的有关槽数优化结果显示, 油膜轴向刚度的变化趋势是不相同的5. 图 4(c)显示, 在闭合力一定的条件下, 槽区宽度比的增加导致沿密封环圆周方向的动压效应增强, 从而密封间隙增大, 泄漏量增加; 而在槽区宽度比较小时, 动压效应的增强较明显. 液膜轴向刚度随槽区宽度比的增加而呈比较平缓的下降趋势; 槽区宽度比在 0.20.5 之间时液 膜轴向刚度较大. 图 4 主要结构参数对密封性能影响 (a) 不同槽深下的密封性能; (b) 不同槽数下的密封性能; (c)不同槽区宽度比下的密封性能; (d)不同螺旋角下的密封性能 由于端面密封动环的圆周速度在螺旋线上可以分解为切向和法向两个速度, 从一个计算单元来看, 螺旋槽入口角越大, 切向速度与动环圆周速度之间的夹角越小, 泵入效应越强; 但随着螺旋槽入口角的增大, 每个计算单元越狭长, 单元间流场的相互干涉越严重, 在某些情形下反而导致动压效应彼此削弱了, 这种情形在高转速、高黏度介质的工况下较为明显. 在定闭合力条件下螺旋角对密封性能的影响其实是密封间隙和螺旋角共同作用的结果. 因此从图 4(d)的计算结果可见, 在螺旋角小于 50时, 螺旋角越小, 液膜轴向刚度和刚漏比越大. 这是由于当螺旋角较小时, 螺旋槽的动压效应较弱, 密封间隙小, 此时密封间隙的变化对动压效应的影响起主导地位. 而随着螺旋角增大到 60以上时, 动压效应增强, 密封间隙增大, 此时螺旋角变化对密封性能的影响起主导地位. 当螺旋角接近 90时, 螺旋槽的泵入效应趋向最大, 动压效应迅速增强, 密封间隙和泄漏量增长迅速. 液膜轴向刚度和刚漏比都是在螺旋角 7580之间取得最大值. 4 结论 () 本文在定闭合力条件下, 综合考虑相应的结构优化参数及密封间隙对密封性能的交互作用, 给出双螺旋槽端面密封主要结构参数, 如: 槽深、槽数、槽区宽度比和螺旋角在高速、高压和低介质黏度下的优化匹配尺寸, 其结果与以往针对单螺旋气体密封结构参数所做的定 密封间隙优化结果相比, 表现出不同的规律. 只有当某结构参数变化对密封性能的影响远大于密封间隙变化对密封性能的影响时, 定闭合力与定间隙两种条件下所得的结论才是相近的. () 本文作者通过对不同槽深(30 m, 15 m)进行的模型试验得到与理论计算相一致的结论, 即: 随着槽深的增加, 泄漏量增加. () 优化设计的结果表明: 在槽区宽度比为 0.5、螺旋角在 75左右、密封坝宽度比在 0.20.35 之间时, 密封性能较好; 而槽数对密封性能的影响并不明显. 本文的优化结果倾向于取较小的槽深和较小的槽区宽度比. () 本优化设计结果是基于理想的平行密封端面进行的, 未考虑静环耐磨材料由于热和弹性变形引起的锥形表面影响, 因此小膜厚的泄漏量计算具有一定的误差, 但对结构参数的优化影响不大. 参 考 文 献 1 彭旭东, 焦玉瑞, 叶志伟, 等. 机械端面密封技术的热点问题. 通用机械, 2003, 3: 5457 2 刘忠, 刘莹, 刘向锋. 新型双列螺旋槽端面密封的静态性能分析. 润滑与密封, 2005, 1: 6365 3 Zheng X, Berard G. Large Diameter Spiral
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