Page 33 - 摩擦学学报2025年第5期

第 5 期 郭俊德, 等: 考虑动环受热变形的机械密封润滑性能分析 667

方法，研究了涡轮泵机械密封的磨损机理，为其他高 本文中主要研究涡轮泵轴端Ⅱ级螺旋槽机械密
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参数工况下的机械密封提供了参考. Jin等 引入热流 封，其结构如图2所示，主要结构包括固定在轴套或转
体动力学模型，分析了高速下螺旋槽机械密封的稳定 轴上并随之旋转的1组相对运动的动环和以硬质石墨
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性. 王青阳等 通过建立考虑甲烷溶解效应的润滑模 为主要材料的静环，动环材料为9Cr18，9Cr18材料泊松
型，分析了液膜压力、甲烷溶解度及油相黏度之间的 比为0.3、导热系数为20 W/(m·K)、热膨胀系数为10.8×
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影响关系. 张肖寒等 通过建立高速工况下螺旋槽密 10 /℃. 在动环或静环靠近外径处有对数螺旋槽结构，
封的湍流润滑模型，研究了螺旋槽不同工况参数和几 数量为N 、深度为h ，对数螺旋线的极坐标方程为
g g
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何参数对密封性能的影响. 王和顺等 提出1种双尖 θtanα
r = r g e (1)
槽端面密封，分析了该槽与燕尾螺旋槽密封性能的不
式中，r为对数螺旋线的半径；θ为沿坐标轴的极位夹
同，得出双尖槽在泄漏量不超标时，综合表现更优. 于
角；α为螺旋角；r 为密封坝与型槽之间的分界半径(即
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小康等 建立了考虑动压沟槽侧壁效应的液膜润滑 g
槽根半径).
分析模型，研究了螺旋槽不同几何参数和工况参数对

密封性能的影响. 以上研究各具特色，从不同方面为 Stationary Rotating Rotating ring
Bellows ring Graphite ring
机械密封性能提升做出了努力.
本文中针对高温、高速工况下的涡轮泵螺旋槽的 r 1 θ g θ l
r 2 r g
机械密封展开研究，从动环端面螺旋槽的变形角度出 Rotor
发分析高转速下的润滑性能，获取分析密封端面螺旋
槽热变形对机械密封性能的影响. α

1 涡轮泵螺旋槽机械密封的结构及使用工况 Fig. 2 Structural diagram of spiral groove mechanical seal
图 2 螺旋槽机械密封的结构图
涡轮泵机械密封布局如图1所示，其中包括泵轮、
涡轮和两级密封装置. 其中Ⅰ和Ⅱ级密封分别采用弹 涡轮泵机械密封通常被要求需要适应高速、高压
簧式密封和焊接波纹管密封. Ⅰ级和Ⅱ级密封之间为 以及重载等极端工况，在其工作过程中，动环和静环外
润滑油腔，油腔中加注航空润滑油，主要起润滑作用. 部处于高温环境，工作温度为600~700 ℃，同时从图2
中还可以看出，机械密封中，静环和动环的配对方式为
Turbine

摩擦副. 因此，当涡轮泵进行工作时，辅助密封件与转
Lubricating oil chamber
子的摩擦和密封端面之间的摩擦导致密封端面的温
度升高，最终引起动环材料的热变形和热应力，这种热
Medium inlet
变形和热应力同时会引起动环表面螺旋槽槽形参数
的改变，进而影响机械密封的实际使用性能. 本文中
Bearing
Class3-I seals 研究的螺旋槽机械密封的工况及结构参数列于表1中.

Pump wheel
Class 4-II seals
Medium outlet 2 考虑螺旋槽变形的机械密封性能计算
Fig. 1 Schematic diagram of the mechanical seal 模型
structure of the turbine pump 由于动环在工作时会发生剧烈摩擦产生大量热
图 1 涡轮泵机械密封结构简图
使密封端面发生膨胀热变形导致动环螺旋槽槽型发
主要研究结构如图1所示的涡轮泵轴端Ⅱ级螺旋 生改变，因此需对螺旋槽结构变型进行量化分析.

槽机械密封，主要结构包括固定在轴套或转轴上并随 2.1 机械密封动环模型建立
之旋转的1组相对运动的动环和以硬质石墨为主要材 根据上文中的螺旋槽机械密封结构参数，使用
料的静环，其与动环端面之间形成1层厚度为h 的微 Solid Works软件对动环进行三维建模，如图3所示. 并
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米级流体膜，兼顾低渗漏和低磨损的双重要求，密封 将模型导入商用有限元分析软件Ansys进行分析，选
结构工作时静环处于弹性元件与流体介质压力形成 择Mesh模块，定义实体网格大小尺寸为2 mm，采用六
的闭合力和端面气膜动静压开启力的动态平衡下. 面体网格进行网格划分，划分好的网格如图4所示. 根