Page 37 - 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 671

x

θ g

r 1 ′
r 2 o
r g ′ z
r 2 r 1 ′ r g γ
φ
y h

Fig. 15 Theoretical analysis model of
Fig. 13 Schematic diagram of spiral groove variation dynamic and static loops
图 13 螺旋槽变化示意图 图 15 动静环理论分析模型

y 参数，是机械密封工作性能的关键影响因素. 液膜形

ω
θ g
θ 1 成后，可通过对式(11)进行积分求得密封环端面的摩
Groove
Weir 擦阻力距.
r 2 r g
r 1 ∫ r 2 ∫ 2π Å ã
h∂p r
2
M f = + r drdθ (11)
r 1 0 2r∂θ h
o x
式中，h为密封间隙；p为液膜压力；r 为动环内半径；
1
r 为动环外半径；θ为沿坐标原点的极位夹角. 在压力
2
α 梯度上积分可得泄漏量：
∫
2π 3
h ∂p
Q = − rdθ (12)
Fig. 14 Outer spiral groove structure diagram of the end face 0 12µ ∂r
of the rotating ring
式中，p为密封断面液膜压力. 本文中机械密封实际热
图 14 动环端面的外螺旋槽示意图
变形量是在机械密封性能计算模型的基础上引入的，
图16所示为机械密封计算流程，采用自编的并经多年
式中，h为动静环之间的密封间隙，ρ值为润滑介质在
研究改进的计算软件 [22-24] . 其中， ∆θ为由于热变形导致
动环和静环之间的密度，ω值为动环的转速，μ值为润
的槽区对应的角度变化；p 为内径压力；p 为外径压
in
out
滑介质的动力黏度，p值为液膜的压力，V为静环与动
力；N为迭代次数. 计算数据与试验数据对比列于表3中，
环之间的挤压速度. 取一参考平面，当动静环之间平面
误差较小，可准确反映出实际情况.

距离为h 时，动环和静环间的密封间隙可由式(9)获得.
0
(9) 3 螺旋槽结构热变形对机械密封性能的影响
h = h 0 −φrcosθ −γrsinθ +h g
式中，γ为xz平面上动环轴线与z轴的投影角；φ为yz平 本文中选取上文中螺旋槽机械密封结构参数，将
面上动环轴线与z轴的夹角的投影角；h 值为螺旋槽的深 结构参数及变形量代入计算可得到变形前后螺旋槽
g
度，θ起始线与y轴重合. 动静环理论分析模型如图15所 密封的润滑膜厚、泄漏量和开启力.

3.1 槽深变形量对密封性能的影响
示，当动环上开有深度h 的螺旋槽，在槽区中h =h ，在
g
e
e
槽深变形量对密封性能的影响如图17所示，通过
非槽区中h =0.
g
2.3节中对动环热变形分析可得到槽深变形量在0~3 μm
对液膜压力p求端面面积上的积分得润滑膜开启
范围，图17(a)和17(b)分别所示为槽深变形量在0~3 μm
力F为
时机械密封开启力和泄漏量的计算结果. 可以看出，
"
F = prdrdθ (10) 随着槽深变形量增加，开启力和泄漏量随转速成正比
Ω 增加. 开启力最大改变量出现在转速最高时，相较于
摩擦阻力矩M 决定了机械密封在运行中的摩擦 未发生热变形时增加了48.1%. 与此相比，泄漏量最大
f
耗电量、端面磨损量、摩擦发热量及端面温度等工作 改变量较未发生热变形时增加了83.3%. 图17(c)所示