Page 7 - 摩擦学学报2025年第8期

第 8 期 侯正烜, 等: 涡轮泵动静压机械密封端面液氧相变特性研究 1105

τ为液膜切应力；∂p/∂n 为液膜沿端面内径法方向的压 大约为5.1%，由于文献里试验过程中端面承载力是由
i
力梯度；N 为螺旋槽个数. 端面压力积分所得承载力与密封腔液体作用于静环
g
座的载荷两部分组成，故分析误差主要由冲洗过程中
"
pdxdy (10)
F open = N g
静环座所受载荷导致. 上述结果表明了本文中计算方
Ω
法和计算程序的正确性.
1
"
f = τdxdy (11)
F open
Ω
2 计算结果与分析
∫
3
ρh ∂p
dl (12) 为研究液膜汽化对密封性能的影响，以图1所示
Q = N g
r=r i
12µ ∂n i
的周期性区域为计算域，以液氧作为密封介质，采用

1.3 模型验证
上述的有限元法和计算流程开展计算，分析各参数对
为验证本文中程序的正确性，以文献[28]中的扇
密封性能的影响规律. 研究所涉及的各几何参数和工
形槽为例进行了计算. 图3所示为本文中采用计算方法
况参数列于表2中，液氧介质的基本物性参数列于表3
的数值结果与文献[28]利用数值软件COMSOL计算得
中. 由于液氧黏度等物性参数数值很小，在单相状态
出的数据对比图，其具体试验数据列于表1中，由图3(a)
下的物性参数和饱和态下物性参数数值相差较小，对
和图3(b)可见，本文中方法获得液膜压力及液体体积
端面压力及相态分布影响较小可以忽略，故本文采用
分数与文献值吻合较好，压力分布曲线间最大误差为
0.24%. 在温度为438 K时，研究路径下流体膜无相变 饱和态下物性参数进行研究计算.

产生，随着流体温度的升高，当温度为453 K时，压力 2.1 端面膜压与相态分布
梯度为零的范围越大，所对应流体膜压力值越大，约 图4所示为不同温度下密封端面液膜压力和相态
等于当地温度对应的饱和蒸汽压. 由表1中承载力W与 分布云图. 在研究范围内，密封腔内介质处于液态. 由
转速的变化规律可知，本文中数值模型计算结果与文 图4可见，由于静压孔与密封腔直接连通，均压槽内的
献[28]中升速过程和降速过程的试验结果趋势一致， 流体膜压近似等于密封压力；在均压槽的上游侧，由
承载力均随转速的增大而增大，且两者间相对误差最 于螺旋槽的流体动压效应，液膜压力大于当前温度下

表 1 本模型计算结果和试验结果的对比
Table 1 Comparison of the present model and experimental results
Bearing capacity of Bearing capacity during Bearing capacity during
Rotation speed/(r/min) Relative error
present model/N acceleration/N deceleration/N
300 1 086 1 145 1 144 5.1%
600 1 128 1 148 1 147 1.6%
900 1 171 1 153 1 149 1.9%
1 200 1 211 1 154 1 150 4.9%
1 500 1 215 1 155 1 155 5.1%

2.0
Reference[28] (T = 438 K) 1.5 Reference[28] (T = 438 K)
Present value (T = 438 K) Present value (T = 438 K)
Reference[28] (T = 453 K) Reference[28] (T = 453 K)
1.5 Present value (T = 453 K) 1.0 Present value (T = 453 K)
Pressure/MPa 1.0 Liquid volume fraction

0.5 0.5

0.0 0.0
0 4 8 12 16 20 24 0 4 8 12 16 20 24
Angular position at r = 0.045 m/(°) Angular position at r = 0.045 m/(°)
(a) Film pressure (b) Liquid volume fraction
Fig. 3 Model validation
图 3 模型验证