双列螺旋槽液膜密封相变现象及性能

螺旋槽机械密封密封性能及其结构优化设计摘要：现代工业中，存在着许多大功率、高转速流体机械，传统的接触式机械密封难以满足如此苛刻的条件，虽然通过合理的设计结构、选择良好的材料以及辅助设备可以改善密封性能，但彻底解决密封端面的摩擦磨损与密封性能的矛盾较为困难。

通过对端面加工微织构可以有效的在保证密封性的同时减小磨损，延长机械密封的寿命。

关键词：表面织构、螺旋槽、机械密封、摩擦学对于旋转式机械设备来说，机械密封是不可或缺的组成部分，其功能主要解决旋转轴与壳体间的泄露问题。

机械密封的基本组成主要包括：端面密封副、辅助密封、补偿机构和传动机构，依靠成对的动静环在密封介质的压力和其他辅助元件共同作用下，两环接触端面相互贴合从而实现密封的目的。

本机械密封密封性能的研究因其工作稳定、泄露少、使用寿命长等优点，将被广泛应用于石油、化工、电力、冶金等行业。

如果这项技术理论成熟，并且具有相应的实验成果支持，可以大幅度提高工件使用寿命，减少磨损，带来一定的社会经济效益[1]。

1.机械密封的研究1.1织构化机械密封的研究上个世纪60年代，约翰克兰公司率先研制出螺旋槽气膜密封并进行了试验研究。

1900年前后，螺旋槽上游泵送机械密封也逐渐发展起来，并在工业中开始运用。

与干气密封不同的是，上游泵送机械密封是将低压侧泄漏的介质通过螺旋槽反送回高压侧，从而实现零泄漏或零逸出。

1994年国内的张俊玲等提出一种适用于高速旋转的环形-螺旋槽端面密封结构，并认为该种结构在高速旋转过程中既可以产生流体动压又具有泵汲作用。

宋鹏云探讨了螺旋槽密封的解析求解方法并分析一般工况和螺旋槽几何结构参数对密封性能的影响。

WANG等在二维研究基础上利用FLUENT软件对螺旋槽型进行了三维模型的数值模拟，采用FVM求解一般的n-s方程，优化了端面结构的几何参数，并指出在干气密封中螺旋角、槽深、槽堰宽度比、槽坝宽度比会对密封性能产生显著影响。

李贵勇等考虑了密封端面径向锥度的影响，分析不同黏度下膜厚、端面径向锥度对密封特性参数的影响规律，得出径向锥度越大, 径向压力峰值、开启力和摩擦因数越小。

什么是螺旋槽端面密封结构及工作原理呢？
在上期中我们简单的分享了关于什么是上游泵送机械密封的结构及特点，而今天东晟密封要跟大家分享一下关于什么是螺旋槽端面机械密封结构及密封工作原理。

螺旋槽端面的结构图
先来看一张关于螺旋槽端面的结构图，若动环外径侧为高压被密封液体（规定为上游侧或高压侧），内么侧为低压流体（可气体亦可液体，规定为下游侧或低压侧的），当动环以图示方向旋转时，在螺旋槽粘性流体动压效应的作用之下，动静环端面之间产生一层厚度极薄的液体膜（h），使动静环端面保持分离即非接触状态了。

在外径与内径压力差的作用之下，高压被密封液体产生方向由外到内的压差流Q p，而螺旋槽的流体动压效应所产生的粘性剪切流Q。

的方向由内径指向外径，与压差流Q p的方向相反，从而实现上游泵送的功能了。

这就是所谓的螺旋槽端面结构的工作原理及特点的。

考虑空化效应的螺旋槽液膜密封特性数值研究郝木明;庄媛;章大海;任宝杰;李振涛;杨丹丹【摘要】A 3D model of spiral groove liquid film seal was established for obtaining the optimum operation condition and studying the effects of cavitation on liquid film seal. The flow field was simulated using JFO cavitation boundary condition based on ANSYS FLUENT14. 0. Considering the effects of cavitation, the influences of operation parameters on opening force, pumping output, stiffness of film and cavitation area were analyzed. Results indicate that the stiffness of liquid film peaks at the thickness of 1. 6 μm under Sommerfeld cavitation boundary condition, while under JFO condition it stabilizes at the thickness of 1. 5-2 μm, and a inflection point appears on the stiffness-leakage ratio curve, then the stiffness gradually decreases. The optimum thickness is 1. 5-2μm considering stiffness and stiffness-leakage ratio. The cavitation has the least effects on the liquid temperature of 65 ℃. In addition, opening force, pumping output, stiffness of film and cavitation area increase with the increase of rotary speed.%为了研究空化效应对液膜密封性能的影响,获得最佳的工况参数,建立螺旋槽液膜密封端面三维模型,在引入JFO空化边界条件下利用ANSYS FLUENT14．0对其流场进行数值模拟,考察空化效应时工况参数对开启力、液膜刚度、泄漏量及空化区域变化的影响。

液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析液体润滑螺旋槽机械密封性能是液体润滑螺旋槽机械元件及系统中重要的结构性能。

它一般由密封材料和流体组成，利用液体润滑原理和流体压力以及特殊设计的机械密封密封室间隙而产生的密封力，大大改善机械系统的密封性能。

液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析是研究这类密封系统性能的一个重要手段。

通过数值分析的方法，可以深入研究液体润滑螺旋槽机械密封的细节设计及参数选择对密封性能的影响，从而帮助优化设计及更好地理解实际使用过程中的工作状态。

首先，在液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析中，要根据物理结构设计，建立螺旋槽机械密封的相应数学模型，定义出参数的物理量。

这些物理量包括工作流体的物理性质、密封材料的物理参数、密封室的几何参数、螺旋槽形状参数等。

接着，运用数学方法分析上述参数的关系，从而求解出液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值计算模型。

其次，在建立数值计算模型之后，需要根据物理实验条件和相关规范确定实验数据，尤其是密封参数以及密封介质的物理性质。

以这些实验数据为基础，通过计算机数据处理软件计算得出机械密封的数值结果。

最后，根据计算结果，研究各参数对液体润滑螺旋槽机械密封性能的影响。

一般来说，密封介质的物理性质、密封环形状及槽口尺寸、密封材料的固结密度等都会影响机械密封的密封效果。

此外，一些螺旋槽结构的设计细节也可能会影响机械密封效果，如螺旋槽深度、相对液体流量及压力等。

通过液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析，可以获得密封参数的有效组合及其对应的性能。

由此可以对密封性能进行有效预测和设计，使得该机械密封系统能够在满足实际应用要求的情况下获得最佳的设计和使用性能。

综上所述，液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析是一种重要的研究方法，可以帮助优化设计并有效提高机械密封系统性能。

它可以为未来液体润滑螺旋槽机械密封系统设计提供科学可靠的参考依据。

双螺旋槽端面密封结构参数的优化设计双螺旋槽端面密封结构是一种常用于压缩机、泵和涡轮机轴封的端面密封结构。

在该结构中，轴封有两个相互干涉的螺旋槽，与轴上的密封件配合，形成密封面。

该结构具有密封效果好、摩擦损失小、使用寿命长等优点。

因此，优化设计双螺旋槽端面密封结构参数对于提高其性能至关重要。

首先，影响双螺旋槽端面密封结构性能的参数有许多，如螺旋槽的宽度、深度和间距等，而这些参数会直接影响到密封性和摩擦特性。

因此，进行参数的优化设计是必要的。

一种常用的优化设计方法是通过数值模拟和实验验证相结合。

首先，利用计算流体动力学（CFD）软件对双螺旋槽端面密封结构进行数值模拟。

通过调整不同的参数来分析其对密封性和摩擦特性的影响，并寻找最优的参数组合。

同时，还可以利用实验装置对不同参数进行实验验证。

通过对比数值模拟和实验结果，验证数值模拟的准确性，并确定最优参数组合。

在优化设计中，需要考虑的因素有很多。

首先，应该考虑密封性能。

通过调整螺旋槽的宽度、深度和间距等来改善密封性能。

其次，还需要考虑摩擦特性。

通过优化设计参数，可以减小摩擦损失和磨损，提高端面密封的使用寿命。

此外，还需要考虑制造成本和可行性。

在优化设计参数时，需要考虑材料选择、加工工艺等因素，以确保设计方案的可行性和经济性。

总之，双螺旋槽端面密封结构参数的优化设计对于提高其性能具有重要意义。

通过数值模拟和实验验证相结合的方法，可以找到最优的参数组合，并优化结构性能。

同时，还需要考虑制造成本和可行性，以保证设计方案的实施性。

这将有助于提高双螺旋槽端面密封结构的密封性能和使用寿命。

液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析今天，液体润滑螺旋槽机械密封已成为工业设备的重要组成部分，可以用来防止润滑剂的泄漏，从而保护设备的正常运作。

由于螺旋槽机械密封的可靠性，它们可以用在各类工业场合，如石油和化工等。

为了确保螺旋槽机械密封的可靠性，必须进行数值分析和试验，以保证螺旋槽机械密封的可靠性和安全性。

本文旨在介绍液体润滑螺旋槽机械密封性能的数值分析的方法和实例，为后续性能评估提供参考。

液体润滑螺旋槽机械密封的数值分析一般采用实验室科学与工程模拟工具来实现，这样可以准确预测润滑液的流动状况，以及通道中液体的流动特性，如流量、流速和润滑剂分布。

通过多体动力学模型，可以研究螺旋槽机械密封在不同工作条件下的可靠性和变形情况，并对动密封性能进行系统分析。

针对液体润滑螺旋槽机械密封的数值分析，可以根据实际实验数据建立模型，进而分析润滑剂泄漏的可能性。

首先，根据液体润滑螺旋槽机械密封的实际尺寸参数，建立数学模型，然后按照给定的流量和压力等参数，模拟螺旋槽机械密封的润滑剂分布情况。

最后，可以通过模拟曲线等方法，比较不同的结构参数和工作条件下的润滑剂分布情况，得出最佳的润滑剂分布状况，并预测润滑剂的流动状况。

此外，除了进行数值分析之外，对液体润滑螺旋槽机械密封性能还应对实验进行验证和确认。

这些实验包括润滑剂分布测试、机械密封可靠性测试、流量测试、径向推力测试等。

每项实验都有自己的标准，可以帮助我们评估螺旋槽机械密封的可靠性。

通过综合分析，可以有效地评估液体润滑螺旋槽机械密封的性能，从而提供给用户实用的密封设计参考。

它可以有效地抑制润滑剂的泄漏和可靠的密封，从而保障设备的正常工作。

总之，液体润滑螺旋槽机械密封的数值分析是一种有效的性能评估方法，可以为用户提供可靠的设计和润滑剂泄漏的预防。

它不仅能有效节省能源，而且还可以提供可靠的密封性能和节能效果。

水润滑螺旋槽端面密封的理论及试验研究张国渊;赵伟刚;闫秀天【摘要】螺旋槽端面密封是液体火箭发动机涡轮泵用轴端密封的首选；考虑粘温、流体泄漏及热传导,建立了适合于内外双槽中间密封坝结构端面密封的理论分析模型,发展了螺旋槽密封膜厚控制方程和合适的边界条件；以此研究了密封特性参数(端面开启力、液膜刚度、摩擦力矩等)受不同运行参数(工作转速、压差等)和结构参数(槽深等)的影响规律.以水为密封介质,试验研究了处在不同压差和转速条件两类不同槽深的双螺旋槽端面密封的性能.理论和试验研究表明密封端面温升和摩擦力矩随转速和密封压差的增加而增加,槽深对温升和端面摩擦力矩影响不大；试验研究结果很好地验证了理论模型的正确性,为液体火箭发动机涡轮泵轴端密封的设计提供了理论和试验基础.%The spiral grooved seal is a prime candidate for application to liquid-oxygen (LOX) turbopumps. The introduction of thefull paper reviews a number of papers in the open literature and then proposes the study mentioned in the title. The influences of operating parameters (rotational speed, supply pressure) and configuration parameters ( depth of spiral groove) on the basic static characteristics (opening force, leakage, friction torque, temperature rise and power loss) are discussed. Sections 1 and 2 explain how to obtain the above-mentioned influences. Section 1 briefs what is readily found in the open literature but eq. (2 ) and the particular boundary conditions to be usedare contributed by us. Section 2 briefs our experimental setup. In section 3, comparisons are presented between the measurements and predictionsfor an average 100 mm diameter, high speed, and narrow spiral groovedface seal using water as a test fluid; the theoretical and experimental results, given in Figs. 4 through 9, and their discussion show preliminarily that both the temperature rise of face seal and the friction torque increase with increasing speed and supply pressure but change slightly with increasing depth of spiral groove; these findings appear to provide the theoretical and experimental basis for the design of reusable face seals applied to the LOX turbopumps.【期刊名称】《西北工业大学学报》【年(卷),期】2011(029)005【总页数】5页(P806-810)【关键词】端面密封(机械密封);水润滑;开启力;摩擦力矩【作者】张国渊;赵伟刚;闫秀天【作者单位】西北工业大学机电学院,陕西西安710072;中国航天科技集团公司西安航天动力研究所,陕西西安710100;西北工业大学机电学院,陕西西安710072;思克莱德大学设计制造工程管理系,格拉斯哥G11XJ【正文语种】中文【中图分类】TH117依靠流体动静压效应来提高密封寿命的设计理念已经在航空航天相关领域得到了良好地应用，尤其是开浅槽的端面密封充分利用了高速条件下流体动压效应及泵送效应来实现端面间的非接触，极大地延长了密封的工作寿命［1～4］。

第３３卷第１期中国机械工程V o l ．３３㊀N o ．１２０２２年１月C H I N A M E C HA N I C A LE N G I N E E R I N Gp p．４５Ｇ５３双列螺旋槽液膜密封的相变流动特性曹生照１㊀常㊀涛２㊀郝木明１㊀孙鑫晖１㊀王增丽１㊀任宝杰３１．中国石油大学(华东)新能源学院,青岛,２６６５８０２．西安航天动力研究所,西安,７１０１００３．东营海森密封技术有限责任公司,东营,２５７０６７摘要:为研究高速㊁低温工况下的液膜密封气液两相流现象,基于均相流体理论,构建了液膜密封相变模型,分析了流体膜两相流动特性和工况参数对相态转变的影响.结果表明:流动空间发散是槽区相变的主要因素,相变的吸热散热导致温度场显著变化;转速升高时,流体动压增强,温度升高,相变范围扩展,相变速率增大;介质温度升高使流体动压减弱,汽化吸热量增大㊁黏性耗散热量减少是端面流体冷却的原因.关键词:两相机械密封;气液两相流;均相流体;热效应;中图分类号:T B ４２D O I :１０．３９６９/j ．i s s n ．１００４ １３２X．２０２２．０１．００５开放科学(资源服务)标识码(O S I D ):P h a s eC h a n g eF l o wC h a r a c t e r i s t i c s o fD o u b l e Ｇr o wS p i r a lG r o o v eL i qu i d F i l mS e a l sC A OS h e n g z h a o １㊀C H A N G T a o ２㊀H A O M u m i n g １㊀S U N X i n h u i １㊀WA N GZ e n g l i １㊀R E NB a o ji e ３１．C o l l e g e o fN e wE n e r g y ,C h i n aU n i v e r s i t y o f P e t r o l e u m (E a s tC h i n a ),Q i n g d a o ,S h a n d o n g,２６６５８０２．X i a nA e r o s p a c eP r o pu l s i o n I n s t i t u t e ,X i a n ,７１０１００３．D o n g y i n g H i s c i e nS e a l i n g T e c h n o l o g y C o ．,L t d ．,D o n g y i n g ,S h a n d o n g,２５７０６７A b s t r a c t :I no r d e r t os t u d y t h e g a s Ｇl i q u i d t w o Ｇp h a s e f l o w p h e n o m e n o no f l i qu i d f i l ms e a l su n d e r h i g h Ｇs p e e d a n d l o w Ｇt e m p e r a t u r ew o r k i n g c o n d i t i o n s ,a p h a s ec h a n g e m o d e lo f l i q u i df i l m s e a l sw a s c o n s t r u c t e db a s e do n t h e t h e o r y o f h o m o g e n e o u s f l u i d ,a n d t w o Ｇph a s e f l o wc h a r a c t e r i s t i c s o f t h e f l u i d f i l m s a n d e f f e c t s o f o p e r a t i n g p a r a m e t e r s o n p h a s e c h a n g ew e r e a n a l y z e d ．T h e r e s u l t s s h o wt h a t t h e d i Ｇv e r g e n c e o f t h e f l o ws p a c e s i s t h em a i n f a c t o ro f t h e p h a s e c h a n g eo f g r o o v e z o n e s ．T h e t e m p e r a t u r e f i e l d c h a n g e s s i g n i f i c a n t l y d u e t oh e a t a b s o r p t i o na n dh e a t d i s s i p a t i o no f p h a s e c h a n ge s ．W i t ht h e i n Ｇc r e a s e i ns p e e d ,t h ef l u i dd y n a m i c p r e s s u r e i n c r e a s e sa n dt h et e m p e r a t u r er i s e s ,t h e p h a s ec h a n ge r a n g e e x p a n d s a n d t h e p h a s e c h a n g e r a t e i n c r e a s e s ．T h e i n c r e a s e of t h em e d i u mt e m pe r a t u r ew e a k e n s t h ef l u i d d y n a m i c p r e s s u r e ,a n d t h e i n c r e a s e o f v a p o r h e a t a b s o r p t i o n a n d t h e d e c r e a s e o f v i s c o s i t y he a t d i s s i p a t i o na r e t h e r e a s o n sf o r t h e f l u i d c o o l i ng on t h e e n d s u r f a c e s ．K e y wo r d s :t w o Ｇp h a s em e c h a n i c a l s e a l ;g a s Ｇl i q u i dt w o Ｇp h a s e f l o w ;h o m o g e n e o u s f l u i d ;t h e r m a l e f f e c t收稿日期:２０２１０３１０基金项目:国家重点研发计划(２０２０Y F B ２０１００００);国家自然科学基金(５１９７５５８５)０㊀引言液膜润滑非接触式机械密封(液膜密封)因可靠的密封性㊁良好的动态适应性而在各种流体机械中广泛应用[１].密封易汽化介质(液氮㊁液氧㊁液态轻烃)时,介质沸点较低,密封端面流体易在黏性耗散生热和端面低压的作用下发生相态转变,使端面流体膜处于气液两相状态[２].两相工况下运行的机械密封已有理论与试验研究.O R C U T T [３]以水为介质,通过透明密封环观测到平端面密封间隙的液膜汽化现象.HU G H E S 等[４Ｇ５]基于半无限大的固体导热假设,建立了等温与绝热的轴对称间断沸腾模型.L E ＧB EC K [６]考虑表面粗糙接触,提出了流体静力学混合摩擦相变模型,对 气喷 现象给出了原理性解释.顾永泉[７]基于间断沸腾模型,给出了两相机械密封膜压系数的计算方法及气液两相密封不稳定的判据.Y A S U N A 等[８]假设密封端面存在沸腾区域,建立了计入热对流效应与离心惯性影响的轴对称连续沸腾模型.E T S I O N 等[９Ｇ１０]以修正S o mm e r f e l d 数表征热流体动压效应,建立了考虑密封环锥度及偏转的热流固耦合间断沸腾模型.WA N G 等[１１]假设气相为理想气体,基于均相流体及端面等温假设,建立了适用于液膜密封５４ Copyright ©博看网. All Rights Reserved.的三维表面均相沸腾模型.M I G O U T等[１２]使用范德瓦尔方程表征实际气体状态,建立了轴对称瞬态热流固耦合相变模型,发现平衡比对液膜汽化有较大影响.曹恒超等[１３]基于两流体模型,以赫兹方程推导质量源项,通过多相流欧拉方法分析了相变对螺旋槽液膜密封性能的影响.张国渊等[１４Ｇ１５]分别以水和液氮为试验介质,研究了低黏度介质下高速机械密封的运转性能,通过试验发现了介质两相流诱发的热振动现象.由于液体火箭发动机涡轮泵轴端的液膜密封运行于高速㊁低温工况,所以密封端面的流体膜黏性剪切热效应对端面液膜相变的影响不可忽略[１４];且对液氢㊁液氧等低温介质而言,液气相变生成的气体较为接近液态,已不满足理想气体假设,应按照实际气体进行描述[１６].鉴于此,笔者采用薄膜均相沸腾模型,结合描述实际气体状态的维里方程㊁流体力学均相能量方程,给出了考虑热效应的液膜密封相变模型,为液膜密封相变机理的完善提供理论支持.１㊀理论模型１．１㊀基本假设机械密封端面流体膜几何模型如图１所示,其中,h(x,y)为密封端面流体膜厚分布函数,z＝０为密封环固壁平面,z＝h(x,y)为密封环的另一个固壁平面,u㊁v㊁w分别为密封端面流体在X㊁Y㊁Z方向的分速度.密封端面流体包含气液相混合流动的跨尺度质量传递㊁动量传递㊁能量传递,为简化计算,在推导液膜密封相变控制方程组时,基于均相流体模型㊁流体润滑理论作以下假设:(１)机械密封的动静环端面均理想光滑,不考虑表面粗糙度的影响,密封环完全对中㊁无偏心.(２)密封端面流体膜流动状态为稳态层流,忽略体积力和惯性力的影响;由于膜厚较小,故在Z方向不计温度与压力的变化,且仅考虑分速度u㊁v在Z方向的速度梯度[１７].(３)密封端面流体膜为纯物质液相与气相的均质混合物,不含非冷凝气体,流体膜的物性参数由容积含相率[１１]加权确定,均相流体密度ρ㊁均相流体黏度μ㊁均相流体热导率k㊁均相流体普朗特数P r等物性参数分别为ρ＝αLρL＋αGρG μ＝αLμL＋αGμG k＝αL k L＋αG k G P r＝αL P r L＋αG P r G üþýïïïï(１)图１㊀密封端面液膜几何模型F i g．１㊀G e o m e t r i cm o d e l o f l i q u i d f i l mo n s e a l i n g e n dＧf a c e式中,αL㊁αG分别为容积含液率和容积含气率,αL＋αG＝１;ρL㊁ρG分别为液相与气相的密度;μL㊁μG分别为液相与气相的动力黏度;k L㊁k G分别为液相与气相的热导率;P r L㊁P r G分别为液相与气相的普朗特数.(４)气液两相有着相同的运动速度,即不考虑气相与液相的相间滑移;气液两相处于热力学平衡状态,有相同的温度与压力[１８].(５)液相不可压缩,气相满足维里方程[１６],除液相密度以外的其他物性参数均为温度的函数.１．２㊀均相流体控制方程纯物质流体相变发生时,液相与气相满足质量守恒定律[１９]:∇ (αLρL V)＝ψ∇ (αGρG V)＝－ψ}(２)其中,V为均相流体速度矢量,笛卡儿直角坐标系中的V＝(u,v,w);ψ为质量源项,表征相变过程中液相与气相之间的传质速率,其计算公式[１１]为ψ＝C(N１＋N２)ρG４πR２b２３|p－p s a t|ρLs g n(p－p s a t)(３)N１＝３αL４πR３b|p－p s a t|－(p－p s a t)２p s a t(４)N２＝３αG４πR３b|p－p s a t|＋(p－p s a t)２p s a t(５)式中,C为相变速率系数,C＝０．０５;R b为相变气相气泡半径,R b＝１μm;p为流体膜压力;p s a t为介质饱和蒸气压.将式(２)中的两式相加并结合式(１),可得均相流体连续性方程:∇ (ρV)＝０(６)均相流体动量方程为[１９]∇ (ρV V)＝ρF＋∇ P(７)式中,F为单位体积质量力;P为二阶应力张量.均相流体能量方程为[２０]∂∂t(αLρL E L＋αGρG E G)＋∇ [(αLρL E L＋αGρG E G)V]＝∇ (k∇T)＋∇ (P V)＋ρF V＋q(８)E L＝U L＋v２/２㊀㊀E G＝U G＋v２/２式中,E L㊁E G分别为单位质量的液相总能量与气相总能６４中国机械工程第３３卷第１期２０２２年１月上半月Copyright©博看网. All Rights Reserved.量;U L ㊁U G 分别为单位质量的液相内能与气相内能;v 为均相流体速度;T 为流体膜温度;q 为其他形式的单位体积热源项.根据式(６)㊁式(７)对式(８)化简,可得αL ρL d U L d t ＋αG ρG d U Gd t＋(U L －U G )ψ＝－p ∇ V ＋Φ＋∇ (k ∇T )＋q(９)Φ＝－２３μ(∇ V )２＋１２μ[∇V ＋(∇V )T]ʒ[∇V ＋(∇V )T]式中,Φ为耗损函数,表征由于黏性剪切所损耗的机械能(全部转化为热能).根据热力学方程可得流体内能的微分表达式[１６]:d U ＝c V d T ＋[T (∂p ∂T)V －p ]d V (１０)式中,c V 为介质质量定容热容;(∂p ∂T )V 为定容过程中的压力p 对温度T 的变化率;d V 为介质比体积V 的微分.不可压缩液相的内能微分表达式为d U L ＝c V ,Ld T (１１)式中,c V ,L 为液相质量定容热容.以维里方程z ＝p υG R G T ＝１＋B p R G T(１２)式中,z 为实际气体压缩因子;υG 为气相比体积;R G 为气体常数;B 为介质第二维里系数.表示相变气相的实际气体状态,则气相内能的微分表达式为d U G ＝c V ,Gd T ＋p２R GB T d υG (１３)式中,c V ,G 为气相质量定容热容;B T 为介质第二维里系数对温度变化率,B T ＝∂B /∂T .将式(１１)㊁式(１３)代入式(９)可得稳态流动的均相能量方程:αL ρL c V ,L V ∇T ＋αG ρG (c V ,G V ∇T ＋p２R GB T V ∇υG )＝－p ∇ V ＋Φ＋∇ (k ∇T )＋(U G －U L )ψ＋q(１４)１．３㊀液膜密封相变控制方程按文献[２１]的方法在密封端面化简均相动量方程(式(７))㊁在膜厚方向积分均相连续性方程(式(６)),可得基于均相流体假设的液膜密封相变控制方程组,从而得到均相R e yn o l d s 方程:∂∂x (－ρh ３１２μ∂p ∂x ＋u x ,h ρh ２)＋∂∂y (－ρh ３１２μ∂p ∂y ＋v y ,h ρh ２)＝０(１５)式中,h 为密封端面流体膜厚;u x ,h ㊁v y ,h 分别为密封动环端面X 向㊁Y 向的速度分量.均相传质控制方程为(h ２１２μ∂p ∂x －u x ,h ２)∂αL ∂x ＋(h ２１２μ∂p ∂y －v y ,h ２)∂αL ∂y －αG αL ２ρG [(h ２６μ∂p ∂x －u x ,h )∂ρG ∂x ＋(h ２６μ∂p ∂y －v y ,h )∂ρG ∂y ]＝－(αG ρL ＋αLρG)ψ(１６)将均相能量方程(式(１４))在膜厚方向积分,并假设密封端面流体与密封动静环以强制对流形式换热,可得适用于流体润滑形式的均相能量方程:h (αL ρL c V ,L ＋αG ρG c V ,G)[(u x ,h２－h ２１２μ∂p ∂x )∂T ∂x ＋(v y ,h ２－h ２１２μ∂p ∂y )∂T ∂y ]－[∂∂x (h k ∂T ∂x )＋∂∂y (h k ∂T ∂y )]＝Q B ＋Q ρ＋Q ψ＋Q Φ＋Q α(１７)Q B ＝－αG ρG p ２R G B T h [(u x ,h２－h ２１２μ∂p ∂x )∂υG ∂x ＋(v y ,h ２－h ２１２μ∂p ∂y )∂υG ∂y ](１８)Q ρ＝p h ρ[(u x ,h ２－h ２１２μ∂p ∂x )∂ρ∂x ＋(v y ,h ２－h ２１２μ∂p ∂y )∂ρ∂y ](１９)Q ψ＝(U G －U L )ψh (２０)㊀Q Φ＝h ３１２μ[(∂p ∂x )２＋(∂p ∂y )２]＋μh (u ２x ,h ＋v ２y ,h)(２１)Q α＝αr (T w ,r －T )＋αs (T w ,s －T )(２２)式中,Q B ㊁Q ρ㊁Q ψ㊁Q Φ㊁Q α分别为实际的气体热源项㊁气相压缩(膨胀)热源项㊁相变热源项㊁黏性耗散热源项㊁对流换热热源项;T w ,r ㊁T w ,s 分别为密封动静环端面的平均温度;αr ㊁αs 分别为端面流体膜与密封动静环的传热系数.记总热源项Q 为Q ＝Q B ＋Q ρ＋Q ψ＋Q Φ＋Q α(２３)由于液膜的周向速度沿膜厚方向线性分布,故可认为αr 和αs 相等,根据文献[２２]可得αr ＝αs ＝０．６６４k P r０．３３u fηL c (２４)式中,u f 为密封端面流体周向平均速度,u f ＝ω(r o ＋r i )/４;ω为动环角速度;L c 为密封间隙流体特征长度,L c ＝π(r o ＋r i );r o ㊁r i 分别为密封环的外径和内径;η为均相流体运动黏度,η＝μ/ρ.２㊀数值计算方法２．１㊀几何模型以双列螺旋槽液膜密封为研究对象,如图２所示,当动环逆时针旋转时,密封端面处于流体润滑状态.图２b 所示的端面槽型结构呈周期性,故在计算时仅选取图２c 所示的单周期计算域,其中,边界Π１和Π２为周期性边界,需满足周期性边界条件;边界Π４为密封入口边界,需分别给定入口压力p i ㊁入口温度T i ㊁入口容积含液率αL i 等边７４ 双列螺旋槽液膜密封的相变流动特性曹生照㊀常㊀涛㊀郝木明等Copyright ©博看网. All Rights Reserved.界值;Π３为密封出口边界,仅给定出口压力p o;槽型结构名称标识见图２d.液膜密封端面槽型结构几何参数与模型计算时的基本工况参数见表１.㊀(a)液膜密封结构(b)静环端面槽型结构(c)单周期计算流体域㊀㊀㊀㊀㊀㊀(d)结构标识图２㊀双列螺旋槽结构F i g．２㊀D o u b l eＧr o ws p i r a l g r o o v e s t r u c t u r e表１㊀密封几何结构与工况参数T a b．１㊀G e o m e t r i c a l a n do p e r a t i o n a l p a r a m e t e r s o f s e a l s参数名称数值螺旋角α(ʎ)１５密封环内径r i(mm)４４．５密封环外径r o(mm)５５．５内侧螺旋槽根径r i g(mm)４９．０外侧螺旋槽根径r o g(mm)５１．０槽区圆周角θg㊁坝区圆周角θd(ʎ)１５槽深h g(μm)１２非槽区膜厚h i(μm)５入口温度T i(K)８０入口压力p i(M P a)１．５出口压力p o(M P a)０．１入口容积含液率F L i１转速n(r/m i n)１００００２．２㊀数值求解本文中的分析计算以液氧为密封介质,所用介质物性参数从物性参数数据库软件R E F P R O P 中调取,模型计算考虑介质物性参数随温度的变化,未饱和状态点的介质参数以温度为变量㊁在饱和数据值之间通过三次样条插值获得,此方式与文献[８]相一致.图３所示为氧介质物性参数随温度的变化关系.采用基于有限元方法的数值软件C OM S O L M u l t i p h y s i c s对式(１５)~式(１７)组成的液膜密封(a)氧介质饱和蒸气压与内能(b)氧介质比热容与动力黏度图３㊀氧介质物性参数F i g．３㊀P h y s i c a l p r o p e r t yp a r a m e t e r s o f o x y g e nm e d i a 相变控制方程组离散求解,其中,式(１５)㊁式(１６)采用C OM S O L系数形式的偏微分方程模块输入;式(１７)为典型的对流扩散方程,为消除因有限元离散格式引起的数值振荡,采用具有自洽稳定性的流体传热模块输入,同时使用流线和侧风扩散来消除数值振荡[２３],求解相对容差设置为１０－４.２．３㊀模型验证为验证所建立液膜密封相变模型的合理性,将其与文献[８]模型的平端面密封结果进行对比,如图４a所示.由温度场可见,本文模型的温度计算值在密封内径出口处高于文献[８],其他位置处的温度计算值与文献[８]相差较小;由于液膜密封相变控制方程的非线性,故温度计算值之间的差异对压力场产生影响,但两模型的压力总体变化趋势较一致.以文献[８]的温度场作为本文温度场的输入,消除不同形式能量方程的影响,此时仅求解本文相变模型中的均相R e y n o l d s方程(式１５)与均相传质方程(式１６),可见本文模型与文献[８]模型压力的计算值仅有较小偏差.按等温假设计算且忽略实际气体影响时,本文模型将退化为均相沸腾模型[２１],为进一步验证本文相变模型均相能量方程的正确性,将其与文献[１２]基于均相流体理论建立的轴对称相变模型对比,如图４b所示.密封介质入口温度直接从文献[１２]中获取,M i g o u t理论模型的入口温度为３８２K,实验测量的入口温度为３８５K.由图４b８４中国机械工程第３３卷第１期２０２２年１月上半月Copyright©博看网. All Rights Reserved.可见,T i ＝３８５K 时,由于黏性耗散热的影响,密封端面温度由内径至外径先升后降.出口处温度降低的原因为:密封流体在由内径高压侧泄漏至外径低压侧的过程中发生了显著相变,而相变所需潜热使得端面流体冷却,可见本文模型与文献[１２]模型的计算值相差较小,且具有相同变化趋势;T i ＝３８２K 时,两个模型的计算结果的偏差较小,由此验证了本文相变模型的正确性.(a )本文模型与文献[８]模型的计算结果(b )本文模型与文献[１２]模型的计算结果图４㊀本文模型与文献[８]㊁[１２]模型的计算结果F i g ．４㊀T h e c a l c u l a t i o n r e s u l t s o f t h e p r o po s e dm o d e l a n d t h em o d e l s i n r e f e r e n c e [８]a n d [１２]３㊀结果分析３．１㊀物理场变量分析以图２所示的液膜密封结构为研究对象,选用表１的密封环结构参数与工况参数,计算得到密封端面流体膜压力的分布,如图５a 所示.由于流动空间收缩,流体膜高压区出现在内外侧螺旋槽槽尖的交汇处,计算压力的最大值约为２．５M P a,且外螺旋槽槽尖处压力大于内螺旋槽槽尖处压力;由流体膜流线分布(膜厚中间截面位置)(图５b)可见,由外径槽区流入密封端面的流体在外螺旋槽槽尖高压处分流,小部分流体回流至外径入口,使密封介质泄漏量有所减小;大部分流体绕过内螺旋槽背流侧,经内螺旋槽根径流向内螺旋槽槽区,并与从内螺旋槽槽尖高压处流向内螺旋槽背流侧的流体相混合后,由内径出口流出.结合图５a ㊁图５b 可见,当端面流体由内螺旋槽槽尖流向内螺旋槽背流侧时,流动空间扩张导致流体膜的局部压力明显下降,当局部压力降低至当地温度对应的饱和蒸气压时,将发生液相至气相的转变,如图５c 所示.当前计算工况下,液相至气相的转变主要发生在内螺旋槽槽区,相变区流体因气液两相所占比例相近而呈较均匀的混相状态,但αL 约为０．４,表明相变区流体以气相为主.由图５d 可见,内外螺旋槽槽区温度低于圆周方向的台区温度,而内螺旋槽区域温度普遍高于外螺旋槽区域温度,其原因是低温密封介质从外径入口流向内径出口时,将因流体黏性耗散生热而使流体温度升高.液相黏度随温度升高而降低,故内螺旋槽槽尖处的均相流体黏度小于外螺旋槽槽尖处的均相流体黏度,使内螺旋槽处动压明显小于外螺旋槽处动压,如图５a 所示.㊀㊀(a )压力p 分布㊀㊀㊀㊀㊀㊀(b)流线分布㊀㊀(c )相态αL 分布㊀㊀㊀㊀㊀(d)温度T 分布图５㊀流体膜物理场变量分布F i g ．５㊀D i s t r i b u t i o no f p h ys i c a l f i e l d v a r i a b l e s o f f l u i d f i l m３．２㊀相变速率分析图６a 所示为ψ＜０(表征液相至气相的转变)的相变速率分布,ψ＜０区域与图５c 的相态αL ＜１区域较相一致,表明相变区域发生的主要是液相至气相的相态转变,造成这个现象的主要原因是:①端面流体黏性耗散生热造成的流体温度升高使当地饱和蒸气压增大;②密封流体通过扩张的流动空间,使流体膜局部压力下降.图６a 中,内螺旋槽背流侧存在相变速率负极值,此处为相变发生初始位置(类似于气液分相界面),相变速率的９４ 双列螺旋槽液膜密封的相变流动特性曹生照㊀常㊀涛㊀郝木明等Copyright ©博看网. All Rights Reserved.绝对值最大,相态转变最为强烈,流体膜成分以液态为主;内螺旋槽槽区的相变速率为稳定值,此相变区域的流体处于均匀的气液混杂状态;内螺旋槽槽区内径出口处的相变速率趋近于０,液气相变程度最大,流体膜成分以气态为主,表征相变进程趋近于结束.图６b 所示为ψȡ０的相变速率分布,其中,ψ＞０表征有气相至液相的转变,ψ＝０表征无气相至液相的转变.内螺旋槽槽区中段与台区远离内径处有相变速率的正极值,这两处为气相至液相的相态转变分界面,对应于液膜的重生成.对比图６a ㊁图６b 可见,密封流体介质由液态向气态的转变速率要大于气态至液态的转变速率,其原因是内螺旋槽背流侧液相至气相的分界面处有流体膜膜厚的突变,压力骤降促进了相变的发生;内螺旋槽槽区的流体膜厚为定值,该处不存在压力骤降,饱和蒸气压与当地压力的差值较小,故气相至液相的转变速率相对较小.㊀㊀(a )ψ＜０㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀(b )ψȡ０图６㊀流体膜相变速率分布F i g ．６㊀D i s t r i b u t i o no f p h a s e c h a n ge r a t e of f l u i d f i l m ３．３㊀热源项分析图７所示为密封端面流体膜各单热源项与总热源项的分布情况,由图７a ~图７c 可见,实际气体热源项Q B ㊁气相膨胀(压缩)热源项Q ρ㊁相变热源项Q ψ仅在相变区域为非０值,但负值区域明显大于正值区域,这表明端面流体膜相变发生时既存在吸热,也存在放热,这３个热源项是流体膜温度降低的原因.与图６相类似,相变热源项在内螺旋槽背流侧与内径非槽区处存在负极值,在内螺旋槽槽区中段位置有正极值.这是因为内螺旋槽背流侧与内径非槽区处发生了剧烈的液气相变,气体分子间的平均距离加大㊁体积急剧膨胀,吸收了大量的汽化热,相变热源项在此处有明显负极值,表征相变(汽化)吸热;由气液混相至纯液相的过渡槽区内存在气相至液相的相态转变,故此处的相变热源项明显大于０,表征相变(冷凝)散热.黏性耗散热源项Q Φ分布如图７d 所示,由于动压型槽槽区的流体膜厚大于非槽区的流体膜厚,因此非槽区膜厚方向的流体速度梯度更大,加剧了黏性耗散热的生成,而使外螺旋槽非槽区的温度高于槽区的温度(见图５d );计算工况下,流体膜各处的温度均大于密封入口温度,故对流换热热源项Q α仅呈负值,如图７e 所示;将流体膜各单热源项相加可得端面总热源项分布,如图７f所示.在内螺旋槽背流侧,由于相变㊁气相膨胀及实际气体效应影响的吸热量大于低介质黏度下的黏性耗散生热量,故相变槽区流体发生了冷却,如图５d 所示.㊀㊀(a )Q B 分布㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀(b )Q ρ分布㊀㊀(c )Q ψ分布㊀㊀㊀㊀㊀㊀(d )Q Φ分布㊀㊀(e )Q α分布㊀㊀㊀㊀㊀㊀(f )Q 分布图７㊀流体膜热源项分布F i g．７㊀D i s t r i b u t i o no f h e a t s o u r c e o f f l u i d f i l m ３．４㊀转速影响分析图８a ㊁图８b 所示为不同转速(n １＝１００００r /m i n ,n ２＝２００００r /m i n ,n ３＝３００００r /m i n,n ４＝４００００r /m i n ,n ５＝５００００r /m i n )工况下的流体膜压力与温度分布,可见各位置处的压力与温度皆随转速增加而增大,外螺旋槽高压区由外螺旋槽槽尖处向四周辐射并使内螺旋槽槽尖处压力有所增大,并沿外螺旋槽根径㊁迎流侧螺旋线向槽区延伸,端面压力峰值在外螺旋槽槽尖处不断增大.转速对压力分布影响的原因是:端面流体运动速度随运转转速的增加而增大,槽尖处的流体由槽区流向台区时,由于台区的阻挡,流体动能可转换为压力能,增大流体膜的承载能力和动力０５ 中国机械工程第３３卷第１期２０２２年１月上半月Copyright ©博看网. All Rights Reserved.学刚度,使密封在低转速下易进入非接触状态.转速的提升增大了密封端面间的速度梯度,因此密封端面温度不断上升且逐渐形成愈加明显的高低温区域.端面高温区越过中间密封坝,不断向外螺旋槽区域扩展,温度最大值逐渐向内螺旋槽槽尖处偏移.液相介质动力黏度随温度上升而减小,因此转速增加引起的温度升高对动压效应起到抑制作用,但由图８a 可见转速对动压效应仍起增强作用.结合图８c 所示的相态分布可见,相变区域与图８a 的低压区㊁图８b 的靠近内径侧低温区相呼应,形成了明显的分界线;随着转速的增大,相变发生区域沿内螺旋槽背流侧的螺旋线不断向迎流侧延伸,已相变区的相变程度不断增大,液相体积分数持续减小直至于０.迎流侧的压力大于背流侧的压力,因此背流侧相变程度更大;转速为４００００r /m i n 时,内螺旋槽区域已近乎完全相变,转速为５００００r /m i n 时,相变发生区域已越过中间密封坝,延伸至外螺旋槽背流侧.图８d 所示为端面流体的相变速率分布,与图８c 相对应,相变速率非零区域随转速增大而不断扩展,且与αL ＜１区域重合.转速在增强动压效应的同时也会加强背流侧负压的形成能力,使流动空间发散处的压力与当地饱和蒸汽压的差值更大.虽然相变起始点不断向外径入口侧和周期性边界偏移,相变发生区域不断扩大,相变速率非０区域相应扩展,但内螺旋槽背流侧始终为相变速率负极值的位置,且相变速率负值区域不断向内螺旋槽根径及外螺旋槽背流侧延伸,表明流动空㊀(a )p 随转速变化㊀㊀㊀㊀(b )T 随转速变化(c )αL 随转速变化㊀㊀㊀㊀(d )ψ随转速变化㊀图８㊀物理场变量随转速变化F i g ．８㊀C h a n g e s o f p h ys i c a l f i e l d v a r i a b l e sw i t h r o t a t i o n a l s pe e d 间发散引起的压力降低始终为诱发动压型机械密封相变的主要因素.３．５㊀介质温度影响分析图９a 所示为转速n ＝２５０００r /m i n ㊁不同介质温度(T i １＝８０K ,T i ２＝１１０K ,T i ３＝１３０K )工况下的流体膜压力.介质温度升高时,密封端面内外螺旋槽槽尖处的高压范围与压力最大值均有所减小;介质温度１３０K 的密封端面已无明显压力峰值,均相流体的动力黏度随温度的升高而减小,削弱了流体动压效应,故内外侧螺旋槽背流侧及圆周方向槽区的压力随温度升高有所增大,动压极值与范围均有所减小.另一方面,受均相流体黏度降低及当地饱和蒸汽压增大的影响,内外螺旋槽背流侧负压形成能力下降,使槽区压力有所增加.介质温度的升高增大了端面流体温度基准值,且密封介质在流入密封端面后又因黏性耗散而被加热,因此端面各位置处的饱和蒸气压大幅增大,这是入口流体为液相时,流体膜相变范围扩展的原因(见图９c ).介质温度１３０K 时,密封流体介质温度对应的饱和蒸气压大于介质入口压力,此时密封流体以气态进入密封端面,由于气相介质黏度远小于液相介质黏度,因此动压型槽的动压效应较为微弱,与图９a 中介质温度１３０K 的压力分布相对应.由图９d 可见,虽然介质温度的升高扩展了相变速率非零区域(与图９c 中的αL ＜１区域相对应),但受介质黏度减小影响,相变速率极值有所减小;介质温度１３０K 时,密封流体无相态转变,故整个端面相变速率为０.由图９b 可见,介质温度对流体膜温度分布影响与转速影响具有较大不同.介质温度８０K 时,流体膜相变的发生虽使相变发生区域的温度明显低于周向纯液相区温度,但受黏性耗散生热及端面流体对流传热㊁内部热传导的影响,出口流体温度仍高于入口介质温度;介质温度１１０K 时,温度的升高与相变的发生使均相黏度大幅减小,由于相变范围的扩展消耗了大量黏性耗散生热量,故使得相变发生区域温度明显降低,且内螺旋槽槽区温度明显低于入口介质温度,密封端面发生冷却.介质温度１３０K 时,密封端面流体全为气相且无气液相变的发生,因此沿介质流动方向的气膜温度不断上升,由于气相介质黏度随温度上升而增大,故将进一步促进流体温度的升高.与混相流体膜温度分布不同的是,内螺旋槽槽区中部的温度明显高于周向台区的温度,其原因为:外螺旋槽槽尖处的高压流体经内螺旋槽根径流向内螺１５ 双列螺旋槽液膜密封的相变流动特性曹生照㊀常㊀涛㊀郝木明等Copyright ©博看网. All Rights Reserved.旋槽槽区时已被充分加热,且越过内螺旋槽迎流侧流出时,流动空间的收缩使气相介质压缩而温度进一步升高.(a )p 随介质温度变化(b )(T －T i )随介质温度变化㊀(c )αL 随介质温度变化㊀(d )ψ随介质温度变化图９㊀物理场变量随介质温度变化F i g ．９㊀C h a n g e s o f p h ys i c a l f i e l d v a r i a b l e sw i t h m e d i u mt e m pe r a t u r e ３．６㊀介质压力影响分析图１０a 所示为转速n ＝２５０００r /m i n ㊁不同介质压力(p i １＝０．５M P a ,p i ２＝１．５M P a ,pi ３＝２．５M P a ,p i４＝３．５M P a )下的流体膜压差p －p i ,可见随着介质压力的增大,外螺旋槽槽尖处的流体动压峰值变化较小,这表明介质压力对液膜密封流体动压效应影响较弱.结合图１０b 可见,介质压力增大时,密封端面流体温度最大值有所减小.外螺旋槽区域温度受介质压力变化影响相对较小,与图１０a 的压力差变化较一致,这是因为介质压力变化引起的温度场改变对外螺旋槽槽尖处动压效应影响较弱.由图１０c 可见,介质压力的增大虽对相变发生起到了一定抑制作用,但由于密封流体从外径高压泄漏至内径低压侧的过程中不可避免地发生压力降,且流体温度会因流体黏性耗散生热而升高,故双列螺旋槽液膜密封在本文计算压力范围内始终有相变发生.与图１０c 对应,图１０d 中的相变速率非零区域随介质压力的增大明显缩小,但内螺旋槽背流侧的相变速率负极值明显增大,内径处内螺旋槽台区也出现相变速率负值,这表明相态转变更为强烈.相态转变增强的原因为:相变速率为αL 与p s a t －p 的耦合函数,介质压力增大时,内螺旋槽背流侧的相变程度减小,即αL 增大.由于内螺旋槽背流侧的相变主要由流动空间发散导致的压力降所致,故流体压力略小于当地饱和蒸气压.压差p s a t －p 近似随介质压力增大而增大,由式(３)可知,ψ与αL ㊁p s a t －p皆成正(a )(p Ｇp i )随介质压力变化(b )T随介质压力变化㊀(c )αL 随介质压力变化㊀(d )ψ随介质压力变化图１０㊀物理场变量随介质压力变化F i g ．１０㊀C h a n g e s o f p h ys i c a l f i e l d v a r i a b l e s w i t h m e d i u m p r e s s u r e比,故内螺旋槽背流侧的相态转变愈加强烈.４㊀结论本文建立了计入热效应与实际气体影响的液膜密封相变模型,在液氧介质条件下分析了双列螺旋槽液膜密封的相变流动特性,并得到结论如下:①密封流体黏性耗散生成热与密封间隙的压力降为液气相变发生的原因,实际气体热源项㊁气相压缩膨胀热源项㊁相变热源项为相变区发生冷却的主要因素;②转速增大使流体动压增强显著,相应黏性耗散热的增加使温度上升明显,相变区域大幅扩展且相变速率增大;③介质温度升高可使流体动压明显减弱,黏性耗散生热的不足将使密封端面发生冷却,当入口压力小于入口温度对应的饱和蒸气压时,密封端面流体全为气相且无气液相变发生;④介质压力增大可使相变区域缩小,但流动空间的发散使相变总会发生.参考文献:[１]㊀王涛,黄伟峰,王玉明．机械密封液膜汽化问题研究现状与进展[J ]．化工学报,２０１２,６３(１１):３３７５Ｇ３３８２．WA N G T a o ,HU A N G W e i f e n g ,WA N G Y u m i n g．R e s e a r c ha n dP r o g r e s so fM e c h a n i c a l S e a l sO pe r a t Ｇi n g w i t h V a p o r i z a t i o n T r a n s i t i o n [J ]．C I E S CJ o u r Ｇn a l ,２０１２,６３(１１):３３７５Ｇ３３８２．[２]㊀彭旭东,金杰,孟祥铠,等．汽液两相流机械密封的研究进展[J ]．摩擦学学报,２０１９,３９(５):６４３Ｇ６５５．P E N G X u d o n g ,J I N J i e ,M E N G X i a n g k a i ,e ta l ．R e s e a r c hP r o g r e s s o n t h eL i q u i dF a c e S e a l o fV a po r Ｇl i q u i d T w o Ｇp h a s e F l o w [J ]．T r i b o l o g y ,２０１９,３９２５ 中国机械工程第３３卷第１期２０２２年１月上半月Copyright ©博看网. 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双列螺旋槽液膜密封相变特性分析曹恒超;郝木明;李振涛;杨文静;汪艳红;袁俊马【摘要】Considering the influence of the pressure change of end face caused by the dynamic pressure groove,the phase change characteristics of the double spiral groove liquid film seals were discussed.A phase change model of liquid film seal was established based on the theory of homogeneous mixtures,the governing equations were discretized by finite volume method,and the influence of liquid film phase change on sealing performance and end face pressure distribution was analyzed.Results show that the viscosity is decreased obviously after phase change,which causes the lateral spiral groove squeezing effect and pumping capacity to weaken,in the coupling with phase change,the opening force is decreased first and then increased,the leakage is increased first and then decreased,the sealing performance is decreased compared with full liquid membrane.High pressure generated by the inner spiral groove suppresses the phase change,and there is no change in the pressure distribution.The region of phase change is larger in the outer spiral groove,the pressure distribution is changed obviously.%考虑由动压槽造成的端面压力变化所带来的影响,探讨双列螺旋槽液膜密封的相变特性.基于均质混合物理论建立液膜密封相变模型,使用有限体积法对控制方程进行离散,分析液膜相变对密封性能及端面压力分布的影响.结果表明:相变发生后黏度明显降低,导致外侧螺旋槽挤压效应与泵送能力减弱,在其与相变的耦合作用下,开启力先减小后增大,泄漏量先增大后减小,相比于全液膜时密封性能有所下降;内侧螺旋槽产生的高压抑制了相变,压力分布规律未发生变化,外侧螺旋槽内相变区域较大,压力变化趋势明显改变.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2018(043)001【总页数】6页(P15-19,36)【关键词】液膜密封;相变特性;双列螺旋槽;有限体积法【作者】曹恒超;郝木明;李振涛;杨文静;汪艳红;袁俊马【作者单位】中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580;中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580;中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580;中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580;中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580;中国石油大学(华东)密封技术研究所山东青岛266580【正文语种】中文【中图分类】TB42螺旋槽液膜密封在化工机械中有着广泛的应用，其依靠螺旋槽动压效应使密封端面分离，因而有着良好的润滑性能与稳定性。