暖气换热器
换热器网
新闻动态
动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定点击：1712 日期：[ 2014-04-26 22:00:27 ] |
| 动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定 何玉杰,李质情,石海峡,李强 (江苏大学流体机械工程技术研究中心,江苏镇江212013) 摘要：针对高温、高压泵的机械密封端面容易出现磨损或烧损的问题,分析了热流体动压机械密 封的工作原理;在高温、高压泵上采用了热流体动压机械密封,以及使用API68232系统作为密封 辅助冷却方案.对动压机械密封的端面动力槽作了优化设计;对密封系统的换热器进行了设计计 算,使得密封能在较为理想的工作温度下工作.结果表明,在高温热水工况下,冲洗水流量及温度满 足设计要求时,端面圆弧槽的密封效果最好,最大使用寿命可达8000h;液膜的承载能力随着密封 端面圆弧槽槽数的增加而增加,受槽深的影响比较小;换热面积为0.50m2的换热器是合理的,并 应尽量使用较大换热面积的换热器,使进入密封腔的冲洗水温度低于100℃. 关键词：机械密封;高温高压;流体动压;圆弧槽;换热面积;液膜 中图分类号：TK7 文献标志码：A 文章编号：1005-6254(2008)03-0030-04 高温、高压泵机械密封端面极易出现磨损或烧损的问题,主要原因是由于高温水的汽化压力高,介质在流经密封端面时压力降低,易发生闪蒸或汽化,即机械密封端面间液膜相变半径Rb靠近端面外缘R2, 密封端面难以形成有效的液膜[1,2];摩擦端面处在边 界润滑条件下工作,其密封介质压力p与密封端面平均滑移速度v的乘积(pv值)很低.这些特性在标准的 密封设计中使其很难得到满意的使用效果[3]. 本研究以某高压锅炉给水泵为工况条件,对其 动压机械密封的密封动力槽作出优化,并对密封换热器进行设计计算,以期解决高温、高压泵机械密封端面极易出现磨损或烧损的问题. 1 工作原理 高温高压机械密封的设计必须考虑相变半径 Rb的大小,使之尽量靠近端面内缘半径R1,以利于 形成端面间液膜.在密封端面上开动力槽,密封端面 上就会形成一个相对的高压区域.该液膜的压力分 布是从密封端面外缘半径R2呈线性递减直到进入 动力槽.介质经过动力槽时流体压力保持不变,然后 从动力槽处呈线性递减直到密封面内缘半径R1处 密封端面的动力槽使得密封端面因压力变形和局部 温差引起的热变形,在密封端面产生热流体动压楔 效应[1];压力分布形式的改变,限制了液膜在动力 槽所覆盖的环形区域内的汽化.此类密封的结构与 普通机械密封不同的是:普通密封的端面为平行平 面接触,而热流体动压密封在动环或静环的端面上 开有各种形状的动力槽. 图1是全液膜密封,端面间充满一层液体膜,此 时相变半径Rb<R1,特点是摩擦系数小,泄漏流体 为液体,泄漏量较大.若相变半径Rb=R1,也是全液 膜密封,但泄漏的边缘为月牙面,月牙面不断地蒸 发,泄漏的流体是蒸汽,泄漏量较小,是理想的密封端面液膜型式[4]. 2 密封的设计 2.1 热水工况下机械密封辅助系统方案的选用 按照美国石油学会标准API682《离心泵及回转泵轴封系统》的要求,用于温度≥80℃的热水工 况介质的机械密封必须采取冷却降温措施,以维持 密封端面压力高于热水的汽化压力.本设计使用 API68232系统作为密封的辅助冷却方案. 2.2 高压热水机械密封的设计 在高压热水工况的条件下,由于密封面内外缘的压差很大,造成液膜压力急剧降低;同时,由于热 水的汽化压力很高,热水在流经密封端面时迅速汽化,因此,密封端面很难形成有效液膜,密封极易失效[5].在密封端面开动力槽并使用冷却液冲洗密封端面,可有效地改善密封端面的润滑情况. 4)液膜总的承载能力(开启力) 考虑到密封端面因压力变形和局部温差引起的 热变形与密封端面间液膜的相互作用,运用ANSYS 软件对机械密封和密封端面间的液膜进行流固耦合 分析,得到液膜压力p的分布,进而可以得到液膜总 的承载能力(开启力)W[6]. 合理的端面比压是机械密封设计成功的关键. 端面比压过大,密封端面摩擦加剧,易烧毁摩擦副; 端面比压过小,不能保证有效的密封性能. 2.2.3 圆弧槽的槽型参数设计和优化 在研制高温热水机械密封过程中,先后在密封 端面上开过矩形槽、叶形槽及圆弧槽.经实验,在高 温热水工况,冲洗水流量及温度满足设计要求的同 等条件下,不同槽形密封的使用寿命见表1.其中, 由于圆弧槽能吸附液体,使密封环外缘得到良好的 冷却,还具有排除杂质的能力并且和转向无关,因而 端面开圆弧槽的机械密封其性能最好,很适合用来 密封低粘度、高参数的介质例如高温高压水,其使用 寿命可达8000h. 为了得到最优的圆弧槽参数,对圆弧槽的槽数z 和槽深h进行优化设计[7],步骤如下.先以圆弧槽的 槽数z和槽深h为参数进行参数化建模,并将经验公 式取得的密封端面流槽参数z和h设为初始值,运用 ANSYS软件进行分析,得到液膜压力p的分布;再以 此液膜压力分布为分析文件,在ANSYSCFX DesignXplorer中以液膜压力p的分布为目标函数即 优化目标,以z和h为设计变量,进行优化设计[8]. 将z=4和h=2mm设为初始值进行优化分 析,分析结果经处理后如图3所示,可知液膜承载能 力随着槽数的增加而增加,受槽深影响比较小,由此 可以适当地增加槽数[9];z=5和h=2mm时,液膜 总的承载能力W为最大值,W=4265.16N.基于优 化结果,本设计将z=5和h=2mm作为圆弧槽的 槽型参数. 将此W值返代入公式(6),计算得膜压系数Km =0.659;再将Km=0.659代入公式(7),得端面比 压pb=0.535MPa. 3 密封系统换热器的设计计算 3.1 设计条件 热流体参数:进口温度tth1=255℃,出口温度 tth2=80℃,流量0.4m3/h,介质为水. 冷流体参数:进口温度tc1=25℃,出口温度tc2=80℃,介质为水. 4 结 论 机械密封已经在高压、高温泵上无故障地运行了5500h,验证了实验和优化计算在此特定工况下 的合理性.但尚缺乏广泛性的证明.同时表明了使用 冷却液冲洗密封端面,有效地改善了密封端面的润 滑情况.换热器的换热面积为0.50m2是合理的,并 应尽量使用较大换热面积的换热器,使进入密封腔 冲洗水的温度低于100℃. |
| 上一篇：嵩屿电厂二期工程选用板式换热器的探讨 | 下一篇：螺旋折流板换热器的发展现状及趋势 |