【正文】 定性。可以預(yù)見溫度的最大值出現(xiàn)在接觸面上。 利用電子技術(shù)可以測(cè)量出接觸所消耗的功率。在實(shí)驗(yàn)研究層流流態(tài)中沒有覆蓋的轉(zhuǎn)子 定子系統(tǒng)時(shí)， Boutarfa 和Harmand[23]發(fā)現(xiàn)，當(dāng)間隙比值大于 ，旋轉(zhuǎn)盤的努塞爾數(shù)是雷諾數(shù)平方根的函數(shù)。在目前的情況下，由于局部熱源從固體到流體的熱分布取決于固體的導(dǎo)電性。然而，當(dāng) Cw 值很大時(shí)定子的努塞爾數(shù)略有減少。正如所料，努塞爾數(shù)是Pr 的遞增函數(shù)。 這就是說熱參數(shù)的普朗特?cái)?shù)和導(dǎo)電率并不改變當(dāng)?shù)嘏悹柷€的形狀只改變其規(guī)模。接觸點(diǎn)附近觀察到的高峰位置與旋轉(zhuǎn) 環(huán)上邊界層的厚度有關(guān)，這是關(guān)于雷諾數(shù)的遞減函數(shù)。因?yàn)?，熱邊界層與雷諾數(shù)的平方根是成（ a） 圖 =， Pr=667， k/ks=， k/kr=15 時(shí)的局部努塞爾數(shù)沿動(dòng)環(huán)分布情況（ a）努塞爾數(shù)與坐標(biāo)；（ b）在上升坐標(biāo)系中調(diào)整努塞爾數(shù)；（ c）在下降坐標(biāo)系中調(diào)整努塞爾數(shù) （ b） （ c） 英文文獻(xiàn)翻譯 反比關(guān)系的，用這種方法對(duì)雷諾數(shù)重新縮放是很方便的。圖 10（ a）中的所有曲線有相同的形狀。僅在壁的附近能夠看到一個(gè)薄的熱分階層。事實(shí)上，如果無量綱徑向速度在 r/R=. 是作為一個(gè)距靜盤無量綱距離的函數(shù)（如圖 7 中根據(jù)雷諾數(shù)的均分根重新定義）質(zhì)量流不會(huì)改變速度曲線。圖５中考慮速度圖到負(fù)值區(qū)，質(zhì)量流量可由離心作用估計(jì)： 0 .9 7 2ceRmH R???? (10) 同樣針對(duì)冷卻流，可以定義一個(gè)無量綱質(zhì)量流率： 0 .9 7cwc mC G R eR ???? (11) Cw 的影響 圖 6 顯示了，三個(gè)無量綱質(zhì)量流質(zhì)及 Re = 2042，情況下的流線圖和無量綱旋轉(zhuǎn)速度矢量。 在外圍區(qū)，腔壁的垂直距離較高，可以觀察到兩種截然不同的邊界層。大多數(shù)情況溫度邊界層用 6 個(gè)節(jié)點(diǎn)，其他一些模型處用 10 個(gè)或更多節(jié)點(diǎn)。這些值與對(duì)油浸面計(jì)算的值（ 380 到 2020 1 1WmC ）要低 10 到 100 倍。由于求解轉(zhuǎn)子和定子接觸處的潤滑方程是不可能且不合理的，所以，密封界面產(chǎn)生的熱量用 熱源來模擬。使得沿入口部分有相同的流速分布，它的大小相對(duì)于額定質(zhì)量流來計(jì)算。無量綱數(shù)的變化范圍列于表 4。這類似于由離心力作用產(chǎn)生的流動(dòng)。操作步驟和主要尺寸參數(shù)列于表 3。溫度分布的數(shù)值和實(shí)驗(yàn)結(jié)果與努塞爾數(shù)一致。因此，努塞爾數(shù)還取決于在密封環(huán)的溫度分布，這是一個(gè)關(guān)于材料性能的函數(shù)。與此同時(shí)， Lebeck， Nygren， Shirazi 的提出了關(guān)于機(jī)械密封及周腔熱傳遞實(shí)驗(yàn)的和數(shù)值的結(jié)果 [16]。但與端面機(jī)械密封中的太雷諾數(shù)相比， Becker 公式的適用范圍很小 [1]。文獻(xiàn) [5]中巴克的簡化分析和文獻(xiàn) [6]英文文獻(xiàn)翻譯 中 Bruiere 進(jìn)行的數(shù)值研究使這一假設(shè)得到了證實(shí)。對(duì)這些變化的可能導(dǎo)致密封泄漏率增大或密封失效。端面機(jī)械密封 。這種構(gòu)造類似于存在于靜止的和旋轉(zhuǎn)的圓盤及旋轉(zhuǎn)的側(cè)壁之間的層流。最后的結(jié)論認(rèn)為在熱源位于轉(zhuǎn)子和定子的接觸處，并取決于固體溫度分 布。這兩個(gè)部分是由彈簧行動(dòng)和受壓液保持接觸（圖 1）。這些文獻(xiàn)的主要目的是根據(jù)理論方法來衡量或判斷密封面的溫度。 在 90 年代初，一些學(xué)者建議采用一個(gè)與端面機(jī)械密封盡可能相似的構(gòu)造， 獲得經(jīng)驗(yàn)性努塞爾數(shù)。他們對(duì)密封裝置的固定部分研究，結(jié)果與 Reynolds 數(shù)相關(guān) 。當(dāng)密封流體是一種高粘度礦物油，流動(dòng)體是層狀的，就像Luan and Khonsari 在 [17]中所述。該實(shí)驗(yàn)實(shí)驗(yàn)性的密封設(shè)計(jì)的主要用途是通過紅外溫度測(cè)量接觸驗(yàn)證數(shù)值模型 [3,4]，因而它與工業(yè)中機(jī)械端面密封非常不同。保證了轉(zhuǎn)子偏心的動(dòng)態(tài)跟蹤。 雷諾數(shù)從 600到 800之間變化。然而，熱特性 和力學(xué)性能之間存在差異，這種差異用 普朗特?cái)?shù)衡量： r CpP k?? （ 4） 特別地，這個(gè)數(shù)決定動(dòng)量邊界層與熱邊界層的比值 [20]： m rt P?? ? （ 5） 本文中油的的普朗特殊從 330 變化到 1330，因而，邊界層厚度的比值從 18 變化至 36。數(shù)值分析中的網(wǎng)格和邊界條件示于圖 3。當(dāng)流體充分流動(dòng)的時(shí)候能夠達(dá)到零分散，即考慮出口環(huán)形管的長度時(shí)，這是合理的假設(shè)（見圖 2）。熱源處的功率為Ｐ，它是角速度的函數(shù)，為了模仿真實(shí)情況，函數(shù)由實(shí)驗(yàn)得到： ( ) 011 8 966 722P ? ? ?? ? ? ? 其中， 60 ? 1160rad s (7) 值得注意的是，消耗功率值對(duì)上述結(jié)果沒有影響，因?yàn)槿肟谔帨囟鹊纳呒扒槐诘臒嶙兓c熱源值成比例。因此這個(gè)假設(shè)算是合理。 1996年 Lopez [22]，進(jìn)行了更為復(fù)雜的數(shù)值分析，考察的間隙比為 1。在內(nèi)部區(qū)域內(nèi)，固定和旋轉(zhuǎn)腔壁接近，就本文研究的雷諾數(shù)范圍，沒有核心區(qū)域存在。在質(zhì)量 流率高的區(qū)域，一大部分的冷卻油從入口區(qū)未經(jīng)外部區(qū)流到出口區(qū)，因而沒有參與對(duì)密封環(huán)的冷卻。因此，所有的結(jié)果都在區(qū)域溫度和進(jìn)油溫度之間，進(jìn)油溫度作為一個(gè)參考溫度值。但是，比較圖5 和 9，兩者邊界層厚度的比值為 8。峰值后，局部努賽爾數(shù)繼續(xù)增加，雖然是緩慢的增大。 固定盤的努塞爾數(shù)是用局部半徑 r 定義的： qRNuTk?? (14) 頂葉通量 q可以通過定子的溫度分布得到計(jì)算： )( HzZTKsq ???? (15) 圖 11（ a）顯示了靜態(tài)盤的結(jié)果。值得注意的是，旋轉(zhuǎn)環(huán)上邊界層的厚度在很大程度上要比那些位于盤上的大，在圖 4 中可以看到。 從密封件到潤滑油全局范圍內(nèi)的熱量轉(zhuǎn)移都是用平均努塞爾數(shù)來計(jì)算的，這是機(jī)械密封的研究重點(diǎn)。這種差異可能是由于熱源位于接觸區(qū)以及傳熱是根據(jù)固體和流體中溫度分布進(jìn)行的。 圖 （ Re=2042，Cw =， k/ks=， k/kr=15） 圖 14. 全 局 努 塞 爾 數(shù) 和 質(zhì) 量 流（ Re=2042， Pr=667， k/ks=， k/kr=15） 英文文獻(xiàn)翻譯 熱傳導(dǎo)比（公式（ 6））對(duì)努塞爾數(shù)的影響如圖 15 所示。努塞爾曲線定義為： v r )(~PrNu rkk?? （ 20） 1 2 2 v s )(~PrNu ???skk （ 21） 最后，兩個(gè)表面的努賽爾數(shù)都被列為雷諾數(shù)的函數(shù)如圖 16所示。圖 17介紹了該實(shí)驗(yàn)裝置。這種方法表現(xiàn)出的不確定性在 10％以上。因此在環(huán)的邊緣溫度是不連續(xù)的，這表明存在測(cè)量誤差。 為了預(yù)測(cè)轉(zhuǎn)子上的全局努塞爾數(shù)，有必要進(jìn)行一些計(jì)算以獲得熱量通量和環(huán)內(nèi)徑上的溫度。它的值很大程度上取決于周圍密封液的傳熱，這就是努賽爾數(shù)的特點(diǎn)。努塞爾數(shù)正比于雷諾數(shù)的平方根，但對(duì)普朗特?cái)?shù)的決定性較低。 英文文獻(xiàn)翻譯 通過與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較，理論上的相關(guān)性得到了驗(yàn)證。 CFD (Computational Fluid Dynamic) 1. Introduction Mechanical face seals are used to seal pressurized fluids in rotating machines such as pumps, pressors and agitators, where pressure, temperature and velocity conditions prevent the use of elastomeric seals. These seals are basically posed of a rotating part mounted on to the shaft and a stationary part fixed to the housing. The two parts are maintained in contact by the action of springs and of the pressurized fluid (Fig. 1). Good operating conditions are achieved when the seal faces are 英文文獻(xiàn)翻譯 partially separated by a thin lubricating fluid film (a fraction of micrometer), avoiding wear on the faces while limiting leakage rate to an acceptable value. According to Lebeck [1], the behaviour and performance of a mechanical face seal are influenced as much by the thermal behaviour of the seal as by any other factor. Indeed, the dissipated power due to viscous friction and asperities contacts in the sealing interface leads to a significant increase in temperature in the fluid film and in the contiguous solids [2,3]. Consequently, the lubrication conditions are modified because of fluid viscosity variation, thermal distortions of the seal rings and possible phase change. A possible effect of these variations is a drastic increase in leakage rate or seal failure. This is why there have been many studies dealing with thermal effects in recent decades. A brief review is presented in [4]. The main objective of these papers was to measure or determine by a theoretical approach the temperature of the seal faces. In his book, Lebeck [1] made a prehensive description of heat transfer in mechanical face seals, presented here in Fig. 1. The heat transfer mechanisms are quite plicated since the seal is surrounded by a plex environment. Because of this feature of the environment, the heat transfer paths are multiple, leading to heat flow putation plications. Nevertheless, the major part of the heat generated in the seal is generally transferred by convection to the sealed fluid in the neighbourhood of the contact. This assumption was confirmed by the simplified analysis of Buck [5] and the numerical study of Bruiere et al. [6]. This showed that, for a typical configuration, the thermally influenced zone has a length of approximately twice the contact width (. the difference in contactradii) on either side of the sealing interface. Convection around the seal rings is thus of importance in the thermal behaviour of the Fig. 1. Example of mechanical face seal 英文文獻(xiàn)翻譯 seal. Taylor flow. He proposed the use of the formulas obtained by Tachibana et al. [8] and Gazley [9] in the study of heat transfer