陳滋新,彭旭東,趙文靜,江錦波

(浙江工業(yè)大學 機械工程學院,浙江 杭州 310023)

分段式圓周密封最早應用于美國航空發(fā)動機主軸承腔的潤滑油密封中[1]，因其具有結構緊湊、易裝配和泄漏率低等優(yōu)點，隨后也被應用于液體火箭發(fā)動機的渦輪泵系統(tǒng)中[2-3].隨著先進發(fā)動機技術的發(fā)展，主密封面的易磨損特性成為制約其使用壽命和重復利用的關鍵因素，而主密封面的磨損形貌和磨損率隨時間的變化與圓周密封的變形特性密切相關[4-5].密封環(huán)的變形特性在提高密封性能及其運行穩(wěn)定性和可靠性方面扮演著舉足輕重的作用[6].

根據(jù)主密封面上是否開設動壓槽，分段式圓周密封分為無動壓槽和帶動壓槽兩種形式，其中后者可稱為動壓型分段式圓周密封.為了使分段式圓周密封具有更高的穩(wěn)定性和可靠性，Pescosolido等[7-8]試驗測試了其在不同徑向跳動和角向偏差下的密封性能和磨損情況，并提出了兩種新型的密封結構.胡廣陽等[9]采用有限元法對圓周密封進行接觸分析，研究了壓差和滑動速度對密封環(huán)最大變形和最大應力的影響.閆玉濤等[10-12]研究了圓周密封在不同偏擺角和主軸跳動下的應力和變形分布規(guī)律，并通過對比圓周密封結構分析和流固耦合分析結果，發(fā)現(xiàn)流場特性對主密封面變形具有較大影響.運睿德等[13]研究表明，周向彈簧力的不均勻分布對圓周密封的密封性能具有顯著影響，過度的不均勻加載會導致主密封面接觸間隙成倍增加和泄漏量顯著上升.

以上研究的研究對象為無動壓槽分段式圓周密封，而文獻[14-18]的試驗研究表明，帶動壓槽分段式圓周密封具有更小的摩擦溫升和更低的磨損率.王飛和蘇令等[19-21]數(shù)值分析了不同工況下淺槽環(huán)瓣型浮動環(huán)密封的穩(wěn)動態(tài)性能，獲得了密封環(huán)面動壓槽的槽深和槽寬等結構參數(shù)優(yōu)選值.李小芬等[22]以圓周密封瑞利動壓槽型為研究對象，分析了氣膜厚度、槽型參數(shù)及加工誤差對密封浮起力的影響；李慶展等[23]采用Fluent軟件計算了三瓣式浮環(huán)密封環(huán)形間隙的壓力分布，結合試驗分析了壓力、轉速和周向彈簧比壓對密封環(huán)泄漏特性和磨損情況的影響.馬潤梅等[24]采用密封脂封堵泄漏點的方法，試驗測定了環(huán)瓣式浮環(huán)密封主、次密封面和搭接頭3個泄漏點的靜態(tài)泄漏量占比.綜上所述，相較于無動壓槽分段式圓周密封而言，對于帶動壓槽分段式圓周密封的研究仍主要集中在密封的流場特性分析上，鮮有針對流固耦合作用下非接觸運行圓周密封環(huán)的變形特性及其調(diào)控策略的研究[25]，而密封環(huán)的過度變形往往是引起主密封面磨損和泄漏過量的關鍵因素[26].

本文中以氫氧發(fā)動機氧渦輪泵氦密封為研究對象，建立了帶瑞利動壓槽分段式圓周密封流固耦合模型，研究了密封環(huán)面流場特性和結構變形規(guī)律；通過正交試驗設計研究了密封壓差、周向彈簧初始載荷和剛度等力學參數(shù)對密封環(huán)變形的影響規(guī)律，獲得了密封環(huán)變形的關鍵影響因素；基于密封環(huán)面變形特點，探討了接頭形狀、接頭間隙和輔助密封面槽型對密封環(huán)變形改善的作用效果，為今后低泄漏和低磨損分段式圓周密封的設計開發(fā)提供了理論依據(jù).

1 分析模型

1.1 幾何模型

Fig.1 Schematic diagram of the geometric model of a segmented circumferential seal 圖1 分段式圓周密封幾何模型示意圖

圖1所示為一種典型的動壓型分段式圓周密封結構示意圖，其結構主要包括分段密封環(huán)(3～6段)、密封座、轉子、周向彈簧、軸向彈簧和防轉銷.密封環(huán)內(nèi)徑面與轉子外徑面形成主密封面；密封環(huán)端面與密封座端面形成輔助密封面.各分段環(huán)主密封面上開有亞毫米級深度的軸向和周向靜壓槽以及微米級深度的動壓槽，動壓槽入口與軸向靜壓槽相連通，動壓槽出口與相鄰靜壓槽之間設有密封脊，動壓槽與周向靜壓槽及密封上游側入口之間均設有密封臺.圓周密封結構參數(shù)定義如圖1(c～d)所示，其中D為轉子直徑，hm為主密封面初始密封間隙，h1為軸向和周向靜壓槽深度，h2為動壓槽深度，bt為主密封面軸向寬度，b1為主密封面壩區(qū)寬度，b2為周向靜壓槽寬度，b3為動壓槽軸向寬度，b4為單側密封臺軸向寬度，L1為動壓槽周向寬度，L2為密封脊周向寬度，L3為軸向靜壓槽寬度.

圓周密封環(huán)由若干等分弧段的石墨環(huán)通過搭接接頭依次相連，各接頭間留有一定的周向裝配間隙，用以補償密封環(huán)的磨損和制造誤差，防止工作過程中因接頭間相互頂死從而導致密封間隙過大.密封環(huán)一側是壓力為p1的高壓上游側，另一側是壓力為p0的低壓下游側.當密封運轉時，高壓側的流體沿軸向靜壓槽進入密封間隙，一部分流體在壓差的作用下進入下游周向靜壓槽內(nèi)，另一部分流體在周向剪切流作用下進入動壓槽內(nèi)，并且在動壓槽出口附近因擠壓作用而形成高壓區(qū).

1.2 受力分析

分段密封環(huán)的初始載荷由彈簧提供，通過周向彈簧和軸向彈簧的作用使其分別與轉子和密封座貼合，在靜止狀態(tài)下形成性能良好的靜密封.在轉子旋轉過程中，通過主密封面上開設的軸向靜壓槽、周向靜壓槽和動壓槽的作用，產(chǎn)生氣體動靜壓效應，平衡密封徑向閉合力并且形成了微米級尺度的徑向間隙，進而實現(xiàn)圓周密封的低磨損和低泄漏運轉.防轉銷的結構限制了密封環(huán)的周向轉動，但是允許其徑向浮動從而適應轉子的徑向跳動.圖2所示為分段式圓周密封的受力分析示意圖，其中Fcs和Fas分別為由周向彈簧和軸向彈簧所產(chǎn)生的徑向彈簧力和軸向彈簧力，F(xiàn)o為主密封面間隙流體壓力所產(chǎn)生的密封氣膜承載力，F(xiàn)f為輔助密封面的摩擦力，F(xiàn)fj為相鄰分段環(huán)接頭之間的摩擦力.

1.3 網(wǎng)格劃分及邊界條件

本文中基于上述幾何模型進行相應的實體建模，通過ANSYS Workbench平臺建立了分段式圓周密封流固耦合計算模型.為了簡化計算，對分析模型作如下假設：①忽略體積力作用，如重力等；②密封間隙流體流動為等溫理想氣體的層流流動；③流體在固體界面無滑移；④忽略黏度隨壓力的變化.

Fig.2 Schematic diagram of force acting on a segmented circumferential seal圖2 分段式圓周密封受力示意圖

圖3所示為分段式圓周密封流固耦合模型計算域的網(wǎng)格分布情況.流體域網(wǎng)格采用Sweep方法進行劃分，所獲網(wǎng)格均為六面體網(wǎng)格.流體域的邊界條件設定如下：流體膜進出口分別采用壓力進出口邊界條件，內(nèi)徑面為旋轉壁面.固體域網(wǎng)格以六面體網(wǎng)格為主，在耦合界面與流體網(wǎng)格一一對應.固體域的力學邊界條件設定如下：密封座側面與轉子內(nèi)徑面采用固定約束，對轉子施加旋轉速度并在密封環(huán)銷孔位置施加周向位移約束以模擬防轉銷的作用，根據(jù)分段式圓周密封的受力分析，在密封環(huán)相應位置上分別施加上游和下游的壓力載荷、周向和軸向彈簧力載荷，并將流體載荷加載到各耦合面上，設置密封環(huán)和密封座間以及各分段環(huán)接頭間為摩擦接觸，并給定相應接觸面的摩擦系數(shù).

以主密封面介質(zhì)泄漏率、峰值壓力和密封環(huán)徑向變形量為目標，進行了流體域和固體域的網(wǎng)格無關性驗證分析，結果如圖4所示.綜合考慮計算精度和計算時間，最終確定流體域網(wǎng)格數(shù)量為90萬，固體域網(wǎng)格數(shù)量為173萬，其泄漏率誤差小于1%，峰值壓力誤差為3.02%，密封環(huán)徑向變形量誤差為4.10%.

1.4 計算流程

Fig.3 Grid division of the computational domain for a segmented circumferential seal圖3 分段式圓周密封計算域網(wǎng)格分布情況

Fig.4 Verification of grid independence圖4 網(wǎng)格無關性驗證

圖5所示為分段式圓周密封流固耦合計算流程圖.將分段式圓周密封的流體域和固體域模型分別導入Fluent和Static structural模塊，進行相應的網(wǎng)格劃分.在Fluent中，給定介質(zhì)的物理性質(zhì)參數(shù)并設定流體域的邊界條件，計算獲得流體場的壓力分布.在Static structural中，給定材料屬性并設定固體域的力學邊界條件，然后將流場壓力分布耦合到對應的固體界面上，計算獲得結構場的變形分布.根據(jù)初始密封間隙疊加主密封面的徑向變形量，即可獲得密封變形后的主密封面間隙分布.

2 結果討論與分析

在進行氧渦輪泵分段式圓周密封流固耦合特性分析過程中，選用了如表1所列的密封幾何參數(shù)和工況參數(shù).密封環(huán)作為主要密封部件和易損件，是本文中的重點研究對象，其材料為碳石墨，密封座和轉子的材料均為結構鋼，相關材料屬性列于表2中.

表1 幾何參數(shù)和工況參數(shù)Table 1 Geometric parameters and working conditions

表2 材料屬性Table 2 Material properties

2.1 計算方法驗證

為了驗證計算方法的準確性，采用文獻[27]中的分段式圓周密封幾何模型和邊界條件，根據(jù)1.3節(jié)中所述的網(wǎng)格劃分和邊界條件設置方法，開展密封環(huán)面流場的求解，獲得了相應工況下的密封泄漏率.圖6所示為不同壓力和轉速條件下密封泄漏率的文獻值和本文中數(shù)值計算的結果對比情況.由圖6可知，隨著密封壓力(ps)和轉速的提高，本文中計算結果與文獻[27]中結果具有相同的變化趨勢，且數(shù)據(jù)誤差較小.當n=18000 r/min時，兩者泄漏率誤差僅為1.24%；隨著轉速的增大，兩者的泄漏率相對誤差有所增大，但最大誤差僅為7.97%.由此可見，本文中計算方法可行，且具有一定的準確性.

2.2 主密封面流場特性

徑向開啟力作為圓周密封作用力的重要組成部分，對密封環(huán)的變形具有關鍵影響，而主密封面的流場壓力分布特性直接決定了密封環(huán)的徑向開啟力，因此準確求解主密封面的流場特性對分析密封環(huán)面的變形特性至關重要.

Fig.5 Flow chart of fluid-structural coupling calculation圖5 流固耦合計算流程圖

Fig.6 Comparison of the leakage rate of a segmented circumferential seal between calculated result and literature result圖6 分段式圓周密封泄漏率計算值與文獻值結果對比

圖7所示為密封環(huán)主密封面間隙流場的壓力(p)分布圖.由于主密封面軸向靜壓槽和周向靜壓槽的設置，高壓側的流體介質(zhì)在壓差作用下被引入到密封間隙內(nèi)，使得密封間隙內(nèi)大部分區(qū)域的氣體壓力與進口壓力基本相當，只有在靠近出口側的局部區(qū)域出現(xiàn)壓力突降.在高速剪切作用下，進入瑞利動壓槽的這部分氣體產(chǎn)生顯著的流體動壓效應，并在動壓槽出口處附近產(chǎn)生明顯的高壓區(qū)，進一步增加了氣膜開啟力.動壓槽出口處的最高壓力達到了0.552 MPa，相對于進口壓力提升了20%，具有顯著的動壓效果；接頭間隙流體區(qū)域中，壓力分布均勻且大小取決于與其相連通的腔體壓力，但接頭間隙的存在對密封面流場壓力分布有顯著影響，尤其是在低壓側接頭附近易形成較大面積的低壓區(qū)，因而在計算主密封面壓力分布時不能忽略接頭間隙流體的影響.

為進一步探究主密封面的壓力分布特點，選取不同軸向位置特征環(huán)線上的壓力參數(shù)進行分析.圖8所示為軸向特征環(huán)線的位置分布示意圖，分別選取了動壓槽與密封上游入口側之間的密封臺中線、瑞利動壓槽中線、動壓槽與周向靜壓槽之間的密封臺中線、周向靜壓槽中線以及低壓側壩區(qū)中線，其對應的Z軸坐標為?3.2、?0.9、1.4、2.3和3.2 mm.

Fig.7 Pressure distribution in the flow field of the main seal interface clearance圖7 主密封面間隙流場壓力分布云圖

Fig.8 Schematic diagram of position distribution of axial feature loop圖8 軸向特征環(huán)線位置分布示意圖

圖9所示為不同軸向位置主密封面流場壓力分布.從周向來看，在0°～10°范圍內(nèi)，受低壓側接頭間隙流體和低壓側壓力的影響，各軸向位置的密封壓力出現(xiàn)了明顯下降的趨勢；從軸向來看，密封面壓力只有在靠近低壓側的壩區(qū)顯著降低，而在其余開設靜壓槽區(qū)域的壓力分布較為均勻.Z=1.4、2.3和3.2 mm處的流場壓力在底部出現(xiàn)了類似W形變化，這是由于此處存在接頭與密封間隙及靜壓槽與密封間隙所形成的兩種臺階結構，分別形成了不同流體動壓效應的結果.在轉子旋轉方向上，分段環(huán)靜壓槽、接頭間隙及瑞利動壓槽等3個局域的根部在收斂臺階作用下，流動間隙突然減小，致使流體被急速壓縮，從而出現(xiàn)了一定的正壓力階躍；在與轉子旋轉方向相反的槽根處，受發(fā)散臺階的降速擴壓作用，流體間隙突然增大，致使流體急速地膨脹，從而出現(xiàn)了輕微的負壓力階躍.

2.3 密封環(huán)結構變形特性

Fig.9 Flow field pressure distribution of the main seal interface in different axial positions圖9 不同軸向位置主密封面流場壓力分布

在初始密封間隙的基礎上，圓周密封環(huán)徑向變形決定了主密封面的間隙形狀，進而影響其運行的穩(wěn)定性和可靠性.圖10所示為圓周密封環(huán)徑向變形云圖，其中正值表示遠離轉子方向的變形，而負值表示靠近轉子方向的變形.密封環(huán)最小徑向變形值為?1.2 μm，對應最小密封間隙為1.6 μm，說明密封環(huán)內(nèi)側未與轉子發(fā)生接觸.單個分段環(huán)的整體徑向變形沿周向呈現(xiàn)中間凸、兩端凹的特點，即中間密封間隙大而兩側間隙小，這是因為接頭部位結構強度較低，且此處局部氣體開啟力較小.另外，密封環(huán)沿軸向泄漏方向的徑向變形逐漸減小，這一方面是因為輔助密封面的槽型設計使得軸向彈簧力和高壓氣體力在作用時產(chǎn)生了一定的彎矩作用，另一方面與沿泄漏方向的流體膜壓力逐漸降低有關.上述現(xiàn)象說明接頭部位結構和輔助密封面槽型設計對密封環(huán)整體變形具有較大影響.

Fig.11 Radial clearance distribution of a single segmented ring圖11 單個分段環(huán)徑向間隙分布

由于在工作過程中圓周密封可能發(fā)生因轉子跳動而導致的碰磨現(xiàn)象，故主密封面徑向變形分布對其磨損形貌起決定作用，而磨損形貌又將較大程度地決定其在服役過程中的使用性能.圖11(a)所示為密封環(huán)變形后的單個分段環(huán)主密封面徑向間隙圖，S為主密封面整體徑向間隙投影圖，S-Ⅰ、S-Ⅱ和S-Ⅲ分別為非槽區(qū)、動壓槽區(qū)和靜壓槽區(qū)的徑向間隙圖.由S-Ⅰ可看出，0°接頭附近間隙呈凹形，而123°接頭附近間隙呈凸形，這是因為0°接頭間隙處連通低壓腔，壓力較低且在環(huán)面形成了較大面積的低壓區(qū)，而123°接頭處因受動壓槽動壓效應和靜壓槽根處階梯效應的雙重作用，產(chǎn)生了較大的局部氣體開啟力.由S-Ⅱ可以看出，動壓槽區(qū)變形同樣呈現(xiàn)出兩側動壓槽凹、中間動壓槽凸的特點，其變形主要受密封環(huán)整體結構變形影響，而受槽型影響較小.由S-Ⅲ可以看出，單個靜壓槽不同位置的變形不同，這說明靜壓槽區(qū)的變形除了受到密封環(huán)整體結構變形的影響外，受槽型的影響也較大.通過上述分析可知，主密封面磨損形貌主要取決于其非槽區(qū)的徑向變形分布，而非槽區(qū)的變形特性又受到密封環(huán)整體結構變形和環(huán)面流體膜壓力分布的共同影響.

圖11(b)所示為S-Ⅰ上不同軸向位置處的密封間隙分布情況，可以更直觀地顯示密封環(huán)易于發(fā)生磨損的區(qū)域.受整體結構變形影響，變形后的密封面間隙沿泄漏方向逐漸減小.在局部力作用下，各軸向位置的密封間隙整體呈現(xiàn)沿轉子旋轉方向增大的現(xiàn)象，這是由于在動壓槽中順旋轉方向的壓力逐漸升高的緣故.以初始密封間隙2.8 μm為基準，可以發(fā)現(xiàn)變形后間隙增大的位置出現(xiàn)在Z=?3.2 mm處，整體間隙均明顯減小的位置出現(xiàn)在Z=1.4和3.2 mm處，而在Z=?0.9 mm處出現(xiàn)了一段間隙基本不變的區(qū)域.對比Z=?3.2 mm處第二個峰值的對應角度和Z=1.4和3.2 mm峰值的對應角度可以發(fā)現(xiàn)，前者出現(xiàn)的原因主要受局部軸向彈簧力所產(chǎn)生的彎矩影響，后者主要受靜壓槽根處階梯效應的作用影響.變形后的最小密封間隙出現(xiàn)在低壓側壩區(qū)位置的20°～25°范圍內(nèi)，這是因為低壓側壩區(qū)內(nèi)流體壓力下降明顯，而且該角度范圍存在局部軸向彈簧力作用.

2.4 密封環(huán)變形影響因素分析

2.4.1 正交試驗設計

圓周密封沿軸向受到介質(zhì)壓力作用、軸向彈簧壓緊力和接觸端面支持反力，沿徑向受到外徑介質(zhì)壓力、主密封面氣膜承載力和周向彈簧箍緊力.基于對圓周密封受力分析可知，影響密封環(huán)變形的因素包括密封壓差、周向彈簧初始載荷和剛度、軸向彈簧初始載荷和剛度等.為了分析各因素對密封環(huán)徑向變形的影響程度及設計參數(shù)的最優(yōu)組合，本文中設計了相應的正交試驗，所選因素水平列于表3中.針對5因素4水平參數(shù)條件，按全面試驗要求，共需完成45=1024次試驗，而按L16(45)正交表進行參數(shù)組合設計，則只需進行16次試驗，便可獲得5因素4水平條件下的各因素對密封環(huán)變形的影響程度排序及設計參數(shù)的最優(yōu)組合，從而大大地提高了優(yōu)化效率，各參數(shù)取值范圍參考密封使用工況和相關設計標準.

表3 正交設計因素水平表Table 3 Factors and levels of orthogonal design

對于圓周密封而言，過大的密封間隙會增加介質(zhì)泄漏，而局部過小的密封間隙則會增加主密封面與轉子發(fā)生碰磨的概率，降低密封使用性能.綜合考慮密封運行的穩(wěn)定性和可靠性，應使密封間隙沿周向、軸向分布較為均勻且總體變形量較小為宜.定義hmin為密封環(huán)變形后主密封面最小密封間隙，其值越小表示密封面與轉子越容易發(fā)生碰磨；△h為非槽區(qū)平均變形量，其值越小表示密封面總體變形量越?。沪臑榉遣蹍^(qū)密封間隙分布不均勻度，其值越小表示密封面間隙分布越均勻.非槽區(qū)平均變形量和密封間隙分布不均勻度的具體表達式為

式中：hi為主密封面位置點i處密封間隙；hav為密封環(huán)變形后非槽區(qū)平均密封間隙；m為所選取的主密封面非槽區(qū)的位置點總數(shù).

2.4.2 正交結果及極差分析

基于前述流固耦合模型對L16(45)正交表的16組方案分別進行計算，各組方案對應的圓周密封最小密封間隙、平均變形量和密封間隙分布不均勻度的計算結果列于表4中.

表4 各組方案的評價指標模擬結果Table 4 Simulation results of evaluation index of each group of schemes

對于正交試驗結果，本文中采用極差分析，通過計算各因素的極差值R分析各因素的主次關系.極差的計算公式如下[28]：

極差值反映各因素水平對評價指標影響的權重，由表5～7的極差分析可知，各參數(shù)對最小密封間隙、平均變形量及密封間隙分布不均勻度的影響程序排序均為A>B>D>E>C，即各參數(shù)的影響程度從大到小依次為密封壓差、周向彈簧初始載荷、軸向彈簧初始載荷、軸向彈簧剛度、周向彈簧剛度.

表5 以最小密封間隙為目標的極差分析表Table 5 Range analysis aiming at minimum seal clearance

對比各因素水平下評價指標的結果值，分別以降低碰磨幾率、減小密封環(huán)變形和改善密封間隙分布均勻程度為主要目標，各評價指標對應的較優(yōu)水平如下：hmin-A1B1C1D1E2、△h-A1B1C4D4E2、δ-A1B1C4D1E2.

對所選取的3組較優(yōu)水平進行模擬計算，通過結果對比得到的最優(yōu)組合為A1B1C4D1E2.圖12所示為正交設計前初始參數(shù)和正交設計后最優(yōu)組合對應的主密封面間隙分布情況.從圖12中可看出，正交設計后最優(yōu)組合對應的最小密封間隙為2.47 μm、平均變形量為0.07 μm、密封間隙分布不均勻度為7.8%.與正交設計前初始參數(shù)對應的最小密封間隙1.76 μm、平均變形量0.34 μm、密封間隙分布不均勻度13.8%相比，最優(yōu)組合的密封環(huán)變形顯著減小，且密封間隙分布均勻度明顯提高.此外，正交設計后的密封環(huán)面間隙由初始的雙峰特征變?yōu)閱畏逄卣鳎@說明通過合理的外載荷參數(shù)設計，可以獲得更優(yōu)的密封變形特性，從而有效降低密封環(huán)的碰磨概率，進一步降低密封面的偏磨程度.

表6 以平均變形量為目標的極差分析表Table 6 Range analysis aiming at average deformation

表7 以密封間隙分布不均勻度為目標的極差分析表Table 7 Range analysis aiming at seal clearance nonuniformity

2.5 密封環(huán)變形調(diào)控策略

Fig.12 Comparison of seal clearance distribution of the main seal interface before and after orthogonal design圖12 正交設計前后的主密封面間隙分布對比

針對給定幾何形狀和參數(shù)的分段環(huán)結構，可通過力學參數(shù)的組合設計獲得給定工況下該結構密封的最佳變形特性.而在實際密封設計過程中，通過幾何結構改型和尺寸優(yōu)化則有望獲得適應當前工況的最優(yōu)密封結構.基于密封變形特性分析可知，接頭部位結構和輔助密封面槽型設計對分段環(huán)變形特性具有較大影響.為了獲得給定工況下具有較優(yōu)變形特性的分段環(huán)結構，本文中提出了三種密封環(huán)變形調(diào)控策略，分別為改變接頭形狀、優(yōu)化接頭間隙和設計輔助密封面槽型結構，其結果列于表8中.初始的單個分段環(huán)結構如圖1(b)所示，其接頭結構為T-三角形、各分段環(huán)搭接后所形成的接頭間隙為2°、輔助密封面槽型分段數(shù)為1段.

表8 密封環(huán)變形調(diào)控策略Table 8 Deformation control strategies of seal rings

2.5.1 接頭形狀影響

圖13所示為不同接頭形狀對應的密封環(huán)面最小密封間隙、平均變形量及密封間隙分布不均勻度.對比T、R、P和H四種不同接頭形狀的變形特性參數(shù)，可以看出，T和H的hmin較大，而△h和δ較小，即最大變形與整體變形都較小，且變形分布更為均勻.R和P的hmin和△h值相近，而P的密封間隙分布不均勻度相對更大.從獲得更佳變形特性的角度來看，以上四種接頭形狀從優(yōu)到劣排序為H>T>R>P.

由于T和H、R和P的變形特性兩兩相近，且T和R的結構相對簡單，易于加工制造，故選取T和R做密封面變形特性的進一步對比.圖14所示為接頭形狀為T和R的密封間隙分布對比情況.在分段環(huán)中部位置，兩者變形基本相同，而形狀T在接頭處的徑向變形明顯小于形狀R，這說明接頭形狀對分段環(huán)接頭部位變形具有顯著影響，且三角形的接頭結構優(yōu)于矩形接頭結構，這也是分段式圓周密封普遍采用三角形狀接頭的主要原因之一.

Fig.13 The influence of joint shape on deformation characteristic parameters of seal rings圖13 接頭形狀對密封環(huán)變形特性參數(shù)的影響

2.5.2 接頭間隙影響

圖15所示為不同接頭間隙下密封環(huán)面最小密封間隙、平均變形量及密封間隙分布不均勻度.隨著接頭間隙的增大，hmin略有減小，而△h和δ略微增大，只有當接頭間隙超過1.5°時，δ才會出現(xiàn)明顯增大.上述現(xiàn)象說明，接頭間隙對密封環(huán)最大變形和整體變形影響較小，但接頭間隙的減小有利于改善變形不均勻的情況，從而降低密封面偏磨程度，同時存在1個臨界的接頭間隙值，當達到該臨界值后繼續(xù)減小接頭間隙，其對密封環(huán)變形均勻度的改善將十分有限.

2.5.3 輔助密封面槽型影響

圖16所示為不同輔助密封面槽型對應的密封環(huán)面最小密封間隙、平均變形量及密封間隙分布不均勻度.隨著輔助密封面槽型分段數(shù)的增加，hmin略有增大，△h略微減小，而δ明顯減小.上述現(xiàn)象說明，輔助密封面槽型分段數(shù)對密封環(huán)整體變形影響較小，但槽型分段數(shù)的增加有利于改善密封環(huán)面最大變形和變形的不均勻程度，從而降低密封環(huán)的碰磨概率和密封面的偏磨程度.

為進一步揭示輔助密封面槽型對環(huán)面變形特性的影響規(guī)律，開展了不同輔助密封面槽型下的密封間隙分布情況研究.圖17所示為不同輔助密封面槽型對應的密封間隙分布圖.輔助密封面槽型分段數(shù)的增加本質(zhì)上是支撐面的增設，2～4段槽型分別為增設了分段環(huán)中部軸向彈簧支撐面、兩側軸向彈簧支撐面和所有軸向彈簧支撐面后的輔助密封面槽型.由圖17可知，支撐結構的增加可抵消對應軸向彈簧力所產(chǎn)生的彎矩作用，消除主密封面相應位置的軸向楔形間隙特征，從而可明顯提高密封面的密封間隙分布均勻程度.

3 結論

a.動壓型分段式圓周密封的主密封面壓力場受接頭間隙處流體存在與否的影響較大，考慮接頭間隙處流體影響后，主密封面的間隙沿周向呈現(xiàn)中間大、兩端接頭處小的特點，且間隙大小沿軸向泄漏方向單調(diào)遞減.

b.通過力學參數(shù)的合理設置，可顯著降低分段式圓周密封的變形量和主密封面間隙分布不均勻程度；各力學參數(shù)對密封環(huán)變形影響程度從大到小依次為密封壓差、周向彈簧初始載荷、軸向彈簧初始載荷、軸向彈簧剛度、周向彈簧剛度.

c.通過密封環(huán)結構的合理改進，包括采用三角形狀接頭結構、較小的接頭間隙和設有軸向彈簧支撐結構的輔助密封面槽型，可有效控制分段環(huán)變形，獲得分布更均勻的主密封面間隙；在各密封環(huán)結構對其變形的影響中，接頭形狀和輔助密封面槽型的影響較大，而接頭間隙的影響相對較弱.

Fig.14 The influence of joint shape on clearance distribution of the main seal interface圖14 接頭形狀對主密封面間隙分布的影響

Fig.15 The influenceof joint clearance on deformation characteristic parameters of seal rings圖15 接頭間隙對密封環(huán)變形特性參數(shù)的影響

Fig.16 The influence of groove profile of the auxiliary seal interface on deformation characteristic parameters of seal rings圖16 輔助密封面槽型對變形特性參數(shù)的影響

Fig.17 The influence of groove profile of the auxiliary seal interface on seal clearance distribution圖17 輔助密封面槽型對密封間隙分布的影響