襯套結(jié)構(gòu)對篦齒密封封嚴(yán)性能的影響*

王宇博 龔文琴 尹祖望 麻柏慧 吳佳華 周晁瑞 何振鵬

（1. 北京郵電大學(xué)世紀(jì)學(xué)院自動化系 北京 102100； 2. 天津仁愛學(xué)院計算機(jī)科學(xué)與技術(shù)系 天津 301636； 3. 中國民航大學(xué)航空工程學(xué)院 天津 300300）

壓氣機(jī)中流體做逆壓力梯度流動， 部分流體通過級間間隙反向泄漏匯入主流， 導(dǎo)致主流流量減少， 壓氣機(jī)效率降低。 為減小級間泄漏， 轉(zhuǎn)靜子之間需采用封嚴(yán)結(jié)構(gòu)， 相比于刷式密封和指形密封等接觸式密封結(jié)構(gòu)， 篦齒封嚴(yán)作為一種非接觸式旋轉(zhuǎn)密封技術(shù)， 以其結(jié)構(gòu)簡單、 可靠性高、 成本低， 以及在極端徑向偏心或極端軸向位移等不利條件下的適用性等優(yōu)點(diǎn)， 在航空發(fā)動機(jī)中被大量應(yīng)用［1］。

為提升其封嚴(yán)效果， 國內(nèi)外學(xué)者在篦齒密封結(jié)構(gòu)尺寸、 氣動參數(shù)、 齒形形式等方面做了大量工作。 文獻(xiàn)［2-3］通過理論推導(dǎo)和實(shí)驗研究了篦齒封嚴(yán)的封嚴(yán)機(jī)制， 建立了較為完善的理論模型。 文獻(xiàn)［5-6］實(shí)驗研究了間隙對封嚴(yán)特性的影響； 文獻(xiàn)［7-9］研究了齒腔寬度、 齒腔深度和齒數(shù)對封嚴(yán)特性的影響， 指出密封長度一定時， 齒數(shù)對泄漏系數(shù)的影響大于齒腔寬度， 且存在最佳齒數(shù)和齒腔的最佳深寬比以使泄漏量最小。 文獻(xiàn)［10-11］運(yùn)用正交試驗設(shè)計方法研究了封嚴(yán)間隙、 篦齒高度、 齒間距、 齒尖厚度、 篦齒前傾角和篦齒后傾角等6 個參數(shù)對篦齒密封泄漏特性和換熱特性的影響機(jī)制， 并分析其影響權(quán)重。 針對氣動參數(shù)的影響， 文獻(xiàn)［12-13］實(shí)驗研究發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)速較高時， 離心膨脹和溫升使得密封間隙減小， 泄漏量大幅下降；WILLENBORG 等［14］通過實(shí)驗研究發(fā)現(xiàn)在低雷諾數(shù)區(qū)域， 泄漏系數(shù)隨雷諾數(shù)的增加而顯著增大， 在高雷諾數(shù)區(qū)域， 泄漏系數(shù)幾乎不受雷諾數(shù)影響， 僅取決于壓比變化。 針對齒形形式的影響， 孔曉治等［15］對比了常規(guī)齒、 針型齒、 寶塔齒和臺階斜齒的泄漏特性和溫升特性， 發(fā)現(xiàn)臺階斜齒的封嚴(yán)效果最好， 針型齒、 寶塔齒與常規(guī)齒相差不大； ASOK 等［16］數(shù)值分析了5 種矩形齒腔和2 種圓形齒腔的篦齒封嚴(yán)， 指出圓形齒腔中有反向旋轉(zhuǎn)的2 個漩渦生成， 壓降更大， 耗散能量更多； 紀(jì)國劍［9］考慮到篦齒與襯套摩擦易造成襯套磨損， 因此預(yù)先在光滑襯套上車制正對齒腔的環(huán)形淺槽以保護(hù)襯套同時改善封嚴(yán)性能； 童飛等人［17］則采用相反思路， 在齒腔頂部增加矩形凸起， 研究突起尺寸和軸向位置對封嚴(yán)特性的影響； 董華東等［18］進(jìn)一步改進(jìn)靜子邊界結(jié)構(gòu)， 對比了矩形凹槽、 前置矩形凸起、 后置矩形凸起等密封結(jié)構(gòu)在不同壓比和轉(zhuǎn)速下泄漏特性。

針對篦齒封嚴(yán)內(nèi)部流動通道結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)， 可以有效降低流體泄漏量， 但已有的研究大多集中于篦齒齒形， 針對襯套結(jié)構(gòu)研究較少。 而在大間隙高壓比工況下， 襯套結(jié)構(gòu)導(dǎo)致的壁面附面層破壞對減小泄漏意義重大。 本文作者以較多應(yīng)用的三齒直通篦齒密封為研究對象， 通過在襯套上釬焊矩形和梯形擋環(huán)以及車制矩形和梯形槽得到4 種不同的襯套結(jié)構(gòu)， 與光滑襯套結(jié)構(gòu)相對比， 分析其在不同壓比和不同間隙下的流動機(jī)制及封嚴(yán)特性， 以期提升級間封嚴(yán)效果， 減小泄漏。

1 方法

1.1 物理模型

在壓氣機(jī)的轉(zhuǎn)靜子級間位置， 流體有從高壓側(cè)泄漏到低壓側(cè)的趨勢， 如圖1 所示。 以高壓側(cè)間隙為入口， 低壓側(cè)間隙為出口， 篦齒向流體流入方向傾斜。建立具有三齒的篦齒密封為研究對象， 其基本結(jié)構(gòu)示意如圖2 所示。

圖1 轉(zhuǎn)靜子級間密封Fig.1 Inter-stage seal between rotor and stator： （a） location of inter-stage seals； （b） inter-stage seal

圖2 篦齒密封結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Schematic of labyrinth seal structure

如圖3 所示， 保持篦齒密封的基本結(jié)構(gòu)不變， 通過在襯套上釬焊矩形和梯形擋環(huán)以及車制矩形和梯形槽得到4 種不同的襯套結(jié)構(gòu)， 其相關(guān)幾何參數(shù)如表1所示。

表1 篦齒密封相關(guān)幾何參數(shù)Table 1 Geometric parameters related to labyrinth seals

圖3 襯套結(jié)構(gòu)示意Fig.3 Schematic of the bushing structure： （a） rectangular retaining ring bushing； （b） trapezoidal retaining ring bushing；（c）rectangular slotted bushing； （d）trapezoidal slotted bushing

由于篦齒密封為回轉(zhuǎn)體， 文中取一段周向密封弧段建立三維計算模型， 并利用ICEM 軟件對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分， 齒間處網(wǎng)格加密， 轉(zhuǎn)子壁面和靜子壁面設(shè)置10 層邊界層網(wǎng)格， 第一層網(wǎng)格厚度為0.003 mm， 比例系數(shù)設(shè)置為1.1， 如圖4 所示。

圖4 篦齒密封網(wǎng)格示意Fig.4 Schematic of labyrinth sealed grid

1.2 計算方法

假設(shè)流體介質(zhì)為理想氣體， 選擇Sutherland 方程以使黏性隨溫度變化。 采用ANSYS-Fluent 18.0 軟件數(shù)值求解三維Navier-Stokes 方程和RNGk-ε兩方程紊流模型封閉方程組。 數(shù)值計算邊界條件如表2 所示。

表2 篦齒密封邊界條件Table 2 Labyrinth sealing boundary conditions

數(shù)值求解方法采用SIMPLE 算法。 壁面區(qū)采用增強(qiáng)壁面函數(shù)， 靜止壁面設(shè)置為無滑移和絕熱邊界條件， 旋轉(zhuǎn)壁面設(shè)置轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速， 周向設(shè)置周期性循環(huán)邊界條件。 進(jìn)口設(shè)置壓力入口， 給定進(jìn)口總壓和總溫，出口設(shè)置為壓力出口， 給定出口靜壓。 當(dāng)連續(xù)方程、動量守恒方程和湍流方程的殘差小于10-6數(shù)量級時，即認(rèn)為計算收斂。

2 結(jié)果與討論

2.1 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

圖5 給出了相同邊界條件下密封泄漏量隨網(wǎng)格數(shù)變化的關(guān)系。 可以看出， 當(dāng)網(wǎng)格數(shù)大于75 萬之后，對泄漏量的影響已經(jīng)不大， 故研究時采取的網(wǎng)格數(shù)都在75～100 萬之間。

圖5 泄漏量和網(wǎng)格數(shù)的關(guān)系Fig.5 Relationship between leakage and number of grid

2.2 進(jìn)出口壓比對封嚴(yán)特性的影響

圖6 給出了5 種襯套結(jié)構(gòu)的篦齒密封泄漏量隨進(jìn)出口壓比的變化曲線。 保持密封間隙為0.8 mm， 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為7 200 r／min， 出口靜壓為130.7 kPa 不變，改變?nèi)肟诳倝簛韺?shí)現(xiàn)對壓比的控制。

圖6 泄漏量隨壓比的變化曲線Fig.6 Curves of leakage with pressure ratio

深入分析圖6， 可以得到以下結(jié)論：

（1） 壓比為1.1 時， 相比使用光滑襯套， 矩形開槽襯套泄漏量降低3.41%， 梯形開槽襯套泄漏量降低3.67%； 矩形擋環(huán)襯套泄漏量降低36.10%， 梯形擋環(huán)襯套泄漏量降低36.80%。 可見壓比較小時，開槽襯套降低泄漏效果并不明顯， 而擋環(huán)襯套顯示出更好的封嚴(yán)特性；

（2） 壓比為2.4 時， 相比使用光滑襯套， 矩形開槽襯套泄漏量降低5.80%， 梯形開槽襯套泄漏量降低6.77%； 矩形擋環(huán)襯套泄漏量降低41.5%， 梯形擋環(huán)襯套泄漏量降低42.93%， 可見隨著壓比增加， 開槽襯套和擋環(huán)襯套的封嚴(yán)優(yōu)勢逐步放大；

（3） 文中試驗結(jié)構(gòu)參數(shù)下， 梯形開槽密封和矩形開槽密封的泄漏量相差不大， 梯形擋環(huán)密封效果優(yōu)于矩形擋環(huán)。

圖7 所示為2.4 壓比下不同密封結(jié)構(gòu)的速度云圖。 如圖7 （a） 所示， 光滑襯套密封中， 第一齒尖處流道突縮， 壓力能轉(zhuǎn)化為動能， 速度大幅增加。 結(jié)合圖8 （a） 中流線圖可以看出， 齒尖后部分流體經(jīng)光滑襯套一掠而過， 不利于封嚴(yán)； 部分流體向腔內(nèi)擴(kuò)散形成漩渦， 流體動能轉(zhuǎn)化為熱能耗散， 有利于封嚴(yán)； 同時由于齒腔處動能耗散較大， 第二齒尖處流速小于第一齒尖處。

圖7 不同結(jié)構(gòu)密封速度云圖（pout／pin ＝2.4）Fig.7 Contours of speed of different structure seals （pout／pin ＝2.4）： （a） labyrinth-smooth bushing seal； （b） labyrinth- rectangular retaining ring bushing seal； （c） labyrinth-trapezoidal retaining ring bushing seal； （d） labyrinth- rectangular slotted bushing seal； （e） labyrinth-trapezoidal slotted bushing seal

圖8 不同結(jié)構(gòu)密封的流線圖（pout／pin ＝2.4）Fig.8 Streamline diagrams of different structure seals （pout／pin ＝2.4）： （a） labyrinth-smooth bushing seal；（b） labyrinth-rectangular retaining ring bushing seal； （c） labyrinth-rectangular slotted bushing seal

對比圖7 中不同密封的齒尖處高速區(qū)域長度可見， 光滑襯套密封中高速區(qū)較大， 約占開槽襯套密封中齒腔寬度的5／6。 觀察圖8 （c） 可知， 襯套開槽后， 流體壁面射流特性遭到破壞， 再結(jié)合圖7 （d）和圖7 （e） 可以看出， 高速流體區(qū)域減小至齒腔寬度的1／2～2／3 處位置， 因此開槽后襯套封嚴(yán)效果優(yōu)于光滑襯套。 結(jié)合圖7 （b） 和圖8 （b） 可知， 使用擋環(huán)襯套時， 高速射流沖擊擋環(huán)改變流動方向， 進(jìn)而繼續(xù)沖擊至第二節(jié)篦齒迎風(fēng)面并分流形成2 個方向相反的渦旋， 齒腔下部較大渦旋在第一節(jié)篦齒背風(fēng)面被齒尖處射流帶動再次分離出一個方向相反的小渦旋。擋環(huán)破壞了壁面射流特性并直接阻礙了射流前進(jìn)， 同時3 個渦旋共同作用擠壓內(nèi)部流場耗散能量， 因此封嚴(yán)效果最佳。

隨著壓比增加， 壁面射流加速使得泄漏增大， 此時開槽和擋環(huán)襯套破壞壁面射流特性的密封效果更加凸顯， 因此這2 種襯套密封泄漏量增加趨勢逐漸放緩。

圖9 所示是矩形擋環(huán)密封和梯形擋環(huán)密封的局部湍動能云圖及流線圖。 觀察圖8 （b） 和圖9 （a） 可知， 矩形擋環(huán)密封中， 貼壁射流撞擊擋環(huán)后， 極小部分沿?fù)醐h(huán)向上回流， 但并未形成完整渦旋， 大部分流體向下擴(kuò)散進(jìn)入齒腔， 與齒腔右上方漩渦相互作用，在擋環(huán)下部形成小渦旋， 渦心緊靠擋環(huán)下壁。 觀察圖9 （b） 可知， 梯形擋環(huán)密封中， 貼壁射流撞擊到擋環(huán)后仍然分流， 部分流體沿?fù)醐h(huán)向上形成逆時針渦旋， 與來流相互擠壓； 部分流體沿?fù)醐h(huán)向下擴(kuò)散， 由于擋環(huán)向來流方向傾斜， 沿?fù)醐h(huán)向下的流體在尖角處與來流相沖， 形成較大的能量耗散區(qū)， 同時梯形擋環(huán)下壁渦旋的渦心下移， 面積更大。 因此梯形擋環(huán)襯套密封效果更佳。

圖9 矩形和梯形擋環(huán)密封的局部湍動能云圖及流線圖Fig.9 Local turbulent kinetic energy and streamline diagrams of rectangular and trapezoidal retaining rings bushing seal：（a） labyrinth-rectangular retaining ring bushing seal； （b） labyrinth-trapezoidal retaining ring bushing seal

2.3 密封間隙對封嚴(yán)特性的影響

設(shè)置幾何參數(shù)時， 保持進(jìn)出口壓比為1.7， 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為7 200 r／min， 得到5 種不同襯套結(jié)構(gòu)篦齒密封的泄漏量隨間隙變化曲線， 如圖10 所示。

圖10 泄漏量隨間隙變化曲線Fig.10 Curves of leakage with sealing clearance

對比分析圖10， 可得如下結(jié)論：

（1） 5 種封嚴(yán)方式泄漏量均隨間隙增加而增加，但增加速率不同。 光滑襯套和開槽襯套密封幾乎是線性增加， 擋環(huán)襯套密封的泄漏量增速隨間隙增加逐漸放緩；

（2） 對比光滑襯套， 0.8 mm 間隙時開槽襯套的泄漏量下降較大， 為6.72%； 0.2 和1.0 mm 間隙下開槽襯套優(yōu)勢并不明顯， 可見存在最佳間隙值， 使襯套開槽后， 封嚴(yán)特性較光滑襯套更佳；

（3） 間隙相同時， 擋環(huán)襯套封嚴(yán)效果更好， 且隨間隙增加， 封嚴(yán)優(yōu)勢逐步擴(kuò)大；

（4） 梯形擋環(huán)襯套封嚴(yán)效果最好， 1.0 mm 間隙下， 泄漏量較光滑襯套密封降低46.19%。

圖11 給出了0.8 mm 間隙下光滑襯套密封和梯形開槽襯套密封的速度云圖。 觀察區(qū)域1， 開槽結(jié)構(gòu)破壞了壁面射流特性， 因此開槽襯套密封的壁面高速流區(qū)域面積更??； 觀察區(qū)域2， 由于襯套開槽一定程度上增加了流體流通面積， 因此開槽襯套密封中出口盤腔處高速流區(qū)域面積更大。 襯套開槽后封嚴(yán)效果取決于以上兩方面的貢獻(xiàn)度， 間隙較小時， 破壞壁面射流特性導(dǎo)致的封嚴(yán)增強(qiáng)作用很大， 但同時增加流通面積導(dǎo)致的封嚴(yán)減弱作用也很大； 間隙較大時， 兩方面作用都很小， 因此對于開槽后襯套， 存在最佳間隙值使得封嚴(yán)提升效果最好。

圖11 光滑和梯形開槽襯套密封的速度云圖（c＝0.8 mm）Fig.11 Contours of speed of the seals with smooth and trapezoidal slotted bushings （c＝0.8 mm）： （a） smooth bushing； （b） trapezoidal slotted bushing

篦齒封嚴(yán)主要依靠湍動能耗散來削弱流體能量，湍動能云圖可以體現(xiàn)出湍動能分布區(qū)域及大小， 方便對封嚴(yán)機(jī)構(gòu)中流體能量耗散機(jī)制進(jìn)行分析。 對比圖12 （a） 和（b） 可知， 光滑襯套密封中， 湍動能耗散區(qū)域主要有3 個位置： 第一是篦齒腔入口處， 由齒間出口高速射流與齒腔漩渦相互擠壓產(chǎn)生， 湍動能耗散最大； 第二是襯套壁面處， 流體和壁面摩擦導(dǎo)致；第三是篦齒迎風(fēng)面處， 高速射流通過齒尖后， 部分流體撞擊到下一節(jié)篦齒迎風(fēng)面導(dǎo)致。 可以看出， 間隙由0.2 mm 增加至0.8 mm 后， 齒尖處高湍區(qū)域與壁面分離， 透氣效應(yīng)顯著增大， 且高湍耗散區(qū)域隨篦齒數(shù)逐級下降， 封嚴(yán)效果較差。

圖12 不同間隙下光滑和梯形擋環(huán)被套密封的湍動能云圖Fig.12 Contours of turbulent kinetic energy of the seals with smooth and trapezoidal slotted bushings under different clearance： （a） smooth bushing （c＝0.2 mm）；（b） smooth bushing （c＝0.8 mm）； （c） trapezoidal retaining ring bushing （c＝0.2 mm）； （d） trapezoidal retaining ring bushing （c＝0.8 mm）

觀察圖12 （c） 和（d） 可知， 擋環(huán)襯套密封中，0.2 mm 間隙時， 齒腔入口、 齒尖與擋環(huán)之間的壁面和擋環(huán)下部均有較強(qiáng)烈的湍動能耗散區(qū)； 間隙增加至0.8 mm 時， 突擴(kuò)突縮效應(yīng)減弱， 齒尖處射流速度降低， 撞擊到擋環(huán)后和齒腔漩渦互相擠壓， 進(jìn)而斜沖向下一節(jié)篦齒迎風(fēng)面耗散能量。 另外間隙增加后通過第一節(jié)篦齒的流體增多， 部分流體通過第二節(jié)篦齒后速度更快， 此部分流體撞擊第二個擋環(huán)并與齒腔漩渦相互作用， 形成更高的湍動能耗散區(qū)域。 因此在透氣效應(yīng)更大的大間隙工況下， 擋環(huán)襯套優(yōu)勢更加明顯。

2.4 數(shù)值計算與實(shí)驗結(jié)果的對比分析

為驗證數(shù)值方法準(zhǔn)確性， 根據(jù)參考文獻(xiàn)［15］，以基準(zhǔn)直通齒密封為例進(jìn)行仿真計算， 求得泄漏系數(shù)CD。

泄漏系數(shù)CD定義為

理想質(zhì)量流量定義為

式中：m為實(shí)際質(zhì)量流量；mideal為理想質(zhì)量流量；Rg和k分別為氣體常數(shù)和絕熱指數(shù)；π為進(jìn)出口壓比；A為篦齒齒頂?shù)淖钚×魍娣e。

圖13 給出了仿真結(jié)果與文獻(xiàn)中實(shí)驗數(shù)據(jù)的對比?？梢钥闯?， 不同間隙下仿真結(jié)果和實(shí)驗結(jié)果變化趨勢一致， 數(shù)值上相差不大， 因此認(rèn)為文中的數(shù)值結(jié)果是可信的。

圖13 實(shí)驗數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比Fig.13 Comparison between experimental data and simulation data

3 結(jié)論

（1） 開槽襯套破壞壁面射流效應(yīng)的同時增加了流體流通面積， 密封泄漏量取決于兩方面共同作用， 因此其泄漏量增幅隨壓比增加逐漸減小， 隨間隙增加而先減小后增大， 較光滑襯套泄漏量下降范圍在3%～7%之間。

（2） 擋環(huán)襯套直接阻礙壁面射流， 加劇齒腔中湍流混亂程度， 隨壓比和間隙增加， 其封嚴(yán)優(yōu)勢逐漸擴(kuò)大， 對比光滑襯套， 泄漏量下降可達(dá)46.19%。

（3） 梯形擋環(huán)向來流方向傾斜， 使得部分流體沿?fù)醐h(huán)向上形成逆時針渦旋擠壓貼壁射流， 部分流體沿?fù)醐h(huán)向下擴(kuò)散與來流相沖， 封嚴(yán)性能優(yōu)于矩形擋環(huán)。