發(fā)動機(jī)渦輪泵高溫動壓密封性能分析及驗(yàn)證

中圖分類號 TQ051.21 文獻(xiàn)標(biāo)志碼 A 文章編號 0254-6094（2025）03-0420-12

隨著推進(jìn)技術(shù)的發(fā)展，對發(fā)動機(jī)渦輪泵高參數(shù)、高推進(jìn)效率和高可靠性的需求日益增加，渦輪泵良好的高溫封嚴(yán)能力是發(fā)動機(jī)實(shí)現(xiàn)高效率、高可靠性運(yùn)轉(zhuǎn)的關(guān)鍵，與此同時(shí)，動壓密封作為一種非接觸式密封在高速領(lǐng)域表現(xiàn)出良好的自適應(yīng)、長壽命和低泄漏特性[1-3]，無疑是渦輪泵封嚴(yán)技術(shù)的重要發(fā)展方向。

目前常見的高溫動壓型密封型式主要有動壓型分段圓周密封和鑲裝波紋管密封。動壓型分段式圓周密封存在加工精度高、微米級動壓槽加工困難和穩(wěn)定性低的缺點(diǎn)，并且由于石墨環(huán)為周向分段，導(dǎo)致密封泄漏點(diǎn)較多和密封環(huán)周向不均勻性，造成其泄漏率較大[4]。鑲裝波紋管密封在高溫工況下，由于靜環(huán)與鑲座膨脹系數(shù)的差異，鑲裝過盈量過小或過大都將導(dǎo)致兩者脫離或密封面的較大變形，難以控制；同時(shí)金屬波紋管在高溫、振動工況下其焊接部位容易發(fā)生疲勞破壞[5]，且不耐垢[]，其用于渦輪泵高溫封嚴(yán)的性能難以保證。

隨著動壓密封工作參數(shù)的提升，由熱變形和熱變形耦合作用導(dǎo)致的端面變形問題越來越顯著，進(jìn)而引起的密封間隙形態(tài)及潤滑性能變化成為影響動壓密封性能的不容忽視的問題。TOURNERIEB等指出，動壓密封的熱力變形問題屬于熱流體動力學(xué)（THD）和熱彈性動力學(xué)（TEHD）問題的范疇[7]。對于密封環(huán)的力、熱變形，尹佳樂等研究了壓電陶瓷作用下靜環(huán)端面的變形規(guī)律[8]，彭旭東團(tuán)隊(duì)利用有限元法得到了不同條件下動靜環(huán)的力變形，洪先志等運(yùn)用殼體力矩理論對密封環(huán)端面的力變形進(jìn)行了解析[9，10]；對于密封環(huán)的熱變形，BANERJEEBN認(rèn)為密封環(huán)的微尺度熱變形可分為準(zhǔn)靜態(tài)和非準(zhǔn)靜態(tài)兩種，并通過試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證[1]，SEBASTIENT等通過數(shù)值計(jì)算，發(fā)現(xiàn)高溫氣膜與密封環(huán)之間的熱傳遞導(dǎo)致密封環(huán)發(fā)生變形，進(jìn)而引起密封間隙顯著變化[12]，文獻(xiàn)[13]則通過對流體膜的質(zhì)量方程、動量方程和能量方程進(jìn)行無量綱處理，成功求解了密封端面的無量綱溫度，李珂等證實(shí)了導(dǎo)熱系數(shù)等因素對密封環(huán)熱應(yīng)力和應(yīng)變分布的影響[14]。

已有的研究雖然較多，但所針對的密封結(jié)構(gòu)往往比較簡單，所研究的高溫密封往往處于油潤滑或冷卻狀態(tài)，密封面實(shí)際溫度和溫差不高，力、熱變形對其密封性能的影響較小。相對而言，渦輪泵高溫動壓型密封結(jié)構(gòu)復(fù)雜，缺少潤滑和冷卻，工況環(huán)境惡劣，密封面在力熱耦合作用下產(chǎn)生的變形不可忽視。筆者對新型高溫動壓密封展開理論研究和試驗(yàn)分析，建立充分考慮流固熱耦合作用的渦輪泵高溫動壓型密封仿真分析模型，對密封間隙內(nèi)薄膜的傳熱特性、變形特性和密封特性進(jìn)行分析，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，揭示密封的運(yùn)

轉(zhuǎn)規(guī)律。

1發(fā)動機(jī)渦輪泵動壓型密封的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及工作原理

根據(jù)渦輪泵高溫封嚴(yán)部件的封嚴(yán)技術(shù)要求，設(shè)計(jì)了如圖1所示的渦輪泵高溫動壓型密封。動環(huán)和靜環(huán)間形成主密封面，靜環(huán)和浮動環(huán)間形成副密封面1，浮動環(huán)和石墨環(huán)間形成副密封面Ⅱ、石墨環(huán)與靜環(huán)座間形成副密封面Ⅲ。

動環(huán)端面加工有周期性微米級微槽，靜環(huán)座組件采用分體設(shè)計(jì)，包括靜環(huán)腔和靜環(huán)座兩部分，防轉(zhuǎn)銷在防止靜環(huán)周向轉(zhuǎn)動的同時(shí)，也保證了靜環(huán)沿防轉(zhuǎn)銷的軸向補(bǔ)償。石墨環(huán)為周向分段，并通過箍簧實(shí)現(xiàn)貼合，兩組石墨環(huán)間通過定位銷進(jìn)行定位，以防止其泄漏通道重合。密封靜態(tài)時(shí)，在彈性件和介質(zhì)壓力的共同作用下，各密封面緊密貼合，實(shí)現(xiàn)密封。當(dāng)動環(huán)轉(zhuǎn)速達(dá)到主密封臨界開啟轉(zhuǎn)速時(shí)，在流體動壓效應(yīng)的作用下，主密封面的靜環(huán)被推離，動、靜環(huán)端面間生成微米級流體膜，實(shí)現(xiàn)密封的非接觸運(yùn)轉(zhuǎn)。本渦輪泵高溫動壓型密封具有角向補(bǔ)償、軸向補(bǔ)償、長壽命和高可靠性的特點(diǎn)，克服了動壓型分段式圓周密封的低加工精度及高泄漏率缺點(diǎn)，同時(shí)也避免了靜環(huán)鑲裝和金屬波紋管的需求。

2密封多物理場全耦合分析模型

2.1渦輪泵高溫動壓型密封參數(shù)

渦輪泵高溫動壓型密封的外側(cè)為高溫燃?xì)?，?nèi)側(cè)連通大氣，具體工況參數(shù)如下：

密封外側(cè)工作介質(zhì)燃?xì)?/p>

密封外側(cè)工作壓力 0.6MPa

密封外側(cè)工作溫度 T_o 770K

密封內(nèi)側(cè)工作介質(zhì)空氣 + 少量燃?xì)?/p>

密封內(nèi)側(cè)工作壓力 常壓

密封內(nèi)側(cè)工作溫度 T_i （20 常溫

工作轉(zhuǎn)速 n （20號 50000r/min

對數(shù)螺旋線微槽具有良好的流體動力特性，流體潤滑性能極其優(yōu)異，是動壓密封常用的微槽型式[15，16]。因此，使用對數(shù)螺旋槽作為渦輪泵高溫動壓型密封微槽型式，微槽示意如圖2所示。

微槽加工于動環(huán)端面，其深度可控，槽深為定值，微槽結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：

端面外半徑 r_o 31.4mm 端面內(nèi)半徑 r_i 24.4mm 槽根半徑 r_g 26.5mm 槽壩比 ?γ₁ （204 0.7槽寬比 ?γ₂ （ 0.5螺旋角 β （204號 （204號 15^° 微槽數(shù) N_g 12個微槽深 h_c 8μm 各參數(shù)之間的關(guān)系為：

r=r_ge^θtanβ

γ_l=（r_g-r_i，s）/（r_g-r_o，s）

γ₂=N_gα/2π

式中 r 螺旋線極徑， mm ：α 微槽周向角度，rad;θ 螺旋線極角，rad。

本密封結(jié)構(gòu)應(yīng)用于高溫工況，為保證密封性能，需要考慮密封材料在高溫下性能的穩(wěn)定性、摩擦磨損性能以及材料力、熱變形對密封性能的影響。因此，動環(huán)選用YG6材料，具有低熱膨脹系數(shù)、高耐磨性的特點(diǎn)；靜環(huán)選用SiC材料，具有高彈性模量、低膨脹系數(shù)、高耐磨性的特點(diǎn)；石墨環(huán)考慮到硬填料組件與浮動環(huán)柱面間的跑和要求，采用M106P浸銻石墨；其他輔助密封部件選為耐高溫、低膨脹系數(shù)且綜合性能較好的GH4169。

2.2 全耦合分析流程

主密封面作為渦輪泵高溫動壓型密封的動靜接觸面，是決定密封自適應(yīng)、高效率和長壽命運(yùn)轉(zhuǎn)的關(guān)鍵，且主密封面的密封性能直接取決于薄膜流場狀態(tài)。在高溫高速工況環(huán)境下，薄膜流場、固體場和溫度場各物理量之間相互影響，因此，本節(jié)以薄膜流場為核心，建立流體域和固體域參數(shù)化幾何模型，并依此建立薄膜流動、薄膜傳熱、固體力學(xué)分析和固體傳熱 + 熱膨脹4個物理場模型，并將各物理場間的物理量進(jìn)行耦合，最終建立了渦輪泵高溫動壓型密封薄膜流動全耦合參數(shù)化分析模型。

2.3 幾何模型及網(wǎng)格劃分

針對高溫動壓型密封結(jié)構(gòu)，采用全周期方式建立了如圖3所示的渦輪泵高溫動壓型密封參數(shù)化幾何模型，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。針對流體域、固體域進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，充分考慮計(jì)算效率的同時(shí)確保計(jì)算精度，最終確定動環(huán)、靜環(huán)、流體膜及浮動環(huán)網(wǎng)格數(shù)量依次為141344、51622、15458、33683。

3 密封流體薄膜的潤滑特性分析

3.1 薄膜力熱耦合特性對比

在圖5所示的探測曲線上提取對應(yīng)物理量，探測曲線同樣為對數(shù)型螺旋線，按密封介質(zhì)流向，以探測曲線與外徑入口側(cè)的交點(diǎn)為起點(diǎn)，與內(nèi)徑出口側(cè)的交點(diǎn)為終點(diǎn)。

在密封面內(nèi)任意半徑r的圓周上，探測曲線上任意一點(diǎn) （x₂，y₂） 與微槽對數(shù)螺旋線上任意一點(diǎn)（x，y） 對應(yīng)，而點(diǎn) （x，y） 滿足關(guān)系：

從而得到外徑沿探測曲線到點(diǎn) （x₂，y₂） 的弧

長與坐標(biāo)系中心到點(diǎn) （x₂，y₂） 的距離 的關(guān)系：

3.1.1 薄膜力熱耦合流動特性對比

在工況條件下，由探測曲線得到各耦合狀態(tài)下的流體膜壓力及速度曲線，如圖6所示。隨著流體進(jìn)入密封面，各耦合狀態(tài)下的流體膜壓力曲線趨勢一致，均呈現(xiàn)升高 $$ 下降 $$ 加速下降的趨勢，而速度曲線均呈現(xiàn)下降 $$ 相對平緩 $$ 升高的趨勢，流體壓力與速度曲線呈現(xiàn)一一對應(yīng)的I、Ⅱ、Ⅲ階段：在1階段，由于動環(huán)的旋轉(zhuǎn)，流體在密封面入口處獲得較大的初始速度，并在密封面內(nèi)外側(cè)壓差驅(qū)動下進(jìn)入動環(huán)端面微槽。隨著流道收窄，流體部分動能轉(zhuǎn)化為壓力能，流體壓力逐漸增加，在槽根徑 （r=r_g） 處達(dá)到最大值，同時(shí)流速達(dá)到最小值；在Ⅱ階段，流體越過高壓區(qū)，在壓差和動環(huán)剪切的共同作用下，流速快速升高并維持穩(wěn)定；在Ⅲ階段，流體在壓差的主導(dǎo)作用下加速從密封面內(nèi)側(cè)流出，這說明各力、熱耦合狀態(tài)并未從根本上改變流體膜的流動趨勢，未對流體膜產(chǎn)生根本性影響。

圖7為各耦合狀態(tài)下的流體膜壓力分布云圖。力耦合狀態(tài)下的流體膜最高壓力 p_max 雖然低于耦合前，但開啟力 F_o 更高，而熱耦合狀態(tài)下的流體膜最高壓力和開啟力均低于耦合前，全耦合狀態(tài)與熱耦合狀態(tài)相當(dāng)。這說明，力耦合作用產(chǎn)生的力變形能夠增強(qiáng)流體膜的動壓效應(yīng)，而熱耦合作用產(chǎn)生的熱變形則會削弱流體膜的動壓效應(yīng)，熱耦合作用和力耦合作用相反。同時(shí)，全耦合狀態(tài)下，熱耦合的作用占主導(dǎo)，從開啟力的變化量來看，熱耦合作用是力耦合作用的5.6倍。

3.1.2 薄膜力熱耦合變形特性對比

圖8為3種耦合狀態(tài)下的流體膜變形云圖。力耦合狀態(tài)和熱耦合狀態(tài)下的流體膜變形趨勢相反，從流體的泄漏方向來看，流體膜在力耦合狀態(tài)下發(fā)生的是發(fā)散變形（內(nèi)厚外?。?，在熱耦合狀態(tài)下發(fā)生的收斂變形（內(nèi)薄外厚）。熱耦合狀態(tài)與全耦合狀態(tài)相當(dāng)，且力耦合和熱耦合狀態(tài)下的流體薄膜內(nèi)外變形差分別為 0.20，0.38μm ，后者為前者的1.9倍，進(jìn)一步表明熱耦合的主導(dǎo)作用。全耦合狀態(tài)下的流體膜最大變形量高達(dá) 0.39μm 為主密封面初始開啟間隙 3.05μm 的 12.8% ，證明了進(jìn)行全耦合分析的必要性，結(jié)合圖7可知，在熱耦合主導(dǎo)下，流體膜的平均厚度增加是其動壓效應(yīng)減弱的主要原因。

圖9所示為全耦合狀態(tài)下的動、靜環(huán)端面及流體膜的變形云圖。動、靜環(huán)端面均發(fā)生了錐面變形，靜環(huán)端面變形量明顯高于動環(huán)端面，動、靜環(huán)端面的最大變形量分別為 0.66，1.05μm ，后者為前者的1.59倍，因此，靜環(huán)端面變形是流體薄膜收斂變形的主要原因。

3.1.3薄膜力熱耦合傳熱特性對比

圖10為動、靜環(huán)端面及流體膜溫度曲線。沿探測曲線，動、靜環(huán)端面的溫度逐漸降低，高溫流體從高壓側(cè)進(jìn)入密封間隙后，向靜環(huán)端面迅速傳熱的同時(shí)，還產(chǎn)生了大量黏性耗散熱，所以流體膜的溫度呈現(xiàn)先下降后上升再下降的趨勢。整體上，動環(huán)溫度高于流體膜溫度，流體膜溫度高于靜環(huán)溫度，流體膜在吸收動環(huán)端面熱量的同時(shí)，也在向靜環(huán)端面?zhèn)鬟f熱量，傳熱方向?yàn)椋簞迎h(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。

3.2薄膜的傳熱及變形特性分析

從前述分析可知，相比力耦合作用，熱耦合作用對密封的影響較大，而工況參數(shù)是影響熱耦合強(qiáng)度的決定性因素，因此，本節(jié)重點(diǎn)研究工況參數(shù)（高壓側(cè)壓力、高壓側(cè)溫度和工作轉(zhuǎn)速）對密封流體膜傳熱、變形的影響。

3.2.1 高壓側(cè)壓力

通過計(jì)算得到高壓側(cè)壓力 在 0.1～0.6MPa^g 寸的動、靜環(huán)端面的變形云圖及最大變形量曲線，如圖11、12所示。在目標(biāo)壓力范圍內(nèi)，隨著高壓側(cè)壓力升高，動環(huán)端面最大變形量始終保持在0.66μm 左右，靜環(huán)端面最大變形量逐漸從 0.84μm 增加至 1.05μm ，流體膜變形與靜環(huán)端面變形基本保持一致，最大變形量從 0.17μm 增加至 0.39μm 且始終為收斂變形，這說明，高壓側(cè)壓力變化時(shí)，流體膜的變形主要由靜環(huán)端面的變形主導(dǎo)。

相比于動環(huán)，靜環(huán)的整體剛度較小，隨著高壓側(cè)壓力的升高，在流體端面壓力的作用下，靜環(huán)繞球面副向外翻轉(zhuǎn)，端面力變形逐漸變大，流體膜變形逐漸增加。對圖12的流體膜變形曲線進(jìn)行擬合，以主密封面初始開啟間隙 3.05μm 的 30% 為流體膜最大變形量的上限，可以得到密封最大許用高壓側(cè)壓力為 2.36MPa 。圖13為各高壓側(cè)壓力下的動、靜環(huán)端面及流體膜平均溫度對比圖。隨著高壓側(cè)壓力升高，動、靜環(huán)端面及流體膜的平均溫度均呈先下降后上升的趨勢，但變化較小且低于高壓側(cè)環(huán)境溫度，動環(huán)端面的平均溫度始終最高，靜環(huán)端面次之，流體膜的平均溫度傳熱方向始終為：動環(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。

3.2.2 高壓側(cè)溫度

通過計(jì)算得到高壓側(cè)溫度 T_o 為 20～500^°C 時(shí)的動、靜環(huán)端面及流體膜的變形云圖及最大變形量曲線，如圖14、15所示。隨著高壓側(cè)溫度升高，動、靜環(huán)端面的變形均較大，動環(huán)端面最大變形量從 0.16μm 逐漸增至 0.66μm ，而靜環(huán)端面最大變形量從 0.31μm 逐漸增至 1.05μm ，這種變形是由高壓側(cè)溫度升高導(dǎo)致的熱變形為主導(dǎo)。

靜環(huán)端面的變形始終大于動環(huán)端面的變形，并且流體膜始終為收斂變形，平均厚度逐漸增加，由于動靜環(huán)端面變形的不同，流體膜變形由動、靜環(huán)端面變形共同主導(dǎo)，且呈現(xiàn)先相對穩(wěn)定，再逐漸增加的趨勢，最大變形量從 0.15μm 逐漸增至 0.39μm 。

如圖16所示，當(dāng)高壓側(cè)溫度為 20～100^°C 時(shí)，

動、靜環(huán)端面的平均溫度相當(dāng)，且低于流體膜溫度，流體膜的傳熱方向?yàn)椋簞迎h(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面，即流體膜在強(qiáng)烈的剪切作用下產(chǎn)生了大量的黏性耗散熱，并分別向動、靜環(huán)端面?zhèn)鳠幔叩钠骄鶞囟燃s為高壓側(cè)環(huán)境的2倍，密封整體向環(huán)境傳遞熱量。當(dāng)高壓側(cè)溫度為 100～500^°C 時(shí)，隨著高壓側(cè)溫度的升高，動環(huán)端面的平均溫度逐漸高于體膜，流體膜的平均溫度逐漸高于靜環(huán)端面，流體膜的傳熱方向轉(zhuǎn)變?yōu)椋簞迎h(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面，即流體膜從動環(huán)端面吸熱向靜環(huán)端面?zhèn)鬟f，三者溫度逐漸低于高壓側(cè)環(huán)境，溫差從 13.5‰ 逐漸增加至 48.0^°C ，密封整體從環(huán)境吸收熱量。

3.2.3 工作轉(zhuǎn)速

通過計(jì)算可以得到工作轉(zhuǎn)速 n 為 4000～ 50000r/min 時(shí)的動、靜環(huán)端面及流體膜的變形云圖及最大變形量曲線（圖17、18）。

隨著工作轉(zhuǎn)速的升高，動環(huán)端面變形量和變形增速均變大，其最大變形量從 0.37μm 增至0.66μm ，而靜環(huán)端面變形量逐增，變形增速放緩，最大變形量從 0.35μm 增至 1.05μm 。流體膜從低工速時(shí)的發(fā)散變形快速變?yōu)槭諗孔冃?，最大變形增速逐漸放緩，從 0.02μm 增至 0.39μm 。這說明，動、靜環(huán)端面變形共同主導(dǎo)流體膜的變形，工作轉(zhuǎn)速的進(jìn)一步升高，對流體膜變形的影響越來越小，密封具有較高的許用工作轉(zhuǎn)速。

圖19為各工作轉(zhuǎn)速下的動、靜環(huán)端面及流體膜平均溫度對比圖。動環(huán)端面的平均溫度始終高于流體膜，流體膜的平均溫度始終高于靜環(huán)端面，流體膜傳熱方向?yàn)椋簞迎h(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。隨著工作轉(zhuǎn)速的升高，靜環(huán)端面的平均溫度逐漸降低且趨于平衡，而動環(huán)端面和流體膜的平均溫度則呈先減小后增大的趨勢，這是由于工作轉(zhuǎn)速的增加加劇了流體膜黏性剪切的同時(shí)，也加強(qiáng)了與內(nèi)外側(cè)介質(zhì)的熱交換，三者的溫度始終低于高壓側(cè)環(huán)境，密封整體從環(huán)境吸收熱量。

3.2.4工況參數(shù)的影響力對比按工況條件，分別單獨(dú)增加高壓側(cè)壓力 10% 至 p_o=0.7MPa ，單獨(dú)增加高壓側(cè)溫度 10% 至 T_o= 600^°C ，單獨(dú)增加工作轉(zhuǎn)速 10% 至 n=60000r/min 以流體膜最大變形量的變化量為評價(jià)指標(biāo)，評估對流體膜變形的影響力（圖20）。

由圖20可知，高壓側(cè)壓力、高壓側(cè)溫度和工作轉(zhuǎn)速3個量對應(yīng)的流體膜最大變形量分別為0.043，0.028，0.010μm ，高壓側(cè)壓力的影響力最大，工作轉(zhuǎn)速的影響力最小。

4 密封性能試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)系統(tǒng)

圖21為搭建的密封運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)系統(tǒng)，圖22為運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)系統(tǒng)的實(shí)物圖。搭建的密封運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)系統(tǒng)主要由高速變頻電機(jī)、聯(lián)軸器、軸承腔、試驗(yàn)器及控制系統(tǒng)、軸承潤滑系統(tǒng)、供氣系統(tǒng)、加熱系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)及信號采集系統(tǒng)等組成。

4.2 分析模型驗(yàn)證

在常溫工況下，基于恒閉合力計(jì)算方法得到對應(yīng)工況耦合狀態(tài)下的流場，并進(jìn)一步得到密封開啟時(shí)的動態(tài)泄漏率和密封靜態(tài)泄漏率，并與常溫試驗(yàn)得到的密封試驗(yàn)泄漏率進(jìn)行對比。圖23為泄漏率的理論值和試驗(yàn)值的對比曲線。由圖可知，隨著壓力的增加，密封的靜態(tài)泄漏率試驗(yàn)值基本呈線性增加，試驗(yàn)值始終高于理論值，與理論值的平均誤差為 12.68% ，驗(yàn)證了密封靜態(tài)泄漏特性理論分析的正確性；在低轉(zhuǎn)速階段，密封面未開啟，但泄漏率試驗(yàn)值仍然升高，這是由于主密封面處于由接觸到分離的過渡階段導(dǎo)致的，隨著轉(zhuǎn)速的升高，流體膜厚度逐漸增加，密封的動態(tài)泄漏率逐漸增加，試驗(yàn)值始終高于理論值，試驗(yàn)值與理論值的平均誤差為 14.74% ，驗(yàn)證了密封全耦合模型的正確性。

4.3 密封動態(tài)泄漏

針對密封高溫、高速的工況要求，進(jìn)行常溫和 500°C 高溫工況下的變壓力、變轉(zhuǎn)速試驗(yàn)，圖24為密封動態(tài)泄漏曲線。當(dāng)工作轉(zhuǎn)速 n=3000r/min 時(shí)，泄漏率與靜態(tài)時(shí)幾乎持平，表明此時(shí)密封面尚未開啟，當(dāng)工作轉(zhuǎn)速 n=6000r/min 時(shí)，泄漏率明顯增大，表明密封面已經(jīng)開啟，且工作轉(zhuǎn)速越高，泄漏率越大，可以斷定密封的臨界開啟轉(zhuǎn)速介于3000～6000r/min 之間。

當(dāng)工作轉(zhuǎn)速和溫度相同時(shí)，密封泄漏率隨壓力升高而快速增大，而試驗(yàn)溫度為 500^°C 時(shí)的密封的泄漏率明顯高于常溫，這是因?yàn)楦邷毓r下氣體介質(zhì)的黏度更高，產(chǎn)生了更強(qiáng)的動壓效應(yīng)，流體膜厚度更大。在本高溫工況下，密封的動態(tài)泄漏率為 16.082L/min ，處于正常范圍內(nèi)，證明了本密封結(jié)構(gòu)能夠滿足渦輪泵高溫工況下的低泄漏需求。

5結(jié)論

5.1針對渦輪泵高溫封嚴(yán)技術(shù)要求，采用球面副和滑動副實(shí)現(xiàn)了密封的角向和軸向補(bǔ)償，研制了適用于渦輪泵嚴(yán)苛工況的動壓型密封；建立了薄膜流動和傳熱、固體力學(xué)和傳熱及熱膨脹影響的密封流固熱全耦合分析模型，為密封的應(yīng)用提供分析基礎(chǔ)。

5.2對比了力、熱耦合作用對流體薄膜的流動及變形特性的影響。結(jié)果表明，全耦合狀態(tài)下，熱耦合與力耦合作用相反，熱耦合的作用是力耦合的5.6倍，主密封端面發(fā)生錐面變形；在靜環(huán)端面變形的主導(dǎo)下，流體薄膜發(fā)生了平均厚度增加的收斂變形，削弱了動壓效應(yīng)，最大變形量為主密封面初始開啟間隙的 12.8% ，流體膜的傳熱方向?yàn)椋簞迎h(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。

5.3分析了工況參數(shù)對流體薄膜潤滑特性的影響。結(jié)果表明，高壓側(cè)溫度與流體膜的傳熱方向密切相關(guān)，高壓側(cè)壓力對流體薄膜變形的影響最大，工作轉(zhuǎn)速對流體薄膜變形的影響最小，耦合后流體膜的開啟力、泄漏率、軸向剛度和摩擦功耗始終低于耦合前。

5.4搭建了高溫密封試驗(yàn)系統(tǒng)，開展了密封的靜態(tài)和運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)。試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性，密封泄漏率處于合理范圍內(nèi)，且具有高可靠性，能夠滿足渦輪泵高溫封嚴(yán)的技術(shù)要求。

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Analysis and Verification of the High-temperature Dynamic Pressure Sealing Performance of Engine Turbopumps

CHEN Kai-fang，LI Shuang-xi， HE Meng，LIU Xin-yu， HUANG Ze-sheng，MA Quan （FluidSealing Technology Research Center，Beijing Universityof Chemical Technology）

AbstractAiming at the high-temperature sealing technical problems of the turbopump，a dynamic pressure

seal which combining spherical pair and sliding pair was proposed. Considering the physical function of tem（Continued on Page 489）