陸俊杰，丁雪興，張偉政，嚴如奇，張英杰

（蘭州理工大學石油化工學院，甘肅 蘭州 730050）

引 言

螺旋槽干氣密封的應用范圍從低速、常壓擴大到高速、高壓[1-3]。大壓降引起的熱耗散和摩擦熱產生的溫升是密封環(huán)產生熱應力的根源，而熱應力和變形使密封端面接觸的可能性增加，可能導致端面磨損，從而影響密封的穩(wěn)定性，因此干氣密封研究向微尺度熱流體力學發(fā)展[4]。

Beskok等[5]采用二階滑移邊界條件研究了平行平板之間的滑移流動問題。姜培學等[6]對微槽道流體流動和傳熱與常規(guī)尺度差異的原因分析了速度滑移和溫度跳躍區(qū)。丁雪興等[7]應用二階非線性滑移邊界條件對非線性雷諾方程進行近似求解。Offermann等[8]應用熱彈變形等理論研究了熱彈效應對載荷的影響。丁雪興等[9-10]研究熱耗散變形下對氣膜流動的影響，得到螺旋槽內溫度場分布。陳志等[11]建立了干氣密封環(huán)和密封間隙的3維模型，在Workbench軟件求解得到其溫度場。Andres等[12]在高溫下，比較了3種不同類型氣體密封的泄漏情況。Faria等[13]研究發(fā)現端面溫度場會受密封槽形的影響。Blasiak等[14]為研究非接觸液膜密封的溫度分布，建立了3維端面熱動力學模型。Wang等[15]利用仿真手段，對高溫氣冷下的干氣密封進行了熱流體分析。許靜等[16]考慮了氣膜的熱黏效應對干氣密封性能的影響規(guī)律。

在干氣密封端面密封性能的試驗研究方面， Etsion等[17]采用傳感器對非接觸式機械密封的靜環(huán)進行監(jiān)測。Kollinger[18]通過試驗解釋了軸向激勵振動對氣體潤滑機械密封穩(wěn)定運轉的影響。Kolomoets等[19]用實驗研究方法得到了干氣密封使用的介質壓力和旋轉速度等工況參數。Kasem等[20-21]對瞬態(tài)溫度場進行了連續(xù)監(jiān)測。Huang等[22-23]在密封環(huán)端面安裝傳感器，利用聲發(fā)射監(jiān)測手段對干氣密封性能參數進行研究。徐萬孚等[24]通過試驗運行了螺旋槽干氣密封，并提出了密封系統(tǒng)“角相氣膜振蕩”的現象及其抑制的原理。陳銘等[25]采用金屬管浮子流量計、電渦流位移傳感器等設備對干氣密封性能參數進行了測量。錢恩等[26]闡述了基于虛擬儀器技術對氣體端面密封試驗臺的測試。俞樹榮等[27]采用測試軟件，并選用相應的傳感器等設備，對影響密封性能的參數進行了測試。丁雪興等[28]采用高精度電渦流微型傳感器,對干氣密封氣膜振動位移等參數進行了測量。魏龍等[29]利用試驗研究了磨合過程平均膜厚的變化規(guī)律。

以上針對干氣密封微尺度熱力學研究已經取得了一定的成果，但是對于干氣密封動靜環(huán)溫度場的研究和測試分析仍相當缺乏[30]。動環(huán)螺旋槽吸入氣體并壓縮氣體，根部為壓力最高點，尤其在高工況下，大壓降引起的熱耗散作用使得動靜環(huán)端面溫度上升。理論要通過試驗進行驗證與指導，因此，密封端面溫度試驗顯得尤為重要。

本文采用LabVIEW編寫程序建立干氣密封溫度場測試系統(tǒng)，選用符合高工況的傳感器等設備，采取抑制干擾的措施，對動環(huán)端面溫度進行測量。本文的創(chuàng)新點在于高工況參數、端面溫度波動、動靜環(huán)的間隙在微米級別等問題都對溫度測試造成極大的困難。這是國內測試研究的重點也是國內外測試研究的難點。本文重點對不同壓力、轉速下和啟停階段，動環(huán)端面溫度進行測試，測得動環(huán)端面的溫度分布情況，并通過LabVIEW對測得數據進行處理，分析動環(huán)端面溫度分布的原因。為今后考慮熱耗散影響下的槽形優(yōu)化提供了依據和指導作用。

1 動環(huán)端面溫度的測試技術

1.1 端面溫度測試原理

圖1 溫度傳感器相對靜環(huán)布置圖 Fig.1 Temperature sensor arrangement in static ring

動環(huán)材料為硬質合金，并且在軸上高速旋轉。所以動環(huán)端面的溫度分布具有同軸性，即溫度沿動環(huán)徑向位置分布。采用3路溫度傳感器進行測試，對應動環(huán)螺旋槽的外徑、根徑和內徑，可以測得動環(huán)端面3處不同位置的溫度變化。由于靜環(huán)端面寬度較窄，因此將3個溫度傳感器分開布置，即相隔120°。動靜環(huán)間隙只有3～5 μm，通過安裝與動環(huán)端面對應的溫度傳感器，測量動環(huán)3處徑向位置的溫度變化，同時，溫度傳感器將測量到的信號，通過臺灣研華ADAM-4051溫度采集卡，即可測出溫度值。

1.2 溫度傳感器的選擇及布置

由于動靜環(huán)間隙只有微米級別且高速、高壓對傳感器的影響，都會使一般的傳感器難以對溫度變化做出精確的響應，測量難度極大。因此，溫度傳感器選擇規(guī)格型號為PT100 M 222 20NIPt6，德國賀利氏 1/3B級精度芯片，為鉑熱電阻。這種傳感器能承受的溫度范圍為－50～450℃, 穩(wěn)定性：R0漂移小于等于 0.04%（450℃，1000 h后），熱響應時間：0.1 s。傳感器布置：在靜環(huán)端面開3個相隔120°與靜環(huán)圓心的距離分別為 96.75、102和107.75 mm的孔（圖1），隨后在孔內安裝 3 個圓柱形探頭，使得靜環(huán)端面與探頭端面平齊，再封裝而成。這3個探頭傳感器對應動環(huán)端面外徑、根徑和內徑區(qū)域，由于靜環(huán)和動環(huán)的平衡間隙只有3～5 μm，因此通過靜環(huán)上的探頭即能測得動環(huán)端面的溫度。

2 干氣密封測試系統(tǒng)

2.1 測試系統(tǒng)簡介

此次進行試驗的臺子是針對壓縮機上的密封產品而搭建的，在這臺試驗裝置上安裝雙端面螺旋槽干氣密封（可以承受高轉速和高介質壓力）做測試。使用壓力為0～5.0 MPa，轉速可在0～10000 r·min-1范圍內自由調控，其主要組成包括：傳動系統(tǒng)，密封系統(tǒng)，供氣系統(tǒng)。干氣密封測試系統(tǒng)原理如圖2所示，在試驗臺相應的部位安裝傳感器采 集相應的物理信號，通過信號調理模塊、數據采集卡和輸出端等相應的硬件設備再傳送到計算機。

圖2 干氣密封測試系統(tǒng)原理圖 Fig.2 Principle diagram of dry gas seal test system

雙端面螺旋槽干氣密封選用雙列對置式（背靠背）的結構，與普通多彈簧平衡型機械密封類似，也是由動環(huán)、靜環(huán)、彈簧共同組成密封副，不同的是干氣密封的密封端面寬，旋轉環(huán)密封面經過研磨、拋光處理。

2.2 軟件系統(tǒng)

LabVIEW使用的是圖形化編輯語言G編寫程序，產生的程序是框圖的形式。有強大的數據處理功能，可以創(chuàng)造出功能更強的儀器。用戶可以根據自己的需要定義和制造各種儀器。

2.3 抑制干擾的措施

本次所搭建的干氣密封測試試驗臺地點為生產車間?，F場試驗設備較多，設備之間距離較近，這種干擾的電磁能量傳導至干氣密封的敏感儀器，從而產生干擾效應。針對上述情況，干氣密封測試系統(tǒng)抑制干擾主要有以下幾項措施。

（1）采用接地技術，在一定程度上抑制干擾源的干擾。

（2）盡量縮短傳導線的長度并采用了高密屏蔽銅網；其次將密封樣機試驗臺、測試儀器和電腦等設備排布緊密，改善傳輸通道的抗干擾能力。

（3）定制了高輸入阻抗的采集卡（輸入阻抗10 M提高到1 G），保證干擾電流對流入信號沒有影響。

（4）采集卡選用了雙端輸入的方式（正負兩個通道實現一路信號的輸入），可以有效降低共模干擾信號，改善測試設備的抗干擾能力。

（5）動環(huán)端面溫度采用了濾波技術進行處理。

3 不同壓力和轉速下動環(huán)溫度的測試與分析

由于試驗針對壓縮機用雙端面螺旋槽干氣密封，測試的工況參數均為高速高壓，壓力p從2、2.5、3、3.5到4 MPa；轉速n從6000、7000、8000、9000到10000 r·min-1進行測試。由于傳感器的理論承壓能力為5 MPa，理論承受溫度能力為120℃?？紤]到端面?zhèn)鞲衅鞯某袎耗芰?，此次試驗最高壓力? MPa，最高轉速為10000 r·min-1。

3.1 轉速一定，不同壓力下動環(huán)溫度分布

選取轉速n=10000 r·min-1時，壓力p=2～4 MPa時動環(huán)端面溫度分布情況，如圖3所示。將原始數據圖處理后，放入同一張坐標軸圖下，如圖4所示，利于對數據進行觀察、比較和分析。

圖3 n=10000 r·min-1時p=2～4 MPa端面溫度數據 Fig.3 Face temperature data in p=2—4 MPa when n=10000 r·min-1

由圖4可知：當轉速n=10000 r·min-1時，端面溫度隨著壓力的增加而上升，而且升溫速率逐漸加快。在n=10000 r·min-1，p=4 MPa下，根徑處的溫度達到最高值，為90.90℃，并且溫度有繼續(xù)上升的趨勢。端面外徑、根徑和內徑溫度同時升高，變化趨勢具有一致性，說明熱源通過熱傳導和對流換熱的方式傳遞到動環(huán)端面。在端面上溫度的分布為根徑溫度大于內徑溫度大于外徑溫度。由于n=10000 r·min-1，p=2～4 MPa的變工況下，干 氣密封系統(tǒng)動靜環(huán)處于非接觸狀態(tài)，動環(huán)螺旋槽吸入氣體并且在槽內不斷壓縮氣體，在槽根部氣體壓力達到最大，而內徑又為壓力出口處，因此根徑區(qū)域為壓力變化的轉折點，大壓降引起熱耗散所產生的溫升為主要因素，導致根徑處的溫度處于最高點。由于動環(huán)外徑的線速度大于內徑，因此外徑的對流換熱速率更快，將更多熱量傳遞給了周圍介質，所以外徑溫度為最低。另外，圖5中端面溫升速率隨著壓力升高而加快，也說明了大壓降的程度越高，引起的熱能耗散所產生的溫升速率也越快。

圖4 n=10000 r·min-1時p=2～4 MPa端面溫度分布圖 Fig.4 Face temperature distribution in p=2—4 MPa when n=10000 r·min-1

3.2 壓力一定，不同轉速下動環(huán)溫度分布

選取壓力p=3 MPa時，轉速n=6000～10000 r·min-1的動環(huán)端面溫度分布情況，如圖5所示。將原始數據圖處理后，放入同一張坐標軸下，如圖6所示，利于對數據進行觀察、比較和分析。

由圖6可知：當壓力p=3 MPa時，端面溫度隨著轉速的提高而上升，基本呈線性關系，端面外徑、根徑和內徑溫度也同時升高，變化趨勢具有一致性。在端面上溫度的分布同樣為根徑溫度大于內徑溫度大于外徑溫度。由于p=3 MPa時，n=6000～10000 r·min-1的變工況下，干氣密封系統(tǒng)動靜環(huán)處于非接觸狀態(tài)，動環(huán)螺旋槽不斷壓縮槽內氣體，在槽根部氣體壓力達到最大，因此根徑區(qū)域同樣為壓力變化的轉折點，因此大壓降引起熱耗散所產生的溫升為主要原因，導致根徑處的溫度處于最高點；同時外徑溫度為最低，說明動環(huán)端面外徑的線速度最大，因此外徑的對流換熱速率最快，把端面更多熱量傳遞給了周圍介質。

圖5 p=3 MPa時，n=6000～10000 r·min-1端面溫度數據 Fig.5 Face temperature data in n=6000—10000 r·min-1when p=3 MPa

對圖4和圖6比較分析可知：在不同壓力和不同轉速的條件下，端面溫度分布中，根徑溫度始終最高，并且隨著壓力和轉速的升高而上升，這說明動靜環(huán)非接觸狀態(tài)下，槽根部壓力達到了最高（即動壓效應），因此大壓降引起的熱能耗散所產生的溫升為主要原因，最終導致根徑溫度最高。這與先前考慮熱耗散變形下微尺度氣膜流動特性研究和溫度場計算[10-11]，得到的理論結果吻合，通過測試技術和分析，驗證了本文理論的正確性，以及根徑區(qū)域為溫度最高點。

圖6 p=3 MPa時，n=6000～10000 r·min-1端面 溫度分布圖 Fig.6 Face temperature distribution in n=6000—10000 r·min-1when p=3 MPa

4 密封端面啟停階段溫度場測試與分析

4.1 啟動階段端面溫度分布及分析

由圖7可知：密封系統(tǒng)在啟動階段動環(huán)端面的溫度分布與在變工況條件下的端面溫度分布不一樣。啟動階段：外徑溫度為最高，根徑溫度大于內徑溫度。這是由于在干氣密封啟動階段，動環(huán)和靜環(huán)處于貼合狀態(tài)，因此在接觸狀態(tài)下，動環(huán)螺旋槽根部的壓力與內外徑壓力一致，沒有壓降，因此以固體壁面間摩擦所產生的溫升為主要原因。根據徑向位置的不同，外徑線速度最快，導致切向剪切力為最大，所以產生的溫度也必然為最高。

圖7 啟動階段端面溫度場分布圖 Fig.7 Face temperature distribution when starting phase

4.2 停止階段端面溫度分布及分析

在測試過程中，測試完n=10000 r·min-1和p=4 MPa的端面溫度后，將轉速和壓力開始下調，使干氣密封處于停止階段并繼續(xù)測試，如圖8所示。

圖8 停止階段端面溫度場分布圖 Fig.8 Face temperature distribution when stopping phase

由圖8可知：在停止階段，端面溫度分布有兩 種。在停止階段，動靜環(huán)將從分離狀態(tài)逐漸貼合，因此溫度分布有變化。溫度分布可以分為兩個階段：

第1階段，根徑溫度大于內徑溫度大于外徑溫度。從n=10000 r·min-1和p=4 MPa工況開始降速降壓，由于動環(huán)螺旋槽對氣體繼續(xù)壓縮并且在槽根部的壓力仍為最大，保持了動壓效應，動靜環(huán)端面處于分離狀態(tài)。壓力最高點和溫度最高點都出現在根徑位置，這說明在非接觸狀態(tài)，根部的大壓降引起的熱耗散所產生的溫升為主要因素。

第2階段，外徑溫度大于根徑溫度大于內徑溫度。隨著降壓和降速的持續(xù)，動壓效應消失，動靜環(huán)開始貼合。從非接觸狀態(tài)過渡到了接觸狀態(tài)，根部壓降不存在后，以固體壁面間摩擦為主要原因，因此外徑溫度最高。

對圖7和圖8比較分析可知：當動靜環(huán)貼合時，動環(huán)螺旋槽根部沒有了壓降，因此在接觸狀態(tài)下以固體壁面間摩擦為主要原因，同時，啟停階段的溫度分布和原因也佐證了動靜環(huán)處于非接觸狀態(tài)下，螺旋槽根部的壓力達到最大值，以大壓降熱能耗散所產生的溫升為主要原因，導致根徑溫度最高。

5 結 論

（1）針對壓縮機用雙端面螺旋槽干氣密封，采用相應的軟件、硬件和測試技術，對高工況下的動環(huán)端面溫度進行了測試分析。

（2）高速高壓下，動環(huán)端面溫度分布為根徑大于內徑大于外徑，壓力最高點和溫度最高點都出現在槽根部，說明在非接觸狀態(tài)下，大壓降引起的熱能耗散所產生的溫升為主要原因。

（3）啟停階段端面溫度分布有所不同，說明在接觸狀態(tài)下，以固體壁面間的摩擦產熱為主要原因，同時也佐證了動靜環(huán)在非接觸狀態(tài)下，以大壓降引起的熱能耗散所產生的溫升為主要原因。

（4）動環(huán)端面的溫度分布情況和原因驗證了先前考慮熱耗散對氣膜流動特性的研究與分析，證明了槽根部為溫度最高點。也為今后考慮熱耗散影響下的槽形優(yōu)化提供了依據。

Reference

[1] Gad-el-Hak M.The fluid mechanics of micro devices—the freeman scholar lecture [J].Journal of Fluids Engineering, 1999, 121 (1): 5-33.

[2] Gad-el-Hak M.Flow physics in MEMS [J].Mécanique and Industries, 2001, 2 (4): 313-341.

[3] Kassner M E, Nemat-Nasser S, Suo Z, et al.New directions in mechanics [J].Mechanics of Materials, 2005, 37 (2/3): 231-259.

[4] Ma Zheshu (馬哲樹), Yao Shouguang (姚壽廣), Ming Xiao (明曉).Microscale heat transfer and its investigation progress [J].Chinese Journal of Nature(自然雜志), 2003, 25 (2): 76-79.

[5] Beskok A, Karniadakis G E, Trimmer W.Rarefaction and compressibility effects in gas micro flows [J].Journal of Fluids Engineering, 1996, 118 (5): 448-456.

[6] Jiang Peixue (姜培學), Wang Buxuan (王補宣), Ren Zepei (任澤霈).Micro heat exchanger and relevant problems [J].Journal of Engineering Thermophysics(工程熱物理學報), 1996, 17 (3):328-332.

[7] Ding Xuexing (丁雪興), Pu Junjun (蒲軍軍), Han Mingjun (韓明君), et al.Calculation and analysis of gas film stiffness in the spiral groove gas seal based on the second order slip boundary [J].Journal of Mechanical Engineering(機械工程學報), 2011, 47 (23): 119-124.

[8] Offermann S, Beaudoin J L, Bissieux C, et al.Thermoelastic stress analysis under nonadiabatic conditions [J].Experimental Mechanics, 1997, 37 (4): 409-413.

[9] Ding Xuexing (丁雪興), Liu Yong (劉勇), Chen Zongjie (陳宗杰), et al.Research on flow characteristics of micro-gas film in the spiral groove dry gas seal under the thermo-elastic deformation considering the thermal dissipation [J].Engineering Mechanics(工程力學), 2014, 31 (11): 237-243.

[10] Ding Xuexing (丁雪興), Liu Yong (劉勇), Zhang Weizheng (張偉政), et al.Calculation of temperature field of micro-scale gas film in spiral groove dry gas seal [J].CIESC Journal(化工學報), 2014, 65 (4): 1353-1358.

[11] Chen Zhi (陳志), Jiang Lin (蔣琳), Li Jianming (李建明), et al.Numerical analysis of temperature field on the sealing rings of a dry gas sea [J].Journal of Sichuan University(四川大學學報), 2014, 46 (3): 175-181.

[12] Andres L S, Ashton Z.Comparison of leakage performance in three types of gas annular seals operating at a high temperature [J].Tribology Transactions, 2010, 53 (3):463-471.

[13] Faria M T C, Miranda W M.Pressure dam influence on the performance of gas face seals [J].Tribology International, 2012, 47: 134-141.

[14] Blasiak S, Laski P A, Takosoglu J E.Parametric analysis of heat transfer in non-contacting face seals [J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 57 (1): 22-31.

[15] Wang Hong, Zhu Baoshan, Lin Jianshu, et al.A thermohydrodynamic analysis of dry gas seals for high-temperature gas-cooled reactor [J].Journal of Tribology, 2013, 135 (2): 021701-021709.

[16] Xu Jing (許靜), Peng Xudong (彭旭東), Bai Shaoxian (白少先), et al.Experimental investigation of dry gas-dynamic seals used for gas-compressor unit [J].CIESC Journal(化工學報), 2013, 64 (9): 3291-3300.

[17] Etsion I, Constaninescu I.Experimental observation of the dynamic behavior of noncontacting coned-face mechanical seals [J].ASLE Transactions.1984, 27 (3): 263-270.

[18] Kollinger R.Theoretical and Experimental Investigation into the Running Characteristics of Gas-lubricated Mechanical Seals//12th Intl.Conf.on Fluid Scaling [C].Brighton, UK.1989: 307-322.

[19] Kolomoets A, Dotsenko V.Experimental investigation of dry gas-dynamic seals used for gas-compressor unit [J].Procedia Engineering, 2012, 39: 379-386.

[20] Kasem H, Brunel J F, Dufrénoy P, et al.Monitoring of temperature and emissivity during successive disc revolutions in braking [J].Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers,Part J:Journal of Engineering Tribology, 2012, 226 (9): 748-759.

[21] Kasem H, Witz J F, Dufrénoy P, et al.Monitoring of transient phenomena in sliding contact application to friction brakes [J].Tribology Letters, 2013, 51 (2): 235-242.

[22] Huang Weifeng, Lin Youbin, Gao Zhi, et al.An acoustic emission study on the starting and stopping processes of a dry gas seal for pump [J].Tribology Letters, 2013, 49 (2): 379-384.

[23] Huang Weifeng, Lin Youbin, Liu Ying, et al.Face rub-impact monitoring of a dry gas seal using acoustic emission [J].Tribology Letters, 2013, 52 (2): 253-259.

[24] Xu Wanfu (徐萬孚), Liu Yuchuan (劉雨川), Li Guangyu (李廣宇), et al.Sealing theory analysis and test on dry running noncontact of spiral groove [J].Journal of Mechanical Engineering(機械工程學報), 2003, 39 (4): 124-127.

[25] Chen Ming (陳銘), Zhang Qiuxiang (張秋翔), Cai Jining (蔡紀寧), et al.Experimental equipment of dry gas seal [J].Fluid Machinery(流體機械), 2005, 33 (2): 14-16.

[26] Qian En (錢恩), Zhang Qiuxiang (張秋翔), Cai Jining (蔡紀寧), et al.Testing system on experimental equipment of dry gas seal [J].Hydraulics Pneumatics and Seal(液氣動與密封), 2006, (1): 41-43.

[27] Yu Shurong (俞樹榮), Cao Xingyan (曹興巖), Ding Xuexing (丁雪興), et al.Test technology and experiment research of performance parameters for spiral groove dry gas seal [J].Journal of Mechanical Engineering(機械工程學報), 2012, 48 (19): 116-121.

[28] Ding Xuexing (丁雪興), Zhang Haizhou (張海舟), Zhang Weizheng (張偉政),et al.Axial vibration test and analysis on gas film sealing ring system in dry gas seal [J].Journal of Vibration Measurement and Diagnosis(振動、測試與診斷), 2013, 33 (2): 231-235.

[29] Wei Long (魏龍), Gu Boqin (顧伯勤), Zhang Penggao (張鵬高), et al.Average film thickness prediction of end faces in contacting mechanical seals in running in period [J].CIESC Journal(化工學報), 2013, 64 (11): 4237-4142.

[30] Li Dongyang (李東陽), Li Jiyun (李紀云), Bai Shaixian (白少先), et al.State-of-the-art of non-contacting dry gas face seals [J].Lubrication Engineering (潤滑與密封), 2009, 34 (8): 105-110.