董 振 魏 來 湯赫男 王世杰

(沈陽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 遼寧沈陽 110870)

迷宮密封具有結(jié)構(gòu)簡單、無摩擦、功耗小、使用壽命長、不需潤滑和維修方便等眾多優(yōu)點，在旋轉(zhuǎn)式機(jī)械中得到廣泛應(yīng)用。迷宮密封不受旋轉(zhuǎn)速度和溫度的限制，摩擦功耗極小，增加篦齒數(shù)目可密封較高壓力的氣體，多用于透平壓縮機(jī)和燃?xì)廨啓C(jī)等主軸的密封，還被應(yīng)用于航海航空等領(lǐng)域[1-5]。迷宮密封用于軸向密封較少，其中主要應(yīng)用之一為用于往復(fù)式壓縮機(jī)的活塞與氣缸間的密封。往復(fù)式壓縮機(jī)以前通常采用活塞環(huán)進(jìn)行密封，而采用活塞環(huán)進(jìn)行密封，不可避免地會將潤滑油與壓縮流體一起被送出，因而不能保證氣缸內(nèi)足夠的潤滑而影響其使用壽命[6-11]。因此，國內(nèi)外開始將迷宮密封技術(shù)引入到壓縮機(jī)中。

迷宮密封結(jié)構(gòu)直接影響著迷宮密封性能，為了研究迷宮密封的泄漏量,學(xué)者們提出了很多的計算方法。王琛[12]研究了各種齒形角對迷宮密封泄漏量的影響并提出了優(yōu)化方案。李志剛等[13]運用三維RANS方程研究了密封間隙、壓比及轉(zhuǎn)速對迷宮密封性能的影響。賈文聰?shù)萚14]運用Design-expert8.0軟件研究了密封間隙及齒數(shù)、齒形角度及空腔深度對迷宮密封泄漏量的影響。巴鵬等人[15]運用Fluent模擬與試驗對比，研究了空腔形狀、數(shù)量、間隔及密封間隙對迷宮密封的影響規(guī)律。

現(xiàn)有迷宮密封研究主要針對旋轉(zhuǎn)密封，而對軸向迷宮密封的密封機(jī)制及結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計的研究甚少，以往軸向迷宮密封設(shè)計時多借鑒旋轉(zhuǎn)迷宮密封的研究方法。對于旋轉(zhuǎn)和軸向往復(fù)方向的密封，其內(nèi)部流體變化形式存在較大區(qū)別，因此對軸向迷宮密封性能進(jìn)行數(shù)值模擬和試驗研究是十分必要的。

本文作者對某迷宮壓縮機(jī)的活塞氣缸部位的軸向迷宮密封進(jìn)行流固耦合分析，探討軸向迷宮密封的密封效果，并通過試驗測試對軸向迷宮密封性能進(jìn)行驗證。

1 迷宮密封模型的建立

1.1 迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)

以某迷宮壓縮機(jī)活塞氣缸部位的軸向迷宮密封為案例，如圖1所示，活塞與氣缸間的齒形近似螺紋牙型，通過活塞桿的支承保證氣缸與活塞之間存在一定間隙。密封各部分結(jié)構(gòu)參數(shù)及具體幾何參數(shù)值如圖1和表1所示。

圖1 迷宮密封結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)

表1 迷宮密封幾何參數(shù)值

1.2 迷宮密封模型與網(wǎng)格劃分

建立活塞與氣缸間迷宮密封的三維幾何模型，如圖2所示。其中活塞與氣缸為固體域，兩者之間的迷宮密封為流體域，采用流固雙向耦合進(jìn)行建模。將活塞氣缸迷宮密封模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench的Fluid Flow模塊中。

圖2 迷宮密封模型

使用ANSYS Meshing模塊對物理模型進(jìn)行合理網(wǎng)格劃分，選擇合適的網(wǎng)格類型及網(wǎng)格劃分方法是模擬成功的一個重要環(huán)節(jié)。為保證計算精度和減少計算工作量文中采用六邊形為主的網(wǎng)格換分方法，最大網(wǎng)格尺寸控制在0.2 mm以內(nèi)。網(wǎng)格數(shù)量控制在20 000～120 000之間，如圖3所示。

圖3 迷宮密封模型網(wǎng)格劃分

1.3 邊界條件

壓縮機(jī)迷宮密封內(nèi)泄漏流體的流動滿足質(zhì)量守恒方程、動能守恒方程和能量守恒方程。設(shè)置模型X軸負(fù)方向為壓力入口，反方向設(shè)置為壓力出口，壓差設(shè)定為壓縮機(jī)實際壓差500 kPa。當(dāng)氣流狀態(tài)達(dá)到平衡時，流體在活塞與氣缸空腔中的流動狀態(tài)可以近似為二維穩(wěn)態(tài)湍流流動。模擬仿真采用黏性、不可壓縮流體動能守恒的運動方程、N-S方程及標(biāo)準(zhǔn)的k-ε模型，結(jié)合能量守恒、質(zhì)量守恒、動量守恒方程可得：

(1)

連續(xù)方程中取

φ=1,Γφ=0,qφ=0,φ=u,Γφ=Ueff

選取標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型,湍流動能方程為

(2)

選取標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)模型,湍流耗散率方程為

(3)

湍流動能生成項為

(4)

選取有效黏性系數(shù)為

Ueff=U1+Ut,Ut=Cμρk2/ε

式中:ρ為密度；v為速度；μ為動力黏度；t為時間；C1、C2、Ck取值分別為1.44、1.92、1.0。

2 仿真結(jié)果及分析

2.1 壓力與形變

通過模擬分析，得到迷宮密封流體域內(nèi)壓力云圖(見圖4)及流固耦合下的變形量(見圖5)。從圖4可以看到，流體在進(jìn)入第一個空腔內(nèi)部時產(chǎn)生最大壓力值，且位于活塞齒形底部。流體由高壓端通過間隙節(jié)流點依次進(jìn)入膨脹腔，在膨脹腔中流體部分壓力能轉(zhuǎn)變?yōu)閮?nèi)部流體湍動能，壓力能逐級迅速降低。如圖5所示，迷宮密封結(jié)構(gòu)在入口處發(fā)生最大變形，變形量為0.109 72 μm，流體出口處活塞氣缸總變形量降低。由于壓差較低，變形量較小，對迷宮密封結(jié)構(gòu)性能的影響可以忽略。

圖4 流體域內(nèi)壓力云圖

圖5 迷宮密封流固耦合形變量

2.2 流場分布

流體域三維湍動能云圖如圖6所示，圖中流場能量交換激烈，實現(xiàn)了能量的耗散，阻礙了流體的泄漏。

圖6 流體域三維湍動能云圖

取二維截面湍動能云圖，如圖7所示?？梢?，內(nèi)部流體湍動能在膨脹腔內(nèi)通過流動的漩渦和摩擦等方式耗散，然后降低了壓力能的流體通過下一個節(jié)流點進(jìn)入到下一個膨脹室，流體依次進(jìn)入下一空腔，流體的湍動能逐漸減低。流體由間隙進(jìn)入空腔后，在遇到對面氣缸斜壁處時能量轉(zhuǎn)換迅速，湍動能得到明顯削弱?；钊X形較比氣缸雖然小很多，但是由圖中可以看到，在活塞齒形空腔位置，流體同樣會在遇到活塞斜壁時，湍動能得到明顯損耗。由此可見該齒形對于軸向迷宮密封同樣可以起到很好的密封效果。

圖7 流體域二維截面湍動能云圖

2.3 湍流轉(zhuǎn)捩分析

壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)過程中，迷宮密封流場內(nèi)流體的轉(zhuǎn)捩位置會發(fā)生移動。轉(zhuǎn)捩現(xiàn)象實際上是層流邊界層內(nèi)產(chǎn)生具有湍流特性斑點的過程。斑點在層流與湍流的界面上組成粗糙的動態(tài)鋸齒形狀[16]。

表征轉(zhuǎn)捩發(fā)生的雷諾數(shù)與流體速度成正比，由圖8的流體速度云圖可見，流體進(jìn)入第一個空腔時，轉(zhuǎn)捩發(fā)生最為劇烈。流體在膨脹腔室內(nèi)流速變化不大，而在間隙位置流體速度發(fā)生較大變化。由于轉(zhuǎn)捩發(fā)生的不確定性，有必要通過轉(zhuǎn)捩模型對其進(jìn)行進(jìn)一步分析。

圖8 速度云圖

3 試驗分析

將該迷宮密封應(yīng)用于某壓縮機(jī)的氣缸與活塞之間的密封，并進(jìn)行樣機(jī)試制，試車現(xiàn)場如圖9所示。分別對壓縮機(jī)機(jī)身振動、進(jìn)氣總壓力、各級排氣壓力及排氣溫度進(jìn)行實時監(jiān)控。

圖9 迷宮壓縮機(jī)試驗現(xiàn)場

試車監(jiān)控結(jié)果運行良好，其中進(jìn)排氣及機(jī)身振動檢測結(jié)果如表2所示。

表2 迷宮壓縮機(jī)測試結(jié)果

由測試結(jié)果可知，所采用的迷宮密封效果良好，進(jìn)出口壓力正常，振動無異常，迷宮密封間隙0.03 mm適中，無活塞與氣缸摩擦、拉缸等現(xiàn)象。

4 結(jié)論

對迷宮密封壓縮機(jī)的軸向迷宮密封特性進(jìn)行了數(shù)值仿真，得出了以下結(jié)論：

(1)采用流固耦合分析方法，能夠?qū)S向迷宮密封內(nèi)部流場進(jìn)行有效預(yù)測與分析。

(2)該軸向迷宮密封中，流體由高壓端通過間隙節(jié)流點依次進(jìn)入膨脹腔，在膨脹腔中流體的部分壓力能轉(zhuǎn)變?yōu)閮?nèi)部流體湍動能，壓力能逐級迅速降低。迷宮密封結(jié)構(gòu)在入口處發(fā)生最大變形，流體出口處活塞氣缸總變形量降低。由于壓差較低，變形量較小，對迷宮密封結(jié)構(gòu)性能的影響可以忽略。

(3)該軸向迷宮密封齒形結(jié)構(gòu)的設(shè)計，能夠有效地將流體壓力能轉(zhuǎn)換為湍動能，通過逐級損耗而實現(xiàn)密封。

(4)將該迷宮密封結(jié)構(gòu)在實際應(yīng)用中進(jìn)行試驗測試，結(jié)果表明，該軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)能夠滿足迷宮壓縮機(jī)中活塞與氣缸間的密封要求。