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

隨著推進(jìn)技術(shù)的發(fā)展，對(duì)發(fā)動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(zhǎng)壽命和低泄漏特性[1-3]，無(wú)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(dòng)壓型密封型式主要有動(dòng)壓型分段圓周密封和鑲裝波紋管密封。動(dòng)壓型分段式圓周密封存在加工精度高、微米級(jí)動(dòng)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(guò)盈量過(guò)小或過(guò)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(dòng)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(dòng)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(wèn)題越來(lái)越顯著，進(jìn)而引起的密封間隙形態(tài)及潤(rùn)滑性能變化成為影響動(dòng)壓密封性能的不容忽視的問(wèn)題。TOURNERIEB等指出，動(dòng)壓密封的熱力變形問(wèn)題屬于熱流體動(dòng)力學(xué)（THD）和熱彈性動(dòng)力學(xué)（TEHD）問(wèn)題的范疇[7]。對(duì)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(dòng)靜環(huán)的力變形，洪先志等運(yùn)用殼體力矩理論對(duì)密封環(huán)端面的力變形進(jìn)行了解析[9，10]；對(duì)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(guò)試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證[1]，SEBASTIENT等通過(guò)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(guò)對(duì)流體膜的質(zhì)量方程、動(dòng)量方程和能量方程進(jìn)行無(wú)量綱處理，成功求解了密封端面的無(wú)量綱溫度，李珂等證實(shí)了導(dǎo)熱系數(shù)等因素對(duì)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(duì)的密封結(jié)構(gòu)往往比較簡(jiǎn)單，所研究的高溫密封往往處于油潤(rùn)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(duì)其密封性能的影響較小。相對(duì)而言，渦輪泵高溫動(dòng)壓型密封結(jié)構(gòu)復(fù)雜，缺少潤(rùn)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(duì)新型高溫動(dòng)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(dòng)壓型密封仿真分析模型，對(duì)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(dòng)機(jī)渦輪泵動(dòng)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(dòng)壓型密封。動(dòng)環(huán)和靜環(huán)間形成主密封面，靜環(huán)和浮動(dòng)環(huán)間形成副密封面1，浮動(dòng)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(dòng)環(huán)端面加工有周期性微米級(jí)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(dòng)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(guò)箍簧實(shí)現(xiàn)貼合，兩組石墨環(huán)間通過(guò)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(dòng)環(huán)轉(zhuǎn)速達(dá)到主密封臨界開啟轉(zhuǎn)速時(shí)，在流體動(dòng)壓效應(yīng)的作用下，主密封面的靜環(huán)被推離，動(dòng)、靜環(huán)端面間生成微米級(jí)流體膜，實(shí)現(xiàn)密封的非接觸運(yùn)轉(zhuǎn)。本渦輪泵高溫動(dòng)壓型密封具有角向補(bǔ)償、軸向補(bǔ)償、長(zhǎng)壽命和高可靠性的特點(diǎn)，克服了動(dòng)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(chǎng)全耦合分析模型

2.1渦輪泵高溫動(dòng)壓型密封參數(shù)

渦輪泵高溫動(dòng)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(hào) 50000r/min

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

微槽加工于動(dòng)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(hào) （204號(hào) 15^° 微槽數(shù) N_g 12個(gè)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(duì)密封性能的影響。因此，動(dòng)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(dòng)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(dòng)壓型密封的動(dòng)靜接觸面，是決定密封自適應(yīng)、高效率和長(zhǎng)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(chǎng)狀態(tài)。在高溫高速工況環(huán)境下，薄膜流場(chǎng)、固體場(chǎng)和溫度場(chǎng)各物理量之間相互影響，因此，本節(jié)以薄膜流場(chǎng)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(dòng)、薄膜傳熱、固體力學(xué)分析和固體傳熱 + 熱膨脹4個(gè)物理場(chǎng)模型，并將各物理場(chǎng)間的物理量進(jìn)行耦合，最終建立了渦輪泵高溫動(dòng)壓型密封薄膜流動(dòng)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(duì)高溫動(dòng)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(dòng)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(duì)流體域、固體域進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)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(dòng)環(huán)、靜環(huán)、流體膜及浮動(dòng)環(huán)網(wǎng)格數(shù)量依次為141344、51622、15458、33683。

3 密封流體薄膜的潤(rùn)滑特性分析

3.1 薄膜力熱耦合特性對(duì)比

在圖5所示的探測(cè)曲線上提取對(duì)應(yīng)物理量，探測(cè)曲線同樣為對(duì)數(shù)型螺旋線，按密封介質(zhì)流向，以探測(cè)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(cè)曲線上任意一點(diǎn) （x₂，y₂） 與微槽對(duì)數(shù)螺旋線上任意一點(diǎn)（x，y） 對(duì)應(yīng)，而點(diǎn) （x，y） 滿足關(guān)系：

從而得到外徑沿探測(cè)曲線到點(diǎn) （x₂，y₂） 的弧

長(zhǎng)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(dòng)特性對(duì)比

在工況條件下，由探測(cè)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(shì)一致，均呈現(xiàn)升高 $$ 下降 $$ 加速下降的趨勢(shì)，而速度曲線均呈現(xiàn)下降 $$ 相對(duì)平緩 $$ 升高的趨勢(shì)，流體壓力與速度曲線呈現(xiàn)一一對(duì)應(yīng)的I、Ⅱ、Ⅲ階段：在1階段，由于動(dòng)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(dòng)下進(jìn)入動(dòng)環(huán)端面微槽。隨著流道收窄，流體部分動(dòng)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(guò)高壓區(qū)，在壓差和動(dòng)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?gòu)拿芊饷鎯?nèi)側(cè)流出，這說(shuō)明各力、熱耦合狀態(tài)并未從根本上改變流體膜的流動(dòng)趨勢(shì)，未對(duì)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(shuō)明，力耦合作用產(chǎn)生的力變形能夠增強(qiáng)流體膜的動(dòng)壓效應(yīng)，而熱耦合作用產(chǎn)生的熱變形則會(huì)削弱流體膜的動(dòng)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(lái)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(duì)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(shì)相反，從流體的泄漏方向來(lái)看，流體膜在力耦合狀態(tài)下發(fā)生的是發(fā)散變形（內(nèi)厚外薄），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(dòng)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(dòng)、靜環(huán)端面及流體膜的變形云圖。動(dòng)、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(dòng)環(huán)端面，動(dòng)、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(duì)比

圖10為動(dòng)、靜環(huán)端面及流體膜溫度曲線。沿探測(cè)曲線，動(dòng)、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(shì)。整體上，動(dòng)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(dòng)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?dòng)環(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(duì)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(duì)密封流體膜傳熱、變形的影響。

3.2.1 高壓側(cè)壓力

通過(guò)計(jì)算得到高壓側(cè)壓力 在 0.1～0.6MPa^g 寸的動(dòng)、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(dòng)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(shuō)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(dòng)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(duì)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(dòng)、靜環(huán)端面及流體膜平均溫度對(duì)比圖。隨著高壓側(cè)壓力升高，動(dòng)、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(shì)，但變化較小且低于高壓側(cè)環(huán)境溫度，動(dòng)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(dòng)環(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。

3.2.2 高壓側(cè)溫度

通過(guò)計(jì)算得到高壓側(cè)溫度 T_o 為 20～500^°C 時(shí)的動(dòng)、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(dòng)、靜環(huán)端面的變形均較大，動(dòng)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(dòng)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(dòng)靜環(huán)端面變形的不同，流體膜變形由動(dòng)、靜環(huán)端面變形共同主導(dǎo)，且呈現(xiàn)先相對(duì)穩(wěn)定，再逐漸增加的趨勢(shì)，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(dòng)、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?dòng)環(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(dòng)、靜環(huán)端面?zhèn)鳠?，三者的平均溫度約為高壓側(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(dòng)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?dòng)環(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面，即流體膜從動(dòng)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(guò)計(jì)算可以得到工作轉(zhuǎn)速 n 為 4000～ 50000r/min 時(shí)的動(dòng)、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(dòng)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)槭諗孔冃危畲笞冃卧鏊僦饾u放緩，從 0.02μm 增至 0.39μm 。這說(shuō)明，動(dòng)、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(duì)流體膜變形的影響越來(lái)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(dòng)、靜環(huán)端面及流體膜平均溫度對(duì)比圖。動(dòng)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?dòng)環(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(dòng)環(huán)端面和流體膜的平均溫度則呈先減小后增大的趨勢(shì)，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(duì)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(píng)價(jià)指標(biāo)，評(píng)估對(duì)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(gè)量對(duì)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(rùn)滑系統(tǒng)、供氣系統(tǒng)、加熱系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)及信號(hào)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(duì)應(yīng)工況耦合狀態(tài)下的流場(chǎng)，并進(jìn)一步得到密封開啟時(shí)的動(dòng)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(duì)比。圖23為泄漏率的理論值和試驗(yàn)值的對(duì)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(guò)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(dòng)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(dòng)態(tài)泄漏

針對(duì)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(dòng)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(dòng)壓效應(yīng)，流體膜厚度更大。在本高溫工況下，密封的動(dòng)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(duì)渦輪泵高溫封嚴(yán)技術(shù)要求，采用球面副和滑動(dòng)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(dòng)壓型密封；建立了薄膜流動(dòng)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(duì)比了力、熱耦合作用對(duì)流體薄膜的流動(dòng)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(dòng)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?dòng)環(huán)端面 $$ 流體膜 $$ 靜環(huán)端面。

5.3分析了工況參數(shù)對(duì)流體薄膜潤(rùn)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(duì)流體薄膜變形的影響最大，工作轉(zhuǎn)速對(duì)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）