節流孔出氣模式對靜壓干氣密封穩態性能影響

車健，江錦波，李紀云，彭旭東，馬藝，王玉明

（浙江工業大學過程裝備及其再制造教育部工程研究中心，浙江杭州310014）

引 言

小孔節流靜壓干氣密封是一種新型的非接觸式軸端密封，通過外部供氣或密封腔引氣等方式將一定的帶壓氣體通過節流結構進入密封端面，從而形成可觀的流體靜壓承載力，使干氣密封在靜壓或低速條件下形成穩定氣膜。相較于經典螺旋槽干氣密封，其在低速條件下具有更大承載力和氣膜穩定性，因而在制藥釜、攪拌器等低速旋轉設備中得到應用[1-2]。

自加壓式靜壓干氣密封由Cheng 等[3]在1967 年所提出，并對比分析了小孔節流靜壓密封、雷列臺階靜壓密封和螺旋槽端面密封的壓力分布和靜態穩定性；Stolarski 等[4]考慮粗糙度的影響，分析了密封環變形、壓力和速度對靜壓干氣密封穩態性能的影響。不過近幾十年來國外關于靜壓干氣密封的研究較少，國內關于靜壓型和動靜壓干氣密封的研究主要集中于采用不同數值方法求解雷諾方程或N-S 方程以獲得靜壓干氣密封膜壓分布，進而分析節流結構參數和工況參數對靜壓干氣密封穩動態特性的影響。許恒杰等[5-6]和管羽剛等[7]采用解析法求解靜壓干氣密封的穩態性能，并分析了節流孔直徑、個數、介質壓力和節流氣壓力等參數對其穩態性能的影響規律；李雙喜等[8-9]采用Fluent 軟件對動靜壓型干氣密封的端面流場和壓力場開展數值模擬，探討了不同工作狀態下動靜壓干氣密封的密封性能；李雙喜等[10-11]和劉雨川等[12]基于有限元法求解雷諾方程或N-S 方程以獲得靜壓或動靜壓型干氣密封端面膜壓分布和穩態性能，進而探討了結構和工況參數的影響；趙艷鳳等[13]采用有限差分法求解雷諾方程以獲得膜壓分布，并探討了均壓槽形狀對靜壓干氣密封穩態性能影響?；谛_動法，許恒杰等[14]和張樹強等[15]、尹源等[16]分別采用有限差分法和有限元法求解微擾雷諾方程，分析了多自由度擾動下靜壓干氣密封的動態特性。

值得注意的是，小孔節流靜壓氣體軸承中的實驗研究發現[17-18]節流氣進入密封間隙后，會在節流孔出口附近形成明顯渦流和壓力波動，進而引起氣膜壓力的迅速下降和逐漸回升現象，而這種壓力的突降和回升會對氣體軸承的承載力和耗氣量產生影響，目前在靜壓干氣密封研究中所用的解析法或基于有限差分法和有限元法求解雷諾方程的方法無法準確描述這一現象，故有待從靜壓氣體軸承研究中借鑒對靜壓氣體潤滑壓力分布描述更準確的分析方法。另一方面，目前關注較多的是通過節流孔、均壓槽形狀及尺寸參數優化或氣膜厚度調控以提高靜壓干氣密封的氣膜承載力和氣膜剛度，而關于節流孔分布及出氣模式對靜壓干氣密封性能的影響及提升機制則未見探討。

本文首先采用湍流大渦模擬方法，分析了節流孔位置和氣膜厚度對單列孔節流靜壓干氣密封穩態性能的影響規律，探討了徑向單列節流靜壓干氣密封的性能局限性；隨后對比分析了不同出氣模式的徑向多列節流靜壓干氣密封穩態性能，在不同運行膜厚下獲得了最佳的出氣模式匹配。在此基礎上，提出了一種出氣模式可調的靜壓干氣密封結構，并通過外部調控出氣模式以實現靜壓干氣密封的高氣膜承載、低泄漏率和低耗氣量的目標。

1 分析模型

1.1 幾何模型

節流孔和均壓槽是小孔節流靜壓干氣密封中關鍵的節流結構。圖1所示為經典小孔節流靜壓干氣密封及其開孔端面幾何結構示意圖。靜壓干氣密封的主要結構為由靜環和動環組成的一對密封副，在靜環端面徑向中部開設有徑向寬度為w、深度為hd的環形均壓槽，在均壓槽內周向均勻分布有數量為N、直徑為d、軸向長度為l的節流孔。密封端面的外半徑、內半徑和均壓槽中心半徑分別為ro、ri和re。在靜壓干氣密封運行時，壓力為ps的緩沖氣經節流孔節流降壓后進入到環形均壓槽內，隨后一部分氣體通過厚度為h的密封間隙進入到密封端面內徑側而形成內泄漏qi；因節流氣壓力高于外徑壓力，另一部分氣體進入到密封端面外徑側而形成外泄漏qo，內、外泄漏量之和為耗氣量q。

1.2 控制模型

圖1 靜壓干氣密封幾何結構圖Fig.1 Geometric structure of hydrostatic dry gas seal

由于靜壓DGS 氣膜厚度僅僅為幾微米，從實驗角度得到流場內部氣體流動較為困難，目前經常使用流體計算力學（CFD）數值模擬方法，對密封端面開啟力和泄漏率等性能參數進行分析和計算。在節流孔出口區域，高速的緩沖氣進入到密封端面會形成復雜的湍流流場，這時就需要求解完整的N-S方程來解析流場中微小的流動情況[19-20]。大渦模擬(LES)數值計算目前已廣泛應用于瞬態流場計算，該方法通過湍流運動的過濾將湍流分解為大尺度脈動和小尺度脈動，大尺度量通過數值求解濾波后的Navier-Stokes 方程獲得，小尺度的脈動可采用亞格子模型求解[21]。由于大尺度脈動是直接數值求解，而邊界條件又對小尺度脈動影響較小，故大渦模擬方法可適用于復雜湍流流動的模擬。利用密度加權濾波器（Favre 方法）對可壓縮Navier-Stokes 方程濾波得到連續性方程、動量方程和能量方程，對其聯立求解。需要注意的是，其中的亞格子應力項不能通過微分方程求解，可采用Smagorinsky-Lilly 亞格子雷諾應力模型對其求解，使方程組封閉。

采用大渦模擬求得靜壓干氣密封氣膜壓力分布后，對其在密封端面上積分可獲得密封開啟力F，進一步可獲得氣膜剛度kz。內、外徑泄漏率為計算域氣膜內、外徑過流面積的體積流量；耗氣量為內外泄漏率之和，具體表達式如下

式中，p 為密封端面任意點的壓力分布，vi和vo分別為密封端面內徑ri和外徑ro處的氣體流速，規定流出計算域的流速為正。Ai和Ao分別為密封端面內徑ri和外徑ro處的環形泄漏面積，其中Ai=2πrih，Ao=2πroh。規定指向流體流出計算域的方向為正，不考慮溫度對密封端面影響。需要指出的是，上述公式中q、qi和qo為標準大氣壓且溫度為293 K 條件下的體積流量。

1.3 建模及仿真設置

圖2 所示為靜壓干氣密封計算流體域ICEM 網格劃分。為縮短計算時間，考慮到密封端面節流結構的周向對稱性，可取全周期的1/N 作為計算流體域。先利用Fluent 前處理器ICEM 對靜壓干氣密封中包括節流孔、均壓槽和密封氣膜三部分在內的流體域進行網格劃分，采用高精度的結構化網格，其中節流孔和均壓槽、均壓槽和氣膜兩處交界區域進行局部網格加密。

圖2 靜壓干氣密封計算流體域網格劃分Fig.2 Grid meshing of computing domain of hydrostatic dry gas seal

采用Fluent湍流大渦模擬來計算靜壓干氣密封的膜壓分布和穩態性能。具體計算過程為：首先選用以單個節流孔為中心且左右徑向邊界呈30°夾角的流體計算域為計算模型，給定工況和密封環幾何參數，采用三維雙精度求解器，選擇基于壓力求解的湍流大渦模擬模型進行瞬態計算，其中亞格子模型選擇Smagorinsky-Lilly[22]；在氣體的物性參數方面選擇可壓縮理想氣體，動力黏度μ滿足Sutherland方程

其 中，μ0=1.716×10-5Pa·s，S=110.55 K，T0=273.11 K。

采用強制性壓力邊界條件，包括內徑壓力pi，外徑側壓力po，節流氣壓力ps，以及左右兩邊的周期邊界；壓力速度耦合采用SIMPLE 算法，利用二階迎風插值格式來減小密度、湍流動能和耗散等，動量采用邊界中心差分格式；監測密封端面膜壓平均值p，根據收斂條件，調整松弛因子，計算時間步長為0.01 ms，單個時間步長內迭代500次。

2 結果討論與分析

借鑒靜壓軸承領域[23-27]對于節流結構參數的選擇，給定本文計算模型的幾何參數，如表1所示。未做特別說明，下文的數值計算中均采用表1 中所示的計算參數。本次計算模型中基于以下假設：（1）假設流體為可壓縮理想氣體;（2）流體在界面上無相對滑動，即貼于表面的流體流速與表面速度相同;（3）忽略密封端面變形及介質溫度變化的影響。

表1 靜壓干氣密封初始計算參數Table 1 Initial calculation parameters of hydrostatic dry gas seal

2.1 網格無關性與程序正確性驗證

為驗證所選用湍流大渦模擬計算模型和方法的正確性，將其與靜壓氣體軸承徑向壓力分布的雷諾方程數值計算結果和實驗測試結果進行對比[28]，如圖3 所示。從圖中可看出，高速緩沖氣流出節流孔后，壓力迅速降低，在節流孔出口附近會形成局部壓降現象，隨后壓力逐漸回升至某一穩定值。基于層流假設的經典雷諾方程計算所得的氣膜壓力在節流孔出口附近并不會出現明顯的壓力下降和回升區域，且壓力明顯高于試驗測試結果；而在整個徑向范圍內，基于湍流大渦模擬方法計算所得的氣膜壓力分布與試驗測試結果基本吻合，從而證明該方法在求解靜壓氣體潤滑問題的可行性和正確性。

圖3 不同數值模擬方法所得氣膜壓力分布與實測值對比Fig.3 Film pressure obtained by different numerical simulation methods and measured values

由此可見，與以往基于解析法或采用有限元法、有限差分法求解基于層流假設的雷諾方程以獲得靜壓干氣密封穩態性能相比，采用湍流大渦模擬方法能更準確地求解出靜壓干氣密封節流孔出口附近的氣膜壓力分布，從而使密封開啟力、氣膜剛度和泄漏率等穩態性能參數數值預測精度更高。

為選取合適的網格數量，以兼顧計算精度和計算時間，本文計算了密封開啟力隨網格數量的變化規律，如圖4 所示。從圖中可看出，隨著網格數從48.6 萬增加至149.8 萬，密封開啟力先迅速減小，當網格數超過100 萬后趨于平緩，故下文數值計算時選取的網格數量為100萬。

圖4 網格無關性驗證Fig.4 Grid independence verification

2.2 徑向單列節流孔靜壓干氣密封的性能分析

在小孔節流靜壓氣體軸承的研究中發現[29-31]，節流氣壓力的適當提高有助于使靜壓潤滑氣膜的承載力和氣膜剛度得到提升，但過大的節流氣壓力容易造成靜壓氣體軸承或密封氣膜的氣錘自振，從而使其動力失穩而失效，故本節主要探討氣膜厚度和節流孔徑向位置對單列節流靜壓干氣密封穩態性能的影響。

圖5所示為經典小孔節流靜壓干氣密封的開啟力F、氣膜剛度kz、內泄漏率qi、外泄漏率qo和耗氣量q 等穩態性能參數隨氣膜厚度的變化規律。從圖中可看出，隨著氣膜厚度的增大，靜壓干氣密封的開啟力單調遞減，而氣膜剛度呈現出先增大后減小的變化規律，當膜厚為8 μm 時達到最大值，這與常規螺旋槽干氣密封的氣膜剛度隨膜厚增加而單調遞減的規律有明顯區別，說明靜壓干氣密封只有在合適的運行膜厚下才能獲得最大的氣膜剛度；密封內泄漏率呈增速遞增的變化規律，外泄漏率則先增大后減小，而耗氣量則先迅速增加后趨于穩定值。這是因為隨著氣膜厚度的增大，節流孔處的壓力峰值迅速減小，一方面膜厚的增大會引起內、外泄漏的迅速增加，另一方面因節流孔處壓力與內、外徑壓力之間的壓差減小則會使得內、外泄漏減小，因節流孔處壓力與外徑壓力之間的壓差更小，這種對氣體泄漏的削弱作用在節流孔與端面外徑之間的上游區尤為明顯，這兩種作用共同決定了干氣密封的內、外泄漏率及供氣量。特別地，當節流孔處的壓力低于外徑側壓力時，靜壓干氣密封的外泄漏率呈現為負值，也即介質由外徑側向內徑側流動。

圖5 經典小孔節流靜壓干氣密封穩態性能參數隨氣膜厚度變化規律Fig.5 Influence of film thickness on steady-state performance of hydrostatic dry gas seal with normal orifice-type restrictor

圖6 節流孔徑向位置對靜壓干氣密封穩態性能影響Fig.6 Influence of orifice radial position on steady-state performance of hydrostatic dry gas seal

圖6所示為節流孔徑向位置對靜壓干氣密封開啟力、泄漏率和耗氣量的影響。隨著節流孔中心所在半徑的增大，也即節流孔逐漸從內徑側向外徑側移動，靜壓干氣密封的開啟力呈現出先增大后減小的變化規律，其中在r=33 mm時達到最大值，也即當節流孔開設在密封端面徑向中部時具有最大的氣膜承載力；內泄漏率呈線性遞減，外泄漏率呈線性遞增，而耗氣量則基本不變，這是因為隨著節流孔逐漸向外徑側靠近而遠離內徑側，節流緩沖氣向內徑泄漏的流阻增加，而向外徑側泄漏的流阻減小，不過總的流阻基本不變，故耗氣量基本不受節流孔徑向位置影響。值得注意的是，當節流孔非常靠近內徑側時，節流緩沖氣的外泄漏率為負值，也即上游區的密封氣體由外徑側向內徑側流動。

2.3 徑向多列節流孔靜壓干氣密封穩態性能

從上述的分析中可以看出，相對于徑向單列節流孔靜壓干氣密封而言，單純依靠選擇合適的運行膜厚和優化節流孔徑向位置雖然能在一定程度上提高靜壓干氣密封的氣膜承載力和剛度，但是效果有限。研究采用徑向多列節流孔同時供氣靜壓干氣密封結構的氣膜潤滑性和密封性，并通過出氣模式匹配和徑向各列節流孔周向位置的優化以更好地平衡靜壓干氣密封的氣膜承載力、剛度和密封性。

圖7所示為徑向多列節流孔靜壓干氣密封的端面結構和計算域示意圖。對于徑向各列節流結構，其都由寬度為w的環形均壓槽和數量為N 的節流孔組成，且各節流結構沿徑向均勻布置。從外徑至內徑側，節流孔中心處的半徑r1、r2和r3分別為34.75、33和31.25 mm，各列節流孔直徑和均壓槽寬度相等，分別為d=0.2 mm 和w=1 mm。引入邏輯變量——出氣模式I 以表示徑向各列節流孔的供氣模式，I 的位數與節流孔徑向列數相等，某位上的數值0 表示給定徑向位置未開設節流結構，1 則表示給定徑向位置開設周向12 個節流孔以及環形均壓槽，I 的第1、第2和第3位分別對應靠近外徑側、徑向中間位置和靠近內徑側的節流結構供氣情況，如I=010 表示僅有徑向中間位置供氣的供氣模式，I=101 則表示靠近外徑側和靠近內徑側的兩列節流孔同時供氣的供氣模式。

圖7 徑向多列節流孔靜壓干氣密封端面結構示意圖Fig.7 Geometric structure of hydrostatic dry gas seal surface with multi-row orifices

圖8所示為四種不同出氣模式的多列節流孔靜壓DGS 與經典單列節流靜壓DGS 的開啟力、泄漏率和耗氣量。從圖中可看出，與單列節流靜壓DGS（I=010）相比，多列節流靜壓DGS 的開啟力、泄漏率和耗氣量都有所增加。開啟力和耗氣量主要受節流孔列數影響，相較于經典單列節流靜壓DGS，雙列節流靜壓DGS 的開啟力和耗氣量增幅分別約為10%和85%，三列節流靜壓DGS 的開啟力和耗氣量增幅分別約為20%和150%。從最關鍵的開啟力和內泄漏率兩個指標來看，相較于I=010 出氣模式，I=110 出氣模式在使開啟力增幅達到10%的前提下內泄漏率增幅控制在15%，而其他出氣模式的內泄漏率增幅都在50%以上。

圖8 不同出氣模式靜壓干氣密封開啟力與泄漏率Fig.8 Effect of exhaust mode on opening force and leakage rate of hydrostatic dry gas seal

圖9 不同出氣模式下靜壓干氣密封徑向壓力分布Fig.9 Radial pressure distribution of hydrostatic dry gas seal with different exhaust mode

圖9所示為四種徑向多列節流靜壓DGS與經典單列節流靜壓DGS（I=010）的徑向膜壓分布。從圖中可看出，I=111 出氣模式在整個密封端面徑向范圍內具有最大的膜壓值，故而形成最大的氣膜承載力和耗氣量。出氣模式I=110 和I=011 分別在經典出氣模式I=010 結構基礎上增加了靠近外徑側節流供氣和靠近內徑側節流供氣，故其分別能在靠近外徑側和靠近內徑側區域形成明顯的壓力峰值，從而引起開啟力和耗氣量增加，不過I=110 對外泄漏率影響較大，而I=011對內泄漏率影響較大。

圖10 不同出氣模式靜壓干氣密封穩態性能參數隨膜厚變化規律Fig.10 Effect of exhaust mode on steady-state performance of hydrostatic dry gas seal under different film thickness

上述分析是在給定氣膜厚度h=12 μm條件下獲得的。實際上，靜壓干氣密封可能會在不同的氣膜厚度下運行，且氣膜厚度可通過改變節流氣壓力或閉合力的方式以調控，故有必要獲得不同氣膜厚度下各徑向多列節流出氣模式靜壓干氣密封的運行性能。圖10所示為四種多列節流出氣模式與I=010的經典單列節流出氣模式靜壓DGS 的開啟力、氣膜剛度、內泄漏率和耗氣量。在各給定膜厚條件下，I=111 出氣模式靜壓DGS 的開啟力、內泄漏率和耗氣量最大，而I=010 出氣模式靜壓DGS 最小。當氣膜厚度h＜10 μm 時，I=101 出氣模式靜壓DGS 具有最大的氣膜剛度，且較其他幾種出氣模式靜壓DGS 高出25%以上；而其他三種徑向多列節流靜壓DGS 的氣膜剛度最大值與I=010 出氣模式相比并無明顯優勢，可見I=101 出氣模式適用于膜厚較小的場合。當h＞10 μm 時，I=111 出氣模式具有最大的氣膜剛度，而其他三種徑向雙列節流靜壓DGS 的氣膜剛度差異不大?？紤]到I=110 出氣模式僅比I=010 出氣模式的內泄漏率高出10%，而較其他三種徑向多列節流靜壓DGS要低20%～50%，故在膜厚較大時宜選用I=110 出氣模式的靜壓DGS。耗氣量主要受節流孔徑向列數影響，而與出氣模式關聯較弱，相較于經典的I=010 出氣模式靜壓DGS，徑向雙列節流靜壓DGS 的耗氣量增幅為60%～100%，而徑向三列節流靜壓DGS的增幅為120%～180%。由此可見，不同出氣模式的靜壓DGS 在不同運行膜厚下的性能各異，有望通過出氣模式的合理選擇以滿足不同運行膜厚和工況條件下靜壓干氣密封的低泄漏、高承載和高剛度的性能需求。

2.4 新型出氣模式可調靜壓干氣密封性能分析

鑒于徑向多列節流靜壓干氣密封對不同運行工況更強的適應能力，并借鑒淋浴噴頭出水模式可調原理，提出一種新型出氣模式可調靜壓干氣密封結構，以期通過調控出氣模式以使靜壓干氣密封適應不同的運行膜厚和工況條件。圖11 所示為出氣模式可調靜壓干氣密封的靜環組件結構示意圖。出氣模式可調靜壓干氣密封的靜環組件主要包括靜環及置于靜環背腔內的調節環，靜環端面上沿徑向均勻開設有多列環形均壓槽和節流孔，相鄰列節流孔周向錯排，且節流孔是連通密封端面均壓槽和靜環背腔的通道；調節環上與靜環背部端面貼合的端面上沿徑向均勻開設有集氣槽，各集氣槽的徑向位置與節流孔一一對應，相鄰列集氣槽周向直排，每個集氣槽通過開設于其內的通氣孔與節流氣腔連通，節流氣腔通過靜環側面的供氣孔與供氣管路相通。當某一節流孔位于對應的集氣槽范圍內時，帶壓節流氣方可通過通氣孔、集氣槽、節流孔而進入到均壓槽和密封間隙內。在運行過程中，調節環可在外部機構的控制下旋轉不同的周向角度，進而實現集氣槽與節流孔的不同匹配，達到調控出氣模式的目的。

圖11 一種出氣模式可調靜壓干氣密封靜環及調節環結構示意圖Fig.11 Geometric structure of stator ring and adjust ring of a hydrostatic dry gas seal with adjustable exhaust mode

以徑向四列節流靜壓干氣密封為例，圖12示出了隨著調節環周向夾角變化時所呈現的出氣模式，圖中陰影部分區域表示集氣槽和對應的節流孔重合。在調節過程中，靜環和設于其上的節流孔始終不發生周向轉動，而調節環和設于其上集氣槽發生周向偏轉。從圖中可看出，隨著調節環的周向旋轉，出氣模式可調靜壓干氣密封先后呈現出8 種出氣模式，分別對應出氣模式I=1000、1100、0100、0110、0010、0011、0001 和1001，其中模式1、3、5、7屬于徑向單列節流供氣，模式2、4、6 和8 屬于徑向雙列節流供氣。

圖12 不同調節環周向夾角對應的靜壓干氣密封出氣模式Fig.12 Exhaust modes of hydrostatic dry gas seal with different circumferential angle of adjust ring

圖13 所示為八種出氣模式對應的新型靜壓干氣密封開啟力、內泄漏率和耗氣量。從圖中可看出，不同出氣模式下的靜壓干氣密封表現出的開啟力、內泄漏率和耗氣量等穩態性能各異。為獲得較大的密封開啟力，建議取徑向雙列節流供氣模式，其中模式4 具有最大的開啟力；隨著調節環周向角度增加，提供節流氣的節流孔位置逐漸向內徑側移動，故而引起內泄漏率的不斷增加，而耗氣量基本只受節流孔列數的影響。若以最大密封開啟力為目標，并兼顧低內泄漏率，建議選取出氣模式4；若以最小內泄漏率為目標，并兼顧較大開啟力，建議選取出氣模式2；若以最小耗氣量為目標，并兼顧較大密封開啟力，則建議選取出氣模式5。由此可見，相較于經典的單列節流靜壓干氣密封，所提出的出氣模式可調靜壓干氣密封可通過調節出氣模式以在較大密封開啟力、低內泄漏率和低耗氣量之間達到更好的平衡。

圖13 不同出氣模式對應的靜壓干氣密封穩態性能參數Fig.13 Steady-state performance of hydrostatic dry gas seal with different exhaust modes

3 結 論

(1)徑向多列節流靜壓DGS 的開啟力和氣膜剛度較單列節流供氣靜壓DGS 顯著提高，最大增幅分別為15%和25%，不過也會帶來內泄漏率和耗氣量的增加?？拷鈴絺群蛢葟絺鹊碾p列節流供氣靜壓DGS（I=101）在膜厚較小時具有最佳的氣膜剛度，而靠近外徑側和徑向中間的雙列節流供氣靜壓DGS（I=110）在膜厚較大時能在獲得較大開啟力和氣膜剛度的同時兼具較低的內泄漏率。

(2)提出一種出氣模式可調的靜壓干氣密封結構，通過靜環背部調節環周向角度的控制可實現不同出氣模式的轉換，進而滿足高氣膜承載力、低內泄漏率和低耗氣量的功能需求。

符 號 說 明

d——節流孔直徑,mm

h——氣膜厚度,μm

hd——均壓槽深度,mm

I——節流孔供氣組合

kz——氣膜剛度,N·μm-1

l——節流孔長度,mm

N——節流孔個數

po,pi——分別為密封外徑壓力和密封內徑壓力,MPa

ps——節流氣壓力,MPa

qi,qo,q——分別為密封內泄漏率、外泄漏率、耗氣量,m3·s-1

r——節流孔位置半徑，mm

ri,ro——分別為密封端面內、外徑，mm

w——均壓槽寬度，mm

下角標

i——密封端面內徑

o——密封端面外徑