回轉式空氣預熱器柔性密封片模擬分析

姚 亮，王少華，張 露

（西南交通大學機械工程學院，四川 成都 610031）

1 引言

回轉式空氣預熱器作為鍋爐設備的重要能量回收裝置，被廣泛應用于大型火電機組中[1]，對節(jié)能減排，環(huán)境保護具有重要意義，但目前回轉式空氣預熱器普遍存在漏風較大的問題，是該類設備的致命缺點[2-3]。早在1953 年，文獻[4]就對火電機組的鍋爐效率和發(fā)電機輸出功率進行研究，他們指出其效率和功率將直接受到回轉式空預器漏風量的影響。其后不久，文獻[5]提出并規(guī)范了回轉式空預器換熱效率和漏風率的概念。目前市場上，回轉式空氣預熱器密封裝置主要有可調(diào)式密封、VN 固定式密封、彈簧合頁式密封、柔性接觸式彈簧片密封，其中柔性接觸式彈簧片密封綜合了其他各種密封裝置的優(yōu)點[6-7]，可以有效降低漏風率，密封性能最優(yōu)，且不會造成轉子卡停。剛度是影響柔性密封片的重要性能參數(shù)[8]，剛度不夠時，柔性密封片難以抵擋空氣預熱器內(nèi)部風壓，密封性能急劇降低，剛度過大時，會增加摩擦阻力，增大運行負荷，同時會造成密封片壽命過短、容易斷裂、扇形板磨損嚴重等諸多問題[9]。

已有文獻[10]對回轉式空氣預熱器隔倉壓差對柔性密封裝置的影響進行了分析，但并沒有找到影響密封片抗風壓性能的實質(zhì)影響因素。提出了一種新型柔性密封片，采用GH4169 鎳基高溫合金制造，通過底端孔位與空預器轉子進行螺栓連接，其機械結構，如圖1 所示。

圖1 柔性密封片示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Flexible Seal Sheet

運用理論分析的方法分析了柔性密封片整體尺寸與其抗風壓性能之間關系，再利用有限元軟件ANSYS 的APDL 語言建立柔性彈簧式密封片的參數(shù)化力學模型，進行仿真分析驗證，通過優(yōu)化其結構參數(shù)，設計出滿足實際工況要求的柔性密封片。

2 柔性密封片工作概況及理論分析

2.1 工作概況

傳統(tǒng)的三分倉空預器主要由外殼、轉子及扇形板組成。轉子內(nèi)部布滿了蓄熱元件，通過轉子的旋轉，空預器將鍋爐廢氣中的殘余熱量傳遞給鍋爐即將耗用的新鮮空氣，達到能量回收，節(jié)能減排的功效。由于空預器轉子與扇形板之間存在相對運動，二者之間必然存在接觸間隙，為了防止冷熱風交替泄漏，目前大部分空預器都設有密封裝置。柔性接觸式密封是目前廣泛應用的密封裝置，以熱端徑向的一小段密封片為研究對象，在空預器停機狀態(tài)時，密封片主要受扇形板的接觸位移作用，密封補償量為10mm，將此工況稱為工況0，空預器工作狀態(tài)時密封片同時受到接觸位移及風壓作用，將此工況稱為工況1。

2.2 理論分析

對于工況0，由于扇形板施加給柔性密封片位移載荷，柔性密封片必定對扇形板產(chǎn)生一定的接觸正壓力，根據(jù)文獻，為使主電機電流升高量控制在2A 以內(nèi)，密封片與扇形板接觸正壓力應控制在180N/m 以內(nèi)。對于工況1，柔性密封片除了承受扇形板的位移載荷作用，還要承受風壓作用，三分倉回轉式空預器存在的最大風壓值在14kPa 左右，考慮到隔倉間由兩道密封片進行密封，每到密封片承受的最大風壓值在7kPa 左右。柔性密封片須同時滿足工況0 和工況1 的要求。

圖2 密封片工作狀態(tài)示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Seal Working State

對工作狀態(tài)下的柔性密封片進行力學分析，在工況0 時，設密封片對扇形板的正壓力為F，密封片寬度為a，則密封片產(chǎn)生的反力矩：

工況1 時，將密封片的受風壓面簡化為圖2 中虛線部分，風壓對密封片壓力產(chǎn)生的總力矩：

工況1 密封片能夠承受住風壓的條件為：

式中：F—密封片對扇形板的正壓力，N；

L—密封片的總體尺寸，m；

α—密封片簡化模型與水平方向的夾角，°；

P—密封片承受的風壓，Pa；

a—密封片寬度，m。

由于F 的上限值為18N，0＜cosα＜1，因此，密封片在同時滿足工況0 和工況1 的要求時，根據(jù)此推導公式分析，密封片的總體尺寸L 是影響柔性密封片承受風壓能力的主要因素。密封片的總體尺寸越小，其承受風壓的能力越強。為了驗證該推導公式的正確性，以下將選取五種不同參數(shù)的密封片進行有限元仿真。

3 有限元仿真

3.1 有限元模型的建立

利用有限元仿真軟件ANSYS 的APDL 語言對柔性彈簧式密封片進行參數(shù)化建模，柔性彈簧式密封片的有限元模型參數(shù)為：厚度d、彈性半徑R、初始迎角θ、總長l，F(xiàn) 為所受外力載荷，如圖3 所示。

圖3 柔性密封片結構參數(shù)示意圖Fig.3 Schematic Diagram of Structure Parameters of Flexible Seal

3.2 有限元網(wǎng)格劃分

采用ANSYS 中的板殼單元shell63，采用線網(wǎng)格的劃分方式進行網(wǎng)格劃分，獲得疏密程度均勻，大小適中的四邊形網(wǎng)格，如圖4 所示。

圖4 柔性密封片有限元模型示意圖Fig.4 Finite Element Model of Flexible Seal Sheet

3.3 材料參數(shù)

由于空預器內(nèi)部具有幾百攝氏度的高溫，選用GH4169 鎳基高溫合金，材料物理特性：密度8.24g/cm3，彈性模量2.0GPa，泊松比0.3，400℃條件下工作時許用彎曲應力σ=400MPa。物理及幾何參數(shù)均采用國際單位。

3.4 載荷及邊界條件

根據(jù)柔性彈簧式密封片的的使用工況，為方便計算，工況0時，在其有限元模型上邊界線添加豎向力載荷，如圖2 所示。工況1 時密封片同時受風壓載荷及位移載荷，但由于只關注密封片的在不同風壓下的位移值，在計算時僅施加壓強載荷。在柔性彈簧式密封片有限元模型下邊界線添加全約束。

4 不同總體尺寸的計算結果與分析

為了保證計算結果不受其他結構尺寸參數(shù)干擾，僅驗證密封片承受最大風壓與其總體尺寸的關系。參照目前主流回轉式空預器轉子與扇形板之間的空間尺寸，結合密封補償量的要求，選取一組密封片結構參數(shù)進行等比例縮放，生成五組密封片的結構尺寸參數(shù)，各組密封片的結構尺寸，如表1 所示。

表1 五組密封片的結構尺寸參數(shù)表Tab.1 Structural Dimensions of Five Sets of Seals

4.1 不同總體尺寸的力-位移關系

分別對五組不同總體尺寸的密封片進行有限元仿真計算，得到各組密封片的力-位移曲線，如圖5 所示。可見，五組密封片在密封補償量為10mm 時的正壓力均小于18N，能夠滿足工況0的要求，5 組計算結果的最大Mises 應力為283.2MPa，滿足許用應力要求，密封片與扇形板間的正壓力隨著總體尺寸增大呈上升趨勢，但上升幅度很小。

圖5 不同總體尺寸密封片與扇形板間的正壓力Fig.5 Positive Pressure Between Different Overall Sizes of Seals and Fan-Shaped Plates

在工況0、密封補償量為10mm 狀態(tài)下，五組密封片的F、L、cosα 值及根據(jù)推導公式計算得密封片承受壓強值，如表2 所示。

表2 五組密封片承受最大壓差的理論計算值Tab.2 The Theoretical Calculation Value of Five Sets of Seal Plates Bearing Maximum Pressure

4.2 不同總體尺寸的壓強-位移關系

分別對5 組密封片施加壓強載荷進行有限元仿真，得到5組不同總體尺寸密封片的壓強位移曲線，如圖6 所示。由于密封補償量為10mm，密封片自由端位移為10mm 時為各組密封片所能承受的極限壓強值，理論上在該狀態(tài)下密封片在工況0 時產(chǎn)生的正壓力力矩剛好抵消工況1 的風壓力矩，密封片與扇形板間正壓力為零。壓強位移曲線結果表明，隨著密封片總體尺寸的逐漸減小，密封片所能承受的極限風壓呈明顯上升趨勢，與前面的理論分析結果相符。

圖6 不同總體尺寸密封片的壓強-位移曲線Fig.6 Pressure-Displacement Curves of Seals of Different Overall Sizes

由推導公式計算所得的各組密封片能夠承受風壓的最大值及仿真分析所得的密封片承受風壓的極限值，如表3 所示。二者之間的最小誤差為4.3%，最大為24.1。密封片的尺寸越大，誤差率越高，其原因在于公式計算忽略了工況1 時密封片自由端的風壓作用下水平方向的位移，密封片片總體尺寸越大，水平位移越大，因此誤差也隨之增大。

表3 仿真分析與理論分析誤差Tab.3 Error Values of Simulation and Theoretical Analysis

5 不同結構參數(shù)計算結果與分析

回轉式空預器要求其密封片能夠承受7kPa 左右的風壓，根據(jù)前面的研究結果，只有第一組密封片能夠勉強滿足使用要求，選取第1 組密封片的結構參數(shù)對其進行進一步研究，分析總長l、彈性半徑R、初始迎角θ 及厚度d 對密封片剛度、強度的影響，設計出能夠滿足空預器工作要求的結構參數(shù)。

5.1 總長l 對密封片性能的影響

圖7 不同總長的力-位移曲線Fig.7 Force-Displacement Curves of Different Lengths

選取五組不同總長的密封片，保持其他三個結構參數(shù)不變，對密封片進行仿真分析。五組不同總長的密封片在工況0 下的力-位移曲線，如圖7 所示。結果表明，隨著密封片總長的增加，密封片與扇形板間的正壓力呈下降趨勢。各組密封片的最大Mises 應力無明顯變化，均未超過310MPa，五組密封片均能滿足工況的要求。五組不同總長的密封片在僅受壓強載荷時的壓強-位移曲線，如圖8 所示。結果表明，隨著密封片總長的增加，密封片抵抗風壓的能力逐漸減弱，總長超過36mm 時，密封片已難以承受7kPa 的風壓載荷。密封片在總長為35mm，工況1 狀態(tài)下其最大Mises 應力已超過400MPa，超過其許用應力要求，因此五組中只有總長35.5mm 的密封片能夠滿足工況1 的要求，如圖9 所示。

圖8 不同總長的壓強-位移曲線Fig.8 Pressure-Displacement Curves of Different Lengths

圖9 工況1 最大Mises 應力-位移曲線Fig.9 Maximum Mises Stress-Displacement Curve in Working Condition 1

5.2 彈性半徑R 對密封片性能的影響

選取五組不同彈性半徑的密封片，保持其他三個結構參數(shù)不變，對密封片進行仿真分析。五組不同彈性半徑的密封片在工況0 下的力-位移曲線，如圖10 所示。結果表明，隨著密封片彈性半徑的增大，密封片與扇形板間的正壓力呈下降趨勢。各組密封片的最大Mises 應力隨著彈性半徑的減小呈增大趨勢，但均未超過350MPa，五組密封片均能滿足工況0 的要求。五組不同彈性半徑的密封片在僅受壓強載荷時的壓強-位移曲線，如圖11 所示。結果表明，隨著密封片彈性半徑的增加，密封片抵抗風壓的能力逐漸減弱，彈性半徑超過6mm 時，密封片已難以承受7kPa 的風壓載荷。密封片的彈性半徑小于5.5mm 時，工況1 狀態(tài)下其最大Mises應力已超過400MPa，如圖12 所示。超過其許用應力要求，因此五組中只有彈性半徑為6mm 的密封片能夠滿足工況1 的要求。

圖10 不同彈性半徑的力-位移曲線Fig.10 Force-Displacement Curves of Different Elastic Radii

圖11 不同彈性半徑的壓強-位移曲線Fig.11 Pressure-Displacement Curves of Different Elastic Radii

圖12 不同彈性半徑的壓強-最大Mises 應力曲線Fig.12 Pressure-Maximum Mises Stress Curves of Different Elastic Radii

5.3 初始迎角θ 對密封片性能的影響

選取五組不同初始迎角θ 的密封片，保持其他三個結構參數(shù)不變，對密封片進行仿真分析。五組不同初始迎角的密封片在工況0 下的力-位移曲線，如圖13 所示。結果表明，隨著密封片初始迎角的增加，密封片與扇形板間的正壓力呈下降趨勢。各組密封片的最大Mises 應力無明顯變化，均未超過350MPa，五組密封片均能滿足工況的要求。五組不同初始迎角的密封片在僅受壓強載荷時的壓強-位移曲線，如圖14 所示。結果表明，隨著密封片初始迎角的增加，密封片抵抗風壓的能力逐漸減弱，初始迎角超過31°時，密封片已難以承受7kPa 的風壓載荷。五組不同初始迎角密封片在工況1 狀態(tài)下其最大Mises 應力均未超過400MPa，滿足許用應力要求，隨著初始迎角的增大，密封片的最大Mises 應力呈上升趨勢，但上升速度極其緩慢，如圖15 所示。

圖13 不同初始迎角的力-位移曲線Fig.13 The Force-Displacement Curves of Different Upwarping Initial Angle

圖14 不同初始迎角的壓強-位移曲線Fig.14 Pressure-Displacement Curves of Different Initial Upwarping Angle

圖15 不同彈性半徑的壓強-最大Mises 應力曲線Fig.15 Pressure-Maximum Mises Stress Curves of Different Elastic Radii

5.4 厚度d 對密封片性能的影響

選取三組不同厚度的密封片，保持其他三個結構參數(shù)不變，對密封片進行仿真分析。三組不同厚度的密封片在工況0 下的力-位移曲線，如圖16 所示。結果表明，隨著密封片總長的增加，密封片與扇形板間的正壓力呈明顯上升趨勢，厚度為0.4 時密封片與扇形板間的正壓力已超過16N，無法滿足工況0 的要求。各組密封片的最大Mises 應力隨著密封片厚度的增加呈明顯上升趨勢，厚度為0.4 時已超過400MPa，同樣無法滿足工況要求。

圖16 不同厚度的力-位移曲線Fig.16 Force-Displacement Curves of Different Thickness

三組不同厚度的密封片在僅受壓強載荷時的壓強-位移曲線，如圖17 所示。結果表明，隨著密封片厚度的減小，密封片抵抗風壓的能力逐漸減弱，厚度為0.2mm 時，密封片僅能承受2.1kPa的風壓載荷。工況1 狀態(tài)下隨著密封片厚度的增加，其最大Mises應力呈明顯上升趨勢，厚度為0.4 時已達到535MPa，超過其許用應力要求，因此三組中只有厚度為0.3mm 的密封片能夠同時滿足工況0 和工況1 的要求，如圖18 所示。

圖17 不同厚度的壓強-位移曲線Fig.17 Pressure-Displacement Curves of Different Thickness

圖18 不同厚度的壓強-最大Mises 應力曲線Fig.18 Pressure-Maximum Mises Stress Curves of Different Thickness

6 結論

（1）回轉式空預器柔性密封裝置的設計需要同時滿足兩個重要性能指標，一是在停機狀態(tài)下或啟動瞬間密封裝置與扇形板間接觸正壓力不能過大，二是密封裝置在空預器運行時能夠抵擋7kPa 左右的風壓。

（2）通過理論分析的結果與有限元仿真分析的驗證，在密封片與扇形板接觸正壓力滿足要求的情況下，密封片的總體尺寸是影響其抗風壓性能的主要因素，密封片的總體尺寸越小，其抗風壓能力越強，但尺寸過小的密封片安裝難度較大，密封補償量難以保證。

（3）在柔性密封片總體尺寸L 確定的情況下，密封片的結構參數(shù)對其密封性能及最大工作應力具有一定影響，其中厚度d 為主要影響因素。通過優(yōu)化其結構參數(shù)能夠設計出密封性能最優(yōu)，最大工作應力滿足許用應力要求的柔性密封片。