柱面氣膜密封鼓泡型支承結構力學性能研究

趙超越，劉美紅，孫軍鋒，韋邱發，許冬偉

（650500 云南省 昆明市 昆明理工大學 機電工程學院）

0 引言

目前，柱面氣膜密封作為一種新型的、微米級氣膜薄膜潤滑的非接觸式干氣密封[1]，區別于端面氣膜密封獨特的柔性支承結構，應用在航空燃氣輪中，用來應對其轉子系統劇烈振動和熱力變形[2]，實現密封副之間的非接觸，對降低航空燃氣輪機油耗損失有一定的重要意義。

柱面氣膜密封相比于端面氣膜密封的優勢在于具有較強的柔性浮動性，允許更大的徑向位移，但氣膜薄膜一般只有幾微米，即使在氣膜剛度很大的情況下也無法應對轉軸幾毫米的徑向擺動，所以應合理選用柱面氣膜密封的柔性支承結構進行隔離保護，避免密封軸與浮環密封表面因摩擦接觸而失效。自從1994 年首次提出柱面氣膜密封的概念以來，研究人員嘗試了多種柔性支承結構，以柔順箔、金屬橡膠、波箔等比較典型，都取得了一定的成果[3]，但也都存在一定的局限性，定量設計難度都比較大，沒有推廣應用。柔性支承結構在柱面氣膜密封中是不可或缺的一部分，對柔性支承材料的選擇和結構設計是柱面氣膜密封研究亟待解決的問題。本文以箔片動壓徑向氣體軸承作為參考來設計柱面氣膜密封新型柔性支承結構。柔性箔片氣體軸承常用柔性金屬平箔作為內表面，可以采用多種形式底層柔性支承結構為軸承提供一定的形變量[4]。本文采用一種帶有鼓泡型箔片的柔性支承結構，探索作為柱面氣膜密封柔性支承的可行性。針對鼓泡型箔片動壓徑向氣體軸承，國內外學者先后做了多項研究工作。鼓泡型箔片動壓徑向氣體軸承是由西安交通大學在本世紀初最先提出[5]。侯予[6]等提出了單層鼓泡型箔片軸承并對其進行了理論分析和實驗研究，研究表明，此結構有較大的支承剛度和承載能力；盧攀[7]等在不考慮頂層平箔片變形的情況下，分析了單個鼓泡尺寸變化對其支承剛度的影響；賴天偉[8]等提出了采用兩層或多層鼓泡箔片作為柔性支承結構，可以有效地調整和改善彈性箔片軸承的剛度和阻尼特性；陳汝剛[9]等提出了以彈性鼓泡支承的新型波箔結構，此結構具有良好的阻尼特性，能夠滿足微小型高速透平穩定運轉。鼓泡箔片動壓氣體軸承具有優良的性能，自適應性更強，且具有結構簡單、制作方便以及適應工作溫度的范圍廣等優點[10]，所以本文將其作為參考來設計柱面氣膜密封鼓泡型柔性支承結構。

針對鼓泡型柔性箔片這種支承結構，通過仿真分析，獲得鼓泡高度、半徑以及平箔箔片厚度對其力學性能的影響，得到平箔片和鼓泡箔片的最大等效應力及變形情況，并對結構變形的結果作相應分析。

1 模型參數定義

1.1 模型結構

鼓泡型柔性支承柱面氣膜密封結構如圖1 所示，主要由轉軸、軸套（動環）、浮環（平箔）以及鼓泡箔片等組成。在轉軸的轉動下，帶動軸套同步轉動，因軸套外表面開設槽深為10 μm 的T 型槽以及軸套與浮環偏心結構的設計形式，在其間隙處會因流體動壓效應形成一層微米級別的氣膜薄膜，氣膜產生一定的流體動壓力使軸套和浮環相互分離。鼓泡箔片置于浮環的外側，與浮環相接觸，用以緩沖轉軸因轉速過大產生徑向位移時動環與浮環發生碰撞。

圖1 鼓泡型柔性支承柱面氣膜密封結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of bubble-type flexible support cylindrical gas film seal structure

1.2 參數定義

密封介質為空氣，本文采用的槽型見圖2 所示，具體參數設置見表1 所示。

表1 柱面氣膜密封結構參數Tab.1 Cylindrical gas film seal structure parameters

圖2 T 型槽柱面氣膜展開圖Fig.2 The expansion view of T-groove cylindrical gas film seal

本文所采用的槽型為T 型槽，這種槽型在非接觸式柱面氣膜密封中具有一定的動壓效應和正反轉工作能力，其槽型結構也是對稱布置。

2 流固耦合模型建立

2.1 參數化建模

建立T 型槽柱面氣膜密封的動環和靜環，其中氣膜密封動環外表面開有槽深10 μm 的T 型槽。T 型槽氣膜模型如圖3 所示，鼓泡模型如圖4 所示。

圖3 T 型槽氣膜模型Fig.3 T-groove gas film model

圖4 鼓泡模型的建立Fig.4 Establishment of blister foil model

柔性支承結構主要由3 行16 列相同的鼓泡、鼓泡箔片以及平箔片構成。其鼓泡箔片局部模型示意圖如圖5 所示，參數設置如表2 所示。

表2 鼓泡型箔片結構參數Tab.2 Structural parameters of bubbling foil

圖5 柱面氣膜密封鼓泡型柔性支承結構Fig.5 Cylindrical gas film seal bubble type flexible supporting structure

2.2 網格劃分

本模型的網格劃分需考慮和解決下面幾個問題：（1）交界面上的網格和節點的位置非常重要。在計算過程中，畫網格的時候，流體交界面和固體交界面網格節點的位置盡量畫得相近，保證計算精度。本文采用共型的網格，流體交界面上的網格節點位置和固體交界面上的網格節點位置是一模一樣的，提高計算精度；（2）柱面氣膜模型橫縱尺寸跨度較大，縱向尺寸達到毫米級，而氣膜橫向尺寸僅有微米級，需要分塊進行網格劃分。綜上，本文采用專業前處理網格劃分軟件ANSA，分別對流體域和柔性支承固體域進行網格劃分。劃分后的流體域網格數235 682，固體域網格數572 480，網格類型均是正交性較好的六面體網格。如圖6—圖8 所示。

圖6 T 型槽網格模型Fig.6 Mesh in film of T-groove ring seal

圖7 流固共型網格Fig.7 Fluid-solid common mesh

圖8 單個鼓泡網格Fig.8 Single bubble mesh

2.3 計算模型假設

（1）假設動環和靜環楔形間隙中流體氣膜符合牛頓粘性定律的連續介質；

（2）氣膜與動環和靜環表面無相對滑動，符合無邊界滑移條件；

（3）氣膜運行穩定，無擾動及振動；

（4）動環和靜環在運行過程中無壓力變形和熱變形；

（5）忽略氣膜慣性力和體積力；

（6）只考慮靜環的變形與偏轉，忽略動環的。

2.4 設置邊界條件

（1）流體域內表面：設置旋轉速度，模擬軸的轉動；

（2）流體域外壁面：這部分是與柔性支承固體接觸的FSI 界面，為無滑移壁面條件；

（3）流體域一側inlet 為端面入口，設置邊界條件為壓力入口；

（4）流體域另一側outlet 為端面出口，設置邊界條件為壓力出口；

（5）平箔內壁面，即與流體域外壁面相重合的一面，設定為流固耦合面；

（6）鼓泡結構與平箔相接觸，將鼓泡與平箔接觸區設置為接觸約束，鼓泡的另一端面設置為固定壁面。

2.5 求解設置

在ANSYS Workbench 平臺中，分別建立Fluent 模塊和Static Structure 固體模塊，將Fluent模塊計算壓力結果作為載荷加載到固體域計算機幾何上。流體分析設置中，采用基于壓力求解，選用SIMPLEC 壓力修正法來定義分離求解器。

2.6 設定網格獨立性檢驗

如圖9 所示，平均氣膜厚度為10 μm 的柱面氣膜密封浮升力、泄漏量隨劃分網格數量變化趨勢。隨著劃分網格數量的增加，浮升力、泄漏量都經歷了先增大，后趨于平穩的變化趨勢。在網格數量從23 萬增加到90 萬的過程中，氣膜浮升力從3 441 N 精確到3 451 N，泄漏量從2.37×10-5kg/s 精確到2.38×10-5kg/s，其運算出來的氣膜浮升力誤差為0.29%，泄漏量為0.42%。這表明，圖9中盡管網格劃分更細致，網格數量更多，但其氣膜浮升力、泄漏量運算結果誤差均小于1%。根據前人的經驗[11-12]，在不影響流場分析的情況下，網格數量取值盡量小，提高計算效率、減少工作量。綜合考慮，采用235 682 的網格數目。

圖9 網格無關性驗證參數對比圖Fig.9 Comparison of grid independence verification parameters

3 單向流固耦合計算結果分析與處理

3.1 氣膜流場的分析

轉速為12 000 r/min，高壓入口側壓力為0.3 MPa，低壓出口側壓力為0.1 MPa 時，柱面氣膜密封流體域的靜壓力分布如圖10 所示。

圖10 柱面氣膜密封流體域靜壓分布Fig.10 Hydrostatic pressure distribution of cylinder gas film seal

動環隨轉軸進行同步高速轉動。因在動環的外表面開設T 型槽，依靠泵吸和動壓效應對密封氣體進行加壓，由于槽區和非槽區之間存在臺階進而在此處引發壓降，使得壓力在槽根徑處積聚，產生較大壓力，從而動靜環的間隙處形成一層氣膜，進行密封。根據靜壓分布云圖，最高壓力為0.358 MPa，高壓入口側的壓力為0.3 MPa。

3.2 鼓泡結構幾何尺寸對柔性支承性能的影響

本節采用控制變量法，針對幾個鼓泡結構參數和選用不同材料，分別對單個參數選取不同的數值，分別分析其力學性能。

浮環變形量和等效應力分布如圖11、圖12所示。可以看出，正是由于鼓泡結構的存在，使得浮環與鼓泡結構的接觸端形成了一種柔性接觸，使得浮環在接觸端產生了較小的變形量，集中分布在浮環與鼓泡的接觸區域，但不可避免地在非接觸區域會產生較大變形，最大變形量為0.012 4 μm，其值也遠小于浮環的厚度和鼓泡的高度。同時，浮環的最大等效應力值也是在浮環與鼓泡的接觸區域，最大等效應力值為62.086 MPa，而鼓泡結構此處的最大等效應力值為59.045 MPa。本次分析柔性支承材料使用的是結構鋼，具備屈服強度≥355 MPa，遠大于62.086 MPa 的應力值。浮環變形量的值不高于0.02 μm，而柱面氣膜密封的氣膜間隙取為0.01 mm，氣膜間隙大于浮環最大變形量。當柔性支承結構正常時，結構不會發生碰撞失效。

圖11 浮環結構變形量云圖Fig.11 Cloud diagram of maximum deformation of floating ring structure

圖12 浮環結構等效應力云圖Fig.12 Equivalent stress cloud diagram of floating ring structure

3.2.1 平箔厚度對柔性支承性能的影響

根據控制變量法，在確保其他參數不變的情況下只改變單個參數。當鼓泡高度為0.25 mm、鼓泡半徑為1 mm 時，分析平箔厚度變化對其柔性支承性能的影響。柔性支承的等效應力最大值、最大變形量的影響曲線圖如圖13 所示。

圖13 平箔厚度對柔性支承性能的影響Fig.13 Influence of flat foil thickness on the performance of flexible support

由圖13 可以分析得出，隨著平箔厚度的增加，柔性支承的最大等效應力、最大變形量不斷在減小。原因是平箔厚度變大會使柔性支承整體剛度變大，增大平箔的抗彎剛度，平箔結構在相同的外載荷下的變形減小，徑向剛度增大，同時抑制了平箔變形引起的密封氣體的流失，提高了氣膜的剛度。而鼓泡結構的最大等效應力，隨著平箔厚度的增加，基本不受其影響，保持在一個大致穩定的值。平箔結構最大變形量與平箔結構等效應力的變化趨勢基本保持一致。

3.2.2 鼓泡高度對柔性支承性能的影響

由圖14 可以看出，在控制其他變量不變的情況下，鼓泡高度增大，柔性支承結構最大等效應力出現了先增大后降低的變化趨勢。鼓泡高度在0.2～0.3 mm 的高度時，平箔的最大等效應力值趨于平緩，而平箔的最大變形量，在鼓泡高度處于0.2～0.45 mm 范圍內，幾乎保持不變，鼓泡高度對平箔的變形量的影響相對較小。

圖14 鼓泡高度對柔性支承性能的影響Fig.14 Effect of bubble height on the performance of flexible support

3.2.3 鼓泡半徑對柔性支承性能的影響

由圖15 可以看出，在鼓泡高度取定0.25 mm時，鼓泡半徑過小，平箔會產生較大的等效應力，半徑過大，對比較小鼓泡半徑的等效應力也沒有明顯的改善，考慮影響其結構設計的美觀且加大了材料的使用，綜上鼓泡半徑取0.9～1 mm 較為合理。

圖15 鼓泡半徑對柔性支承性能的影響Fig.15 Influence of bubble radius on the performance of flexible support

3.2.4 不同材料對柔性支承性能的影響

在相同的工況下，不同材料的平箔最大等效應力、變形量不同。石墨的最大變形量要明顯高于其他材料，是因為石墨材料的密度小，彈性模量、泊松比較小，導致使用石墨材料時，具有較大的變形量、較小的等效應力。但石墨材料有著較好的自潤滑性，在結構運行過程中發生碰磨的情況下，石墨粒由于自潤滑性可減緩動環與浮環的摩擦，有利于氣膜的穩定。而采用鈹青銅材料的最大等效應力要明顯大于鋼材料以及碳化鎢材料，最大變形量僅小于石墨材料。考慮到在柔性支承材料的選擇中，要注重材料強度與剛度兼顧，鈹青銅的等效應力較大而變形量適中，在5 種材料中性能最為合適。如圖16、圖17 所示。

4 結論

使用ANSYS 軟件，對柱面氣膜密封柔性支承結構進行單向流固耦合分析，得到了柔性支承結構等效應力和最大變形量情況。得到的相關結論如下：

（1）平箔厚度的變大使柔性支承整體剛度變大，使得柔性支承結構的承載力和抵抗變形能力變強。根據仿真結果發現，平箔厚度在0.6 mm以后，平箔結構的等效應力、最大變形量變化趨勢變平緩，建議平箔厚度取值0.6 mm，可以使結構具有較好的強度和剛度。

（2）通過對柔性支承結構中平箔厚度、鼓泡半徑、鼓泡高度幾個參數的控制變量仿真，對柔性支承的最大等效應力和變形量進行分析發現，鼓泡結構的柔性支承可以很好地抵抗變形，平箔厚度對柔性支承影響最大，鼓泡半徑、鼓泡高度對柔性支承相對較小，考慮取值鼓泡半徑0.9～1 mm，鼓泡高度0.2～0.3 mm。

（3）通過對柔性支承結構進行仿真研究發現，鼓泡結構的柔性支承在產生合理的等效應力同時有較小的變形量可以很好地抵抗變形，能夠滿足柱面氣膜密封的正常運行。柱面氣膜密封鼓泡箔片的箔片變形分布與經典的波箔結構有類似之處，但也存在著明顯的差異，鼓泡箔片的點支撐效應是這種差異存在的主要原因。