回轉式空氣預熱器柔性密封片流固耦合分析

吳 磊，王少華，姚 亮，杜佳橋

（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（簡稱空預器）是提高鍋爐效率的重要組件之一，具有質量輕、鋼耗少、布置方便等特點[1-2]。在空預器運行過程中，其內部轉子與扇形板間存在一定的間隙，在隔倉壓差作用下的空氣會通過間隙泄漏。處理間隙泄漏問題的常規方法是配備一套密封系統，傳統密封技術采用剛性非接觸式密封，存在漏風率高、密封效果差等問題，如間隙自動控制系統和雙密封技術[3-4]。早在1988年，文獻[5]首次提出預留間隙的設計思路，并分析了空預器轉子的熱變形。2006年，文獻[6]通過對減少漏風措施的分析，提出了改造方案并達到了預期效果。2013年，文獻[7]通過對影響回轉式空預器漏風率因素的分析，提出壓差漏風是主要漏風。

回轉式空預器密封裝置主要有接觸式柔性密封、彈簧合頁式密封、VN固定式密封、可調式密封等幾種形式，接觸式柔性密封裝置因密封效果良好而得到了大量應用[8-9]。柔性密封片在工作狀態下同時受到預壓及流場壓差作用，密封片的預壓效果影響著回轉式空預器漏風率。利用CFX軟件對回轉式空氣預熱器進行三維數值模擬，對其內部的氣流場、柔性密封片進行流固耦合分析，研究密封片結構參數對其性能的影響，同時分析密封間隙和預壓量的關系，從而設計出滿足工作要求的柔性密封片。

2 柔性密封片

2.1 柔性密封片簡介

柔性密封片作為柔性密封裝置核心部件之一，在預壓作用下產生約束反力矩來抵抗空預器內部流場壓差。密封片在工作狀態時受到預壓載荷和流場壓差載荷，在兩種載荷下的柔性密封片與扇形板間的漏風間隙直接影響著回轉式空預器漏風率。柔性密封裝置主要由柔性密封片、固定靠板、預壓背板及熱雙金屬自補償裝置組成，其示意圖，如圖1所示。

圖1 柔性密封片裝置結構示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Flexible Sealing Disc Device

當回轉式空預器工作運行時，其內部溫度高達幾百攝氏度，普通的合金鋼材料無法滿足密封片工作要求，因此選用鎳基高溫合金作為密封片材料，其材料的具體參數，如表1所示。

表1 密封片材料參數Tab.1 Sealing Disc Material Parameters

2.2 柔性密封片研究工況

將回轉式空氣預熱器工作狀態時密封片同時受到預壓及流場壓差作用下的工況作為研究工況。空預器空氣倉和煙氣倉間的壓差最高為14000Pa，該壓差由兩至三道柔性密封片承受。研究工況下的漏風率設定在5%以內，密封間隙為3mm。研究工況下的柔性密封片示意圖，如圖2所示。

圖2 密封片研究工況示意圖Fig.2 Schematic Diagram of Working Condition of Sealing Disc

3 有限元仿真

3.1 有限元模型建立及網格劃分

柔性密封片的尺寸相對于回轉式空預器的整體外形尺寸來說是很小的，為了節省計算時間及得到精確的計算結果，僅選取對密封片產生作用的局部空預器區域作為流體域。采用Pro/Engineer軟件建立寬度為100mm的柔性密封片和空預器局部流場三維模型，如圖3所示。

圖3 流固耦合三維模型Fig.3 Fluid-Solid Coupling 3d Model

將建立好的三維模型導入到Ansys Workbench中進行流固耦合分析，利用Workbench自帶的Mesh模塊對密封片裝置及流體域進行網格劃分，在綜合考慮仿真分析時間和計算結果精度的基礎上，得到的有限元網格模型，如圖4所示。

圖4 流體域及密封片有限元網格模型Fig.4 Fluid Domain and Seal Element Mesh Model

3.2 流固耦合邊界條件設置

完成對柔性密封片和流體域的網格劃分之后，需要對流固耦合控制方程所應滿足的邊界條件進行設置，不同的邊界條件會對流固耦合計算結果產生重要影響[10]。流體域入口采用Static Pressure入口邊界條件，流體域出口采用openning自由流出口邊界條件。將密封片作為流固耦合交界面與流體域出入口邊界以外的其他表面一同設置為壁面邊界條件。流體域材料采用標準大氣壓下的25℃空氣，固體域材料使用鎳基高溫合金。對于約束及載荷，固體域下表面施加全約束，密封片接觸端施加豎直向上的力載荷以模擬預壓反力矩。完成邊界條件設置的整個計算域模型，如圖5所示。

圖5 計算域模型Fig.5 Computational Domain Model

4 流固耦合計算結果分析

回轉式空氣預熱器柔性密封片結構參數包括：厚度d、彈性半徑R、初始迎角θ和直線端長度l，其示意圖，如圖6所示。

圖6 柔性密封片結構參數Fig.6 Structural Parameters of Flexible Seals

針對柔性密封片四個結構參數，改變其中一個參數，其他三個參數保持不變。利用CFX軟件對柔性密封片進行流固耦合模擬，研究不同結構參數對密封片性能的影響。為了使模擬計算更加符合真實情況，施加載荷過程中在密封片接觸端施加一個反力來模擬預壓反力矩產生的效果。改變反力的大小使其產生的力矩與流場壓差對密封片產生的力矩達到平衡，處于平衡狀態下的密封片位移云圖，如圖7所示。最后根據反力產生的反力矩大小準確計算出密封片的預壓量。

圖7 平衡狀態下的密封片位移云圖Fig.7 Displacement Cloud Diagram of Sealing Disc under Equilibrium State

針對作用于回轉式空預器密封片表面的壓差載荷，文獻[11]在分析空預器隔倉壓差對柔性密封片強度和剛度的影響中將壓差作為均布壓強施加到密封片上，卻未考慮到實際的流場對密封片的作用是復雜的，其結果存在一定的誤差。為了使計算結果更加精確，采用流固耦合方式對柔性密封片進行分析，將得到的結果與直接施加均布壓強得到的結果進行對比分析，研究其中的差異。設置經過流固耦合模擬計算得到的預壓量為Δy，密封片活動端允許的最大下壓量為Δf，密封片補償量為Δ0，三者之間的關系，如圖8所示。當Δy+Δ0≤Δf時，密封片滿足研究工況要求。

圖8 壓縮量關系圖Fig.8 Compression Quantity Diagram

4.1 厚度d對密封片性能的影響

選取六組不同的密封片厚度，變化范圍為（0.30～0.55）mm，間隔為0.05mm，研究六組厚度下的密封片預壓量、接觸段最大下壓量和極限下壓狀態下的最大等效應力的變化情況，其結果，如圖9、圖10所示。圖中接觸端允許的最大下壓量與流固耦合推算預壓量之間的差值即為該結構參數下接觸式柔性密封片能夠達到的最大密封補償量。表面壓強計算預壓量是施加均布壓強載荷得到的密封片預壓量。

圖9 d變化下的預壓量及接觸端位移量圖Fig.9 Diagram of Preloading Amount and Contact End Displacement under d Variation

圖10 d變化下的最大等效應力圖Fig.10 Maximum Equal-Effect Diagram under d Change

由圖9和圖10分析得到：（1）隨著厚度d等間距增大，密封片預壓量及接觸端允許最大下壓量呈現出逐漸減小的趨勢。（2）六組厚度下的表面壓強計算預壓量始終大于對應的流固耦合推算預壓量。（3）密封片的最大密封補償量隨著厚度d的增加而減小，其最大值為11.7mm，最小值為0.9mm。（4）當厚度d＜0.4mm時，密封片最大等效應力已超過其許用彎曲應力。為了保證接觸式柔性密封片的使用壽命，其厚度不能小于0.4mm。

4.2 直線端長度l對密封片性能的影響

選取六組不同直線端長度l，變化范圍為（36～46）mm，間隔為2mm，厚度d、彈性半徑R、及初始迎角θ保持不變。對六組接觸式柔性密封片進行流固耦合模擬和有限元靜力學仿真，得到密封片預壓量與最大下壓量變化圖，如圖11所示。極限狀態下的最大等效應力圖，如圖12所示。

由圖11和圖12分析得到：（1）六組直線端長度下的表面壓強計算預壓量始終大于對應的流固耦合推算預壓量。（2）密封片最大等效應力隨著直線端長度增大而變大，基本上呈線性關系。在直線端l的研究變化范圍內，其最大等效應力沒有超過密封片許用彎曲應力。（3）隨著直線端長度等間距增大，密封片預壓量及接觸端允許最大下壓量呈現出逐漸增大的趨勢，最大密封補償量呈微弱減小趨勢。在直線端l的研究變化范圍內，密封片最大密封補償量的最大值為4.1mm，最小值為3.5mm。（4）由于密封片安裝空間的局限性，其直線端長度l宜選取為42mm，該長度下所需的預壓量為9.0mm，最大密封補償量為4.0mm。

圖11 l變化下的預壓量及接觸端位移量圖Fig.11 Diagram of Preloading Amount and Contact End Displacement under l Change

圖12 l變化下的最大等效應力圖Fig.12 Maximum Equal-Effect Diagram under l Change

4.3 初始迎角θ對密封片性能的影響

選取六組不同的密封片初始迎角θ，變化范圍為（26～36）°，間隔為2°，研究六組初始迎角下的密封片預壓量、接觸段最大下壓量和極限下壓狀態下的最大等效應力的變化情況，其結果，如圖13～圖14所示。

圖13 θ變化下的預壓量及接觸端位移量圖Fig.13 Plot of Pre-Loading and Contact Displacement under Theta Change

圖14 θ變化下的最大等效應力圖Fig.14 Maximum Equal-Force Diagram for Theta Change

由圖13和圖14分析得到：（1）隨著初始迎角θ等間距增大，密封片預壓量及接觸端允許最大下壓量呈現出逐漸減小的趨勢，最大等效應力呈現出快速減小的趨勢。（2）六組初始迎角下的表面壓強計算預壓量始終大于對應的流固耦合推算預壓量，且二者的差異較大。（3）密封片的最大密封補償量隨著初始迎角θ的增加而減小，其最大值為4.6mm，最小值為2.9mm。（4）在滿足密封片工作要求的前提下，優先選取較小的初始迎角。考慮到密封片的安裝環境，初始迎角選取為30°，該角度下所需的預壓量為6.8mm，最大密封補償量為4.0mm。

4.4 彈性半徑R對密封片性能的影響

選取六組不同彈性半徑R，變化范圍為（9～14）mm，間隔為1mm，厚度d、直線端長度l和初始迎角θ保持不變，對六組接觸式柔性密封片進行流固耦合模擬和有限元靜力學仿真，得到密封片極限狀態下的最大等效應力變化圖，如圖15所示。預壓量與最大下壓量變化圖，如圖16所示。

圖15 R變化下的最大等效應力圖Fig.15 Maximum Equal-Effect Diagram under R Change

圖16 R變化下的預壓量及接觸端位移量圖Fig.16 Diagram of Preloading Amount and Contact End Displacement under R Change

由圖15和圖16分析得到：（1）六組彈性半徑下的表面壓強計算預壓量始終大于對應的流固耦合推算預壓量。（2）密封片的最大等效應力隨著彈性半徑R增大而變大，基本上呈線性關系。在彈性半徑R的研究變化范圍內，其最大等效應力沒有超過密封片的許用彎曲應力。（3）隨著彈性半徑R等間距增大，密封片預壓量及接觸端允許最大下壓量呈現出逐漸增大的趨勢，最大密封補償量呈微弱減小趨勢。在彈性半徑R的研究變化范圍內，密封片最大密封補償量的最大值為4.2mm，最小值為3.7mm。（4）綜合考慮密封片安裝區域的空間尺寸，選取密封片的彈性半徑為10mm，該尺寸下其需要的預壓量為6.6mm，最大密封補償量約為4.0mm。

根據結構參數厚度d、彈性半徑R、初始迎角θ和直線端長度l在耦合模擬中對柔性密封片性能的影響結果，得出了一組密封片設計參數，如表2所示。其密封補償量為4mm左右。

表2 柔性密封片的設計參數Tab.2 Design Parameters of Flexible Seals

4.5 密封間隙與預壓量的關系

這里對柔性密封片的流固耦合模擬是基于漏風率在5%以內，密封間隙為3mm工況下進行的。針對密封間隙＜3mm的柔性密封片裝置，通過對密封間隙與壓差的關系曲線的線性擬合，推算出密封間隙＜2mm時各級密封的壓差值及漏風率。根據推算出的密封間隙下的壓差值，對流固耦合模型施加邊界條件進行數值模擬，進而計算出密封間隙在3mm以內時的密封間隙與預壓量關系，以探究柔性密封片能夠控制達到的最小漏風率。以表2中的柔性密封片設計參數為依據，對密封片進行流固耦合模擬計算，得到了預壓量、密封間隙、漏風率、最大密封補償量間的三維關系曲線，如圖17、圖18所示。

圖17 密封間隙、預壓量及漏風率關系曲線Fig.17 Relation Curve of Seal Clearance，Preloading and Air Leakage Rate

圖18 密封間隙、補償量及漏風率關系曲線Fig.18 Relation Curve of Seal Clearance，Compensation Amount and Air Leakage Rate

根據預壓量、密封間隙、漏風率、最大密封補償量間的關系曲線得到：隨著密封間隙等間距增大，柔性密封片所需的預壓量快速減小，最大密封補償量呈現出逐漸增大的趨勢。可以通過增大預壓量的方式來減小空預器漏風率，密封間隙也會隨著漏風率的減小而變小，當密封間隙為0.5mm時，柔性密封片的最大密封補償量僅為1.1mm。根據流固耦合計算結果推斷出：在滿足研究工況的前提條件下，柔性密封裝置沒有實現“零間隙”密封功能，而是將漏風間隙控制在一個很小的范圍內。

5 結論

（1）根據反力產生的反力矩大小可以準確推斷出密封片所需的預壓量，相同結構參數變化下的流固耦合預壓量小于表面壓強計算預壓量。（2）通過流固耦合模擬分析，得到了柔性密封片在不同結構參數下所需的預壓量，總結歸納出一組柔性密封片設計參數。（3）柔性密封片并非真正的“零間隙”密封，而是將漏風間隙控制在一定范圍內，但依然能夠達到符合回轉式空預器要求的極小漏風率。（4）由于流場壓差的作用，柔性密封裝置的密封補償量僅能達到4mm左右，只能滿足熱端轉子直徑4m以內區域的變形要求。