襯套結構對篦齒密封封嚴性能的影響*

王宇博 龔文琴 尹祖望 麻柏慧 吳佳華 周晁瑞 何振鵬

（1. 北京郵電大學世紀學院自動化系 北京 102100； 2. 天津仁愛學院計算機科學與技術系 天津 301636； 3. 中國民航大學航空工程學院 天津 300300）

壓氣機中流體做逆壓力梯度流動， 部分流體通過級間間隙反向泄漏匯入主流， 導致主流流量減少， 壓氣機效率降低。 為減小級間泄漏， 轉靜子之間需采用封嚴結構， 相比于刷式密封和指形密封等接觸式密封結構， 篦齒封嚴作為一種非接觸式旋轉密封技術， 以其結構簡單、 可靠性高、 成本低， 以及在極端徑向偏心或極端軸向位移等不利條件下的適用性等優點， 在航空發動機中被大量應用［1］。

為提升其封嚴效果， 國內外學者在篦齒密封結構尺寸、 氣動參數、 齒形形式等方面做了大量工作。 文獻［2-3］通過理論推導和實驗研究了篦齒封嚴的封嚴機制， 建立了較為完善的理論模型。 文獻［5-6］實驗研究了間隙對封嚴特性的影響； 文獻［7-9］研究了齒腔寬度、 齒腔深度和齒數對封嚴特性的影響， 指出密封長度一定時， 齒數對泄漏系數的影響大于齒腔寬度， 且存在最佳齒數和齒腔的最佳深寬比以使泄漏量最小。 文獻［10-11］運用正交試驗設計方法研究了封嚴間隙、 篦齒高度、 齒間距、 齒尖厚度、 篦齒前傾角和篦齒后傾角等6 個參數對篦齒密封泄漏特性和換熱特性的影響機制， 并分析其影響權重。 針對氣動參數的影響， 文獻［12-13］實驗研究發現轉速較高時， 離心膨脹和溫升使得密封間隙減小， 泄漏量大幅下降；WILLENBORG 等［14］通過實驗研究發現在低雷諾數區域， 泄漏系數隨雷諾數的增加而顯著增大， 在高雷諾數區域， 泄漏系數幾乎不受雷諾數影響， 僅取決于壓比變化。 針對齒形形式的影響， 孔曉治等［15］對比了常規齒、 針型齒、 寶塔齒和臺階斜齒的泄漏特性和溫升特性， 發現臺階斜齒的封嚴效果最好， 針型齒、 寶塔齒與常規齒相差不大； ASOK 等［16］數值分析了5 種矩形齒腔和2 種圓形齒腔的篦齒封嚴， 指出圓形齒腔中有反向旋轉的2 個漩渦生成， 壓降更大， 耗散能量更多； 紀國劍［9］考慮到篦齒與襯套摩擦易造成襯套磨損， 因此預先在光滑襯套上車制正對齒腔的環形淺槽以保護襯套同時改善封嚴性能； 童飛等人［17］則采用相反思路， 在齒腔頂部增加矩形凸起， 研究突起尺寸和軸向位置對封嚴特性的影響； 董華東等［18］進一步改進靜子邊界結構， 對比了矩形凹槽、 前置矩形凸起、 后置矩形凸起等密封結構在不同壓比和轉速下泄漏特性。

針對篦齒封嚴內部流動通道結構進行改進， 可以有效降低流體泄漏量， 但已有的研究大多集中于篦齒齒形， 針對襯套結構研究較少。 而在大間隙高壓比工況下， 襯套結構導致的壁面附面層破壞對減小泄漏意義重大。 本文作者以較多應用的三齒直通篦齒密封為研究對象， 通過在襯套上釬焊矩形和梯形擋環以及車制矩形和梯形槽得到4 種不同的襯套結構， 與光滑襯套結構相對比， 分析其在不同壓比和不同間隙下的流動機制及封嚴特性， 以期提升級間封嚴效果， 減小泄漏。

1 方法

1.1 物理模型

在壓氣機的轉靜子級間位置， 流體有從高壓側泄漏到低壓側的趨勢， 如圖1 所示。 以高壓側間隙為入口， 低壓側間隙為出口， 篦齒向流體流入方向傾斜。建立具有三齒的篦齒密封為研究對象， 其基本結構示意如圖2 所示。

圖1 轉靜子級間密封Fig.1 Inter-stage seal between rotor and stator： （a） location of inter-stage seals； （b） inter-stage seal

圖2 篦齒密封結構示意Fig.2 Schematic of labyrinth seal structure

如圖3 所示， 保持篦齒密封的基本結構不變， 通過在襯套上釬焊矩形和梯形擋環以及車制矩形和梯形槽得到4 種不同的襯套結構， 其相關幾何參數如表1所示。

表1 篦齒密封相關幾何參數Table 1 Geometric parameters related to labyrinth seals

圖3 襯套結構示意Fig.3 Schematic of the bushing structure： （a） rectangular retaining ring bushing； （b） trapezoidal retaining ring bushing；（c）rectangular slotted bushing； （d）trapezoidal slotted bushing

由于篦齒密封為回轉體， 文中取一段周向密封弧段建立三維計算模型， 并利用ICEM 軟件對其進行網格劃分， 齒間處網格加密， 轉子壁面和靜子壁面設置10 層邊界層網格， 第一層網格厚度為0.003 mm， 比例系數設置為1.1， 如圖4 所示。

圖4 篦齒密封網格示意Fig.4 Schematic of labyrinth sealed grid

1.2 計算方法

假設流體介質為理想氣體， 選擇Sutherland 方程以使黏性隨溫度變化。 采用ANSYS-Fluent 18.0 軟件數值求解三維Navier-Stokes 方程和RNGk-ε兩方程紊流模型封閉方程組。 數值計算邊界條件如表2 所示。

表2 篦齒密封邊界條件Table 2 Labyrinth sealing boundary conditions

數值求解方法采用SIMPLE 算法。 壁面區采用增強壁面函數， 靜止壁面設置為無滑移和絕熱邊界條件， 旋轉壁面設置轉子轉速， 周向設置周期性循環邊界條件。 進口設置壓力入口， 給定進口總壓和總溫，出口設置為壓力出口， 給定出口靜壓。 當連續方程、動量守恒方程和湍流方程的殘差小于10-6數量級時，即認為計算收斂。

2 結果與討論

2.1 網格無關性驗證

圖5 給出了相同邊界條件下密封泄漏量隨網格數變化的關系。 可以看出， 當網格數大于75 萬之后，對泄漏量的影響已經不大， 故研究時采取的網格數都在75～100 萬之間。

圖5 泄漏量和網格數的關系Fig.5 Relationship between leakage and number of grid

2.2 進出口壓比對封嚴特性的影響

圖6 給出了5 種襯套結構的篦齒密封泄漏量隨進出口壓比的變化曲線。 保持密封間隙為0.8 mm， 轉子轉速為7 200 r／min， 出口靜壓為130.7 kPa 不變，改變入口總壓來實現對壓比的控制。

圖6 泄漏量隨壓比的變化曲線Fig.6 Curves of leakage with pressure ratio

深入分析圖6， 可以得到以下結論：

（1） 壓比為1.1 時， 相比使用光滑襯套， 矩形開槽襯套泄漏量降低3.41%， 梯形開槽襯套泄漏量降低3.67%； 矩形擋環襯套泄漏量降低36.10%， 梯形擋環襯套泄漏量降低36.80%。 可見壓比較小時，開槽襯套降低泄漏效果并不明顯， 而擋環襯套顯示出更好的封嚴特性；

（2） 壓比為2.4 時， 相比使用光滑襯套， 矩形開槽襯套泄漏量降低5.80%， 梯形開槽襯套泄漏量降低6.77%； 矩形擋環襯套泄漏量降低41.5%， 梯形擋環襯套泄漏量降低42.93%， 可見隨著壓比增加， 開槽襯套和擋環襯套的封嚴優勢逐步放大；

（3） 文中試驗結構參數下， 梯形開槽密封和矩形開槽密封的泄漏量相差不大， 梯形擋環密封效果優于矩形擋環。

圖7 所示為2.4 壓比下不同密封結構的速度云圖。 如圖7 （a） 所示， 光滑襯套密封中， 第一齒尖處流道突縮， 壓力能轉化為動能， 速度大幅增加。 結合圖8 （a） 中流線圖可以看出， 齒尖后部分流體經光滑襯套一掠而過， 不利于封嚴； 部分流體向腔內擴散形成漩渦， 流體動能轉化為熱能耗散， 有利于封嚴； 同時由于齒腔處動能耗散較大， 第二齒尖處流速小于第一齒尖處。

圖7 不同結構密封速度云圖（pout／pin ＝2.4）Fig.7 Contours of speed of different structure seals （pout／pin ＝2.4）： （a） labyrinth-smooth bushing seal； （b） labyrinth- rectangular retaining ring bushing seal； （c） labyrinth-trapezoidal retaining ring bushing seal； （d） labyrinth- rectangular slotted bushing seal； （e） labyrinth-trapezoidal slotted bushing seal

圖8 不同結構密封的流線圖（pout／pin ＝2.4）Fig.8 Streamline diagrams of different structure seals （pout／pin ＝2.4）： （a） labyrinth-smooth bushing seal；（b） labyrinth-rectangular retaining ring bushing seal； （c） labyrinth-rectangular slotted bushing seal

對比圖7 中不同密封的齒尖處高速區域長度可見， 光滑襯套密封中高速區較大， 約占開槽襯套密封中齒腔寬度的5／6。 觀察圖8 （c） 可知， 襯套開槽后， 流體壁面射流特性遭到破壞， 再結合圖7 （d）和圖7 （e） 可以看出， 高速流體區域減小至齒腔寬度的1／2～2／3 處位置， 因此開槽后襯套封嚴效果優于光滑襯套。 結合圖7 （b） 和圖8 （b） 可知， 使用擋環襯套時， 高速射流沖擊擋環改變流動方向， 進而繼續沖擊至第二節篦齒迎風面并分流形成2 個方向相反的渦旋， 齒腔下部較大渦旋在第一節篦齒背風面被齒尖處射流帶動再次分離出一個方向相反的小渦旋。擋環破壞了壁面射流特性并直接阻礙了射流前進， 同時3 個渦旋共同作用擠壓內部流場耗散能量， 因此封嚴效果最佳。

隨著壓比增加， 壁面射流加速使得泄漏增大， 此時開槽和擋環襯套破壞壁面射流特性的密封效果更加凸顯， 因此這2 種襯套密封泄漏量增加趨勢逐漸放緩。

圖9 所示是矩形擋環密封和梯形擋環密封的局部湍動能云圖及流線圖。 觀察圖8 （b） 和圖9 （a） 可知， 矩形擋環密封中， 貼壁射流撞擊擋環后， 極小部分沿擋環向上回流， 但并未形成完整渦旋， 大部分流體向下擴散進入齒腔， 與齒腔右上方漩渦相互作用，在擋環下部形成小渦旋， 渦心緊靠擋環下壁。 觀察圖9 （b） 可知， 梯形擋環密封中， 貼壁射流撞擊到擋環后仍然分流， 部分流體沿擋環向上形成逆時針渦旋， 與來流相互擠壓； 部分流體沿擋環向下擴散， 由于擋環向來流方向傾斜， 沿擋環向下的流體在尖角處與來流相沖， 形成較大的能量耗散區， 同時梯形擋環下壁渦旋的渦心下移， 面積更大。 因此梯形擋環襯套密封效果更佳。

圖9 矩形和梯形擋環密封的局部湍動能云圖及流線圖Fig.9 Local turbulent kinetic energy and streamline diagrams of rectangular and trapezoidal retaining rings bushing seal：（a） labyrinth-rectangular retaining ring bushing seal； （b） labyrinth-trapezoidal retaining ring bushing seal

2.3 密封間隙對封嚴特性的影響

設置幾何參數時， 保持進出口壓比為1.7， 轉子轉速為7 200 r／min， 得到5 種不同襯套結構篦齒密封的泄漏量隨間隙變化曲線， 如圖10 所示。

圖10 泄漏量隨間隙變化曲線Fig.10 Curves of leakage with sealing clearance

對比分析圖10， 可得如下結論：

（1） 5 種封嚴方式泄漏量均隨間隙增加而增加，但增加速率不同。 光滑襯套和開槽襯套密封幾乎是線性增加， 擋環襯套密封的泄漏量增速隨間隙增加逐漸放緩；

（2） 對比光滑襯套， 0.8 mm 間隙時開槽襯套的泄漏量下降較大， 為6.72%； 0.2 和1.0 mm 間隙下開槽襯套優勢并不明顯， 可見存在最佳間隙值， 使襯套開槽后， 封嚴特性較光滑襯套更佳；

（3） 間隙相同時， 擋環襯套封嚴效果更好， 且隨間隙增加， 封嚴優勢逐步擴大；

（4） 梯形擋環襯套封嚴效果最好， 1.0 mm 間隙下， 泄漏量較光滑襯套密封降低46.19%。

圖11 給出了0.8 mm 間隙下光滑襯套密封和梯形開槽襯套密封的速度云圖。 觀察區域1， 開槽結構破壞了壁面射流特性， 因此開槽襯套密封的壁面高速流區域面積更小； 觀察區域2， 由于襯套開槽一定程度上增加了流體流通面積， 因此開槽襯套密封中出口盤腔處高速流區域面積更大。 襯套開槽后封嚴效果取決于以上兩方面的貢獻度， 間隙較小時， 破壞壁面射流特性導致的封嚴增強作用很大， 但同時增加流通面積導致的封嚴減弱作用也很大； 間隙較大時， 兩方面作用都很小， 因此對于開槽后襯套， 存在最佳間隙值使得封嚴提升效果最好。

圖11 光滑和梯形開槽襯套密封的速度云圖（c＝0.8 mm）Fig.11 Contours of speed of the seals with smooth and trapezoidal slotted bushings （c＝0.8 mm）： （a） smooth bushing； （b） trapezoidal slotted bushing

篦齒封嚴主要依靠湍動能耗散來削弱流體能量，湍動能云圖可以體現出湍動能分布區域及大小， 方便對封嚴機構中流體能量耗散機制進行分析。 對比圖12 （a） 和（b） 可知， 光滑襯套密封中， 湍動能耗散區域主要有3 個位置： 第一是篦齒腔入口處， 由齒間出口高速射流與齒腔漩渦相互擠壓產生， 湍動能耗散最大； 第二是襯套壁面處， 流體和壁面摩擦導致；第三是篦齒迎風面處， 高速射流通過齒尖后， 部分流體撞擊到下一節篦齒迎風面導致。 可以看出， 間隙由0.2 mm 增加至0.8 mm 后， 齒尖處高湍區域與壁面分離， 透氣效應顯著增大， 且高湍耗散區域隨篦齒數逐級下降， 封嚴效果較差。

圖12 不同間隙下光滑和梯形擋環被套密封的湍動能云圖Fig.12 Contours of turbulent kinetic energy of the seals with smooth and trapezoidal slotted bushings under different clearance： （a） smooth bushing （c＝0.2 mm）；（b） smooth bushing （c＝0.8 mm）； （c） trapezoidal retaining ring bushing （c＝0.2 mm）； （d） trapezoidal retaining ring bushing （c＝0.8 mm）

觀察圖12 （c） 和（d） 可知， 擋環襯套密封中，0.2 mm 間隙時， 齒腔入口、 齒尖與擋環之間的壁面和擋環下部均有較強烈的湍動能耗散區； 間隙增加至0.8 mm 時， 突擴突縮效應減弱， 齒尖處射流速度降低， 撞擊到擋環后和齒腔漩渦互相擠壓， 進而斜沖向下一節篦齒迎風面耗散能量。 另外間隙增加后通過第一節篦齒的流體增多， 部分流體通過第二節篦齒后速度更快， 此部分流體撞擊第二個擋環并與齒腔漩渦相互作用， 形成更高的湍動能耗散區域。 因此在透氣效應更大的大間隙工況下， 擋環襯套優勢更加明顯。

2.4 數值計算與實驗結果的對比分析

為驗證數值方法準確性， 根據參考文獻［15］，以基準直通齒密封為例進行仿真計算， 求得泄漏系數CD。

泄漏系數CD定義為

理想質量流量定義為

式中：m為實際質量流量；mideal為理想質量流量；Rg和k分別為氣體常數和絕熱指數；π為進出口壓比；A為篦齒齒頂的最小流通面積。

圖13 給出了仿真結果與文獻中實驗數據的對比。可以看出， 不同間隙下仿真結果和實驗結果變化趨勢一致， 數值上相差不大， 因此認為文中的數值結果是可信的。

圖13 實驗數據與仿真數據對比Fig.13 Comparison between experimental data and simulation data

3 結論

（1） 開槽襯套破壞壁面射流效應的同時增加了流體流通面積， 密封泄漏量取決于兩方面共同作用， 因此其泄漏量增幅隨壓比增加逐漸減小， 隨間隙增加而先減小后增大， 較光滑襯套泄漏量下降范圍在3%～7%之間。

（2） 擋環襯套直接阻礙壁面射流， 加劇齒腔中湍流混亂程度， 隨壓比和間隙增加， 其封嚴優勢逐漸擴大， 對比光滑襯套， 泄漏量下降可達46.19%。

（3） 梯形擋環向來流方向傾斜， 使得部分流體沿擋環向上形成逆時針渦旋擠壓貼壁射流， 部分流體沿擋環向下擴散與來流相沖， 封嚴性能優于矩形擋環。