液氧渦輪泵阻尼密封設計與動力學特性研究

靳志鴻,胡錦華,李志剛,李軍

(1. 西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安; 2. 西安航天動力研究所,710100,西安)

作為液體火箭發動機核心部件之一,渦輪泵主要用于推進劑的輸送及增壓[1-2], 其關鍵增壓部件離心葉輪處的前、后凸肩泄漏通道面臨著極高的進出口壓差、轉速以及旋流速度,這對葉輪凸肩密封的高效設計和轉子抑振是重大挑戰。隨著我國大推力補燃循環火箭發動機的研制以及發動機性能提升的迫切需求,液體火箭運載能力不斷發展,其渦輪泵向著高壓比、高轉速和高效率的方向發展。隨著液體火箭發動機轉速和壓力的不斷提高,密封流體激振成為影響渦輪泵轉子穩定運行的主要因素之一。在小間隙動密封環境中,高速轉動離心輪前后動靜間隙泄漏量控制和渦輪泵轉子振動抑制是發展大功率液體火箭發動機需要解決的問題之一[3-6]。

通常渦輪泵的水力設計是針對火箭發動機在額定運行工況下進行的,此時的氧泵效率達到最高。在載人航天登月、火星探測工程中,為保證宇航員和探測器的安全,實現著陸器在月球和火星表面軟著陸,發動機需具備10%～100% 深度變推力調節能力。在重復可回收火箭研制中,垂直起降的航天運載器在返回過程中,由于推進劑剩余量逐漸減少,運載器質量越來越小,需要發動機具備大范圍推力調節能力,才能實現減速或地面軟著陸[7-8]。大范圍深度變推力對發動機渦輪泵等工作適應能力提出了很高要求。氧渦輪泵作為發動機的核心組件,葉輪凸肩密封的變工況動力學適應性會直接影響到渦輪泵工作的安全性和可靠性。在發動機變推力過程中,渦輪泵凸肩密封的密封性能隨轉速、壓力和旋流速度而改變,對渦輪泵的整體安全運行有著不可忽視的影響。因此,對渦輪泵凸肩密封在深度變推力工況下的密封性能研究是一個關鍵問題。

Childs等研究發現,級間密封氣流激振力引起了美國航天飛機主發動機高壓液氧泵中亞同步振動失穩,采用蜂窩阻尼密封代替傳統迷宮密封顯著減小了渦輪泵轉子亞同步振動,但無法消除;最終通過在蜂窩阻尼密封上游安裝防旋板,成功解決了轉子亞同步問題[9-10]。Childs和Vance等多年的研究表明,動密封內動壓效應誘發的氣流激振力對軸系穩定性的影響與密封氣流激振動力特性有關,傳統的迷宮密封產生的氣流激振力可能誘發轉子系統失穩,而阻尼動密封可以抑制轉子振動(如蜂窩/孔型阻尼密封和袋型阻尼密封)[11-12]。靳志鴻等針對渦輪泵凸肩密封提出了一種新型螺旋阻尼密封,并驗證了該新型阻尼密封優于傳統迷宮密封的封嚴性能和對周向旋流的抑制效果[13]。為改善密封對軸系穩定的影響,除了通過增大動靜間隙、安裝進口止旋裝置改善密封來流條件等措施外,研發和應用先進阻尼軸承和阻尼密封結構也是高效抑振的重要手段[14-16]。

孔型密封是一種典型的阻尼密封形式,其原理是,利用流體在泄漏通道內流入圓形孔腔中產生劇烈的渦流以及壁面摩擦作用來耗散高速泄漏工質的動能,從而降低壓差兩端的泄漏量。盡管原理上與迷宮密封相似,但由于其周向間隔布置的孔腔結構阻斷了周向旋流的流動,可以有效降低交叉剛度,改善轉子動力特性,并且封嚴性能也優于傳統迷宮密封。方志等數值研究了孔深、孔徑對孔型密封泄漏特性的影響,結果發現,深徑比(孔深與孔徑之比)是影響孔型密封泄漏量的關鍵參數,氣體孔型密封,最佳深徑比為0.15～0.25;液體孔型密封最佳深徑比為0.5～0.6,該研究對氣、液工質孔型密封的結構設計提供了可靠參考[17-18]。Jolly等實驗測量了不同轉速下水工質孔型阻尼密封的泄漏特性和轉子動力特性,并與光滑密封進行了比較,結果表明,相比于光滑面密封,孔型阻尼密封具有優良的封嚴性能和轉子穩定性[19]。

目前,國內外學者對于孔型阻尼密封在液氧渦輪泵中的應用研究較少。趙經明研究了孔型密封在某個實際工況下的泄漏特性和同步振動頻率下的轉子動力特性,驗證了孔腔結構相比無孔腔間隙密封可以降低泄漏量并提高轉子穩定性[6]。毛凱等針對某型液氧渦輪泵的前、后凸肩密封不同密封方案的研究表明,相比于原始迷宮密封方案,優化設計的孔型/蜂窩阻尼密封使液氧渦輪泵離心輪前、后凸肩動密封泄漏量分別減小了約19%和21%[19]。李志剛等研究了液氫渦輪泵中孔型阻尼密封的設計準則與密封性能,得出了孔徑和孔深對液氫孔型阻尼密封泄漏特性和頻率相關的轉子動力特性系數的影響規律[20-21]。然而,對于大密度、高黏性的液氧工質,在液氧渦輪泵實際深度變工況下的孔型阻尼密封的泄漏特性、寬頻域下的轉子動力特性及適應性研究還需要深入探索。

本文針對某型液氧渦輪泵葉輪前凸肩動密封,開展了迷宮密封、蜂窩和孔型阻尼密封的方案設計、性能比較以及深度變推力下的動力學適應性研究。采用“虛擬旁路邊界”數值計算模型,同時模擬密封進口的壓力場和速度場。在6種發動機變推力負荷(10%～100%)、高進口預旋(預旋比為0.77)條件下,計算了前凸肩孔型阻尼密封的泄漏量和轉子動力特性系數,分析了在發動機10%～100%深度變推力工況下的密封性能和轉子動力學適應性。

1 液氧阻尼密封方案設計

圖1給出了某型液氧渦輪泵離心輪前凸肩密封方案的幾何結構(迷宮密封),表1給出了前凸肩密封的具體幾何參數和裝配尺寸。

表1 前凸肩密封幾何尺寸

圖1 液氧渦輪泵離心輪凸肩密封結構Fig.1 Shoulder seal for liquid oxygen turbopump centrifugal wheel

保持密封間隙和密封長度的幾何尺寸不變,設計了迷宮密封、蜂窩和孔型阻尼密封3種密封方案,其中蜂窩和孔型阻尼密封的方案設計依據文獻[19]提供的優化結果。圖2給出了某型液氧渦輪泵葉輪前凸肩密封的三維結構示意圖,密封流道由密封間隙和靜子面迷宮腔、蜂窩孔或孔腔構成。最優的孔型/蜂窩阻尼密封方案的結構尺寸為:孔徑D=1.4 mm、孔深H=0.7 mm,周向孔數為128(周期弧度為5.625°)。蜂窩密封的設計準則與孔型阻尼密封相同,因此幾何參數與孔型阻尼密封保持一致。

圖2 前凸肩(孔型)密封結構示意圖 Fig.2 The structure diagram of front shoulder hole-pattern damper seal

表2給出了3種動密封方案詳細的齒、孔幾何參數和密封尺寸。圖3、圖4分別給出了迷宮密封和(孔型)阻尼密封的幾何結構,包括密封靜子件上迷宮齒槽的尺寸參數和孔腔展開示意圖,其中N為迷宮齒數。常見孔型阻尼密封的孔腔采用了軸向順序排列、周向錯序排列的排布方式。蜂窩密封的蜂窩芯格幾何尺寸和排布與孔型密封一致。

表2 3種動密封幾何參數

圖3 迷宮密封幾何結構Fig.3 The structure diagram of labyrinth seal

圖4 (孔型)阻尼密封幾何結構Fig.4 The structure diagram of damper seal (hole-pattern)

2 數值方法

2.1 計算模型與網格

根據第1節3種密封設計方案,圖5、圖6分別給出了前凸肩迷宮密封和(孔型)阻尼密封的三維360°整周計算模型和計算網格。由于液體工質密度大,密封進口的周向速度分量對密封進口的總壓和靜壓分布影響顯著,文獻[22-23](氣體工質密封)通過進口壓力邊界給定氣流角來確定進口預旋速度的方法,不能準確設定密封進口的靜壓和周向旋流速度。本文通過在密封進口延伸段增設“虛擬旁路”的方法,提出具有“虛擬旁路邊界”的動密封計算模型,可以分別準確模擬密封進口位置的高速周向旋流(進口)和高靜壓力(旁路)邊界條件,從而實現密封進口的壓力場和速度場雙邊界條件的準確設定?！疤摂M旁路邊界”數值模型已經過多次驗證,具體可見參考文獻[13,28]。

圖5 迷宮密封計算模型和網格Fig.5 The numerical model and meshes of labyrinth seal

圖6 (孔型)阻尼密封計算模型和網格 Fig.6 The numerical model and meshes of damper seal (hole-pattern)

本文采用三維造型軟件UG進行密封流體計算域幾何建模,基于商業軟件ANSYS ICEM對計算域進行結構化網格劃分。由于在密封動力特性計算時,需要利用網格變形技術在轉子面上模擬轉子特定軌跡下的渦動,導致整個流體計算域和計算網格產生非定常變化,因此必須采用全三維的360°整周計算模型?？紤]到蜂窩和孔型密封周向錯排具有周向旋轉周期性,可以對單個周期的計算域進行網格劃分后,通過旋轉復制獲得360°整周的計算網格,大幅減少網格劃分難度。以圖4中孔型阻尼密封結構為例,每兩排孔為一個周期,因此周期性模型的周向周期角度為5.625°。采用“O”形網格對迷宮、蜂窩和孔型腔室進行結構化網格劃分和邊界層加密,能夠獲得高質量的網格和近壁面邊界層。經網格無關性驗證,后續數值計算中迷宮密封、蜂窩和孔型阻尼密封模型的網格節點總數最終設置為8.48×106、1.01×107、1.05×107個,其中密封間隙內設有12個節點以滿足微小間隙內劇烈湍流的捕捉。最終主體計算域網格y+值在300以內,滿足湍流模型計算要求。

2.2 數值預測方法

基于商業軟件ANSYS CFX,本文采用轉子無渦動的定常數值方法和轉子多頻渦動的非定常數值方法,分別獲得3種動密封方案的穩態泄漏量和小位移渦動下的動力特性系數,分析額定推力下的密封性能,并進一步評估阻尼密封在深度變推力負荷下的動力學適應性,詳細的數值方法見表3。定常計算時,對于光滑轉子面的3種動密封,通過對轉子面設置壁面轉速模擬轉子的旋轉,所有壁面均無位移;非定常計算時,基于網格變形的動網格方法和多頻轉子渦動模型,對轉子面施加隨時間變化的渦動位移和自轉旋轉速度。文獻[24-27]對轉子多頻渦動模型的參數選取方法和基于網格變形的動網格方法進行了詳細介紹。

表3 動密封泄漏量與動力特性數值預測方法

表4給出了某型液氧渦輪泵在6種真實深度變推力負荷(10%～100%)下的前凸肩密封壓力、預旋和轉速工況參數,在無止旋措施情況下,所有工況的進口旋流比(密封進口旋流速度與轉子面線速度的比值)約為0.77。

表4 前凸肩密封變工況邊界條件

圖7給出了本文非定常數值方法中的轉子橢圓單頻渦動模型示意圖。假設轉子在繞自旋中心C自轉的同時,轉子中心繞著無渦動位置O(即靜子中心)以某個頻率角速度的橢圓軌跡發生以X方向或Y方向為長軸的單頻渦動。當多個單頻率角速度位移疊加則為多頻橢圓渦動,其中轉子多頻渦動在X、Y方向的疊加位移可以表示為

(a)X方向激勵

(1)

式中:a、b分別為X、Y方向上每個頻率下的渦動位移幅值;N為渦動頻率個數;Ωi=2πfi=i2πf0為每個頻率對應的渦動角頻率,f0為選取的基頻。

表5給出了非定常數值方法中6個變推力運行工況點的轉子多頻橢圓渦動模型參數,位移幅值取a=0.01S,b=0.005S,S為密封間隙。由于深度變推力下的葉輪轉速變化范圍較大,轉子同步振動頻率在160.31～756.68 Hz之間。對于低推力負荷的低轉速工況,其在遠高于同步振動頻率時的轉子動力特性系數求解會產生失真,不具有頻率相關性。本文關注的是更容易引起轉子失穩的同步振動頻率及次同步振動頻率下的密封轉子動力特性,因此本文針對不同轉速工況點采用了不同的渦動參數,從而更準確、有效地求解目標頻域下的轉子動力特性系數。

表5 變工況下轉子多頻橢圓渦動參數

根據轉子小位移渦動理論求解力-位移方程,對于液體動密封,由于液體密度較大,因此不可忽略虛擬質量項。若假設密封轉子渦動軌跡為圓形,渦動角頻率為Ω,圓形軌道幅值為e,則作用在密封定子上的流體響應力可分解為徑向力Fr和周向力Ft,力與位移的比值可表示為關于渦動角頻率Ω的二次函數,各項系數可通過最小二乘法擬合求解,文獻[27-28]給出了具體擬合求解方法

-Fr/e=-Ω2M+Ωc+K=Re(Hxx)+Im(Hxy)

(2)

-Ft/e=Ω2m+ΩC-k=-Re(Hxy)+Im(Hxx)

(3)

式中:徑向力Fr是阻止轉子徑向偏心的中心恢復力;Keff為有效剛度系數;周向力Ft是抑制轉子周向進動,表征密封穩定性能力;Ceff為有效阻尼系數;K、C和M分別為密封的直接剛度、直接阻尼系數和直接虛擬質量;k、c和m分別為密封的交叉剛度、交叉阻尼系數和交叉虛擬質量;Hxx、Hxy為x方向的直接阻抗系數和交叉阻抗系數。有效剛度和有效阻尼為

Keff=-Fr/e=Re(Hxx)+Im(Hxy)

(4)

Ceff=(-Ft/e)/Ω=(-Re(Hxy)+Im(Hxx))/Ω

(5)

3 數值方法驗證

本文利用Jolly等的孔型阻尼密封實驗數據[21],以水為工質,驗證了本文動密封泄漏量和轉子動力系數的數值預測方法準確性。由于液氧和水具有相近的密度和較強的不可壓縮性,液氧渦輪泵常采用水壓實驗驗證泵的水力性能,因此用水工質孔型密封實驗數據驗證液氧孔型密封的數值方法是可行的。為了保證驗證的可靠性,數值驗證的孔型密封計算模型幾何參數和運行條件與實驗數據完全一致。

圖8給出了孔型密封泄漏量隨轉速變化的數值預測結果與實驗結果對比。結果表明,孔型密封的數值預測結果相對誤差小于9%,變化趨勢與實驗結果完全吻合,全工況條件下都能獲得較好的泄漏量預測結果。因此,本文的CFD穩態泄漏量數值預測方法對液體孔型密封封嚴性能具有可靠的預測精度。

圖8 孔型密封泄漏量預測值和實驗值隨轉速變化曲線Fig.8 Predicted leakage and experimental results versus rotational speed for hole-pattern seal

圖9給出了非定常數值方法預測的孔型密封轉子動力系數與實驗結果的對比曲線,表明預測結果與實驗結果吻合良好,趨勢一致。因此,目前基于瞬態CFD的攝動求解方法對液體孔型密封的轉子動力系數預測是可靠的。

(a)無量綱剛度系數

4 結果與討論

4.1 動密封方案比較

泄漏特性上,迷宮密封在額定工況下的泄漏量為1.477 kg/s,而蜂窩和孔型阻尼密封由于芯格尺寸和排布相近,泄漏量相差不大,分別為1.212 kg/s和1.218 kg/s。在額定工況下,相比迷宮密封方案,葉輪前凸肩蜂窩和孔型阻尼密封的泄漏量分別降低了17.9%和17.5%。

表6和表7分別給出了某型液氧渦輪泵額定工況下3種前凸肩密封隨頻率變化的有效剛度和有效阻尼。圖10和圖11分別給出了3種密封方案有效剛度和有效阻尼隨頻率的變化曲線。由圖可見,迷宮密封的有效剛度隨著向高頻段發展明顯降低,有效剛度為較小的正值,而蜂窩和孔型阻尼密封在向高頻段發展時是增大趨勢,在高頻段處變化不明顯,為一個較大的正值,且整體由大到小依次為孔型密封、蜂窩密封、迷宮密封。

表6 3種密封方案的有效剛度

表7 3種密封方案的有效阻尼

圖10 3種密封的有效剛度隨頻率變化曲線Fig.10 Effective stiffness versus frequency for three seals

圖11 3種密封的有效阻尼隨頻率變化曲線Fig.11 Effective damping versus frequency for three seals

蜂窩和孔型阻尼密封的有效阻尼曲線在低頻區域極為接近,在高頻區域蜂窩阻尼密封的有效阻尼要高于孔型阻尼密封。蜂窩和孔型阻尼密封在由負阻尼向正阻尼變化的穿越頻率fco分別為287 Hz和275 Hz,均遠低于迷宮密封的661 Hz,能夠提供較大的正阻尼抑振頻率區間。蜂窩和孔型阻尼密封方案的有效阻尼在全頻域下較迷宮密封均有明顯增大(同步頻率下有效阻尼分別增大了180%和87%),有利于額定工況下的轉子系統長期穩定運行。由此,對于額定運行下的液氧渦輪泵轉子系統,兩種阻尼密封方案均可為系統提供更大的剛度、阻尼以及更寬的抑振頻率區間。

4.2 深度變推力下密封動力學適應性

在額定運行工況下的阻尼密封方案,能夠為液氧渦輪泵凸肩密封提供更低的泄漏量和更優的轉子動力特性,但并不代表深度變推力工況下的阻尼密封性能能夠滿足高效、安全運行的要求。為進一步評估渦輪泵葉輪前凸肩阻尼密封方案在火箭變推力過程中的密封性能,針對深度變推力負荷下(10%～100%)液氧渦輪泵葉輪前凸肩孔型阻尼密封,開展泄漏特性和轉子動力學適應性研究。

圖12給出了前凸肩孔型阻尼密封泄漏量隨工況推力負荷的變化曲線。由圖可見,隨著工況推力的增大,孔型阻尼密封的泄漏量呈線性增大趨勢,主要是由于推力增大,密封進出口壓差也近似線性增大。孔型阻尼密封主要通過密封間隙內高速射流在孔型腔室內的渦流耗散達到降低流速和泄漏量的效果,泄漏量主要決定于進出口壓差的大小。

圖12 孔型密封泄漏量隨工況變化曲線 Fig.12 Leakage rates versus operating conditions for hole-pattern seal

為進一步研究液氧渦輪泵前凸肩孔型阻尼密封的轉子動力特性,對6種深度變推力工況下的密封轉子動力特性系數進行求解。圖13給出了3個與頻率無關的轉子動力特性系數隨工況推力的變化曲線。

(a)直接剛度

由圖13可見,直接剛度、直接阻尼和交叉剛度均隨著工況推力的增大而增大,這主要是由于進出口壓力、壓差和轉速顯著增大。

圖14給出了變工況下孔型阻尼密封的有效剛度隨渦動頻率的變化曲線,可見,在6種深度變推力工況下,孔型阻尼密封的有效剛度隨頻率變化不大,接近與頻率無關。對于大部分的轉子不平衡力,都是與轉速同步的,因此同步振動頻率下的有效剛度可以直接反映密封的剛度屬性。取各工況對應的同步振動頻率下的有效剛度,得到圖15中同步有效剛度隨工況的變化曲線。由圖可見,同步渦動頻率下的有效剛度隨著工況推力的增大而增大,并且在大推力工況下增幅更大。從10%～100%深度變推力負荷過程中,有效剛度值從0.76 MN/m增大到了21.68 MN/m,增大了28.5倍。密封的剛度系數決定了發生振動時的振動幅值,同時與轉子系統的固有頻率和振動模態有關,這會直接影響到整體的轉子動力學性能。若過大的剛度系數達到與系統相當的數量級,這種影響可能被放大并直接影響到轉子設計工況下的穩定性表現,因此要在設計階段進行綜合考慮。

圖14 深度變工況下孔型密封有效剛度隨頻率變化曲線Fig.14 Effective stiffness versus frequency for hole-pattern seal under variable conditions

圖15 同步振動頻率下的有效剛度隨工況變化曲線Fig.15 Synchronous effective stiffness versus operating conditions

圖16給出了變推力工況下孔型阻尼密封的有效阻尼隨渦動頻率的變化曲線,可見,隨著渦動頻率增大,有效阻尼也增大。有效阻尼在高頻區為正值且對轉子轉速的變化不敏感,在低頻區為負值且隨工況推力增大而顯著降低。這主要是由于密封進出口壓差增大,尤其是進口壓力顯著增大,導致轉子渦動誘發的流體激振力顯著增大。在深度變推力過程中,同步頻率下的有效阻尼隨著推力負荷的增大而增大,從0.63 kN·s/m增大到2.97 kN·s/m,表明在全推力負荷下均具有較大的正有效阻尼。

圖16 深度變工況下孔型密封有效阻尼隨頻率變化曲線Fig.16 Effective damping of hole-pattern seal versus frequency under variable conditions

圖17給出了變工況下孔型阻尼密封有效阻尼穿越頻率曲線,可見,隨著工況推力的增大,有效阻尼由負值向正值轉化的穿越頻率也增大。在10%～100%深度變推力工況范圍內,穿越頻率由50 Hz增大到430 Hz。在大推力負荷工況下的穿越頻率接近1/2同步振動頻率,存在較大的不穩定頻率區,不利于轉子系統的穩定性。這主要是由于隨著工況推力增大,葉輪轉速顯著提高,密封流道內周向旋流速度也顯著提高,產生較大的交叉剛度,易引起大頻率范圍內的轉子失穩。在小推力負荷工況下,穿越頻率約為同步渦動頻率的1/3,相對于大推力負荷工況具有更大的增穩抑振頻率區間,其阻尼性能也較大推力工況好?？傮w而言,在接近同步振動頻率的高頻區域,孔型阻尼密封能為液氧渦輪泵凸肩提供較大的有效阻尼,起到抑振增穩的效果。

圖17 深度變工況下孔型密封穿越頻率Fig.17 Crossover frequency for hole-pattern seal under variable conditions

為進一步分析泄漏流道內周向旋流速度對密封動力特性的影響,圖18給出了孔型阻尼密封間隙內周向旋流速度沿軸向位置變化曲線。由圖可見,隨著推力負荷的增大,間隙內周向旋流速度也增大,這主要是由于轉速的增大以及更高的進口預旋速度。但在70%～100%工況下,在密封前半軸段的旋流速度明顯遠高于后半軸段的間隙內旋流速度,這主要是在高轉速工況下極高的進口預旋速度引起的。因此,在設計階段,可以通過在密封進口增設防旋板等止旋裝置降低密封進口旋流速度,可以有效地改善在大推力負荷工況(70%～100%),尤其是穩定運行的額定工況下,靠近密封進口處過高的周向旋流速度引起的轉子失穩問題。

圖18 深度變工況下孔型密封間隙內旋流速度沿軸向變化Fig.18 Circumferential velocity in seal clearance along axial position for hole-pattern seal under variable conditions

5 結 論

本文針對某型液氧渦輪泵的葉輪前凸肩密封,設計了迷宮密封、蜂窩和孔型阻尼密封3種密封方案,并驗證了兩種阻尼密封在額定工況下更優的密封性能。以孔型阻尼密封方案為研究對象,采用“虛擬旁路邊界”模型來模擬高壓力和高預旋速度邊界條件,利用已知水工質下的孔型密封實驗數據驗證了本文數值計算方法。主要結論如下。

(1)在某型液氧渦輪泵的額定工況下,相比于迷宮密封,蜂窩和孔型阻尼密封均具有更優的封嚴性能(泄漏流量分別減小了17.9%和17.5%)和動力學性能(同步頻率下有效阻尼分別增大了180%和87%,穿越頻率從661 Hz分別減小到287 Hz和275 Hz)。

(2)隨著發動機推力負荷的增大,孔型密封泄漏量也線性增大,直接剛度、直接阻尼和交叉剛度均顯著增大,且直接剛度和交叉剛度在大推力負荷工況下的增幅更明顯。

(3)孔型密封的有效剛度隨頻率變化不大,在10%～100%推力負荷變化中,有效剛度從0.76 MN/m增大到了21.68 MN/m。若剛度系數過大甚至達到與系統相當的數量級,可能直接影響到轉子設計工況下的穩定性,因此要在設計階段進行綜合考慮。

(4)在發動機深度變推力工況下,孔型阻尼密封具有較大的同步頻率有效阻尼(從0.63 kN·s/m增大到2.97 kN·s/m)。受高進口預旋的影響,有效阻尼的穿越頻率隨推力負荷的增大而顯著增大(從50 Hz增大到430 Hz),減小了密封提供正阻尼的抑振頻率區間。

(5)在發動機70%～100%推力負荷下,密封前半軸段旋流速度明顯遠高于后半軸段旋流速度。在大推力工況下,可以通過在密封入口增設防旋板等止旋裝置降低密封進口旋流速度,從而改善密封進口處過高的旋流速度引起的轉子失穩問題。