航空發動機氣膜浮環密封上浮性能研究*

馬 也 王慶鋒 施任杰 張馨宇 李慶展 李雙喜

(北京化工大學機電工程學院 北京 100029)

浮環密封結構形式簡單，軸向尺寸小，安全性好，在現代密封技術領域中占據重要地位。隨著科技的發展,機械設備所處的工藝環境逐漸惡劣，對浮環密封性能要求更高[1]。開車前由于自重浮環內壁貼在跑道上，開車后在浮環內壁與跑道之間的楔形間隙內產生動壓效應，浮環受到垂直向上的力，內壁脫離跑道[2]向上浮起。氣體浮動性能相對液體來說較差，若浮環不能上浮，將會導致浮環內壁與跑道之間發生磨損甚至崩壞，嚴重影響密封系統的安全性，因此對浮環上浮性能的研究是非常有必要的。

國內外學者針對浮環動態運行過程做了大量的研究。為計算不同工況下動力學系數，文獻[3-4]改進了浮環密封的數值模型并得到了精度更高的結果。文獻[5-6]則基于雷諾方程研究了溫度、槽型及變形量對浮環動力學系數的影響。HA等[7]經過有限元迭代與傅里葉變換求解了浮環的偏心率、泄漏率等密封參數，并認為浮環密封的泄漏率與動力學系數準確計算的關鍵在于浮環中心位置的確定。DIETZEN和NORDMANN[8]利用有限差分法得到了湍流模型的解,并利用納維-斯托克斯方程得到了浮環密封的流場與壓力場分布,進而得到了密封系統的動態系數。馬利軍[9]通過對高溫鑲裝氣膜浮環的節流長度以及密封徑向間隙進行數值模擬以及試驗研究發現，增加節流長度可以有效增加浮環內表面與流體介質的接觸面積，浮環的上浮力會增大，并認為偏心率較大時浮環氣膜剛度隨著轉速增大而增大，浮環的自我調節能力較強。

為研究浮環與跑道的振動隨轉速變化情況，西安交通大學浮環小組搭建密封試驗臺，得到了密封組件的運動軌跡圖并提出了一套浮環動力學系數的理論計算方法[10]。徐慶余等[11]認為浮環的運動狀態為一個二自由度非線性振動并根據短軸承潤滑理論推導出了浮環油膜力的計算式與浮環軸心軌跡的計算方法,并進行了試驗驗證。ARGHIR等[12]研究了多因素耦合(庫侖力、慣性力、轉子振動等)情況下浮環的運動狀態，并建立了一種更為便捷的理論分析模型。

前人研究對象大多為液膜浮環,對氣膜浮環的研究較少，且對上浮轉速的具體計算方法的研究較少。本文作者針對航空發動機主軸承箱的氣膜浮環密封系統，建立了浮環上浮轉速計算的有限元模型并搭建了試驗臺，分別探究了先增速后增壓和先增壓后增速2種開車情況下浮環各密封參數與上浮轉速之間的關系。

1 工作原理和上浮過程

浮環密封是一種流阻型密封，通過石墨環內側與跑道外側之間的微小間隙實現節流作用。文中研究的浮環為整體式鑲裝浮環，浮環外側為金屬鑲裝環，內側為石墨環。鑲裝式浮環結合了金屬環與石墨環的優點，石墨環存在能夠防止環與跑道發生劇烈的剛性碰撞，同時由于鑲裝環的存在浮環也不會輕易地發生脆性斷裂。文中研究的航空發動機浮環密封組件的結構如圖1所示。

圖1 浮環密封組件結構Fig 1 Floating ring seal structure

浮環上浮性能判定指標主要包括從開車到工作狀態浮環能否上浮、上浮力大小、臨界上浮轉速的數值3個方面，當工作轉速大于臨界上浮轉速時就認為浮環能夠上浮。上浮轉速主要受上浮力與上浮阻力影響，開車前浮環由于自重貼在跑道上，開車后跑道旋轉，流體會對浮環產生一個向上的推力，稱為上浮力。另外側壁彈簧以及兩側壓差會對浮環產生一個阻礙其上浮的摩擦力，這個摩擦力和浮環自重之和稱為上浮阻力。當上浮力略大于上浮阻力時浮環就會上浮，此時的跑道的轉速稱為上浮轉速。

2 上浮性能計算流程

2.1 上浮阻力

兩側浮環工作狀態類似，文中僅對其中一個浮環進行分析。根據圖1，浮環工作狀態下浮環最大上浮阻力：

F=R+G

(1)

式中:F為浮環臨界狀態的上浮阻力；R為浮環端面摩擦力；G為浮環自重。

端面摩擦力：

R=(Fd+Fs)μ

(2)

式中：Fd為端面壓緊力；Fs為波簧彈力；μ為石墨環與合金鋼端面摩擦因數，取μ=0.07。

同時根據軸向方向力平衡關系，端面壓緊力：

Fd=F1-F2-F3+Fs

(3)

式中:F1為高壓側工作壓力；F2為低壓側工作壓力；F3為側端面氣膜反力。

浮環氣膜反力參考機械密封動靜環間氣膜反力計算，代入公式可得：

F3=p2A2+λ(p1-p2)A2

(4)

整理后可得：

F=[(p1-p2)(A1-λA2)+2Fs]μ+G

(5)

式中：p1為高壓側壓力；p2為低壓側壓力；A1為高壓側環形端面面積；A2為低壓側環形端面面積；λ為氣膜反壓系數，取λ=0.7。

2.2 動態間隙計算

浮環上浮力受氣膜厚度影響，故提取上浮力之前需先確定密封組件的動態間隙。溫度及轉速的變化均會對動態間隙造成影響，以某航空發動機浮環密封裝置為參考，采用Ansys-Workbench靜力學分析模塊，分別建立浮環模型與跑道模型，根據實際工況施加過盈載荷、溫度載荷、轉速載荷等邊界條件進行有限元分析。模型中的材料參數和結構參數分別如表1、表2所示。

表1 模型中的材料參數

表2 模型中的結構參數 單位:mm

計算完成后提取跑道外壁徑向變形計算結果如圖2所示，浮環內壁徑向變形結果如圖3所示。

圖2 跑道徑向變形Fig 2 Radial deformation of the runway

圖3 浮環徑向變形Fig 3 Radial deformation of the floating ring

從圖2和圖3可以看出,浮環與跑道變形值在軸向上變化不大，故可取上下限的平均值以便后續氣膜模型的建立。則平均氣膜膜厚為

H=δR+δR1-δR2

(6)

式中:H為浮環平均動態半徑間隙；δR為浮環初始半徑間隙；δR1為浮環工作狀態平均半徑變形量；δR2為跑道工作狀態平均半徑變形量。

2.3 氣膜浮環有限元模擬分析

浮環開車前的狀態如圖4所示，建立氣膜模型前需先確定偏心距e0。

圖4 浮環開車前狀態示意Fig 4 Schematic of the floating ring state before operating

圖4中h0稱為接觸氣膜厚度，當最小氣膜厚度hmin大于或等于接觸氣膜厚度，密封面分開，浮環開始上浮，接觸氣膜厚度[13-16]定義為

(7)

式中:Ra1為跑道外表面粗糙度;Ra2為石墨環內壁表面粗糙度。

則初始偏心距：

e0=H-h0=H-0.003 35

采用Workbench中的Fluent模塊建立偏心氣膜分析模型。分別命名邊界：air-in，air-out，mobile-face，fixed-face。固定fixed-face并在mobile-face施加指定轉速，在air-in端面加載高壓側壓力，在air-out端面施加高壓側壓力。氣膜模型及對應的操作參數分別如圖5和表3所示。

圖5 氣膜有限元模型Fig 5 gas film finite element model

表3 氣膜模型中的操作參數Table 3 Operating parameters in the gas film model

計算完成后提取的氣膜壓力云圖如圖6所示，可知氣膜壓力沿軸向并不是均勻分布的，沿旋轉方向在點A(膜厚最小處)前端形成一個高壓區，高壓區的壓力大于入口壓力。在點A后端形成一個低壓區，低壓區的壓力小于出口壓力。分析是由于點A處膜厚較小，氣體在通過點A時“憋壓”，導致點A前端壓力較高。同時氣體來不及通過點A，故在點A后端壓力較低。

圖6 氣膜壓力云圖Fig 6 Gas film pressure cloud map

設置不同的轉速，分別提取對應計算結果下y方向的上浮力。當上浮力略大于上浮阻力時，對應的轉速即為理論上的浮環臨界上浮轉速。總結前文，可得到氣膜浮環上浮轉速的計算流程如圖7所示。

圖7 上浮轉速計算流程Fig 7 Flow of floating speed calculation

同時若固定轉速為浮環工作狀態的轉速，改變模型的偏心率(偏心距與動態間隙的比值)，當上浮力等于上浮阻力時，對應的偏心率即為浮環工作狀態的偏心率，提取得到的泄漏率為工作狀態的泄漏率。分別設置不同的偏心率計算提取對應的泄漏率和上浮力，得到偏心率-上浮力-泄漏率關系如圖8所示。

圖8 上浮力和泄漏率隨偏心率的變化Fig 8 Variation of buoyancy and leakage with eccentricity

從圖8可以看出，當偏心率小于0.9，氣膜浮環的上浮力與偏心率成低斜率的線性關系；而當偏心率大于0.9時，上浮力發生畸變，僅0.05的偏心率變化導致上浮力增加了10 N。浮環的泄漏率隨偏心率的增加而增加且呈近似二次關系，這與液膜浮環的壓差流動[17]類似，原因是浮環兩側壓差較小，節流通道里的空氣可近似看為不可壓縮流體。同時可知偏心率較小的浮環泄漏量較小，密封性能更佳。

3 上浮轉速影響因素分析

發動機開車時需根據實際情況選擇操作條件的 施加順序，一般來說分2種情況：一是先增壓至工作壓力再增速；二是先增速到工作轉速再增壓，2種情況下的臨界上浮轉速并不相同。根據圖7所示的上浮轉速計算流程，分別探究密封系統在2種情況下各參數對上浮轉速的影響并進行對比分析。

3.1 節流長度

節流長度即石墨環內表面的寬度。保持軸寬比(鑲裝環與石墨環寬度比值)不變，其他參數按表1—3，改變節流長度，建立密封組件模型得到動態間隙并建立氣膜模型,計算得到的節流長度與上浮轉速關系如圖9所示。

圖9 上浮轉速隨節流長度的變化Fig 9 Variation of floating speed with throttle length

從圖9可以看出，2種情況下上浮轉速隨節流長度變化的趨勢相同，且先增速后增壓時的浮環上浮轉速較低，上浮性能較好。當節流長度較小時上浮轉速變化比較靈敏，節流長度較大上浮轉速變化趨于平緩。另外節流長度對上浮轉速的影響非常大，當節流長度為3 mm時上浮轉速甚至達到了65 000 r/min，遠遠超過了此航空發動機的工作轉速20 900 r/min(圖中虛線)，此時的浮環是不能上浮的。而當節流長度較大時浮環的上浮轉速很低，上浮性能較好。但太大的節流長度會使密封結構占據更多的軸向空間。因此在實際設計氣膜浮環時需充分考慮節流長度對上浮轉速的影響。建議節流長度取5～7 mm為宜。

3.2 載荷系數

載荷系數K既是幾何參數也是力學參數，在這里其為高壓側與低壓側端面面積之比，即K=A1/A2。取載荷系數1.5～6，探討載荷系數與上浮轉速關系，如圖10所示。

由圖10可知先增速后增壓時浮環上浮轉速較低，上浮性能較好。先增速后增壓時上浮轉速幾乎不變，這是由于浮環兩側沒有壓差，上浮阻力與上浮力并不會受A2的變化影響，故上浮轉速穩定不變。先增壓后增速時上浮轉速隨載荷系數的增大而增大且斜率逐漸減小，這是由于當載荷系數增大時A2減小，由上浮阻力計算式(5)可知上浮阻力隨之增大，故上浮轉速增大。2種情況下載荷系數從極小取到極大的過程，浮環總能夠上浮，工程設計時建議取載荷系數1.5～3。

圖10 上浮轉速隨載荷系數的變化Fig 10 Variation of floating speed with load factor

3.3 徑向間隙

考慮到實際浮環的泄漏要求，根據經驗使浮環的工作間隙取到0.02～0.07 mm，建立模型并分析計算，得到的徑向間隙與上浮轉速關系如圖11所示。

圖11 上浮轉速隨徑向間隙的變化Fig 11 Variation of floating speed with radial clearance

由圖11可知，間隙較大時先增壓后增速時浮環上浮性能較好，間隙較小時先增速后增壓時浮環上浮性能較好。先增壓后增速時上浮轉速隨著徑向間隙的增大逐漸減小，且當徑向間隙達到0.06時上浮轉速為0，此時僅靠壓差的作用浮環就能浮起。這是由于環向間隙的變化導致氣體流沿環向并不相同，即使在靜止狀態流體運動產生的上浮力也足以克服上浮阻力使浮環上浮。先增速后增壓時浮環兩側壓差為0，氣體流動時沒有軸向的分速度故上浮轉速較為穩定，徑向間隙的變化并不會對上浮轉速產生大的影響。

3.4 波簧彈力

保持其他條件不變，取波簧彈力4～14 N,探討波簧彈力與上浮轉速關系，如圖12所示。可知在一定范圍內2種情況下的上浮轉速均隨波簧彈力的增大線性增大，浮環在整個波簧彈力取值范圍內均可上浮。

圖12 上浮轉速隨波簧彈力的變化Fig 12 Variation of floating speed with wave spring elastic

3.5 工作溫度

溫度的變化會影響動態間隙以及空氣黏度從而影響上浮轉速，改變密封組件的操作溫度得到相應的動態間隙，建立氣膜模型施加邊界條件，計算得到的工作溫度與上浮轉速關系如圖13所示。

圖13 上浮轉速隨工作溫度的變化Fig 13 Variation of floating speed with operating temperature

由圖13分析可知，先增壓后增速時上浮轉速同時受間隙變化和空氣黏度變化的影響，溫度從20 ℃增加至200 ℃上浮轉速從0增加到了14 000 r/min，這是由于當溫度升高時，動態間隙減小導致上浮轉速增大。而當溫度大于200 ℃上浮轉速反而有減小趨勢，這是由于當溫度升高到一定程度，空氣黏度變化產生的負作用超過了間隙變化產生的正作用。先增速后增壓時，間隙的變化對上浮轉速不再產生影響(如圖11所示)，而空氣黏度的降低導致了上浮轉速的降低。

3.6 高低壓側壓差

壓力的變化會影響側壁的摩擦力與流體的軸向流速，取高低壓側壓差0～0.12 MPa建立模型并計算，得到壓差與上浮轉速關系，如圖14所示。可知隨浮環兩側上浮轉速與壓差正相關且在取值范圍內浮環均能上浮。

圖14 上浮轉速隨壓差的變化Fig 14 Variation of floating speed with pressure difference

4 氣膜浮環上浮轉速試驗驗證

為驗證有限元分析的正確性，開發了浮環密封上浮轉速試驗裝置。圖15(a)所示為試驗主體裝置，圖15(b)所示為浮環密封組件。試驗前通過位移傳感器探測口推動浮環使其貼合在跑道上，再安裝位移傳感器并開車;逐漸增加轉速,當傳感器檢測到位移變量時，此時的轉速即為上浮轉速。

圖15 試驗裝置及浮環密封組件Fig 15 Test device(a)and floating ring seal assembly(b)

驗證試驗采用先增壓后增速的方式，浮環初始半徑間隙實測值為0.042 mm。為方便試驗,出口壓力取常壓，溫度取常溫，得到不同壓差下上浮轉速理論值與試驗值對比如圖16所示。取出口壓力為常壓，壓差0.05 MPa，得到不同溫度下上浮轉速理論值與試驗值對比如圖17所示。

圖16 不同壓差下上浮轉速計算值和試驗值對比Fig 16 Comparison of calculated and experimental values of floating speed under different pressure differences

圖17 不同溫度下上浮轉速計算值和試驗值對比Fig 17 Comparison of calculated and experimental values of floating speed under different temperature

由圖16、圖17可知，上浮轉速有限元模擬值與計算值變化趨勢相同。由于試驗過程存在不可控誤差，故模擬值與試驗值大小存在一定差異，但在可接受范圍內，故可認為文中所進行的有限元分析結果是可靠的。

5 結論

(1)氣膜浮環的上浮力隨偏心率增大而增大且存在一個畸變過程，泄漏率與偏心率正相關且低壓差下呈近似二次關系，偏心率較小的浮環密封性能更佳。

(2)節流長度對上浮轉速影響極大，節流過小將導致浮環不能上浮，工程設計時推薦節流長度5～7 mm；載荷系數對上浮轉速的影響稍小，工程設計時推薦取1.5～3。

(3)不同的操作方式下各密封參數對氣膜浮環上浮性能的影響呈現很大的差異性。先增速后增壓時上浮轉速與載荷系數、波簧彈力、壓差正相關，與節流長度和徑向間隙負相關；先增壓后增速時上浮轉速與波簧彈力正相關，與節流長度、工作溫度負相關，與載荷系數、徑向間隙幾乎不相關。綜合來說先增速后增壓時上浮性能較好，有條件時開車前應先進行上浮性能的分析再選擇操作條件施加的順序。