小迷宮密封間隙對離心制冷壓縮機性能的影響

衣可心 俞國新 趙遠揚 李連生

(1.青島科技大學機電工程學院 山東青島 266061;2.青島海爾智能技術研發有限公司 山東青島 266000)

泄漏是影響制冷離心壓縮機性能的重要因素，為了減少壓縮機中制冷劑的泄漏，往往需采用密封裝置[1-3]。離心制冷壓縮機中葉輪的輪蓋和輪盤側往往采用非接觸的、無油潤滑的迷宮密封[4-5]。迷宮密封具有結構簡單、工作可靠、使用壽命長等優點，已被廣泛用于航天發動機、離心式壓縮機、透平膨脹機、汽輪機等機械[6-7]。其通過迷宮密封節流間隙中的節流過程和空腔內的動能耗散，實現泄漏間隙的氣體密封[8-9]。

巴鵬等人[10]利用Fluent模擬了迷宮密封的內部流動，分析了空腔深度、密封間隙、節流片的傾斜角對迷宮密封性能的影響，結果表明對泄漏量影響的主次順序為密封間隙、空腔深度、傾斜角，其密封間隙取為 0.2～0.6 mm。丁學俊等[11]利用Fluent軟件計算了迷宮密封的密封間隙、空腔深度及結構型式(直通式和錯列式)對迷宮密封流場和泄漏量的影響，結果表明泄漏量隨密封間隙呈線性變化，其密封間隙取0.3～0.8 mm。HU等[12]實驗研究了階梯式和直通式2種典型迷宮密封的密封性能，其密封間隙為0.2～0.6 mm。薛米米和程林[13]為了探究輪蓋和輪盤密封對壓縮機性能的影響，以某氨制冷離心壓縮機的4個級為研究對象，數值分析了考慮密封前后離心壓縮機級的性能。

綜上所述，迷宮密封間隙對泄漏量的影響較大，國內外學者在研究迷宮密封時選取的密封間隙通常大于0.2 mm。而離心制冷壓縮機的一個重要發展方向是采用高速氣體軸承作為其轉子支持系統，由于氣體軸承的設計和運行間隙小，因此可以減小壓縮機迷宮密封間隙設計值，從而進一步降低葉輪的泄漏量，提高壓縮機性能。本文作者以離心制冷壓縮機為研究對象，取0.05、0.10、0.20 mm 3種小迷宮密封間隙，對葉輪及迷宮密封的流體域進行模擬計算，研究小迷宮密封間隙設計條件下離心制冷壓縮機性能變化規律。

1 數值方法

1.1 計算模型

抽取包含葉輪和迷宮密封模型作為計算的流體域(如圖1所示)。由于迷宮密封區域圓周對稱，只取1/16模型進行分析。迷宮密封主要結構參數如表1所示，葉輪主要設計參數如表2所示，葉輪其他位置的泄漏間隙為1 mm。

表1 迷宮密封主要設計參數

表2 葉輪主要設計參數

1.2 網格與邊界條件

對葉輪單流道進行六面體結構化網格劃分，網格數為21萬。對迷宮密封區域進行四面體非結構化網格劃分，通過網格獨立性驗證，密封間隙取0.05、0.10、0.20 mm時的網格數分別為585萬、362萬、259萬，如圖2所示。

文中計算的氣懸浮離心壓縮機包括葉輪流道和迷宮密封通道兩部分，如圖3所示。設置葉輪部分為旋轉計算域，設置轉速21 000 r/min;設置迷宮密封部分為靜止計算域。流體為R134a，湍流模型采用標準k-ε模型，葉輪和密封區域之間的交界面采用凍結轉子模型。

計算模型采用總壓入口邊界和靜壓出口邊界：入口總壓為355.78 kPa，入口總溫為6.5 ℃，出口靜壓根據不同的工況設置。輪蓋、輪盤和葉片表面均設置為無滑移、光滑、絕熱壁面。密封部分內表面為旋轉壁面，外表面為靜止壁面。設置殘差為1.0×10-5。

2 結果及分析

2.1 壓力分布

壓縮機葉輪入口流量為2.07 kg/s、迷宮密封間隙為0.2 mm時的輪蓋側迷宮密封的壓力分布如圖4所示，輪盤側迷宮密封的壓力分布如圖5所示。可以看出，沿著氣體流動方向(從左到右)，壓力逐漸降低，且密封壓降主要發生在密封間隙處，這是因為經過節流齒后截面突變產生較大的截面損失，從而導致壓力的急劇降低[14-15]。

入口流量為2.07 kg/s，0.05、0.10、0.20 mm密封間隙下輪蓋側和輪盤側氣體壓力沿迷宮密封軸向的分布如圖6和圖7所示。

可以看出：隨著密封間隙的減小，壓降逐漸增大；在迷宮密封處，氣體每從一個大的齒間空腔流經一個小的密封齒和軸間的間隙，再流入另一個大的齒間空腔時，壓力就降低一次，且壓力近似呈階梯狀降低，這是由于密封的壓降主要發生在密封間隙處，同一密封齒中的壓力變化很小，且密封間隙越小，階梯狀越明顯。

2.2 密封間隙對葉輪泄漏量的影響

文獻[16]給出的計算泄漏量的經驗公式為

(1)

式中：G為泄漏量(kg/s)；F為流量面積(m2)；n為迷宮的級數；p0為進口壓力(Pa)；ρ0為進口工質密度(kg/m3)；g=9.81 m/s2。

將經驗公式(1)計算值與文中數值模擬值對比，如圖8所示，誤差均在10%以內，說明文中所選取的數值計算方法是可靠的。

迷宮密封的高壓側壓力受到壓縮機葉輪運行工況的影響。由于計算模型采用總壓入口和靜壓出口邊界，因此可以從模擬結果中得到葉輪的入口流量。圖9所示為3種不同迷宮密封間隙下的葉輪泄漏量隨葉輪入口流量的變化。可以看出：在葉輪入口流量相同時，密封間隙越大，泄漏量越多；在同一密封間隙下，隨著葉輪入口流量的減少，泄漏量越來越大。這是因為在轉速相同時，離心壓縮機隨入口流量的減少，壓比增大，使密封前后的壓差增大，從而泄漏量增多；在壓縮機小流量區域，泄漏量的變化幅度較在大流量區域平緩。不同密封間隙之間的泄漏量差值在小流量區域時較大，當入口流量為1.14 kg/s時，密封間隙為0.05 mm時的泄漏量比泄漏間隙為0.20 mm時減少了75.6%，因此減小密封間隙可以有效地減少氣體泄漏。

表3給出了密封間隙為0.20 mm時不同入口流量下的輪蓋密封和輪盤密封的泄漏量，通過對比可以看出，輪蓋泄漏比輪盤泄漏嚴重，泄漏量大42%左右。

表3 輪蓋迷宮密封和輪盤迷宮密封的泄漏量

以泄漏損失系數βL來表示迷宮密封的密封性能[17]，其計算公式為

(2)

式中：QL為氣體泄漏量(kg/s)；Qout為葉輪出口質量流量(kg/s)。

3種不同密封間隙下的泄漏損失系數βL隨入口流量的變化如圖10所示。可以看出：在入口流量相同時，密封間隙越大，泄漏損失系數越大，且在小流量區域增大的幅度較大；在同一密封間隙下，隨著入口流量的減少，泄漏損失系數增大。

2.3 迷宮密封對壓縮機性能的影響

圖11所示為不考慮泄漏、3種迷宮密封間隙下的葉輪總壓比隨入口流量的變化。在入口流量相同時，葉輪總壓比隨著密封間隙的增大而減小，且總壓比的減小量在小流量區域比在大流量區域更顯著。在同一入口流量下，考慮泄漏的葉輪總壓比相比于不考慮泄漏時的總壓比最大降低了8.02%。因此，在壓縮機性能分析時應充分考慮泄漏間隙的影響，防止產生較大的分析誤差。

3種不同迷宮密封間隙下的葉輪泄漏量隨葉輪總壓比的變化如圖12所示。可以看出：在葉輪總壓比相同時，密封間隙越大，泄漏量越多；在同一密封間隙下，隨著葉輪總壓比的增大，泄漏量越來越大。

通常用等熵效率表示壓縮機的性能，其定義為壓縮機等熵功率與實際壓縮功率之比，也可用以下公式計算[18]：

(3)

式中：h1為壓縮機入口工質焓值(kJ/kg)；h2為實際壓縮過程出口工質焓值(kJ/kg)；h2s為等熵壓縮出口工質焓值(kJ/kg)。

不同條件下的壓縮機等熵效率隨入口流量的變化如圖13所示。可以看出，在入口流量相同時，等熵效率隨密封間隙的增大而降低，且等熵效率的減小量在小流量區域比在大流量區域更顯著；在同一密封間隙下，等熵效率隨入口流量的增加呈先增大后減小的趨勢，在入口流量為2.07 kg/s時等熵效率最大，采用密封結構的壓縮機等熵效率較不考慮泄漏時的等熵效率下降了2.2%～4.6%。

3 結論

以離心制冷壓縮機為研究對象，取0.05、0.10、0.20 mm 等3種迷宮密封間隙，通過CFD方法對葉輪及迷宮密封的流體域進行模擬計算分析，得到如下主要結論：

(1)迷宮密封內沿氣體流動方向，氣體壓力逐漸降低，且壓降主要發生在密封間隙處；壓力近似呈階梯狀降低，且密封間隙越小，階梯狀越明顯。

(2)在葉輪入口流量相同時，隨密封間隙增大，泄漏量和泄漏損失系數在小流量工況增大的幅度較大；在同一密封間隙下，隨著入口流量的減少，泄漏量增大，泄漏損失系數增大；泄漏間隙為0.05 mm時的泄漏量比0.20 mm時減少75.6%。

(3)葉輪輪蓋側泄漏比輪盤側泄漏嚴重，泄漏量大42%左右。

(4)在相同邊界條件下，迷宮密封的泄漏間隙導致壓縮機的總壓比和等熵效率都有所降低，且密封間隙越大，降低得越多，在小流量工況時下降更為明顯。計算工況下的總壓比最大降低了8.02%，等熵效率最大降低了4.6%。