間隙變化對(duì)輪緣密封泄漏流動(dòng)特性的影響

摘要：為研究間隙變化對(duì)輪緣密封泄漏特性的影響，搭建了輪緣密封泄漏特性實(shí)驗(yàn)臺(tái)，測(cè)量了壓比為1.1～1.5時(shí)輪緣密封在軸向與徑向間隙各變化±10%和±20%時(shí)的泄漏量，采用數(shù)值方法分析了軸向與徑向間隙變化對(duì)泄漏流動(dòng)特性的影響機(jī)理。結(jié)果表明：輪緣密封的泄漏量與泄漏系數(shù)均隨壓比的增大而增大，但增大的趨勢(shì)減緩，其中泄漏系數(shù)隨壓比增大而減緩的趨勢(shì)更顯著；當(dāng)壓比從1.1增大到1.3時(shí)，泄漏系數(shù)增大約35.8%，而壓比從1.3增大到1.5時(shí)流量系數(shù)僅增大17.3%； 密封齒重疊部分是輪緣密封中影響泄漏性能的主要結(jié)構(gòu)，相同條件下變徑向間隙比變軸向間隙對(duì)輪緣密封泄漏性能影響更大；相對(duì)于設(shè)計(jì)尺寸下的泄漏量，軸向間隙每增大10%，泄漏流量平均增大2.0%；徑向間隙每增大10%，泄漏流量增大5.4%。

關(guān)鍵詞：燃?xì)馔钙剑惠喚壝芊猓恍孤粡较蜷g隙；軸向間隙

中圖分類號(hào)：TK263.2 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI：10.7652/xjtuxb202505012 文章編號(hào)：0253-987X（2025）05-0120-10

Impact of Clearance Variation on Leakage Flow Characteristics of Rim Seals

LI Wenhao， XU Lei， WANG Ziqi， HE Kun， YAN Xin， LI Jun

（School of Energy and Power Engineering， Xi’an Jiaotong University， Xi’an 710049， China）

Abstract：To study the impact of clearance variation on the leakage characteristics of rim seals， a test rig on measuring rim seal leakage performance is established. The leakage flow rates of the rim seal are measured when the pressure ratio ranges from 1.1 to 1.5， with axial and radial clearances varies by ±10% and ±20%， respectively. Numerical methods is used to analyze the mechanism of how axial and radial clearances variations affect the leakage flow. The results indicate that both the leakage rate and leakage coefficient of the rim seal increase with increasing the pressure ratio， but the increment rate slows down with the increase of pressure ratio. Notably， the trend of leakage coefficient slowing down with the increase of pressure ratio is more pronounced. As the pressure ratio increases from 1.1 to 1.3， the leakage coefficient is increased by approximately 35.8%， while the leakage coefficient is only increases by 17.3% as the pressure ratio increases from 1.3 to 1.5. The overlapping section of seal teeth is the main structure that affects the leakage performance of the rim seal. Hence， under the same conditions， the variation of radial clearance has a greater impact on the leakage performance of rim seal than the variation of axial clearance. Compared to the leakage rate at the design size， a 10% increase in the axial clearance would result in an average increase of 2.0% in the leakage flow rate， while a 10% increase in the radial clearance would result in an average increase of 5.4% in the leakage flow rate.

Keywords：gas turbine; rim seal; leakage; radial clearance; axial clearance

現(xiàn)代燃?xì)廨啓C(jī)渦輪進(jìn)口溫度已超過(guò)2 000K，超出了最耐高溫材料的承受極限^［1］。為應(yīng)對(duì)高溫燃?xì)獾牟焕绊懀ǔＲ肜鋮s空氣至渦輪盤腔使其免燃?xì)馇趾ΑＨ欢鋮s空氣的過(guò)量使用會(huì)降低主流燃?xì)鉁囟群桶l(fā)動(dòng)機(jī)效率。輪緣密封技術(shù)能夠有效減少冷卻空氣泄漏至主流，并阻止高溫燃?xì)馊肭直P腔，提升渦輪的安全性和可靠性，延長(zhǎng)其壽命^［2-5］。在燃?xì)廨啓C(jī)運(yùn)行時(shí)，軸向氣動(dòng)推力、高溫?zé)嶝?fù)荷及部件膨脹導(dǎo)致輪緣密封的軸向和徑向尺寸發(fā)生復(fù)雜變化，影響密封性能。因此，探究間隙尺寸變化對(duì)輪緣密封泄漏性能的影響，對(duì)于確保燃?xì)廨啓C(jī)安全運(yùn)行和提高整機(jī)效率至關(guān)重要。

國(guó)內(nèi)學(xué)者采用數(shù)值方法對(duì)輪緣密封問(wèn)題進(jìn)行了深入研究。高慶等^［6］通過(guò)數(shù)值方法分析了渦輪徑向輪緣密封封嚴(yán)效果與密封結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系，發(fā)現(xiàn)輪緣密封封嚴(yán)效率隨著徑向間隙的減小而升高，且在相同結(jié)構(gòu)參數(shù)下，迎風(fēng)齒結(jié)構(gòu)更有助于提高輪緣密封封嚴(yán)性能。孔祥林等^［7］使用ANSYS CFX軟件、shear stress transport （SST）湍流模型對(duì)輪緣密封的性能進(jìn)行了計(jì)算，分析了變動(dòng)靜間距和軸向密封間隙對(duì)燃?xì)馊肭趾头鈬?yán)效率的影響，發(fā)現(xiàn)變動(dòng)靜間距對(duì)主流燃?xì)獾挠绊戄^大，但減小密封間隙能夠減少主流燃?xì)馊肭謴亩岣叻鈬?yán)效率。白濤等^［8］數(shù)值研究了斜向角度對(duì)輪緣密封結(jié)構(gòu)泄漏特性的影響，發(fā)現(xiàn)斜向角度增加30°，封嚴(yán)效率最大下降44%。程舒嫻等^［9-10］建立了輪緣密封的整周模型，數(shù)值分析了單級(jí)軸流透平輪緣密封的流動(dòng)與封嚴(yán)性能，發(fā)現(xiàn)盤腔內(nèi)封嚴(yán)效率隨著冷氣量的增大而周向波動(dòng)，但無(wú)周期性變化規(guī)律，但壓力波動(dòng)存在明顯的周期性。李志剛等^［11-12］采用數(shù)值方法研究了密封間隙、壓比、轉(zhuǎn)速對(duì)迷宮密封泄漏特性的影響，并搭建了迷宮密封泄漏特性旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)臺(tái)，對(duì)典型迷宮密封結(jié)構(gòu)的泄漏量與腔室壓比進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)量。Cheng等^［13］設(shè)計(jì)了7種帶槽的輪緣密封并與傳統(tǒng)密封的封嚴(yán)性能進(jìn)行對(duì)比，數(shù)值計(jì)算結(jié)果表明帶槽結(jié)構(gòu)能有效提高密封效果。

國(guó)外由于起步時(shí)間較早，在數(shù)值與實(shí)驗(yàn)方面對(duì)輪緣密封結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)性能研究較深入。Zhou等^［14］在渦輪級(jí)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上研究了3種輪緣密封腔縱橫比的輪緣密封結(jié)構(gòu)的封嚴(yán)性能，使用CO₂示蹤與粒子成像測(cè)速（PIV）方法研究了腔室內(nèi)部的流場(chǎng)形態(tài)，實(shí)現(xiàn)了密封區(qū)域復(fù)雜流動(dòng)的可視化。Owen^［15-16］提出了主流燃?xì)馇秩霚u輪盤腔的兩種機(jī)制：旋轉(zhuǎn)入侵和外部入侵，并推導(dǎo)了侵入盤腔燃?xì)饬髁颗c進(jìn)口流速關(guān)系的經(jīng)驗(yàn)公式。Dunn等^［17］采用實(shí)驗(yàn)測(cè)量與仿真模擬的方法對(duì)單級(jí)燃?xì)廨啓C(jī)模型的流量特性進(jìn)行了研究，采用Spalart-Allmaras以及realizable k-ε湍流模型準(zhǔn)確預(yù)測(cè)了具有預(yù)旋渦流吹掃的轉(zhuǎn)-靜子腔內(nèi)的靜壓與切向速度分布，結(jié)果顯示，靜子葉片每個(gè)節(jié)距的壓力和速度呈現(xiàn)對(duì)稱分布。Sangan等^［18］通過(guò)開(kāi)展輪緣密封實(shí)驗(yàn)并對(duì)大量實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，評(píng)估了動(dòng)-靜子雙側(cè)密封的優(yōu)勢(shì)，并從基本理論模型出發(fā)得出了相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式，可以使用兩個(gè)經(jīng)驗(yàn)參數(shù)計(jì)算出具有類似級(jí)內(nèi)速度三角形的渦輪機(jī)進(jìn)口壓力與輪緣密封效果的關(guān)系。Scobie等^［19］在渦輪實(shí)驗(yàn)臺(tái)上使用CO₂濃度檢測(cè)方法得到了輪緣密封結(jié)構(gòu)密封盤腔內(nèi)的流場(chǎng)結(jié)構(gòu)，定量得到了其在不同流量下的封嚴(yán)效率。Popovíc等^［20］對(duì)不同幾何形狀的輪緣密封的封嚴(yán)性能進(jìn)行了對(duì)比研究，確定了影響密封效果與主流燃?xì)馊肭痔匦缘膸讉€(gè)關(guān)鍵幾何因素。Green等^［21］采用數(shù)值計(jì)算與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法分析了非穩(wěn)態(tài)下輪緣密封結(jié)構(gòu)主流燃?xì)馊肭直P腔與冷氣匯入主流的主要機(jī)理，并研究了輪緣密封結(jié)構(gòu)燃?xì)馊肭謱?duì)上下游流場(chǎng)的影響，發(fā)現(xiàn)冷氣的引入僅對(duì)葉片下游5%區(qū)域的靜壓有影響。Balasubramanian等^［22］在1.5級(jí)軸流空氣渦輪實(shí)驗(yàn)臺(tái)上開(kāi)展了輪緣密封主流入侵特性研究，實(shí)驗(yàn)表明主流流量越大，轉(zhuǎn)速越高，燃?xì)馊肭脂F(xiàn)象越明顯。

綜上所述，國(guó)內(nèi)關(guān)于輪緣密封泄漏流動(dòng)性能的研究主要依賴于數(shù)值模擬方法，而采用實(shí)驗(yàn)手段探究不同密封間隙下泄漏問(wèn)題的報(bào)道相對(duì)較少。此外，對(duì)于密封間隙如何影響泄漏流動(dòng)機(jī)制的理解尚顯不足。本文針對(duì)某型燃?xì)廨啓C(jī)渦輪第三級(jí)動(dòng)葉后盤腔的輪緣密封結(jié)構(gòu)^［23］，通過(guò)實(shí)驗(yàn)與數(shù)值計(jì)算相結(jié)合的方法，系統(tǒng)地分析了徑向和軸向間隙變化對(duì)輪緣密封泄漏特性的影響及其封嚴(yán)機(jī)理。本研究旨在為提升燃?xì)廨啓C(jī)輪緣密封的封嚴(yán)性能及優(yōu)化其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)支撐與理論依據(jù)。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)與模型

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)概述

圖1是輪緣密封泄漏特性實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)示意圖。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)由壓縮機(jī)氣源（0.7 MPa，2 kg/s）、管路、壓力調(diào)節(jié)閥、10XJ-YH智能流量計(jì)（精度±1%）、整流段、實(shí)驗(yàn)段、數(shù)據(jù)采集設(shè)備及采集終端組成。實(shí)驗(yàn)通過(guò)調(diào)節(jié)與壓縮機(jī)出口相連的壓力調(diào)節(jié)閥的開(kāi)度來(lái)控制實(shí)驗(yàn)段進(jìn)口總壓P^*₀，記錄環(huán)境壓力P₁即可得到實(shí)驗(yàn)壓比π（π=P^*₀/P₁）。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)通過(guò)三孔探針、K型鎧裝熱電偶、靜壓管分別測(cè)量進(jìn)口總壓P^*₀、進(jìn)口總溫T^*₀、腔室靜壓p₁～p₆。其中：壓力信號(hào)通過(guò)型號(hào)為3051CD、3051GP的羅斯蒙特壓電轉(zhuǎn)換器轉(zhuǎn)換為電信號(hào)被計(jì)算機(jī)終端采集，測(cè)量誤差為±0.075%； 溫度信號(hào)通過(guò)NI采集轉(zhuǎn)換為數(shù)字信號(hào)傳輸給計(jì)算機(jī)，測(cè)量誤差為±1 ℃。

實(shí)驗(yàn)開(kāi)始時(shí)，先記錄下當(dāng)?shù)丨h(huán)境壓力，然后打開(kāi)螺桿壓縮機(jī)，通過(guò)調(diào)節(jié)旁通閥到合適的開(kāi)度使得實(shí)驗(yàn)壓比在1.1附近（誤差±3%），待流量計(jì)示數(shù)穩(wěn)定后，記錄下通過(guò)實(shí)驗(yàn)件的流量并同時(shí)記錄熱電偶示數(shù)。分別調(diào)節(jié)實(shí)驗(yàn)壓比為1.1、1.2、1.3、1.4、1.5，測(cè)量不同徑向間隙和軸向間隙下輪緣密封實(shí)驗(yàn)件的泄漏流量特性，并進(jìn)行正逆行程實(shí)驗(yàn)保證實(shí)驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。圖2給出了實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)照片。

圖3為實(shí)驗(yàn)段結(jié)構(gòu)示意圖。實(shí)驗(yàn)時(shí)，先將靜葉側(cè)與動(dòng)葉側(cè)密封齒與側(cè)板連接并用螺絲固定，再將其安裝在進(jìn)出口段上，最后將靜壓管插入側(cè)板預(yù)留的靜壓孔即可開(kāi)始實(shí)驗(yàn)。

1.2 實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

圖4給出了輪緣密封在燃機(jī)中的位置及本研究的實(shí)驗(yàn)件示意圖。為便于進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，將原輪緣密封尺寸等比例縮小4倍設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)件。圖中給出了實(shí)驗(yàn)件的主要結(jié)構(gòu)尺寸及靜壓測(cè)點(diǎn)位置，其中c為軸向間隙，w為徑向間隙，A-A截面為重疊密封齒間隙截面。設(shè)計(jì)尺寸下，c=4.88 mm，w=3.15 mm，將其分別擴(kuò)大和縮小10%、20%得到不同間隙尺寸的輪緣密封結(jié)構(gòu)。本實(shí)驗(yàn)研究了間隙尺寸變化時(shí)輪緣密封的泄漏特性變化規(guī)律，以驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算結(jié)果的可靠性。

1.3 不確定度分析

本實(shí)驗(yàn)的壓力測(cè)量不確定度上文已給出，為0.075%，由誤差傳遞公式可得到壓比的不確定度。誤差傳遞公式為

Δf（x₁，x₂，…，x_n）=∑ni=1?f?x_iΔx_i²（1）

式中：f（x₁，x₂，…，x_n）為n個(gè)直接測(cè)量量x_i組成的間接測(cè)量；Δx_i為直接測(cè)量量x_i的直接測(cè)量誤差；Δf為合成的間接誤差。

由誤差傳遞公式可得壓比π的不確定度計(jì)算式為

Δππ=ΔP^*₀P^*₀²+ΔP₁P₁²（2）

動(dòng)葉側(cè)與靜葉側(cè)密封齒實(shí)驗(yàn)件組裝得到密封間隙的精度為0.1 mm。本實(shí)驗(yàn)各項(xiàng)參數(shù)的不確定度如表1所示。

2 數(shù)值方法

圖5為輪緣密封的三維計(jì)算域模型及結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格示意圖。采用商用軟件ANSYS ICEM生成結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，對(duì)壁面附近網(wǎng)格進(jìn)行加密，保證y⁺lt;1，以準(zhǔn)確捕捉到邊界層內(nèi)流動(dòng)，滿足湍流模型計(jì)算要求。

表2為輪緣密封數(shù)值計(jì)算的邊界條件和幾何參數(shù)，給定進(jìn)口總溫與出口靜壓。動(dòng)靜葉側(cè)密封齒與側(cè)板均采用絕熱無(wú)滑移邊界條件。

本文采用SST湍流模型來(lái)求解三維Reynolds averaged Navier-Stokes（RANS）方程，采用商用CFD軟件ANSYS CFX 18.0作為求解器對(duì)網(wǎng)格模型進(jìn)行求解。為使計(jì)算結(jié)果更加準(zhǔn)確，計(jì)算使用的工質(zhì)為25℃空氣，近壁面區(qū)采用改進(jìn)壁面函數(shù)法，固壁面視為絕熱、光滑壁面，采用高精度離散模型。當(dāng)動(dòng)量方程的殘差數(shù)量級(jí)達(dá)到10^－6、連續(xù)方程的殘差數(shù)量級(jí)小于10^－6、進(jìn)出口流量差小于0.1%時(shí)，認(rèn)為計(jì)算結(jié)果收斂。

2.1 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

選取設(shè)計(jì)尺寸輪緣密封結(jié)構(gòu)為計(jì)算模型，在壓比為1.3時(shí)，分別選取網(wǎng)格數(shù)為300萬(wàn)、600萬(wàn)、900萬(wàn)以及1 350萬(wàn)的計(jì)算模型，以輪緣密封泄漏流量為考核指標(biāo)，進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，計(jì)算結(jié)果如表3所示。可以看出，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)為900萬(wàn)時(shí)，出口泄漏量相對(duì)偏差為0.552%，可視為網(wǎng)格無(wú)關(guān)，且繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)對(duì)出口泄漏流量的影響已經(jīng)很小，為節(jié)省計(jì)算資源提高計(jì)算效率，選取網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為900萬(wàn)。

2.2 數(shù)值方法有效性驗(yàn)證

以設(shè)計(jì)尺寸的輪緣密封結(jié)構(gòu)作為計(jì)算模型開(kāi)展數(shù)值研究，以壓比為1.1～1.5下的質(zhì)量流量作為考核指標(biāo)，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，分析湍流模型的有效性，其結(jié)果如圖6所示。可以看出，3種湍流模型計(jì)算的質(zhì)量流量均隨壓比的增大而增加，各個(gè)湍流模型計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的平均相對(duì)誤差分別為4.076% （SST模型）， 4.926% （k-ε模型）， 9.659% （RNG k-ε模型）。故在后續(xù)的變間隙數(shù)值計(jì)算中均采用SST湍流模型。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 不同間隙下輪緣密封泄漏實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

圖7和圖8分別為不同軸向與徑向尺寸下輪緣密封泄漏流量的實(shí)驗(yàn)與計(jì)算結(jié)果。從圖中可以看出，當(dāng)壓比不大于1.3時(shí)，數(shù)值計(jì)算結(jié)果的預(yù)測(cè)精度較高，相對(duì)誤差為1.4%。當(dāng)間隙尺寸不變時(shí)，泄漏流量隨著壓比的增大而增大，但增大的趨勢(shì)稍有減緩。例如，設(shè)計(jì)尺寸下，壓比從1.1增大至1.3時(shí)，泄漏流量增大44.1%，而壓比由1.3增大至1.5時(shí)，泄漏流量?jī)H增大37.9%。這主要是因?yàn)榈蛪罕认滦孤┝鹘?jīng)過(guò)密封齒產(chǎn)生的流動(dòng)損失較少，而在高壓比下泄漏流的流速增大，從而在密封腔室內(nèi)產(chǎn)生劇烈的漩渦耗散，因此高壓比下泄漏流將產(chǎn)生更顯著的節(jié)流膨脹效應(yīng)，抑制泄漏流量的增大。一方面，壓比增大使得泄漏驅(qū)動(dòng)力增大，另一方面，壓比的增大使泄漏流的節(jié)流膨脹效應(yīng)增強(qiáng)。在這兩方面的綜合作用下，泄漏流量呈現(xiàn)隨壓比的增大而增大，但增大趨勢(shì)減緩的現(xiàn)象。

相同壓比下，間隙尺寸增大時(shí)，輪緣密封的通流面積也隨之增大，從而導(dǎo)致泄漏流量增大。以設(shè)計(jì)尺寸下的泄漏流量為基準(zhǔn)，軸向間隙每增大10%泄漏流量平均增大2.0%，徑向間隙每增大10%泄漏流量增大5.4%。可見(jiàn)，相同情況下變徑向間隙對(duì)輪緣密封的泄漏性能影響更顯著。這主要是因?yàn)槊芊恺X的重疊部分是流體主要的膨脹加速通道，因此徑向間隙的變化將對(duì)流體的節(jié)流膨脹過(guò)程造成更大的影響，從而對(duì)泄漏流量造成更大影響。

3.2 輪緣密封泄漏系數(shù)與軸向間隙的關(guān)系

在計(jì)算密封結(jié)構(gòu)泄漏流量時(shí)，理想泄漏量m_id的計(jì)算公式為

m_id=P^*₀AR_gT^*₀2κκ－11π^2/κ－1π^{（κ+1）/κ}（3）

式中：A為間隙通流面積；T^*₀為進(jìn)口總溫；P^*₀為進(jìn)口總壓；R_g是氣體常數(shù)；κ是定熵系數(shù)。

泄漏系數(shù)在同一壓比下表示實(shí)際泄漏流量與理想泄漏流量之比，反映了密封結(jié)構(gòu)的通流能力。因此，本文采用無(wú)量綱泄漏系數(shù)φ^［25］對(duì)輪緣密封的泄漏特性進(jìn)行研究，φ可由如下公式定義

φ=mT^*₀P^*₀A（4）

A=cl（5）

式中：m為通過(guò)輪緣密封的泄漏流量；A為間隙通流面積；c=4.88 mm為軸向間隙；l=320 mm為實(shí)驗(yàn)件展向長(zhǎng)度。

圖9是徑向間隙為1.0w時(shí)，不同壓比下泄漏系數(shù)和齒間速度隨軸向間隙的變化曲線，其中齒間速度為1.3壓比下A-A截面速度的平均值，A-A截面位置在圖4中已給出。由圖9可知，密封泄漏系數(shù)隨著壓比的增大而增大，但增大的速率隨壓比的增大而減緩。當(dāng)軸向間隙為1.0c時(shí)，以1.3壓比的泄漏系數(shù)為基準(zhǔn)，壓比從1.1增大到1.3，泄漏系數(shù)增大35.8%，而壓比從1.3增大到1.5時(shí)，泄漏系數(shù)僅增大17.3%。造成這一現(xiàn)象的主要原因是壓比較小時(shí)，泄漏流經(jīng)過(guò)密封腔室后未充分得到節(jié)流膨脹，而在壓比較大時(shí)，速度更大的流體在密封腔室內(nèi)形成更大的湍流區(qū)以及更強(qiáng)烈的漩渦，因此能量耗散更大，從而在較高壓比時(shí)泄漏系數(shù)呈現(xiàn)增大趨勢(shì)減緩的現(xiàn)象。

相同壓比下，泄漏系數(shù)隨著軸向間隙的增大而減小，軸向間隙每增大10%，泄漏系數(shù)平均減小6.3%～10.5%。 然而，在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)時(shí)，測(cè)得的泄漏流量隨著軸向間隙的增大而增大，造成這一現(xiàn)象的主要原因是軸向間隙增大導(dǎo)致通流面積增大，更大的通流面積導(dǎo)致泄漏流量增大。由流體的連續(xù)性方程可知，齒間速度增大，使得泄漏流在密封腔室內(nèi)的流動(dòng)損失增大，從而導(dǎo)致泄漏流量的增大速率小于通流面積的增大速率，由式（4）可知泄漏系數(shù)減小。

3.3 輪緣密封泄漏系數(shù)與徑向間隙的關(guān)系

為研究徑向間隙尺寸對(duì)密封泄漏特性的影響，本小節(jié)開(kāi)展了軸向間隙為1.0c時(shí)，不同壓比下泄漏系數(shù)與齒間速度的研究。

從圖10可以看出，隨著徑向間隙的增大，泄漏系數(shù)也增大，即徑向間隙越大，輪緣密封結(jié)構(gòu)的密封性能越差。由流體的連續(xù)性可知，徑向間隙越小，相同流量下的齒間速度越大。因此，在較小徑向間隙時(shí)，流體經(jīng)過(guò)密封齒時(shí)將獲得更大的流速，從而在密封腔室以及出口段形成更加強(qiáng)烈的湍流，造成更大的能量損失，即節(jié)流效應(yīng)更加明顯。因此，泄漏系數(shù)隨徑向間隙的增大而增大。圖10中齒間速度隨徑向間隙增大而減小也佐證了這一規(guī)律。從圖中還可以看出，泄漏系數(shù)隨壓比的變化規(guī)律與變軸向間隙時(shí)一致。

3.4 輪緣密封腔室壓降與密封間隙關(guān)系

本節(jié)研究了輪緣密封腔室靜壓隨密封間隙變化的規(guī)律，選取典型壓比為1.3時(shí)不同間隙的腔室壓力作為研究對(duì)象。

圖11為壓比1.3時(shí)，不同軸向與徑向間隙密封腔室靜壓變化曲線，其中P_n為不同靜壓測(cè)點(diǎn)壓力。由圖11可以看出，不同間隙下靜壓測(cè)點(diǎn)3、4的壓力基本一致，均與大氣壓接近，且不隨間隙變化而變化。另外，密封結(jié)構(gòu)在1、2測(cè)點(diǎn)間的壓降遠(yuǎn)大于2、3測(cè)點(diǎn)，在1、2測(cè)點(diǎn)間的壓降平均為總壓降的79.8%。因此，該密封結(jié)構(gòu)的節(jié)流效應(yīng)主要發(fā)生在靜壓測(cè)點(diǎn)1、2之間，而在靜壓測(cè)點(diǎn)3之后的結(jié)構(gòu)主要起到導(dǎo)流作用。

對(duì)比圖11（a）與圖11（b）可以看出：隨著軸向間隙的增大，1、2測(cè)點(diǎn)間的壓降增大，共增大14.3%，2、3測(cè)點(diǎn)間的壓降相應(yīng)減小；隨著徑向間隙的增大，1、2測(cè)點(diǎn)間的壓降減小，共減小15.8%，2、3測(cè)點(diǎn)間的壓降相應(yīng)增大。因此，隨著軸向間隙的增大，1、2測(cè)點(diǎn)間的節(jié)流效應(yīng)增強(qiáng)，對(duì)應(yīng)A-A截面處的流速增大，變徑向間隙規(guī)律與之相反。

3.5 輪緣密封內(nèi)部流場(chǎng)分析

為研究不同壓比下密封腔室內(nèi)的流體流動(dòng)情況，圖12給出了設(shè)計(jì)尺寸下3個(gè)典型壓比（1.1、1.3、1.5）時(shí)密封腔室子午面的速度矢量圖。從圖中可以看出，流體流經(jīng)密封齒后在密封腔室內(nèi)形成一個(gè)大的漩渦區(qū)，經(jīng)過(guò)該漩渦區(qū)后流體流速顯著降低，并在出口段充分減速。經(jīng)過(guò)這一過(guò)程，輪緣密封結(jié)構(gòu)有效地抑制了過(guò)量的冷卻空氣進(jìn)入燃?xì)庵髁鳌Ａ硗猓S著壓比的增大，密封齒間的流速顯著增大，1.5壓比時(shí)齒間速度最大可達(dá)336 m/s，而1.1壓比下齒間速度最大僅有130 m/s。因此，高流速的流體經(jīng)過(guò)密封腔室將產(chǎn)生強(qiáng)烈的湍流耗散效應(yīng)，且流體流速越高，產(chǎn)生的湍流耗散效應(yīng)越明顯。可見(jiàn)，高壓比下的流體經(jīng)過(guò)密封腔室將得到更充分的節(jié)流膨脹，從而導(dǎo)致圖9與圖10中泄漏系數(shù)增大速率隨壓比的增大而減小。

圖13是壓比1.3時(shí)不同軸向與徑向間隙密封腔室子午面速度云圖。由圖14（a）、（b）、（c）可以看出，隨著軸向間隙的增大，經(jīng)過(guò)密封進(jìn)口的流體增多，而經(jīng)過(guò)A-A截面處的通流面積不變，從而導(dǎo)致該截面處的流體平均速度增大。從圖14（d）、（e）、（f）中可以看出，隨著徑向間隙增大，流體經(jīng)過(guò)A-A截面處的通流面積增大，同時(shí)，流體產(chǎn)生的速度回流區(qū)域面積增大，而主流流體速度沒(méi)有顯著增大，因此流體在截面處的平均速度減小。

圖14是環(huán)境壓力為96.2 kPa、壓比為1.3時(shí)不同徑向間隙下密封腔室壓力云圖與子午面流線分布。可以看出，流體經(jīng)過(guò)密封齒后發(fā)生顯著的節(jié)流膨脹，在密封腔室內(nèi)壓力迅速降低，并在出口段逐漸達(dá)到環(huán)境壓力，從而使密封結(jié)構(gòu)擁有良好的封嚴(yán)性能。另外，主流密封腔室內(nèi)漩渦區(qū)的壓力隨徑向間隙的增大而減小。這主要是因?yàn)樵趶较蜷g隙較小時(shí)，流體經(jīng)過(guò)密封齒獲得更大的流速，而此時(shí)由于密封腔室的面積較小，靜葉側(cè)密封齒的幾何位置難以阻擋流體主流形成漩渦區(qū)，因此高速流體的動(dòng)能耗散主要發(fā)生在密封出口段；在較大徑向間隙下，較低流速的流體受到靜葉側(cè)密封齒的阻擋在密封腔室內(nèi)形成強(qiáng)烈的漩渦，并在密封腔室內(nèi)產(chǎn)生更多的動(dòng)能耗散。可見(jiàn)，這一現(xiàn)象主要是由流體動(dòng)能的耗散位置不同而導(dǎo)致的，流體的總耗散仍然是小徑向間隙下更大，可與前文所述徑向間隙越小泄漏系數(shù)越小的結(jié)論相互印證。

4 結(jié) 論

（1）利用實(shí)驗(yàn)結(jié)果考核了數(shù)值方法的有效性，采用SST湍流模型對(duì)輪緣密封泄漏特性進(jìn)行數(shù)值模擬具有較高精度。在1.1～1.5壓比下，輪緣密封的泄漏量數(shù)值結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值相對(duì)誤差在5%以內(nèi)，其中1.1～1.3壓比時(shí)數(shù)值結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值相對(duì)誤差僅為1.4%。

（2）輪緣密封的泄漏流量隨著壓比的增大而近似線性增大。但隨著壓比的增大，泄漏流量的增幅稍有減小，設(shè)計(jì)尺寸下壓比從1.1增大至1.3時(shí)，泄漏流量增大44.1%，壓比由1.3增大至1.5泄漏流量增大37.9%；輪緣密封泄漏系數(shù)隨著壓比的增大而增大，但增大幅度隨壓比的增大明顯降低，壓比從1.1增大到1.3時(shí)，泄漏系數(shù)增大約35.8%，而壓比從1.3增大到1.5時(shí)泄漏系數(shù)僅增大約17.3%。

（3）相同條件下變徑向間隙比變軸向間隙對(duì)輪緣密封的泄漏性能影響更顯著。相對(duì)于設(shè)計(jì)尺寸下的泄漏流量，軸向間隙每增大10%時(shí)泄漏流量平均增大2.0%，徑向間隙每增大10%時(shí)泄漏流量增大5.4%。

（4）輪緣密封泄漏系數(shù)隨軸向間隙的增大而減小，隨徑向間隙的增大而增大，泄漏流量隨軸向間隙增大的增大量有限。從保護(hù)密封齒、提高封嚴(yán)性能的角度出發(fā)，可以適當(dāng)增大軸向間隙。輪緣密封的泄漏系數(shù)與泄漏流量均隨著徑向間隙的增大而增大，因此盡量減小徑向間隙能夠提高封嚴(yán)性能，但過(guò)小的徑向間隙將增大加工難度，增加密封齒碰磨風(fēng)險(xiǎn)。

在燃?xì)馔钙捷喚壝芊庵校S向與徑向間隙的改變都會(huì)對(duì)其封嚴(yán)性能造成顯著影響。合理的間隙配置（軸向與徑向間隙）與壓比配置能夠獲得最小的泄漏系數(shù)，從而提高燃?xì)馔钙蕉慰諝庀到y(tǒng)的運(yùn)行效率，對(duì)燃?xì)馔钙降陌踩⒎€(wěn)定、高效運(yùn)行具有重要促進(jìn)意義。

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（編輯 亢列梅）