泵出型螺旋槽油气密封泄漏特性及参数影响研究.pdf

化工学报 2023年 第74卷 第6期|,2023,74(6):2538-2554 CIESC Journal泵出型螺旋槽油气密封泄漏特性及参数影响研究江锦波1，彭新1，许文烜1，门日秀2，刘畅2，彭旭东1（1 浙江工业大学机械工程学院，浙江 杭州 310029；2 中国北方发动机研究所柴油机增压技术重点实验室，天津 300400）摘要：以泵出型螺旋槽油气密封为研究对象，基于油相和气相连续性方程推导并建立了油气密封流场求解的双相雷诺模型，采用有限体积法离散和编程求解获得了油气密封介质流场分布，对比分析了商用软件VOF模型、单相雷诺模型和双相雷诺模型在求解油气密封流场中的计算精度和效率，研究了密封间隙、油气比、转速、介质压力等运行参数和密封环尺寸对油气密封流场和稳态性能的影响，重点探讨了油气密封近零泄漏特性及其关键影响因素。结果表明，提出的双相雷诺模型求解方法是一种高精度、高效率的油气密封流场数值模拟方法，具有与商用软件VOF模型近似的精度，但计算时间降低1个数量级；油气密封的介质泄漏特性和近零泄漏压差主要受到密封间隙、转速和端面宽度的影响，通过上述参数的合理取值有望实现油气介质的零泄漏。关键词：气液两相流；数值模拟；优化设计；油气端面密封；涡轮增压器中图分类号：TH 117.2 文献标志码：A文章编号：0438-1157（2023）06-2538-17Study on leakage characteristics and parameter influence of pump-out spiral groove oil-gas sealJIANG Jinbo1,PENG Xin1,XU Wenxuan1,MEN Rixiu2,LIU Chang2,PENG Xudong1(1 College of Mechanical Engineering,Zhejiang University of Technology,Hangzhou 310029,Zhejiang,China;2 Science and Technology on Diesel Engine Turbocharging Laboratory,China North Engine Research Institute,Tianjin 300400,China)Abstract:Taking the pump-out spiral groove oil-gas seal as the research object,the two-phase Reynolds model for solving the flow field of oil-gas seal was established based on the continuity equations of oil and gas phase,respectively.The flow field distribution of the oil-gas sealing medium is obtained by using the finite volume method to discretize and program the solution.The calculation accuracy and efficiency of commercial software VOF model,single-phase Reynolds model and two-phase Reynolds model in solving the flow field of oil-gas seal were compared and analyzed.The effects of operating parameters such as seal gap,oil-gas ratio,rotational speed,medium pressure,and seal ring size on the flow field and steady-state performance of the oil-gas seal were studied,and the near-zero leakage characteristics of the oil-gas seal and its key influencing factors were discussed.The results show that the proposed two-phase Reynolds model method is a high precision and efficient numerical method for calculating the flow field of oil-gas seal.It has the approximate accuracy with the commercial software VOF model,while the calculation time is reduced by one order of magnitude.The medium leakage characteristics DOI：10.11949/0438-1157.20230234收稿日期：2023-03-13 修回日期：2023-04-09通信作者：彭旭东（1964），男，博士，教授，第一作者：江锦波（1989），男，博士，副教授，基金项目：柴油机高增压技术国防科技重点实验室基金项目（6142212200301）；国家自然科学基金项目（52075491，52076195）引用本文：江锦波,彭新,许文烜,门日秀,刘畅,彭旭东.泵出型螺旋槽油气密封泄漏特性及参数影响研究J.化工学报,2023,74(6):2538-2554Citation：JIANG Jinbo,PENG Xin,XU Wenxuan,MEN Rixiu,LIU Chang,PENG Xudong.Study on leakage characteristics and parameter influence of pump-out spiral groove oil-gas sealJ.CIESC Journal,2023,74(6):2538-2554研究论文第6期and near zero leakage pressure differential of oil-gas seal are mainly affected by the seal clearance,rotational speed and seal ring width.It is expected to achieve zero leakage of oil-gas through the reasonable value of the above-mentioned parameters.Key words:gas-liquid flow;numerical simulation;optimal design;oil-gas face seal;turbocharger引言泵出型油气端面密封作为一种用于防止润滑油泄漏和避免空气、燃气进入轴承腔的关键基础件，其在涡轮增压器1-2、航空发动机轴承腔3-4和汽车发动机曲轴箱5中得到成功应用。当用于涡轮增压器压气机端与油润滑轴承腔之间时，相较于常规的涨圈密封，泵出型油气端面密封能很好地解决涡轮增压器低速漏油、高速窜气和不能水平轴布置等主要难题6。当泵出型密封用于油气环境时，密封界面易存在油气两相流动状态，准确地模拟油气介质在密封界面的流动状态和压力分布对于精准预测密封的成膜和泄漏特性至关重要。目前普遍采用商用软件Fluent中的多相流模型来研究机械密封的多相流动特性。基于Fluent软件，张敏佳等7采用VOF模型研究了单金属密封间隙固液两相流动特性；陈汇龙等8-9则采用Mixture模型和DPM模型模拟了上游泵送机械密封中固体颗粒沉积和运动特性；李欢等10在研究油气比低于0.1的低液气比油气密封流动特性时采用DPM模型；郝木明等11在研究具有较大范围气液比的泵出型螺旋槽气液密封流动特性时推荐采用VOF模型。不过在采用商用软件的多相流模型开展混相介质机械密封流动特性时还存在计算时间长、效率较低的问题。将三维的方程合理简化，是另外一种方式。Jin等12在研究高转速下两相密封的稳定性影响因素时采用了均匀膜的理论来求解液膜中的相变；Wang等13在研究3D表面形状对机械密封相变的影响时采用薄膜均相理论模型；曹生照等14在研究高速、低温工况下液膜密封相变的影响因素时联立求解薄膜均相模型与热状态方程。综上，如何在保证泵出型油气端面密封求解精度的基础上降低计算时间还有待进一步探索。通过在密封端面低压侧开设上游泵送型槽以利用其剪切流抵抗压差流，进而实现在高速条件下以低压介质阻封高压介质的目的15-16。国内很多学者数值研究了泵出型螺旋槽机械密封用于油气介质17-18、气液介质19、固液介质20和易相变介质21中时的混相介质流动与沉积特性，对密封间隙内油气流动特性及其工况、结构参数的影响有了规律性的认识，不过对于油气或气液密封的近零泄漏特性及其敏感性影响因素尚未深入探讨。本文以泵出型油气端面密封为研究对象，基于油相和气相的连续性方程推导了油气密封的膜压和油气比控制方程（即为双相雷诺模型），并与单相雷诺模型、VOF模型的计算精度和效率进行对比分析；研究运行参数和密封环尺寸等对油气密封流场分布、稳态性能和近零泄漏特性的影响规律，重点探讨油气密封近零泄漏特性的关键影响因素，为涡轮增压器油气密封的工程设计提供理论依据。1 数值分析模型1.1 几何模型涡轮增压器压气机端气膜密封安装于压气机与油润滑轴承腔甩油环之间，起着阻止润滑油向压气机内泄漏和避免压气机内空气窜入润滑油腔的作用。图1为泵出型螺旋槽油气端面密封的结构示意图。油气端面密封主要结构包括固定安装于转轴并随之转动的动环和浮动安装于固体壳体的静环所组成的一对密封副，其中密封副内径侧与压气机出口相连通，介质压力为pi；密封副外径侧与甩油环外部的油气腔相连通，油气压力为po。当密封运行时，动静环端面之间以h0的微米级间隙实现非接触运行。在密封端面内径ri至槽根半径rg处为开槽区，设有数量为Ng、深度为hg的泵出型螺旋槽组，而在槽根半径rg至端面外径ro处为不开槽的密封坝，用于实现停车密封和防止介质过量泄漏。当涡轮增压器转速较低时，压气机出口和密封内侧空气腔内空气压力较低，利用泵出型螺旋槽产生的流体动压效应，将空气腔内的空气增压泵送后在槽根附近形成高压区，用以阻封油气腔内压力较高的油气介质泄漏，从而达到控制漏油的效果。定义径向槽长比和周向槽宽比以分别表示泵出型螺旋槽在密封端面上的径向和周向开槽比例。=ro-rgro-ri，=gg+l(1)2539第74卷化 工 学 报式中，g和l分别为单个螺旋槽及其对应的密封堰沿周向的夹角。鉴于对数螺旋槽端面密封能产生较强的流体动压效应和均匀的压力分布22，本文中选取对数螺旋槽作为泵出型动压槽的结构。对数螺旋线的极坐标方程为：r=rgetan(2)式中，r和分别为任意点的半径和周向角度；为螺旋角。1.2 膜压控制方程为简化方程，忽略次要量，对控制方程提出下述假设。(1)流场为定常流场，流体为牛顿流体，液体密度为常数，气体为理想气体。(2)气膜膜厚远远小于其他两个方向，压力、密度和相分布不沿膜厚方向变化，其可以近似用平均值代替；只考虑u/z、v/z产生的影响，其他方向的导数忽略不计。(3)不考虑气体质量的影响，忽略惯性项和表面张力的影响。(4)流体在接触面上无滑移，忽略密封面粗糙度和动静环热力变形。(5)涡轮增压器怠速状态下转速较低，假设气膜间流动为层流。气膜密封一侧为空气，另一侧为油气，故其密封间隙内可能为同时存在油相和气相的油气介质。不同于单相介质密封，油气两相密封压力分布求解时还需要考虑密封界面的油气分布情况。考虑膜厚极小，相分布在膜厚方向不变。定义容积含相率F为各相介质在单位空间内所占体积比例，其中Fl与Fg分别为容积含液率（或称为油气比）和容积含气率，且Fg+Fl=1。假设油气两相之间没有滑移，也即速度完全一致，则油相和气相各自满足连续性方程。(Fllv)=0，(Fggv)=0(3)式中，l和g分别为油相和气相的密度。假设油相均匀分散于气相中形成均相流体，均相流体密度根据两相密度和容积含相率加权平均可得：=Fll+Fgg(4)因本文采用假设流体膜温度恒定的等温模型，且两侧介质压力较低，则油相密度l可视为常数，气相密度g根据理想气体状态方程g=p/RgT获得，其中p为介质压力，Rg为空气的气体常数，T为温度。根据文献23，低油气比的均相流体黏度可表示为：=glFlg+Fgl(5)式中，g和l分别为气相和油相的黏度，考虑到本文所采用的等温模型和低压力工况，两者都可视为常数。为保证相方程的有界，也即保证容积含相率Fg和Fl在数值求解中始终为01的参数，需对两相连续性方程进行转化24-25，同时将理想气体状态方程和液体密度为定值条件代入可得：v=-Fgpv (p)(6)(Flv)=0(7)将式（7）中的偏导展开，并将式（6）代入可得：v F=-FlFgpv p(8)图1 泵出型螺旋槽油气密封结构示意图Fig.1 Structural diagram of pump-out spiral groove oil-gas 第6期对于式（6）和式（8），采用守恒型式可使数值求解过程更稳定，其守恒型式分别为：v=-Fgp (pv)-p v(9)(Flv)=FlFgp v-p v+Fl v(10)对于密封间隙内流体介质而言，其单位长度上的径向体积流量qr和周向体积流量q分别为径向流速vr和周向流速v沿膜厚方向的积分：qr=0hvrdz=-h312pr(11)q=0hvdz=-h312pr+rh2(12)在此基础上，式（9）和式（10）对膜厚方向进行积分，并将式（11）和式（12）代入可得：()rqrr+q=-Fgp ()prqrr+()pq-p()rqrr+q (13)()Flrqrr+()Flq=FlFgp ()prqrr+()pq-p()rqrr+q +Fl()rqrr+q(14)当油气比较低且油滴均匀分布于气相中时，也可近似将油气介质视为满足单相流体控制方程的均一气相介质处理，其均一气相介质的雷诺方程26为：r()rh3pr+()h3pr=6(rh)(15)通过联立求解式（13）和式（14），即可获得油气密封端面压力分布p和油气比分布Fl，因该模型是通过油相和气相分别满足连续性方程导出，故可称为双相雷诺模型；通过求解式（15）可获得均一油气介质的压力分布p，而油气比则被视为常数，因其将油气介质作为单相介质处理，故可称为单相雷诺模型。1.3 流体域离散方法针对计算域中规则的扇形网格区域，采用有限体积法27对柱坐标系下的雷诺方程和相方程进行离散化。图2为计算中控制体的网格划分原理，每个控制体由4个子区域构成，每个网格的径向尺寸和周向尺寸分别为r和。基于流量守恒原理，可得控制体内边界流量守恒式为：qe+qw+qn+qs=0(16)将式（16）代入式（13）中可得：Appi,j=Aepi+1,j+Awpi-1,j+Anpi,j+1+Aspi,j-1+bi,j(17)其中bi,j=-Fgp*(rqrp*)i,j+1/2-(rqrp*)i,j-1/2+(qp*)i+1/2,j-(qp*)i-1/2,jr-p*i,jDvAe=h3i+1/2,jr12rAw=h3i-1/2,jr12rAn=()r+0.5r h3i,j+1/212rAs=()r-0.5r h3i,j-1/212rAp=Ae+Aw+An+As Dv=(rqr)i,j+1/2-(rqr)i,j-1/2+(q)i+1/2,j-(q)i-1/2,jr上角标*表示上一次迭代值。同理，将式（16）代入式（14）中可得：BpFi,j=BeFi+1,j+BwFi-1,j+BnFi,j+1+BsFi,j-1+bf(18)其中Bp=max()qi+1/2,jr,0+max-()qi-1/2,jr,0+max(rqr)i,j+1/2,0+max-(rqr)i,j-1/2,0+bcfbcf=()1-F*lmax()-Didg,0 +max()-Dv,0 +F*lmax(Didg,0)Be=max-(q)i+1/2,jr,0图2 有限体积网格划分示意图Fig.2 Schematic diagram of finite volume meshing2541第74卷化 工 学 报Bw=max(q)i-1/2,jr,0Bn=max-(rqr)i,j+1/2,0Bs=max(rqr)i,j-1/2,0为了提高数值求解的稳定性，式（18）中的源项为：bf=F*lmax(Didg,0)+F*lmax(Dv,0)(19)其中Didg=(rqrp)i,j+1/2-(rqrp)i,j-1/2+(qp)i+1/2,j-(qp)i-1/2,j r-pi,jDv/pi,j1.4 边界条件油气密封界面流体压力和油气比的求解还需结合初始边界条件，包括压力边界和油气比边界。对于压力边界而言，在密封环端面外径和内径处有强制性压力边界条件，也即在r=ro时，介质压力p=po；在r=ri时，介质压力p=pi。为节省计算时间，可选取包括一个完整型槽及其对应密封堰区域在内的扇形区域作为计算域，在该计算域的周向两侧具有周期性压力边界条件：p(,r)=p(+2/Ng,r)。对于油气比边界而言，其在计算域周向两侧具有周期性边界条件：Fl(,r)=Fl(+2/Ng,r)。在密封端面内、外径处的油气比需根据流动方向确定，当介质流入密封间隙时，油气比等于相邻介质腔内的油气比；当介质流出密封间隙时，油气比则由相邻网格处的油气比根据迎风格式插值确定。1.5 数值求解流程图3所示为基于双相雷诺模型的油气密封压力和油气比分布求解流程。考虑到密封介质压力、速度分布与油气相分布之间存在的强耦合所带来的数值求解收敛困难的问题，对膜压控制方程和相方程分别进行迭代求解28。在求解压力分布p(r,)和油气比分布F(r,)过程中，当同时满足下述三个收敛判据后可认为达到精度要求并输出压力和油气比分布。2max()qg,j-min()qg,jmax()qg,j+min()qg,j 1(20)2max()ql,j-min()ql,jmax()ql,j+min()ql,j 2(21)Fko-Fk-1oFko 3(22)式中，1、2和3分别为气相质量流量、油相质量流量和开启力判据的收敛残差，取为10-3。在获得油气密封端面压力分布后，根据式（23）式（25）分别求得密封开启力Fo、气相泄漏率qg和油相泄漏率ql，同时可获得油气总泄漏率q=ql+qg。Fo=Ng02Ngriroprdrd(23)qg=Ng02Ng(-Fggh312pr)rd(24)ql=Ng02Ng(-Fllh312pr)rd(25)1.6 基于VOF模型的CFD模拟为了验证上述基于双相雷诺模型和单相雷诺模型编程求解油气密封压力分布和油气比分布数值结果的正确性，本文还基于商用软件中VOF多相流模型开展了油气密封流场的CFD模拟。在VOF模型中，求解压力分布和油气比分布所涉及的控制方程除式（3）和式（4）的连续性方程外，还包括稳态条件下忽略重力和表面张力的动量方程。(vv)=-p+v+(v)T-(23 v)(26)采用ICEM对密封流体域进行网格划分。图4所示为单个计算周期的计算域网格划分和边界条件。由于密封间隙与密封环之间所存在的跨尺度输入已知参数和边界条件流体域压力和油气比赋初值p*(r,)和F*(r,)求式(13)和式(14)得qr 和q 初值求解式(17)得压力分布p(r,)求解式(13)和式(14)更新qr、q求解式(18)得油气比分布F(r,)输出流场分布p(r,)和F(r,)满足收敛条件 并更新物性参数是否*令qr=qr,q*=q,*F*=F,Fg*=1-F*,图3 基于双相雷诺模型的油气密封数值求解流程Fig.3 Numerical solution flow of oil-gas seal based on two-phase Reynolds 第6期问题，将轴向放大1000倍，采用六面体网格，膜厚方向根据文献29不少于5层网格为佳，所以螺旋槽和非开槽区密封间隙沿膜厚方向都为5层网格。在数值计算过程中，螺旋槽开设在静环端面上，流体域中与动环端面接触的面设为旋转面，与静环端面接触的面设为静止面。采用分离式Simple算法，相方程离散采用收敛性较好的一阶迎风格式，并通过监测密封间隙进出口流体质量是否守恒来判断计算是否达到收敛精度。2 结果讨论与分析本文以泵出型螺旋槽油气端面密封作为研究对象，研究了不同运行参数（密封间隙、油气比）和工况参数（转速、介质压力）条件下油气密封间隙流场和稳态密封性能，并探讨了油气密封近零泄漏特性及其关键影响因素。表1示出了本文数值计算时所采用的缺省参数，未做特别说明，则按照表1所示参数取值。2.1 不同数值模型的预测结果对比网格数量对于数值计算精度和计算时间都有显著影响。一般来说，网格数越多，计算精度越高，计算时间也越长，故应在保证计算精度的前提下选取较少的网格数量以降低计算时间。图5所示为不同网格数条件下油气密封稳态性能参数相对误差和计算时间。以总网格数为4.7万个时的密封性能参数计算值为基准，当网格数N2.4万个时开启力和泄漏率相对误差都能控制在1%以内，故后文数值计算时的缺省网格数为2.4万个。具体地，此时周向网格数N=200个，径向网格数Nr=120个。图5(b)所示为三种不同数值计算模型在不同网格数下对应的计算时间，其中Fluent商用软件VOF模型中的网格数指的是面网格数。随着网格数的增加，三种数值模型的计算时间都迅速增加，且基于Fluent软件VOF模型计算时间较其他两种模型显著更长，如在缺省网格数N=2.4万个时，VOF模型计算时间为3000 s，而基于双相雷诺模型和单相雷诺模型的表1油气密封性能参数计算时所取的初始参数Table 1Initial parameters adopted in calculating performance of gas-oil seal参数端面内径 ri/mm端面外径 ro/mm螺旋槽深度 hg/m螺旋角/()周向槽宽比 槽数 Ng槽根半径 rg/mm气膜厚度 h0/m数值29.537.55200.512343参数外径侧压力 po/kPa内径侧压力 pi/kPa外侧油气比 Fl介质温度 T/K转速 n/(rmin-1)气体黏度 g/(Pas)润滑油黏度 l/(mPas)润滑油密度 l/(kgm-3)数值1501000.1300300017.942.5886端面外径端面内径周期性边界静环端面动环端面型槽底部图4 计算域网格划分及边界条件设置Fig.4 Mesh generation and boundary condition setting in computational domain图5油气密封开启力和泄漏率随网格数变化规律Fig.5Variation of opening force and leakage rate of oil-gas seal with grid number2543第74卷化 工 学 报计算时间仅分别为78 s和39 s。由此可见，在相同面网格数条件下，相较于Fluent软件VOF模型，基于Reynolds方程自主编程求解油气密封稳态性能参数能使计算时间减小 12 个数量级，计算效率显著更高。通过对比VOF模型、单相雷诺模型和双相雷诺模型对应的油气密封流场分布和稳态性能参数以判断各数值模型的预测精度。考虑到 Fluent 软件VOF模型在预测多种互不相融流体两相流动方面的成功实践，可以此作为评判其他两种数值模型预测精度的对比基准。VOF模型可求得油气密封的三维流场分布，其油气比和流速分布在不同轴向截面会有所不同。图6所示为油气密封间隙流体域不同轴向特征切面示意图，分别取动环端面a、密封间隙中面b、静环端面c、型槽中面d和型槽底面e为轴向特征切面。因密封环固体壁面与流体速度之间无滑移，故动环端面a、静环端面c和型槽底面e并非指固体壁面层，而是最临近固体壁面的网格单元层。未做特别说明，下文中的流场分布指的是密封间隙中面b上的流场分布。图7所示为不同特征切面上流体域内油气比和流速分布。从光滑动环面至开槽静环面，轴向特征切面上的内径侧低油气比区域面积逐渐增大，如在动环端面上油气比低于0.05的区域只有靠近内径的很小区域，而在型槽底面则基本是油气比低于0.05的低油气比区域。这是因为对于开设于静环端面的型槽底面，周向剪切速度较小而径向流速较大，这意味着内径侧的空气从动压槽内被泵入密封间隙内，故槽区的油气比较低；而越靠近动环端面，由黏性剪切引起的周向流速越大，且端面没有动压型槽泵送结构，故动环端面附近油气比较高。通过对比三种数值模型的油气密封油气比、压力和流速分布（表2），进而探讨单相雷诺模型和双相雷诺模型在预测油气密封流场方面的准确 切面 c切面 b切面 a切面 d切面 e动压槽密封间隙临近固体壁面单元层固体壁面图6 油气密封流体域轴向特征切面示意图Fig.6 Schematic diagram of axial characteristic section of oil-gas seal fluid domain图7基于VOF模型的不同轴向切面油气比和流速分布Fig.7Oil-gas ratio and velocity distribution in different axial sections based on VOF 第6期性，其中 VOF 模型对应的油气比分布和流速分布为其密封间隙中面上的流场分布。因单相雷诺模型假设整个密封间隙内具有相同的油气比，故其无法准确预测密封间隙内的油气比分布；且单相雷诺模型对应的槽根处附近压力峰值较其他两种模型的预测值显著偏高，这主要是因为其假设的等油气比分布导致其开槽区的油气比显著高于其他两种模型，进而导致介质动压效应预测偏高。双相雷诺模型和VOF模型的油气比分布和压力分布基本一致，前者仅在槽根处附近的数值略微偏高。从速度分布来看，三种模型的总体速度基本类似，不过单相雷诺模型在密封坝区的径向速度分量更大，这可能会导致其对油气泄漏率的预测结果有所偏差。在三种数值模型流场分布对比的基础上，进一步对比三种数值模型对应的密封开启力、泄漏率等稳态性能参数。图8所示为不同转速条件下三种数值模型对应的开启力、油相泄漏率、气相泄漏率和径向压力分布。从图中可看出，在不同的转速条件下，三种数值模型对应的稳态性能参数有所不同。相较于VOF模型，双相雷诺模型的油相泄漏率、气相泄漏率和开启力数值都较为接近，两者之间具有一个较小的恒定偏差值，其中开启力相对偏差在1%以内，油相泄漏率相对偏差在5%以内，这种偏差主要与VOF模型求解的是三维流场而双相雷诺模型则是求解二维流场有关。单相雷诺模型在转速较低时的油相泄漏率和开启力预测值与其他两种数值模型较为接近，但随着转速的增大，其偏离程度增大。特别地，单相雷诺模型在转速较高时会获得由内径向外径侧的油相净泄漏值，这显然与事实不符，而双相雷诺模型和VOF模型则能较好地预测出转速较高时油相净泄漏率为零的情况。从三种数值模型的密封径向压力分布来看，单相雷诺模型的流体膜压力预测值偏高，而双相雷诺模型与VOF模型则较为接近。对于双相雷诺模型与VOF模型，VOF模型的开启力和径向压力分布略小于双相雷诺模型，这是因为VOF模型中考虑了惯性力的影响。沈伟等30的研究结果表明，气体惯性力会削弱密封介质在螺旋槽内的动压效应。综上可知，相较于VOF模型，双相雷诺模型能在获得相对较高的油气密封性能预测精度的同时具有显著更低的计算时间，是一种高精度、高效率的数值模型。2.2 密封间隙影响密封间隙是非接触式油气密封中至关重要的运行参数，过大的密封间隙会导致介质泄漏过大，而过小的密封间隙则容易导致端面发生接触碰磨。图9所示为油气密封的稳态性能参数随密封间隙的变化规律。从图中可看出，随着密封间隙的增大，表2三种不同数值模型对应的油气密封流场计算结果Table 2Calculation results of oil-gas seal flow field obtained by three different numerical models模型双相雷诺模型单相雷诺模型VOF模型油气比分布压力分布间隙中面速度分布2545第74卷化 工 学 报开启力减速递减，这意味着流体膜刚度也逐渐减小；而油相和气相泄漏率都增速递增，这与纯气相介质干气密封的性能变化规律是一致的，且在密封间隙较小时（如 h0=2 m）有望实现油气的近零泄漏。由此可见，过大的密封间隙对于流体膜承载力、刚度提升和泄漏控制都是不利的，密封间隙小于5 m为宜。表3给出了基于双相雷诺模型所求得的密封间图8三种数值模型对应的油气密封稳态性能参数及压力分布Fig.8Steady state performance parameters and pressure distribution of oil-gas seal obtained by three numerical models图9不同密封间隙下的油气密封稳态性能参数Fig.9Steady state performance parameters of oil-gas seal under different seal 第6期隙分别为2、3和4 m时油气密封的压力分布、油气比分布和流速分布。在不同密封间隙条件下，油气介质都在槽根处附近形成明显的高压区，进而有效阻止外径侧油气介质泄漏。随着密封间隙的增大，流体动压效应迅速减弱，其槽根处压力峰值减小，对外径侧油气泄漏的阻封能力下降。如当h0=2 m时，密封间隙内基本为纯气相区，此时油相净泄漏率为零，外径密封坝区域的流体流动径向分量为向外流动；当密封间隙增加至4 m时，密封间隙内基本为油气比超过0.05的油气两相区，此时密封坝区域的径向速度分量由外径指向内径侧，会引起油气介质向内泄漏。由此可见，密封间隙对于油气密封润滑油泄漏的控制至关重要，较小的密封间隙变化都会导致密封效果的显著差异。2.3 运行参数影响在一定转速条件下运行的油气密封，其外径侧为具有给定油气比和压力的油气介质，其内径侧为给定压力的空气介质。研究了油气比、转速和密封内外径压力等运行参数对油气密封开启力、泄漏特性和流场的影响规律及作用机制。2.3.1 油气比影响 油气比是油气密封的重要运行参数。在涡轮增压器压气机端油气密封的运行过程中，其外径侧的油气比并非是定值，会随着甩油环的密封效果和油气密封的窜气量的改变而变化。图10所示为油气比对油气密封稳态性能参数的影响规律，当油气比为0时即为内外径侧都是纯气相的工况。从图中可看出，随着油气比的增大，密封开启力呈线性增大，气相泄漏率单调递减，而油相泄漏率则呈现出先增大后减小的变化规律，并在进口油气比为0.2时达到最大值。下述将通过不同油气比条件下密封间隙流场分布来探讨其内在机理。图11和图12所示分别为不同油气比条件下油气密封压力分布、密封端面内径处油气密度和径向流速的周向分布。因润滑油的黏度较空气黏度大34个数量级，故油气黏度随油气比的增大而迅速增大，油气黏度的增大使得介质的动压效应增强，故对应的槽根处高压区压力峰值也随之增大，这也是密封开启力随油气比增大而呈线性递增的原因。油气质量泄漏率与介质密度、流通面积和径向流速呈正相关关系，从图12(b)可看出，随着油气比的增大，内径处的油气密度先增大后减小，而径向流速单调递减。这是因为随着油气比的增大，一方面会引起油气密度的增大，进而引起油气质量泄漏率增加，这种作用在油气比减小时占主导；另一方面也会使得流体动压效应增强，从端面外径侧向内径侧泄漏的润滑油量减少，这种作用会引起油气质量泄漏率减小，其在油气比较大时占主导。2.3.2 转速影响 涡轮增压器的转速是由废气涡轮中的排气温度和压力所决定的。当车辆正常运行表3不同密封间隙下的油气密封流场分布计算结果Table 3Calculation results of oil-gas seal flow field distribution under different seal clearanceh/m234压力分布油气比分布间隙中面速度分布2547第74卷化 工 学 报时，废气的温度和压力较高，此时涡轮增压器的转速高达每分钟几万甚至十几万转；而当车辆在怠速阶段或制动下坡时，发动机排放的废气温度和压力较低，涡轮增压器的转速一般只有30005000 rmin-1，工程中发现此时容易出现润滑油泄漏问题。图13所示为转速对油气密封开启力和泄漏率的影响规律。从图中可看出，随着转速的增大，开启力基本呈线性递增，气相从开始负向泄漏逐渐转变为正向泄漏，而油相泄漏率数值则逐渐减小并趋于0。值得注意的是，当转速为4000 rmin-1左右时，气相和油相泄漏率都基本接近于0，可视为近零泄漏点，此时密封环内外径侧的介质窜流量基本为零。当转速很低时，油气介质从外径向内径侧泄漏，这使得涡轮增压器在压气机低速运行阶段容易图10不同油气比条件下的油气密封稳态性能Fig.10Steady state performance of oil-gas seal under different oil-gas ratio图12不同油气比条件下密封出口平均流速和介质密度分布Fig.12Average velocity and medium density distribution at seal outlet under different oil-gas ratio图11不同油气比条件下油气密封压力分布Fig.11Distribution of oil-gas seal pressure under different oil-gas 第6期出现润滑油泄漏而导致“烧机油”故障。通过分析如图14所示的不同转速条件下油气密封油气比分布和间隙中面速度分布以探讨转速对油气密封性能的影响机制。随着转速的增大，油气介质动压效应逐渐增强，此时槽根处附近的高压区面积和压力峰值都有所增大，使得对外径侧油气泄漏的阻封作用增强，密封端面的低油气比区域逐渐从内径侧开槽区扩大至外径侧密封坝区域，并逐渐扩展至整个端面，如当转速为6000 rmin-1时整个密封端面基本为油气比小于0.01的低油气比区域。正是因为槽根处压力峰值随转速的增大而增大，甚至较外径侧油气介质压力更高，使得密封坝区域的流体从低速时的负向泄漏逐渐转变为高速时的正向泄漏流动。2.3.3 介质压力影响 涡轮增压器压气机端油气密封的内径侧与压气机叶轮出口相连通，该处空气压力会随着转速的变化而变化：当转速较低时，压气机的增压能力有限，此时从环境中吸入的空气经过进气管、滤清器及压气机叶轮背部的缝隙后产生显著压降，使得密封环内径侧压力可能会低于大气压，而当转速较高时，该处空气压力则较大。油气密封的外径侧与甩油环外径出口相连通，该腔内充满了一定压力和油气比的油气介质，其压力与密封窜气量、甩油环特性及回油系统特性有关，一般略高于大气压。本节研究了密封环内径和外径侧介质压力对油气密封稳态性能参数和流场特性的影响。图15所示为密封内径压力和外径压力对油气密封开启力和泄漏率的影响，其中内径压力范围为50150 kPa，外径压力范围为100200 kPa。随着内径压力的增大，开启力呈线性递增，油相泄漏率逐渐减小并趋于0，气相从负向泄漏逐渐转变为正向泄漏；而随着外径压力的增大，开启力也呈线性递增，油相泄漏率从0逐渐增大，而气相泄漏逐渐从正向泄漏转变为负向泄漏。结合如图16所示的不同内径和外径压力下的油气密封流线和油气比分布来看，随着内径压力的逐渐增大，密封界面的纯气相区域迅速扩大，当pi=80 kPa时，只有在靠内径侧螺旋槽入口处部分区域存