迷宫密封的间隙研究

密封腔深 h 最佳值 h0≈ 2. 5。 所以齿节距 t 的
最佳值 t0≈ 10。 以此可以看出图 1 中只有 d、e 较
佳。 节距过小会严重影响密封效果。
2. 是否采用旋转齿密封不可一概而论。试验证 实, 旋转齿部位周速> 25m s, 它比固定密封齿的 优越性明显; 此外, 重介质的风机和制冷压缩机使 用旋转齿密封效果也不甚好。
迷宫密封的间隙研究
之所以提出这一问题, 是几十年来按我国传统 经验设定间隙的离心鼓风机和压缩机迷宫密封在 试车和运行中经常刷齿, 甚至把转子抱死, 密封更 换频繁, 气体泄漏严重, 尤其是叶轮轮盖密封。这里 就以轮盖密封为例来分析密封间隙的确定应考虑 哪些因素。
二、迷宫密封的理论间隙
所谓的理论间隙, 指保证风机运行时转子与定 子在热态不发生摩擦且漏气量又最小的冷态静间 隙。
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迷宫密封的间隙研究
差甚远。 采用上述的计算方法, 核算引进技术的轴流压
缩机叶顶间隙, 如 AV 50210, 计算 2 y i= 0. 70, 给定 ∃ r= 0. 90, 是比较吻合的。
即 y
3≈
Α3 ∃
t3
D0 2
=
1 2
Α3 ∃
t3D
0
(1)
y 4≈
1 2
Α4 ∃

D 2
=
1 4
Α4 ∃
t4D
(2)
Α3、Α4 分别为转子材质、定子材质热胀系数。
为 便于计算, ∃ t3、∃ t4 均以级叶轮出口处 (D 2
处) 介质温度的计算值 t2m 与设备安装环境温度 ta
之差来近似计算, 即
而传统经验所定冷态间隙仅 0. 35～ 0. 55。 如 此之小的冷态间隙无法克服第二节所分析的热态
运行下各种因素的综合影响, 故而经常导致密封严 重刷损或者抱轴。
用同样的计算方法, 对以瑞士 Suzer 公司进口 的富气压缩机 R Z45- 7 第 3 级轴盖密封进行核 算, 其 2 y ≈i 0. 42。 其产品证明书所给静态间隙 ∃ r 见图 5 所示。
(1) 鉴于透平机械壳体设计特点和运行状况, 假定壳体不向内腔膨胀;
(2) 轴流压缩机的轴承缸和离心压缩机的隔板 根据其结构特点, 均设定其热胀向内外两个方面进 行;
(3) 离心压缩机级间隔板, 其截面温度场很不 均匀, 其计算温度可近似按截面温度均布计, 叶轮
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(4) 按尺寸大小, 温度高低, 加工精度, 振动幅度 值, 密封齿材质和可靠度要求, 热态间隙 ∃ 取值范 围在 0. 05～ 0. 40 之间。 当然, (4) 式忽略了定子元件与轴承的同轴度 误差。
三、与传统间隙的比较
根据上节的分析和计算方法, 现以流量较大的 离心鼓风机 D 120022. 5 0. 924 (D 1200232) 的叶轮 轮盖密封间隙为例, 将其按本文的计算方法所得值
冷态静间隙的确定应从透平压缩机械的转子 动力学、气体热力学和运行的转子、定子的热态状 况多方面进行分析。
1. 转子静挠度 y 0 水平主轴在转子重量作用下要产生一定挠度,
查, 多少都会存在一定的机械圆跳动。制造、安装的 这种误差是不可避免的, 在确定密封间隙时是必须 计入的。
3. 运行时转子轴颈轴心与轴承轴心偏心值 y 2 如图 3 所示, 运行状态的转子轴颈也不与轴承 轴心一致。理想状态是转子轴颈与轴承运行态半径 间隙各点均为 C 0= C 2。 实际上, 轴颈半径最小间 隙为 hm in, 即最小油膜厚度:
机、燃气轮机, 其工作时的内腔温度与设备组装时 的环境温度肯定不一样。 除冷冻压缩机外, 透平机 械工作时内腔温度一般都比设备组装时的环境温 度高, 有的进气介质本身就是高温。
与环境温差引起的转子热胀量和定子热胀量是 决定迷宫密封间隙的最直接因素。 密封部位直径越 大, 影响越甚。热胀量影响的计算是一个复杂的三维 热力场问题, 作为必要的简化, 给以下 4 点假定:
四、迷宫密封设计的注意事项
迷宫密封作为透平机械的常用密封, 因为“常 用”而误认其理论与实践无深入研讨之必要, 以致 产品实际设计存在不少盲目和随意性。本文讨论的
间隙大小取值的盲目性是其主要表现之一。透平机
械运行需要的最小冷态安装间隙是不以人的意志
为转移的, 间隙过大过小, 都对运行安全、风机效率 和维护成本不利。
一、前言 迷宫密封是透平压缩机最常用的密封型式。
气流通过密封齿间隙发生节流膨胀和膨胀腔中强 烈的旋涡损失, 使气体压力逐齿降低而达到减少 泄漏的目的。气体在齿间隙中能否充分节流, 把压 力能尽可能转化为动能; 动能在膨胀腔中能否充 分损耗—— 这是迷宫密封设计是否合理的两大关 键。
图 1 列举了在透平压缩机械中常用的几种迷 宫密封的结构设计。结构不同效果不同。决定密封 效果的主要因素是: 密封流道形状、密封单元结构 尺寸、密封齿数及密封间隙。很多作者对前三个因 素对密封效果的影响都作了详细论述, 本文仅就 与密封效果和运行易损件的更换有直接影响的密 封间隙问题作一探讨。
形成一静弹性线, 即静挠度曲线, 见图 2 的A O ′B 。 风机运行时, 主轴绕静挠度曲线转动, 而不绕水平 轴线A OB 转动。 风机设计的理论位置都是转子轴 线与定子轴线 (即A OB ) 重合。这样, 转子与定子间 的迷宫密封间隙必须考虑转子静挠度和离心力产 生的动挠度 y 的影响。
相对 y 0 而言, y 相对很小, 可以不予计及。
3. 图 1 中 a、b、c 型固定密封齿齿片较厚, 牙尖 一定要正对高压测, 否则无法形成足够的缩流膨胀 角; 此外, 曲折型和台阶型密封的槽深和台阶高度 应分别为密封间隙的 3～ 4 倍和 2～ 3 倍。因直吹效 应使密封效果很差的平滑型密封, 不宜用在透平机 械轴端密封中, 见图 6。
图 6 平密封的直吹效应
除此之外, 迷宫密封设计尚有以下几个方面值 得注意。
1. 密封齿节距 t 与腔深 h 之比。 文献〔1〕介绍 的泄漏试验研究证明, h 与 t 之比最佳为
h∶t= 1∶4。
t= L
Β Β=
L
∆C
c
tg
Η
式中 L ——密封总长
∆—— 密封间隙
C c ——缩流系数 (～ 0. 70)
Η—— 气流通过密封齿隙后的膨胀角
0. 11 (取中值)
y 3=
1 2
Α3 ∃
t3D
0=
1 2
Α3
(
t2m
-
ta)D 0=
1 2
×11.
8
×10- 6× (120. 5- 20) ×605= 0. 35
y 4=
1 4
Α4 ∃
t4D
=
1 4
×10×10-
6× (120.
5-
20)
×1755= 0. 44
∃ r= 2 y i+ ∃ = 1. 085+ 0. 10= 1. 185 转子材质热胀系数按铬钢在 20～ 200℃取值, 定子材质按铸铁在 20～ 200℃的热胀系数的平均 值。
∃ t3≈ ∃ t4≈ t2m - ta
(3)
作为离心式压缩机, t2m 等于叶轮进口介质温
度 t0 与叶轮出口介质温度 t2 的平均值; 作为轴流
式压缩机, 应为轴流段内最高温度。
综上所述, 透平机械迷宫密封半径冷态静间隙
考虑以上 5 个因素, 另加热态运行必要间隙 ∃:
4
∑ ∃ r= y i+ ∃ = (y 0+ y 1+ y 2+ y 3+ y 4) + ∃ i= 0
图 5 R Z4527 轮盖密封间隙
图 5 最下点给值是考虑运行状态下, 轴承油膜 作用转子有一定上浮量。
与 R Z4527 气动结构、叶轮直径、转速十分相 近的国产 3EP 28029 0. 816 (相当 2M CL 507) 压缩 机第 3 级轮盖密封, 计算 2 y i= 0. 75, 按传统标准 ∃ r 给值为 0. 25～ 0. 33。与实际需要的静态间隙相
与传统经验值作一比较。 风机有关参数如下:
D 2 D 0 D d (2R ) L
t2m ax
t0m ax
1075 605 1755 100 1910 133℃ 108℃
D 0 处允许跳动 转子计算静挠度 轴承直径间隙
≤0. 15
0. 11
0. 20～ 0. 25
可得: y 0 = 0. 11 y 1 = 0. 075 (取中值) y 2 = C 2=
图 2 转子静挠度曲线
y 0 值伴随机器临界转速的计算可同时得到。
作为简化成集中圆盘的转子, 其 y 0 的最大值 y 0max
发生在跨距中部, 可用下式来简略计算:
y 0m ax =
GL 48E
3
I
(
I
=
6Π4d
4 m
)
式中 G ——转子重量
E ——材料弹性横量
L ——转子跨距
dm ——转子主轴计算直径
4. 对于在热态运行下轴向伸胀大于 1 的转子, 曲折型密封齿冷态安装位置应考虑此影响。
参 考 文 献
1 华中理工大学. 黄振华等编. 压缩机与风机密封. 机械工业出版 社, 1988.
(上接第 15 页) 的主要原因, 由此提出结构设想: (一) 轴盘保护罩 结构, 如图示, 该结构利用保护罩与轴盘间的密闭 空气的导热取代了原有结构中热介质与轴盘间的 对流换热, 因前一结构的热阻远大于原有结构的热 阻, 使传导到轴承的热量大大减少, 轴承工作条件 因此得以改善。该结构与散热盘配合使用首次应用 于本溪北台铸管厂 12 号德制高温废气风机的国产 化改型设计中, 在介质温度 350℃条件下获得圆满 成功, 该项设计的成功表明: 在传热环节的始端着 手, 应该成为高温风机传动保护设计的有效途径之 一。在此基础上, 提出结构设想。(二) 如图示, 与结 构 (一) 相比, 该结构的主要改动如下: