流体机械

几何参数	数值
端面外径R₀/mm	45.5
端面内径R_i/mm	33
槽深h_g/μm	6
微织构槽深δ/μm	2
微织构槽宽β/mm	3.97
槽根半径R_g/mm	36
槽台比ζ	21
槽数N	12
螺旋角α/rad	16π/180
气膜厚度h₀/μm	2.5

几何参数

数值

端面外径R₀/mm

45.5

端面内径R_i/mm

槽深h_g/μm

微织构槽深δ/μm

微织构槽宽β/mm

3.97

槽根半径R_g/mm

槽台比ζ

槽数N

螺旋角α/rad

16π/180

气膜厚度h₀/μm

2.5

几何参数	数值
端面外径R₀/mm	45.5
端面内径R_i/mm	33
槽深h_g/μm	6
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微织构槽宽β/mm	3.97
槽根半径R_g/mm	36
槽台比ζ	21
槽数N	12
螺旋角α/rad	16π/180
气膜厚度h₀/μm	2.5

几何参数

数值

端面外径R₀/mm

45.5

端面内径R_i/mm

槽深h_g/μm

微织构槽深δ/μm

微织构槽宽β/mm

3.97

槽根半径R_g/mm

槽台比ζ

槽数N

螺旋角α/rad

16π/180

气膜厚度h₀/μm

2.5

材料参数	数值
密度ρ/(kg∙m^-3)	3 200
弹性模量E/GPa	457
泊松比ν	0.15
比热容C/(J∙kg^-1∙K^-1)	670
导热系数k₀/(W∙m^-1∙K^-1)	146
热膨胀系数α_T/K^-1	4×10^-6

材料参数

数值

密度ρ/(kg∙m^-3)

3 200

弹性模量E/GPa

457

泊松比ν

0.15

比热容C/(J∙kg^-1∙K^-1)

670

导热系数k₀/(W∙m^-1∙K^-1)

146

热膨胀系数α_T/K^-1

4×10^-6

材料参数	数值
密度ρ/(kg∙m^-3)	3 200
弹性模量E/GPa	457
泊松比ν	0.15
比热容C/(J∙kg^-1∙K^-1)	670
导热系数k₀/(W∙m^-1∙K^-1)	146
热膨胀系数α_T/K^-1	4×10^-6

材料参数

数值

密度ρ/(kg∙m^-3)

3 200

弹性模量E/GPa

457

泊松比ν

0.15

比热容C/(J∙kg^-1∙K^-1)

670

导热系数k₀/(W∙m^-1∙K^-1)

146

热膨胀系数α_T/K^-1

4×10^-6

工况参数	数值
进口压力P_i/MPa	11
出口压力P₀/MPa	0.101
进口温度T_i/K	393.15
转速n/(r∙min^-1)	40 000

工况参数

数值

进口压力P_i/MPa

出口压力P₀/MPa

0.101

进口温度T_i/K

393.15

转速n/(r∙min^-1)

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工况参数	数值
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工况参数

数值

进口压力P_i/MPa

出口压力P₀/MPa

0.101

进口温度T_i/K

393.15

转速n/(r∙min^-1)

40 000

超高速微织构螺旋槽干气密封热-流-固耦合分析

刘暅豪 , 丁雪兴 , 丁俊华

流体机械 | 设计计算 2025,53(3): 69-78

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流体机械 |设计计算 2025 , 53 (3) : 69 -78

超高速微织构螺旋槽干气密封热-流-固耦合分析

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刘暅豪（1985），男，硕士研究生，研究方向为流体动密封，E- mail：lgh1782636448@163.com。

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刘暅豪, 丁雪兴, 丁俊华

作者信息

兰州理工大学石油化工学院，兰州 730050

通讯作者:

丁雪兴（1964），男，博士，教授，研究方向为流体动密封，通信地址：730050甘肃省兰州市七里河区彭家坪路36号兰州理工大学石油化工学院，E- mail：dingxxseal@126.com。

作者简介:

刘暅豪（1985），男，硕士研究生，研究方向为流体动密封，E- mail：lgh1782636448@163.com。

Heat-fluid-solid coupling analysis of ultra‑high speed micro‑textured spiral groove dry gas seal

Genghao LIU, Xuexing DING, Junhua DING

Affiliations

School of Petroleum and Chemical Engineering，Lanzhou University of Technology，Lanzhou 730050，China

出版时间: 2025-03-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.009

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摘要

收起

为探究超高速干气密封端面轴向变形对密封性能的影响规律，在考虑力载荷、热载荷作用下，建立三维几何固体域模型以及流体域模型，引入Air真实气体效应、湍流效应等多重复杂效应情形下，研究超高转速干气密封间隙流体对动、静环耦合面轴向变形规律以及变形对密封性能影响。研究表明，当n为40 000 r/min，P_i为8~14 MPa，T_i为373.15~493.15 K时工况条件下，密封环端面出现不同程度的微变形；当n为40 000 r/min，P_i为11 MPa，T_i为373.15 K时工况条件下，力变形下的泄漏率最大（MS-DGS，4.19 g/s），热变形下的泄漏率最小（MS-DGS，1.69 g/s），在热-流-固耦合变形下，泄漏率是介于力变形和热变形范围之间（MS-DGS，3.66 g/s）；MS-DGS端面轴向变形较S-DGS端面轴向变形较小，且MS-DGS较S-DGS泄漏率降低1.94%。研究可为超高速干气密封的优化设计提供参考。

关键词

干气密封 / 微织构 / 超高速 / 真实气体效应 / 热-流-固耦合 / 变形

Abstract

收起

This study investigates the influence of axial deformation on the sealing performance of ultra‑high speed dry gas seals under combined mechanical and thermal loads.A 3D geometric solid domain model and fluid domain model were established，incorporating complex effects such as real gas behavior and turbulence. The axial deformation patterns of the rotating and stationary rings，as well as their impact on sealing performance，were analyzed under extreme operating conditions （rotational speed n=40 000 r/min，inlet pressure P_i=8~14 MPa，inlet temperature T_i=373.15~493.15 K）. Results show that mechanical deformation under n=40 000 r/min，P_i=11 MPa，and T_i=3373.15 K yields the maximum leakage rate （MS-DGS，4.19 g/s），while thermal deformation produces the minimum leakage （MS-DGS，1.69 g/s）. The leakage rate under heat‑flow-solid coupled deformation falls between these extremes （MS-DGS，3.66 g/s）. Compared to conventional S-DGS，the MS-DGS exhibits reduced axial deformation and a 1.94% lower leakage rate. These findings provide critical insights for optimizing ultra‑high speed dry gas seal design.

Key words

dry gas seal / micro‑textured / ultra‑high speed / real gas effect / heat‑flow‑solid coupling / deformation

引用本文

刘暅豪, 丁雪兴, 丁俊华. 超高速微织构螺旋槽干气密封热-流-固耦合分析. 流体机械, 2025 , 53 (3) : 69 -78 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.009

Genghao LIU, Xuexing DING, Junhua DING. Heat-fluid-solid coupling analysis of ultra‑high speed micro‑textured spiral groove dry gas seal[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (3) : 69 -78 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.009

正文

收起

0　引言

收起

干气密封是非接触式机械密封技术，具有低磨损、低泄漏、运行周期长等优点，被广泛应用于各个领域^［1-2］。在超高转速、高压工况及微尺度的间隙膜厚条件下，易引起密封环端面轴向变形；现阶段对密封环端面轴向变形的研究，仅针对平均膜厚下对密封性能的影响，与实际设备运行中的复杂工况条件下密封环端面轴向变形情况分析误差较大；从设备实际运行出发，密封端面形状除受到流体自身热、剪切热及剪切力的影响之外，还受到机械载荷、热载荷及其他载荷作用对密封环端面形状变形的影响，密封端面轴向变形导致裂纹、磨损、泄漏加剧，最终造成运行不平稳。因此，研究实际状态下密封端面轴向变形对密封性能的影响十分重要。

对于密封环的变形问题，研究人员做了大量的研究工作，BUPARA等^［3］发现气体压力为2 MPa时的密封端面的变形将导致间隙的几何形状被改变。LI等^［4］用迭代法计算了密封环所需热量比例的传导，并利用有限单元法求解分析密封环的热方程，结果发现，热变形比力变形更大。LEBECK^［5］同样基于圆环理论基础，将机械密封端面看作整个热系统，分析密封环在外部载荷叠加下，密封端面变形的理论解析解和数值解求解方法，分析总结密封环表面的环向波度和径向锥度受到外部载荷叠加的影响。陈小宁^［6］应用有限元法，对非接触式气体润滑机械密封变形进行研究，计算了稳态密封环温度场、稳态端面间气膜压力分布及密封环的力变形、热变形和力热耦合变形情况。刘杰等^［7］在变工况条件下对接触式机械密封环采取了热力耦合研究，分析得出随着动环旋转速度和进口压力的增大，动、静环端面最大温差和温度也增大。THATTE等^［8］在稳动态特性干气密封分析中提出了一种用于S-CO₂膨胀机的热-流-固耦合模型，探讨了影响密封稳定性的外界扰动和热变化。黄伟峰等^［9］在对氦气干气密封进行热-流-固耦合分析中，探讨不同转速及槽深对密封性能及其他参数的影响规律。结果表明，在参数范围内密封环存在明显的热变形与力变形，导致间隙形状发生明显变化，最终强烈影响密封泄漏等性能。

综上所述，目前关于不同密封介质对干气密封在真实气体效应下的湍流模型已有一定研究，且针对结构、流体与热传导三者之间相互作用的热-流-固耦合进行分析。本文采用三维热-流-固耦合模型，针对超高转速干气密封中，流体多重效应等各种载荷影响的密封环端面轴向变形对密封性能的影响作进一步研究。

1　理论模型

收起

1.1　几何模型

以微织构螺旋槽干气密封（简称为MS-DGS）结构^［10］进行计算。依据表1列出的几何参数，建立流体域模型如图1所示。

微织构平面造型如图2所示。密封三维实体模型如图3所示。由于在超高转速、高压工况条件下运行，因此动环和静环材料全部采用硬碰硬的碳化硅（SSSiC）配对，具体碳化硅材料性能参数见表2所示。MS-DGS对数螺旋线方程^［11］为：

r = R g e θ t a n α

（1）

式中，θ为展开角度，rad。

1.2　超高速的定义

依据密封领域行业标准^［12］，密封端面流体流动平均线速度υ>100 m/s时，定义为超高速工况。根据表3所列密封几何参数，密封端面平均线速度与转速的关系为：

υ = n π (R o + R i) × 10 - 3 / 60

（2）

式中，n为转速，r/min。

根据式（2）可得转速n=24 341 r/min，即当转速n>24 341 r/min时可认定为超高速。

2.1　数值仿真模拟计算

2.1.1　计算模型

艾建军等^［13］采用Realizable k-ε湍流模型、标准k-ε湍流模型、RNG k-ε湍流模型分别对燃气轮机进气系统进行流场分析，最后结果证明RNG k-ε湍流模型变化曲线与实测变化曲线十分接近，因此，采用RNG k-ε湍流模型计算得到的模拟结果可以反映出流体的实际分布。

在不同的工况条件下分析介质物性，在密封端面开设动压槽型结构，分析介质流体流动状态，假设Re大于临界雷诺数Re_c（Re_c=500）时，采用RNG k-ε湍流模型分析计算。雷诺数Re计算式^［14］如下：

R e = 2 ρ υ θ h 0 / μ

（3）

式中，ρ为密度，kg/m³；υ_θ为介质速度，m/s；h₀为气膜厚度，μm；μ为气体黏度，Pa·s。

气膜流动控制方程如下。

RNG k-ε湍流模型^［15］中湍动能方程k以及扩散方程ε为表达式分别为：

∂ (ρ k) ∂ t + ∂ (ρ k u i) ∂ x i = ∂ ∂ x j α k μ e f f ∂ k ∂ x j + G k + G b - ρ ε - Y M + S k

（4）

∂ (ρ ε) ∂ t + ∂ (ρ ε u i) ∂ x i = ∂ ∂ x j α ε μ e f f ∂ ε ∂ x j + C 1 ε ε k (G k + C 3 ε G b) - C 2 ε ρ ε 2 k - R ε + S ε

（5）

式中，α_k，α_ε分别为k，ε方程的湍流Prandtl数；G_k为平均速度梯度引起的湍流动能；G_b为浮力产生的湍动能；Y_M为湍流中的波动强度；S_k，S_ε均为源项。C₁_ε，C₂_ε为模型常量，C₁_ε=1.42，C₂_ε=1.68。

2.1.2　本构方程

假定物体是均匀、连续的且满足微变形弹性体，热膨胀系数不随温度变化。应变由应力场和温度场两部分引起的。则应变叠加各向同性线性热弹性本构方程如下^［16］：

ε r = 1 E σ r - v (σ θ + σ z) + α T (T s + T a)

（6）

ε θ = 1 E σ θ - v (σ r + σ z) + α T (T s - T a)

（7）

ε z = 1 E σ z - v (σ r + σ θ) + α T (T s - T a)

（8）

γ r z = 2 (1 + v) E τ r z

（9）

式中，α_T为热膨胀系数，K^-1；E为弹性模量，GPa；

v

为泊松比；T_s，T_a分别为固体内温度和参考温度，K。

2.1.3　热传导方程

在柱坐标系下，描述动、静环中温度分布的轴对称稳态热传导方程如下^［17］：

1 r ∂ ∂ r (r ∂ T s ∂ r) + ∂ 2 T s ∂ z 2 = 0

（10）

1 r ∂ ∂ r (r ∂ T s ∂ r) + 1 r 2 ∂ 2 T s ∂ θ 2 + ∂ 2 T s ∂ z 2 = 0

（11）

式中，T_s为固体内温度，K。

2.1.4　动环壁面与周围介质的对流换热系数

密封动环壁面与附近流体之间的对流换热系数α_m采用下式进行计算^［18-19］：

α m = 0.135 k o 0.5 4 ω R o 2 / v o 2 + 2 υ m R o / υ 2 μ C p / k o 0.33 / (2 R o)

（12）

式中，C_p为定压比热容，J/（kg·K）；μ为黏度，Pa·s；k_o为导热系数，W/（m·℃）；ω为角速度，rad/s；υ_m为密封介质在动环端面外半径处的轴向平均速度，m/s；v_o为运动黏度，m²/s。

2.1.5　静环壁面与外界的对流换热系数

密封静环壁面与附近流体之间的对流换热系数α_n采用下式进行计算^［18］：

α n = 0.023 ε 2 υ s δ / v 0.8 P r 0.4 k o / (2 δ)

（13）

式中，ε为修正系数，ε=2；δ为静环与密封腔之间的径向间隙，mm；υ_s为密封介质在静环端面外半径处的轴向平均速度，m/s。

2.1.6　密封环端面与气膜的对流换热系数

气膜与动、静环端面之间的对流换热系数α_s采用下式进行计算^［20-21］：

α s = 0.675 π n R m 2 / 30 v 0.5 k o / R m

（14）

式中，R_m为密封环的中径，mm。

2.2　稳态性能参数

（1）开启力F₀计算公式^［22］如下：

F 0 = ∫ 0 2 π ∫ R i R o p r d r d θ

（15）

式中，p为密封端面间隙气膜上的压力，MPa；r为端面间隙气膜每个网格单元任意一点半径，mm；θ为展开角度。

（2）泄漏率Q计算公式^［22］如下：

Q = ∫ 0 2 π ∫ 0 h ρ u r r d z d θ

（16）

式中，ρ为端面间隙气膜每个单元面积上流体的密度，kg/m³；u_r为径向速度，m/s。

2.3　边界条件

2.3.1　流体气膜边界条件

为了达到模拟真实流体运动规律以及固体域变形的真实可靠性，将选取整个流体域进行仿真计算，并定义与动环接触的耦合面为旋转面moving⁃wall，与静环接触的耦合面为静止面wall。设置进口压力为p_i，入口温度为T_i；出口压力为p_o。相关参数大小见表3。α_s为密封环端面与气膜的对流换热系数，其计算式见式（14）。

2.3.2　动、静环热、力边界条件

从工程设备实际运行状态可知，密封环在各种复杂工况条件下的变形是随机的，因此，为了较准确真实地观察密封端面整体变形规律，选取整个密封环结构进行热-流-固耦合计算。在计算过程中，同样选取整个MS-DGS构成气膜流体域的计算模型，利用Fluent软件计算获得密封端面压力分布和温度分布，再将该计算数据保存并导入固体域耦合面，即分别施加在密封动、静环端面气膜压力分布为p，从而可获得沿半径方向的气膜压力分布p。其余面边界条件如图4所示。

同时分别设置进口压力p_i，环境压力p，轴套压力p_sh，以及沿轴向固定约束条件和流固数据传递耦合面。对于静环而言，不随轴一起旋转，相对而言处于静止状态，分别设置进口压力p_i，环境压力p，弹簧压力p_sp，以及沿轴向固定约束条件和流固数据传递耦合面。静环外径侧与流体发生对流换热，计算式见式（13）。此外，动环安装固定在动环座内与旋转轴固定，并跟随旋转轴一起旋转，因此，对动环指定旋转方向，同时施加离心力载荷。如图4所示，密封环的背面、少部分外径处与壳体之间间隙较小，即近似认为流体不流动，因此，计算换热时可近似为零，一律采取绝热处理^［23-24］。即动环和压紧套作用的位置可近似认为介质是具有温度的边界。由于动环在运行过程中超高速旋转，因此，旋转动环与流体介质所形成的换热存在于密封动环和静环靠近密封间隙气膜流体外径侧，以及动、静环靠近气膜出口处的内径侧。同时，在密封间隙内流体气膜运动时，剧烈运动的流体分子之间相互作用发生对流换热，动环外径侧发生对流换热，计算式见式（12）。

2.4　流体域求解设置

为保证流场中每一点为真实气体，在Fluent中使用NIST Real Gas真实气体Air，选择RNG k-ε湍流模型，并选用压力和速度耦合为SIMPLE模型，设置压力差值为标准差值；采用无滑移边界条件，对流项、扩散项离散格式均采用二阶精度迎风格式和中心差分格式，迭代精度均设定为1×10^-6。

2.5　热-流-固耦合传递方法

利用Workbench软件通过对流体模块、温度模块以及结构模块单向传递，实现密封环热-流-固耦合传递方式。力载荷、热载荷及其他载荷导致密封环端面轴向变形，密封端面轴向变形影响端面流场运行规律，从而影响密封性能。

2.6　计算方法过程

上述计算方法的具体过程如图5所示。

3　计算结果与分析

收起

3.1　计算方法有效性验证

选择开启力F₀为参考值验证模拟方法的准确性，计算结果证明了计算方法及参数设置的准确性。具体过程见参考文献［10］。

3.2　密封环变形计算结果分析

以MS-DGS为研究对象，与一般螺旋槽（简称S-DGS）进行对比，分析力载荷、热载荷及热-流-固耦合对密封环端面轴向变形的影响。其中，力载荷为不考虑热载荷时，其他所有载荷和约束同时作用时的情况；热载荷为不考虑力载荷时，其他所有载荷及约束同时作用时的情况；热-流-固耦合是指力载荷、热载荷及约束同时作用时的情况。通过Fluent软件将流场数据导入流体模块，依次分别对温度模块和结构模块进行信息传递，完成单向热-流-固耦合计算。设置相关参数，计算得到动环、静环端面轴向变形云图，如图6，7所示。

观察图6（a）、图7（a）可以发现，2种不同槽型，在仅受到力载荷时，密封环反方向被压缩，端面呈现“凹面”变形，在密封环背侧出现最大轴向力变形，且变形量随着半径增大而增大。静环比动环发生更大的力变形，是由于静环相对于动环处于静止约束状态，因此，静环抵抗力变形的能力相对于动环较差，力载荷对其表面变形的影响较大。从图6（b）、图7（b）中可以看出，动、静环在热载荷下，端面呈现膨胀，呈“凸面”变形，在密封环耦合面的内径处出现最大轴向热变形，密封环背面的外径处出现了最小轴向热变形。沿密封环轴向厚度方向，热变形从内径向外径处逐步过度平滑，呈阶梯递减减小，说明微间隙流场的温度影响动、静环端面的热变形。从图中可以看出，无论哪种情况，动环端面受到的热变形比静环大，这是因为动环在超高速运行时槽型与流体间摩擦更剧烈，会产生更多的剪切热，从而发生较大热变形。从图6（c）、图7（c）中可以看出，在热-流-固耦合下，密封环端面轴向变形的规律与热变形下的相似，但相对热变形而言，热-流-固耦合下的密封环端面轴向变形较小。不管是热变形还是热-流-固耦合下的变形都比力载荷引起的变形量大，从而得出，热-流-固耦合下的密封环端面轴向变形中主要以热载荷为主。分析得出，密封环的热-流-固耦合变形介于力变形与热变形之间，说明密封环在轴向变形过程中由力载荷压缩变形程度在一定范围内抵消了一部分热载荷下的膨胀变形。从总体上分析，不管哪种载荷下，与S-DGS相比，MS-DGS的端面轴向变形较小。

3.3　工况参数的影响

3.3.1　进口压力

设置进口压力为8~14 MPa时，分析不同进口压力下，MS-DGS与S-DGS动环和静环端面轴向变形规律的影响，图8，9示出2种不同槽型下密封环轴向最大变形量。随着进口压力增大，2种槽型下力变形近似线性减小，这是因为进口压力和膜压共同施加于密封环端面，从而导致产生的压应力相互抵消。从图6（a）、图7（a）可知，力变形下密封环端面形成凹面变形，同时力变形最大出现在密封环背面，从而会出现以上变化规律。由图中可知，随着进口压力增大，密封环的最大轴向热变形逐步形成下降趋势，进口压力为10 MPa时，MS-DGS变形最小，而S-DGS基本保持不变。主要是因为气体压力越大，进口和出口之间的压力差值引起的膨胀温降越大^［25］，引起MS-DGS端面流场温度降低，进而导致变形减小。随着进口压力的增大，2种槽型下，动环的最大热-流-固耦合轴向变形近似线性增大，而静环在10 MPa之后基本保持不变，这是因为在该范围内进口压力增大导致的力变形不足以引起热变形，因此，轴向变形主要以热变形为主。综上所述，随着进口压力增大，MS-DGS相比S-DGS密封环端面轴向变形都较小，说明MS-DGS具有更好的抵御轴向变形的表面形貌结构。

3.3.2　进口温度

图10，11分别示出不同槽型下进口温度对动、静环端面轴向变形的影响。不管哪种槽型，密封环端面最大力变形随着进口温度增大基本保持不变。但是对于S-DGS静环端面，最大力变形突然变大，说明当温度达到473.15 K时，由于静环处于相对静止状态，动环槽型设计导致静环端面局部发生热裂，力变形突然增大。但是MS-DGS没有出现这种情况，说明在该槽型下具有更好的热分布。在2种不同槽型下，随着进口温度的增大，密封动、静环端面最大热-流-固耦合轴向变形以及热变形，均呈现线性增大趋势。这是因为保持其他条件不变的情况下，随着进口温度升高，密封间隙流场温度升高，使得空气黏度增大，密度减小，气膜开启力减小，密封环端面最大轴向热变形增大。因此，在2种不同的槽型下，密封动、静环随着进口温度的逐步升高，力变形相应的相互抵消热变形产生的影响，从而使得在热-流-固耦合下，轴向变形相对热变形随之增大的趋势相对减缓。

3.4　泄漏率

设置转速为40 000 r/min，进口压力为11 MPa，进口温度为373.15 K时，在力变形、热变形、热-流-固耦合变形下，分别对MS-DGS和S-DGS流场进行计算，并对2种槽型下密封端面轴向变形后及无变形下的泄漏率进行对比分析，同时参考文献［26］中相同转速及进口压力下的试验数据，与计算结果进行对比，如图12所示。从图可以看出，在2种槽型下热载荷的密封端面轴向变形下泄漏率是最小。这是因为热变形下密封环端面呈现“凸面”变形，在槽区入口处吸入更多流体向出口处移动，在这个过程中，将在密封端面形成更高的膜压，从而提升了气膜刚度。在力变形以及无变形的情况下，泄漏率最大。这是因为力变形下密封环端面呈现“凹面”变形，在槽区入口处吸入少量流体向出口处移动，在这个过程中，流体在密封端面形成较低的膜压，从而导致气膜刚度降低。而在无变形下的计算采用等膜厚计算，因此出现了这样的差异。热-流-固耦合变形下的泄漏率介于三者之间。这是因为密封环实际运转时是在热-流-固耦合变形下进行的，因此，热-流-固耦合变形下的数值最接近试验数据，误差为0.81%，验证了数值模拟的准确性。

在无变形下，MS-DGS的泄漏率大于S-DGS。这是因为通常在计算时往往采用等膜厚的计算方法，但是在2种不同槽型下密封端面在力载荷、热载荷作用下发生轴向变形后的泄漏率均存在一定差异。从图中可以看出，不管在哪种变形下，MS-DGS泄漏率均比S-DGS泄漏率小，这是因为MS-DGS较S-DGS密封环端面变形都较小，其原因是MS-DGS具有导流织构槽，在超高速运转过程中，流体通过导流织构槽在密封端面均匀分布，从而使得MS-DGS密封端面膜压分布比较均匀，气膜刚度较大，因此泄漏率较低。

4　结论

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（1）仅受热载荷作用时，2种槽型的密封环端面发生膨胀“凸型”变形；仅受力载荷作用时被压缩，出现“凹型”变形；热-流-固耦合变形是热变形与力变形共同作用的结果，但以热变形为主，发生膨胀“凸型”变形。3种变形下，MS-DGS密封环端面轴向变形均比S-DGS小。

（2）沿半径增大方向，2种槽型密封环端面轴向热变形以及热-流-固耦合变形均匀阶梯减小；沿半径增大方向，密封环端面轴向力变形增大，且在密封环背侧出现最大力变形。除力变形外，进口温度导致的变形显著大于进口压力引起的变形，同时，动环端面轴向变形明显大于静环。3种变形下，沿半径增大方向，MS-DGS密封环端面均匀阶梯轴向变形整体均比S-DGS较小。

（3）在密封端面受力载荷、热载荷及其他载荷作用下轴向变形后及无变形情况下，2种槽型的泄漏率均存在一定差异，且MS-DGS的热-流-固耦合端面轴向变形后泄漏率为3.66 g/s，而S-DGS为3.73 g/s，MS-DGS泄漏率相比S-DGS较小。因此，在一定范围内，在槽底开设微织构有利于减小密封环端面轴向变形并提高密封性能。

参考文献

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文献

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2025年第53卷第3期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.009

接收时间：2024-09-16
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-03-30

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收稿日期：2024-09-16
修回日期：2025-02-13

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兰州理工大学石油化工学院，兰州 730050

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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