螺旋槽干气密封系统非线性动力学行为研究硕士论文.doc

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1、 硕士学位论文螺旋槽干气密封系统非线性动力学行为研究目 录摘要Abstract第1章 绪 论1 1.1 课题研究的意义1 1.2 国内外研究历史和现状形式1 1.2.1 国外研究历史和现状1 1.2.2 国内研究历史和现状3 1.2.3 发展趋势4 1.3 课题来源与主要研究工作6 1.4 课题的创新点与关键性问题7第2章 螺旋槽干气密封的基本理论8 2.1 螺旋槽干气密封的工作原理8 2.2 力学模型与受力分析9 2.3 螺旋槽干气密封的材料11 2.4 螺旋槽干气密封的槽型几何参数13 2.5 螺旋槽干气密封特点及其与其他机械密封的比较14第3章 干气密封螺旋槽润滑气膜动态特性参数的计算及

2、分析16 3.1 螺旋槽干气密封气膜刚度的计算16 3.2 螺旋槽干气密封阻尼系数的数学模型16 3.2.1 气膜压力复函数的表达式16 3.2.2 轴向阻尼系数的数学模型17 3.2.3 角向阻尼系数的数学模型17 3.3 特定工况下干气密封阻尼系数的计算和分析17 3.3.1 轴向阻尼系数18 3.3.2 角向阻尼系数19 3.4 变工况下干气密封阻尼系数的计算和分析20 3.4.1 轴向阻尼系数20 3.4.2 角向阻尼系数21 3.5 本章小结22第4章 螺旋槽干气密封双自由度轴向振动的追随性分析24 4.1 轴向振动下气膜-密封环双自由度系统动力学模型24 4.2 气膜特性参数计算2

3、5 4.2.1 气膜轴向刚度计算25 4.2.2 气膜轴向阻尼计算25 4.3 特定工况下静环振动追随性分析25 4.3.1 特定工况下静环振动分析25 4.3.2 变工况下静环振动追随性分析26 4.3.3 变结构参数静环振动追随性分析27 4.4 本章小结27第5章 干气密封气膜-密封环系统轴向动力稳定性分析28 5.1 基本方程的建立及求解28 5.2 非线性气膜动态参数的计算28 5.3 方程的简化29 5.4 系统稳定性分析30 5.4.1 用指数方法研究系统分岔问题30 5.4.2 研究系统分岔问题的螺旋角范围30 5.4.3 变工况下系统分岔问题的螺旋角范围31 5.5 本章小结

4、32第6章 螺旋槽干气密封特性参数的试验研究33 6.1 干气密封试验装置33 6.2 样机结构参数和零部件摄影图34 6.2.1 样机结构尺寸34 6.2.2 样机零部件摄影图34 6.3 干气密封试验测试技术35 6.3.1 测试系统设计35 6.3.2 特性参数的测试技术35 6.4 特性参数的测定结果与分析38 6.4.1 泄漏量测定38 6.4.2 功耗测定38 6.4.3 气膜轴向刚度测定39结论41参 考 文 献42致 谢45附录A 攻读硕士学位期间所发表的学术论文46附录B 润滑气膜阻尼的计算程序47附录C 螺旋槽干气密封双自由度轴向振动的追随性程序51附录D 轴向振动稳定性程

5、序53III摘 要螺旋槽干气密封操作的稳定性和可靠性与其槽型参数息息相关，其动力学特性一直是国内外研究的热点。本文以螺旋槽干气密封为研究对象，建立了轴向振动下气膜-密封环双自由度系统动力学模型，利用Maple程序求解了轴向振动方程，对静环追随动环的动力学特性进行了分析，在此基础上利用特例计算并拟合非线性气膜动态参数，得到了一个非线性受迫振动微分方程，分析了螺旋角对系统稳定性的影响。主要研究内容和结论如下：建立了气膜轴向和角向阻尼系数的计算模型，利用Maple程序求解阻尼系数的近似表达式，通过动态稳定性分析，获得不同介质压力和转速下的槽型参数。分析结果表明：随着介质压力和转速的增大，气膜阻尼系数

6、增大，得到稳定性最佳的螺旋角数值，且与实验数据基本一致，说明所建立的阻尼系数数学模型正确。建立了轴向振动下气膜-密封环双自由度系统动力学模型，利用Maple程序求解了轴向振动方程，获得了在不同追随性系数下的静环时间历程图。研究结果表明：特例中静环追随动环的临界条件是弹簧刚度为气膜刚度的0.42倍，改变工况不影响其临界条件。但随着结构参数的变化，临界条件发生了改变。可见通过选择合理的追随性系数可以控制气膜的稳定性，为干气密封动态优化设计提供了理论基础。基于非线性振动理论，在特例下计算并拟合非线性气膜动态特性参数，得到了一个非线性受迫振动微分方程。在无外激励情况下，通过求Floquet指数讨论了系

7、统分岔问题，分析了螺旋角对系统稳定性的影响，给出了使干气密封系统稳定的螺旋角范围，并求得在特例下螺旋角=751326时系统发生Hopf分岔。这与先前利用龙格-库塔法研究的结果一致，从而验证了该方法的正确性。改变工况讨论系统分岔问题，得到了系统分岔时的螺旋角数值，结果表明其螺旋角数值基本不变，说明改变工况其分岔点位置不变，其结果为干气密封的动态优化设计提供了理论指导。在成都一通密封有限公司的2900r/min密封试验台上对螺旋槽干气密封系统进行了试验研究。完成了气体端面密封试验台的测试系统的总体方案设计、测试系统的硬件配置。测试了泄漏量、功耗和气膜轴向刚度，给出了气体端面密封试验的测试结果，并与

8、理论计算近似值比较，进行误差分析。试验测出数值与计算结果较为吻合。关键词：螺旋槽；干气密封；阻尼系数；Maple程序；追随性；非线性；稳定性；分岔；试验研究AbstractThe stability on a system of spiral grooved gas seal is closely related to its dynamical characteristic, and hence its dynamical characteristic has been the domestic and foreign research area. The paper takes spira

9、l groove dry gas seal as research project，dynamical model on two degree of freedom system of gas film and seal ring subjected to axial vibration was established, and the axial vibration equation was solved by using the Maple program , then the static ring following-up rings dynamical characteristic

10、has been analyzed, on the basis, a nonlinear forced vibration differential equation was derived while the nonlinear dynamical characteristic of the gas film was calculated and simulated, and the stability influenced by spiral angle was analyzed in the system. The main contents and achievements are s

11、ummarized as follow:Calculation model on a system of axial damper and angular damper coefficient, and the approximate function expression of damper coefficient were solved by using the Maple program, and the approximate solution of gaseous film rigidity was obtained. Finally optimizing geometric par

12、ameters under environment pressure and speed were acquired by analyzing the dynamic stability. The results show that with the increase of environment pressure and speed, damper coefficient increases and then got the finally optimizing geometric parameters that the basic agreement of experiment date.

13、 So calculation model on a system of damping coefficient is correct, which provides the theoretical basis on dynamical optimization design of gas seals.The dynamical model of dual freedom degree of gas film-seal ring system under axial vibration was established. The axial vibration equation was solv

14、ed by using the Maple program, then the time history charts of stationary ring with various following-up coefficients were obtained. The results show that the critical condition of stationary ring following rotating ring is that spring rigidity value is 0.42 times greater than gas film rigidity valu

15、e. The critical condition remains unchanged with changing operating parameters, but it changes with the change of structure parameters. The stability of gas film can be controlled by selecting suitable following-up coefficient, which may provide the theoretical basis for the dynamical optimization d

16、esign of gas seal.The dynamical axial vibration model of the gas film and seal rings in the system of dry gas seals was established that the help of the theory of nonlinear vibration, a nonlinear forced vibration differential equation was derived while the nonlinear dynamical characteristic of the g

17、as film was calculated and simulated, in order to obtain the Melnikov function, the free oscillation equation of a kind of nonlinear dynamics system was solved, an exact solution to the problem was obtained under varying initial conditions. The bifurcation question was discussed according to Floquet

18、 exponent, and the stability influenced by spiral angle was analyzed in the system, the range of the spiral angle enable system stable was given on the condition of none outer excitation, when spiral angle at 751014the Hopf bifurcation occurs in the system. Regions of structure parameters enable sys

19、tem stable was obtained, the result guiding the dynamic optimization in the dry gas seals system. The experimental investigation of groove dry gas seal was conducted on the 2900r/min test device in ChengDu YiTong Seal Co., Ltd. The research finished overall plan of instrumentation system and hardwar

20、e configuration, tested leakage, power lose and gaseous film rigidity, obtained test results and analyzed error between test and calculation data. Comparing some data from experiments with that of approximate calculation, the results show that dynamical and mathematical model of the gas flow between

21、 seal faces is validated correctly. Key Words: Spiral groove; Gas seals; Damper coefficient; Maple program; Following-up; Nonlinear ; Stability; Bifurcation; Test research57 硕士学位论文第1章 绪 论1.1 课题研究的意义目前，国内外石化行业普遍使用离心式压缩机来输送各类工艺气体，这些气体大多具有可燃性、腐蚀性、易燃及有毒的特性，而且通常工作压力和温度较高，一旦密封失效，不仅污染环境，影响人体健康和产品质量，而且往往会导致

22、火灾、爆炸等重大事故。为了防止或者限制这些工艺气体沿压缩机旋转轴端部泄漏到大气中，须采用各种有效的轴端密封装置。在整个压缩机系统中，轴端密封仅仅是一个很小的部件，但它往往能决定机器设备的安全性、可靠性和耐久性，其作用对整台机器、整套装置乃至整个工厂的影响都很大。近年来，随着密封技术的不断发展和完善，出现了一种称之为干式气体密封1（Dry Running Gas Seal）的新型轴封，解决了多年来机械密封一直不能干运转的难题。这种密封采用气体作为密封介质，是一种非接触式新型轴端密封。干气密封内部气体流动的气膜平衡间隙尺度（典型值为35m）为微米级。显然，间隙微小变化极有可能导致动静密封环间的干摩

23、擦或泄漏量增大，因而保证气膜稳定性是干气密封可靠运行的关键。而气体端面密封的稳定性和可靠性与其动力学特性密切相关，其动力学特性一直是国内外研究的热点和难点2。1.2 国内外研究历史和现状形式1.2.1 国外研究历史和现状1.2.1.1 理论与试验研究螺旋槽干气密封是基于螺旋槽轴承理论而发展起来的。螺旋槽轴承理论始于上世纪二十年代，1925年，德国的 L.Gumbel首次提出螺旋槽止推轴承的概念。由于计算机水平的限制，人们对此问题的分析都采用的是近似解析方法3。上世纪四十年代，Wipple对螺旋槽主推轴承的理论进行了探讨，提出了压力线性分布假设，研究了等间距排列的平面平行槽与平板间的流体流动，发

24、展了Wipple 轴承理论4。1951年，Wipple提出了一种理论，用于解可压缩或不可压缩流体的基本动力润滑方程，即Wipple 窄槽理论。1966年，Muijderman 在Wipple 模型的基础上，采用复变函数保角变换理论将螺旋槽模型转化成平行直线槽模型，并重点考虑了槽端部的影响，提出了较完整的螺旋槽轴承理论5。Wipple和Muuijderman的方法，只研究了层流、稳流的流体流动规律。1969年Gardner用解析法研究了结合流体静压原理和动压原理的弧形螺旋槽端面非接触式机械密封6。同年，John Zuk等利用有限差分法计算了螺旋槽机械密封的流场和压力场，分析表明当槽深与槽宽之比小

25、于1/8时（一般的浅螺旋槽机械密封均能满足此条件），横截面涡流的影响可以忽略7。1973年Gardner实验研究了水润滑螺旋槽机械密封的性能，并将研究结果应用于潜水泵8。1974年，Hsing利用摄动理论开始研究螺旋槽流体流动的轴向和径向动态特性9。从20世纪50年代到70年代初，可认为是处于流体动压型机械密封机理探索和研究阶段，这为随后的工业应用打下了良好的基础。从20世纪70年代开始，随着计算机技术的飞速发展，尤其是在计算机的计算速度和存贮能力得到大幅度提高以后，借助计算机，人们能够比较精确地模拟密封端面间气膜的流场，这为螺旋槽干气密封的开发、设计提供了重要手段。1974年螺旋槽干气密封首

26、次成功地应用于炼油厂的透平膨胀机上，标志着其工业应用的开始10。1979年Ralph P.Gabriel发表了螺旋槽气体润滑机械密封的重要文献“Fundamentals of Spiral Groove Noncontacting Face Seals”11。它总结了螺旋槽气体润滑机械密封发展到当时的典型结构，解释了密封操作的基本原理，阐述了操作条件和设计参数对密封性能的影响。20世纪80年代中期以后，国外螺旋槽干气密封已基本成熟，被广泛应用于离心式压缩机等高速旋转机械上。但研究仍在不断深入，1994年，Clieniche等人采用有限差分法求解了开槽机械密封含湍流影响因子的流体动力润滑方程。1

27、995年，Kowalski用有限差分法计算并设计了能反转的螺旋槽干气密封12。端面槽形从仅能单向旋转的螺旋形发展到具有反转特性的单向螺旋形，以及能双向旋转的组合螺旋燕尾槽。同时，新材料在端面密封技术领域得到广泛应用，密封端面材料从传统的碳化钨发展到导热性能更好且易于制造的表面渗氮和渗硼铁基合金13。1.2.1.2 国外干气密封产品的设计、开发及应用 1968年，John Crane公司在加德纳研制并试验出圆弧面螺旋槽非接触式机械密封，获得美国专利3499653。该公司从20世纪70年代初期开始，陆续推出其适用于离心压缩机的28型系列干气密封。目前，28型系列有28LD、28、28AT和28NE

28、四种基本型式14。28LD适用于低压、中速的工业风机、气体传送装置；28适用于小直径管线和离心压缩机；28AT适用于高速、高压的大直径管线和离心压缩机；28NE适用于蒸汽透平、透平膨胀机和其它高温设备。在四种基本型式中又分成不同的密封系列，如单端面、双端面和串联式。可以根据不同的气体种类、设备类型、操作条件和安全性要求来选择。单端面型主要用于输送空气、氮气和二氧化碳等即使有少量气体泄漏到大气中也没有危害的场合。双端面型用于对环境有污染的不允许泄漏到大气中或介质不稳定或有负压危险的场合。串联式普遍用于压力超过了单端面所能承受的能力或在内侧作为第一级主密封，在外侧作为第二级备用密封的场合。除了离心

29、式压缩机用干气密封，John Crane公司还推出了泵用干气密封系列和反应釜和搅拌器用干气密封系列。到1985年时，螺旋槽干气密封已获得了广泛的商业应用。目前，该公司的28型系列干气密封已经成为一种工业标准配置，被广泛应用于石油化工等行业。除John Crane外，国外比较著名的开发、生产干气密封产品的公司还有像美国的Flowserve公司、德国的Burgmane公司以及日本的EKK公司。Flowserve公司现有Gaspac系列压缩机用干气密封产品，具有槽形独特，辅助密封可靠的特点。Burgmane公司已经开发出了CGS泵用干气密封、AGS反应釜、搅拌器用干气密封以及DGS压缩机用干气密封。

30、20世纪90年代后，John Crane和Burgmane公司成功推出了适用于双向旋转的干气密封产品15。1.2.2 国内研究历史和现状1.2.2.1 理论与试验研究我国在上世纪80年代中期，可是逐步引进国外干气密封技术，应用于大型离心式压缩机。通过实践证明，干气密封具有非常明显的优势。同时，国内有关的研究机构也相继对干气密封进行了一些研究。1990年，王美华用三角形单元有限元法计算了人字型槽机械密封端面间的压力场，并随后发表了其热变形及力变形的计算结果16。1991年，王建荣、顾永泉等用普遍有限元法计算了圆弧槽气体密封的特性17。1994年，蔡文新等用八结点有限单元法计算了螺旋槽气体密封的压

31、力18。1995年，彭建等也采用八结点有限单元法计算了螺旋槽出气体密封的压力，并进行了部分参数优化19。1996年，胡丹梅采用八结点有限单元法计算了直线斜槽气体密封的压力分布和密封性能20。1999年，刘雨川采用有限单元法计算了螺旋槽气体密封的压力、温度以及变形21。2002年，林培峰对螺旋槽气体端面密封气膜间的压力场分布进行了有限元分析并开发了专门的有限元软件，得到了螺旋槽气体端面的气膜压力场，并且讨论了密封的几何参数和工作参数对压力场的影响22。2002年，李双喜对螺旋槽气体端面密封的动态热性进行了分析，得到了端面气体密封的扰动特性的18个动态参数，讨论了螺旋槽气体密封几何参数和工作参数对

32、密封动态性能的影响23。2003年，李子涛在林培峰的研究基础上对T型槽气体端面进行了有限元分析，得到了T型槽气体端面密封的压力分布24。2004年，陈伟进行了螺旋槽气体端面密封环稳态温度场的有限元分析，得到了螺旋槽气体端面密封的温度场分布，讨论了密封的几何参数和工作参数对温度场的影响25。目前，北京化工大学的蔡纪宁，张秋翔等人在干气密封试验研究及动态稳定性分析方面做了些工作，发表了螺旋槽端面干气密封的参数研究，高速螺旋槽气体密封轴向微扰的有限元分析的论文。上海交通大学动力机械工程学院的王彤博士将微尺度效应理论应用于螺旋槽干气密封的流动中，在工程热物理学报上发表了微尺度效应对螺旋槽干气密封的影响

33、的论文。这对干气密封技术的应用具有十分重要的指导意义。1.2.2.2 干气密封产品的设计、开发和应用尽管干气密封在国外已经运行了很多年，但在我国大量使用干气密封还在20世纪80年代中期，进口大型化肥装置中部分透平压缩机以及大型高压离心泵，开始采用以美国John Crane的28型为代表的干气密封，替代了传统的迷宫式密封和接触式密封。如河南中原、辽宁锦西、内蒙化肥厂、重庆建峰化肥装置中的CO2压缩机组高压缸就采用了John Crane的28AT型单端面干气密封。90年代同期引进的天华、海南、九江、内蒙、兰州化肥装置中离心式高压液氨还采用了John Crane的28VL型串联式干气密封。我国上世纪

34、90年代初才开始进行进口干气密封的国产化研究以及开展具有自主知识产权的干气密封产品的开发和研制。天津鼎铭密封有限公司的两个产品已于1999年4月获得了国家专利，并且多项产品在石化行业得到应用26。1988-1990年，石油大学（华东）顾永泉、王建荣等首先研制和试验了泵入式圆弧槽气体端面密封，获我国国家实用型专利92203159。1992-1994年，国内一些机械密封生产厂家开始试制干气密封产品，并通过上机试验合格后投放市场并获得成功。其中，天津鼎铭密封公司利用王玉明院士的专利技术研制了第一套国产干气密封装置，于1996年底在燕山石化首次应用成功，替代了原来从国外进口的密封装置。该公司先后开发出

35、了TMO2A，TMO2B，TMO2C和TMO2D四种型号的干气密封产品27，已应用于全国大型石化公司。填补了国内离心式压缩机用干气密封的空白。1）TMO2A型单端面干气密封：当被密封的工艺介质无毒、无害、压力为中、低压，允许少量泄露到大气中时，可以选用此种形式的密封。2）TMO2B型双端面干气密封：当介质为不允许泄露到大气中的危险气体，但允许隔离气体（如氮气）少量进入到工艺介质中，可以考虑选用。3）TMO2C型串联式干气密封：适用于各种压力、危险性气体密封场合。4）TMO2D型中间带直筒的串联式干气密封：这类密封适用于既不允许工艺介质泄露到大气中，也不允许隔离气体泄露到介质中的场合。1.2.3

36、 发展趋势干气密封技术虽然已经被广泛应用且应用范围逐渐扩大，但对干气密封理论的研究、认识和应用还有待于进一步的加深。1）干气密封总体设计方面以往的干气密封研究仅在摩擦、材料等方面进行，至今没有得出令人满意的结论。目前已在端面微观形貌（粗糙度、波度、变形等）、相变、空化等方向开展了一些研究，但是很少从流体力学角度入手。考虑耦合传热、变形等因素，对气体膜内流动进行分析，建立比较实用的干气密封设计模型，提出相关的理论和相应的改型措施是当前需要深入进行的重要方面。现代设计和机理的研究相辅相成。把几何模型的建立和压力、温度变形的耦合计算作为对象处理，开发出图形交互式的计算分析系统，并同时与试验数据对比修

37、正，以优化设计参数，最终形成一套完整的设计软件系统意义深远。这方面需要大量的数值模拟以及试验数据的搜集统计工作，需要更多的人员和经费投入并完善现有CAD软件功能。由于密封失效存在的原因很多，它和设计、操作以及使用条件的关系尚不清楚，可建立故障诊断和分析系统来进行研究28。密封的压力、温度会对密封性能产生直接的影响，造成密封泄漏，特别是我国石油化工工业运转周期将延长，迫切要求开展这方面的研究，以便测量和记录现场实际工作条件，并由此确定对密封性能的影响。随着旋转设备向高参数发展以及环保对密封提出更高的要求，迫切要求密封系统有自动监测和调控功能，而且随着微电子学、测控技术的发展及其在密封领域的应用，

38、密封技术的监控技术会在石化等工业领域中得到应用。但是引起密封失效的因素很多，究竟选择哪种参数作为反馈信号才能够及时准确，也是当今研究的热点。新材料的研制开发。随着机械密封使用要求的提高，也促使其用材进一步发展，如对有自润滑性硬质合金、高性能工程陶瓷、高性能密封圈材料以及混入纳米粒子的SiC-C-C等新材料的研究与应用。利用喷涂技术和新工艺来修复硬面和制造硬面环也有很多尝试。随着纳米科学与技术的发展而派生出来的纳米摩擦学的发展，有很多学者分析了介质润滑性对摩擦系数和磨损的影响，从微观上解释了摩擦磨损机理，设计与制备出纳米尺度上的润滑及减磨耐磨材料，是90年代以来摩擦学研究领域最活跃，也是材料学与

39、摩擦学科交叉领域最前沿的内容。为了改善材料的润滑条件，还有很多学者作了纳米粒子做润滑添加剂的研究和展望。 2）理论计算方面通过对各种干气密封结构进行有限元理论分析，从分析结果对比可知，有限元法更为准确、更接近实际。但从目前国内的研究结果看，一些理论还不太成熟，方法还不太统一，有待于进一步完善。由于干气密封不可能达到零泄漏，所以密封布置方式的选择要更为具体和合理。如何采取有效的措施减少泄漏量是干气密封的一个研究方向。液体污染物进入密封槽后，经逐渐积累会造成气膜承载力的下降，有发生端面接触的危险。如何清除和防止槽中液体杂质污染需进一步研究。密封材质的选择决定了干气密封的运行状况及使用寿命，因此要通

40、过对比研究与不断的实践，从而得出一些好的经验和结论。影响干气密封运转性能的因素很多，一般分为密封操作参数和密封槽型几何参数。密封面结构参数对密封的稳定性及可靠性有很大的影响，密封面的结构优化问题应成为研究的重点。另外，一些过去涉及较少的方面比如端面平衡间隙、低速运转情况下的密封等也将成为研究的热点。目前在化工泵中遇到的难题之一是高温介质的零泄漏问题，解决这一关键问题的最好方法是采用波纹管式干气密封。已焊接金属波纹管替代弹簧作为弹性元件，由于波纹管具有辅助密封作用，这样不但省掉了橡胶制作的动环辅助密封圈，而且具有较好的轴向浮动性，提高了密封性能。1.3 课题来源与主要研究工作本课题来源于国家自然

41、科学基金资助项目（50965010）螺旋槽干气密封非线性动力学设计理论及方法的研究。主要研究了以下四个方面的工作：1）螺旋槽干气密封润滑气膜阻尼系数的计算及分析螺旋槽干气密封操作的稳定性和可靠性与其槽型参数息息相关，为优化槽型参数建立气膜轴向和角向阻尼系数的计算模型，利用Maple程序求解阻尼系数的近似表达式，通过动态稳定性分析，获得不同介质压力和转速下的槽型参数。分析结果表明：随着介质压力和转速的增大，气膜阻尼系数增大，得到稳定性最佳的螺旋角数值，且与实验数据基本一致，说明所建立的阻尼系数数学模型正确。2）螺旋槽干气密封双自由度轴向振动的追随性分析螺旋槽干气密封微尺度气膜稳定性与其静环追随动

42、环的动力学特性密切相关，其追随性分析是国内外研究的热点。本文建立了轴向振动下气膜-密封环双自由度系统动力学模型，利用Maple程序求解了轴向振动方程，获得了在不同追随性系数下的静环时间历程图。研究结果表明：特例中静环追随动环的临界条件是弹簧刚度为气膜刚度的0.42倍，改变工况不影响其临界条件。但随结构参数的变化，临界条件发生了改变。可见通过选择合理的追随性系数可以控制气膜的稳定性，为干气密封动态优化设计提供了理论基础。3）干气密封气膜密封环系统轴向振动动力稳定性分析基于非线性振动理论，建立了气膜-密封环系统轴向振动动力学模型，在特例下计算并拟合非线性气膜动态参数，得到了一个非线性受迫振动微分方

43、程。在无外激励情况下，通过求Floquet指数讨论了系统分岔问题，分析了螺旋角对系统稳定性的影响，给出了使干气密封系统稳定的螺旋角的范围，并求得在特例下螺旋角a=751326时系统发生hopf分岔。这与先前利用龙格-库塔法研究的结果一致，从而验证了该方法的正确性。改变工况讨论系统分岔问题，得到了系统分岔时的螺旋角数值，结果表明其螺旋角数值基本不变，说明改变工况其分岔点位置不变，其结果为干气密封的动态优化设计提供了理论指导。4）螺旋槽干气密封特性参数的试验研究在成都一通密封有限公司的2900r/min密封试验台上对螺旋槽干气密封系统进行了试验研究。完成了气体端面密封试验台的测试系统的总体方案设计

44、、测试系统的硬件配置。测试了泄漏量、功耗和气膜轴向刚度，给出了气体端面密封试验的测试结果，并与理论计算近似值比较，进行误差分析。试验测出数值与计算结果较为吻合。1.4 课题的创新点与关键性问题课题的创新点主要体现在以下几个方面：1）动态特性参数的计算轴向微扰下气膜轴向阻尼系数的计算，角向微扰下气膜角向阻尼系数的计算。2）轴向振动的追随性分析，即：静环追随动环的动力学特性。3）系统分岔问题，给出了使干气密封系统稳定的螺旋角范围。相应解决的关键性问题如下：1）求解气膜阻尼系数的数学表达式；2）轴向振动下气膜-密封环双自由度系统动力学模型的建立；3）基于非线性振动理论，对螺旋槽干气密封气膜动态特性参

45、数的计算。第2章 螺旋槽干气密封的基本理论2.1 螺旋槽干气密封的工作原理如图2.1，它主要由加载弹簧、O形圈、静环以及动环组成。静环和加载弹簧被安装在静环座中，并依靠O形圈进行二次密封。静环一般用较软的，有自润滑作用的材料，在弹簧等载荷的作用下，可沿轴向自由移动。动环依靠轴套固定在旋转轴上并随轴旋转。动环由硬度高、刚性好且耐磨的材料制造。图2.1 螺旋槽干气密封结构如图2.2，螺旋槽干气密封设计的特别之处是在动环表面加工出一系列螺旋状沟槽。槽型线一般选用对数螺旋线，数学上可用以下方程描述29： （2.1）式中：rg -起始半径；-角度坐标；-螺旋角。图2.2 泵入型螺旋槽工作原理可用图2.3

46、说明，缓冲气体（可以是经过滤后的压缩机出口气、氮气或惰性气体）注入到密封装置，动、静环在流体静压力和弹簧力的作用下保持贴合，起到密封的作用。当动环旋转时将被密封气体周向吸入（泵吸作用）槽内，气体沿槽向槽根部运动，由于受到密封堰的阻碍，气体作减速流动并被逐渐压缩。在此过程中，气体的压力升高，即产生了流体动压力。当压力达到一定数值时，具有挠性支承的静环将从动环表面被推开，这样密封面之间始终保持一层极薄的气膜，所形成的气膜一方面能有效地使端面分开，保持非接触，另一方面又使相对运转的两端面得到冷却。同时，密封面间极小的气膜间隙能有效地控制泄漏到最低水平。图2.3 螺旋槽干气密封工作原理2.2 力学模型

47、与受力分析以静环为研究对象，对图2.1螺旋槽干气密封结构作受力分析。1）在停止运转时，作用于密封副上的力只有流体静压力。静环受两个方向的力，如图 2.4 所示。一个是使密封面闭合的力 FC，它由弹簧力和静环后面被密封介质压力 p1以及背压 p2引起的力组成。其中 A 为密封面面积。另一个是使密封面开启的力 FO，它由作用在密封面上的流体静压力引起。此时开启力小于闭合力，静环端面和动环端面贴合，起到静态密封作用。图2.4 流体静压力分布2）在正常运转时，静环仍受到两个方向的力。闭合力由弹簧力和静环后面被密封介质压力 p1以及背压 p2引起的力组成。开启力则由作用在密封端面上的流体静压力和流体动压力引起，如图 2.5 所示。当闭合力与开启力相等时，即 FC=FO时，密封处于平衡工