动压型分段式圆周密封变形特性及其调控策略研究

陈滋新,彭旭东,赵文静,江锦波

(浙江工业大学 机械工程学院,浙江 杭州 310023)

分段式圆周密封最早应用于美国航空发动机主轴承腔的润滑油密封中[1]，因其具有结构紧凑、易装配和泄漏率低等优点，随后也被应用于液体火箭发动机的涡轮泵系统中[2-3].随着先进发动机技术的发展，主密封面的易磨损特性成为制约其使用寿命和重复利用的关键因素，而主密封面的磨损形貌和磨损率随时间的变化与圆周密封的变形特性密切相关[4-5].密封环的变形特性在提高密封性能及其运行稳定性和可靠性方面扮演着举足轻重的作用[6].

根据主密封面上是否开设动压槽，分段式圆周密封分为无动压槽和带动压槽两种形式，其中后者可称为动压型分段式圆周密封.为了使分段式圆周密封具有更高的稳定性和可靠性，Pescosolido等[7-8]试验测试了其在不同径向跳动和角向偏差下的密封性能和磨损情况，并提出了两种新型的密封结构.胡广阳等[9]采用有限元法对圆周密封进行接触分析，研究了压差和滑动速度对密封环最大变形和最大应力的影响.闫玉涛等[10-12]研究了圆周密封在不同偏摆角和主轴跳动下的应力和变形分布规律，并通过对比圆周密封结构分析和流固耦合分析结果，发现流场特性对主密封面变形具有较大影响.运睿德等[13]研究表明，周向弹簧力的不均匀分布对圆周密封的密封性能具有显著影响，过度的不均匀加载会导致主密封面接触间隙成倍增加和泄漏量显著上升.

以上研究的研究对象为无动压槽分段式圆周密封，而文献[14-18]的试验研究表明，带动压槽分段式圆周密封具有更小的摩擦温升和更低的磨损率.王飞和苏令等[19-21]数值分析了不同工况下浅槽环瓣型浮动环密封的稳动态性能，获得了密封环面动压槽的槽深和槽宽等结构参数优选值.李小芬等[22]以圆周密封瑞利动压槽型为研究对象，分析了气膜厚度、槽型参数及加工误差对密封浮起力的影响；李庆展等[23]采用Fluent软件计算了三瓣式浮环密封环形间隙的压力分布，结合试验分析了压力、转速和周向弹簧比压对密封环泄漏特性和磨损情况的影响.马润梅等[24]采用密封脂封堵泄漏点的方法，试验测定了环瓣式浮环密封主、次密封面和搭接头3个泄漏点的静态泄漏量占比.综上所述，相较于无动压槽分段式圆周密封而言，对于带动压槽分段式圆周密封的研究仍主要集中在密封的流场特性分析上，鲜有针对流固耦合作用下非接触运行圆周密封环的变形特性及其调控策略的研究[25]，而密封环的过度变形往往是引起主密封面磨损和泄漏过量的关键因素[26].

本文中以氢氧发动机氧涡轮泵氦密封为研究对象，建立了带瑞利动压槽分段式圆周密封流固耦合模型，研究了密封环面流场特性和结构变形规律；通过正交试验设计研究了密封压差、周向弹簧初始载荷和刚度等力学参数对密封环变形的影响规律，获得了密封环变形的关键影响因素；基于密封环面变形特点，探讨了接头形状、接头间隙和辅助密封面槽型对密封环变形改善的作用效果，为今后低泄漏和低磨损分段式圆周密封的设计开发提供了理论依据.

1 分析模型

1.1 几何模型

Fig.1 Schematic diagram of the geometric model of a segmented circumferential seal 图1 分段式圆周密封几何模型示意图

图1所示为一种典型的动压型分段式圆周密封结构示意图，其结构主要包括分段密封环(3～6段)、密封座、转子、周向弹簧、轴向弹簧和防转销.密封环内径面与转子外径面形成主密封面；密封环端面与密封座端面形成辅助密封面.各分段环主密封面上开有亚毫米级深度的轴向和周向静压槽以及微米级深度的动压槽，动压槽入口与轴向静压槽相连通，动压槽出口与相邻静压槽之间设有密封脊，动压槽与周向静压槽及密封上游侧入口之间均设有密封台.圆周密封结构参数定义如图1(c～d)所示，其中D为转子直径，hm为主密封面初始密封间隙，h1为轴向和周向静压槽深度，h2为动压槽深度，bt为主密封面轴向宽度，b1为主密封面坝区宽度，b2为周向静压槽宽度，b3为动压槽轴向宽度，b4为单侧密封台轴向宽度，L1为动压槽周向宽度，L2为密封脊周向宽度，L3为轴向静压槽宽度.

圆周密封环由若干等分弧段的石墨环通过搭接接头依次相连，各接头间留有一定的周向装配间隙，用以补偿密封环的磨损和制造误差，防止工作过程中因接头间相互顶死从而导致密封间隙过大.密封环一侧是压力为p1的高压上游侧，另一侧是压力为p0的低压下游侧.当密封运转时，高压侧的流体沿轴向静压槽进入密封间隙，一部分流体在压差的作用下进入下游周向静压槽内，另一部分流体在周向剪切流作用下进入动压槽内，并且在动压槽出口附近因挤压作用而形成高压区.

1.2 受力分析

分段密封环的初始载荷由弹簧提供，通过周向弹簧和轴向弹簧的作用使其分别与转子和密封座贴合，在静止状态下形成性能良好的静密封.在转子旋转过程中，通过主密封面上开设的轴向静压槽、周向静压槽和动压槽的作用，产生气体动静压效应，平衡密封径向闭合力并且形成了微米级尺度的径向间隙，进而实现圆周密封的低磨损和低泄漏运转.防转销的结构限制了密封环的周向转动，但是允许其径向浮动从而适应转子的径向跳动.图2所示为分段式圆周密封的受力分析示意图，其中Fcs和Fas分别为由周向弹簧和轴向弹簧所产生的径向弹簧力和轴向弹簧力，Fo为主密封面间隙流体压力所产生的密封气膜承载力，Ff为辅助密封面的摩擦力，Ffj为相邻分段环接头之间的摩擦力.

1.3 网格划分及边界条件

本文中基于上述几何模型进行相应的实体建模，通过ANSYS Workbench平台建立了分段式圆周密封流固耦合计算模型.为了简化计算，对分析模型作如下假设：①忽略体积力作用，如重力等；②密封间隙流体流动为等温理想气体的层流流动；③流体在固体界面无滑移；④忽略黏度随压力的变化.

Fig.2 Schematic diagram of force acting on a segmented circumferential seal图2 分段式圆周密封受力示意图

图3所示为分段式圆周密封流固耦合模型计算域的网格分布情况.流体域网格采用Sweep方法进行划分，所获网格均为六面体网格.流体域的边界条件设定如下：流体膜进出口分别采用压力进出口边界条件，内径面为旋转壁面.固体域网格以六面体网格为主，在耦合界面与流体网格一一对应.固体域的力学边界条件设定如下：密封座侧面与转子内径面采用固定约束，对转子施加旋转速度并在密封环销孔位置施加周向位移约束以模拟防转销的作用，根据分段式圆周密封的受力分析，在密封环相应位置上分别施加上游和下游的压力载荷、周向和轴向弹簧力载荷，并将流体载荷加载到各耦合面上，设置密封环和密封座间以及各分段环接头间为摩擦接触，并给定相应接触面的摩擦系数.

以主密封面介质泄漏率、峰值压力和密封环径向变形量为目标，进行了流体域和固体域的网格无关性验证分析，结果如图4所示.综合考虑计算精度和计算时间，最终确定流体域网格数量为90万，固体域网格数量为173万，其泄漏率误差小于1%，峰值压力误差为3.02%，密封环径向变形量误差为4.10%.

1.4 计算流程

Fig.3 Grid division of the computational domain for a segmented circumferential seal图3 分段式圆周密封计算域网格分布情况

Fig.4 Verification of grid independence图4 网格无关性验证

图5所示为分段式圆周密封流固耦合计算流程图.将分段式圆周密封的流体域和固体域模型分别导入Fluent和Static structural模块，进行相应的网格划分.在Fluent中，给定介质的物理性质参数并设定流体域的边界条件，计算获得流体场的压力分布.在Static structural中，给定材料属性并设定固体域的力学边界条件，然后将流场压力分布耦合到对应的固体界面上，计算获得结构场的变形分布.根据初始密封间隙叠加主密封面的径向变形量，即可获得密封变形后的主密封面间隙分布.

2 结果讨论与分析

在进行氧涡轮泵分段式圆周密封流固耦合特性分析过程中，选用了如表1所列的密封几何参数和工况参数.密封环作为主要密封部件和易损件，是本文中的重点研究对象，其材料为碳石墨，密封座和转子的材料均为结构钢，相关材料属性列于表2中.

表1 几何参数和工况参数Table 1 Geometric parameters and working conditions

表2 材料属性Table 2 Material properties

2.1 计算方法验证

为了验证计算方法的准确性，采用文献[27]中的分段式圆周密封几何模型和边界条件，根据1.3节中所述的网格划分和边界条件设置方法，开展密封环面流场的求解，获得了相应工况下的密封泄漏率.图6所示为不同压力和转速条件下密封泄漏率的文献值和本文中数值计算的结果对比情况.由图6可知，随着密封压力(ps)和转速的提高，本文中计算结果与文献[27]中结果具有相同的变化趋势，且数据误差较小.当n=18000 r/min时，两者泄漏率误差仅为1.24%；随着转速的增大，两者的泄漏率相对误差有所增大，但最大误差仅为7.97%.由此可见，本文中计算方法可行，且具有一定的准确性.

2.2 主密封面流场特性

径向开启力作为圆周密封作用力的重要组成部分，对密封环的变形具有关键影响，而主密封面的流场压力分布特性直接决定了密封环的径向开启力，因此准确求解主密封面的流场特性对分析密封环面的变形特性至关重要.

Fig.5 Flow chart of fluid-structural coupling calculation图5 流固耦合计算流程图

Fig.6 Comparison of the leakage rate of a segmented circumferential seal between calculated result and literature result图6 分段式圆周密封泄漏率计算值与文献值结果对比

图7所示为密封环主密封面间隙流场的压力(p)分布图.由于主密封面轴向静压槽和周向静压槽的设置，高压侧的流体介质在压差作用下被引入到密封间隙内，使得密封间隙内大部分区域的气体压力与进口压力基本相当，只有在靠近出口侧的局部区域出现压力突降.在高速剪切作用下，进入瑞利动压槽的这部分气体产生显著的流体动压效应，并在动压槽出口处附近产生明显的高压区，进一步增加了气膜开启力.动压槽出口处的最高压力达到了0.552 MPa，相对于进口压力提升了20%，具有显著的动压效果；接头间隙流体区域中，压力分布均匀且大小取决于与其相连通的腔体压力，但接头间隙的存在对密封面流场压力分布有显著影响，尤其是在低压侧接头附近易形成较大面积的低压区，因而在计算主密封面压力分布时不能忽略接头间隙流体的影响.

为进一步探究主密封面的压力分布特点，选取不同轴向位置特征环线上的压力参数进行分析.图8所示为轴向特征环线的位置分布示意图，分别选取了动压槽与密封上游入口侧之间的密封台中线、瑞利动压槽中线、动压槽与周向静压槽之间的密封台中线、周向静压槽中线以及低压侧坝区中线，其对应的Z轴坐标为−3.2、−0.9、1.4、2.3和3.2 mm.

Fig.7 Pressure distribution in the flow field of the main seal interface clearance图7 主密封面间隙流场压力分布云图

Fig.8 Schematic diagram of position distribution of axial feature loop图8 轴向特征环线位置分布示意图

图9所示为不同轴向位置主密封面流场压力分布.从周向来看，在0°～10°范围内，受低压侧接头间隙流体和低压侧压力的影响，各轴向位置的密封压力出现了明显下降的趋势；从轴向来看，密封面压力只有在靠近低压侧的坝区显著降低，而在其余开设静压槽区域的压力分布较为均匀.Z=1.4、2.3和3.2 mm处的流场压力在底部出现了类似W形变化，这是由于此处存在接头与密封间隙及静压槽与密封间隙所形成的两种台阶结构，分别形成了不同流体动压效应的结果.在转子旋转方向上，分段环静压槽、接头间隙及瑞利动压槽等3个局域的根部在收敛台阶作用下，流动间隙突然减小，致使流体被急速压缩，从而出现了一定的正压力阶跃；在与转子旋转方向相反的槽根处，受发散台阶的降速扩压作用，流体间隙突然增大，致使流体急速地膨胀，从而出现了轻微的负压力阶跃.

2.3 密封环结构变形特性

Fig.9 Flow field pressure distribution of the main seal interface in different axial positions图9 不同轴向位置主密封面流场压力分布

在初始密封间隙的基础上，圆周密封环径向变形决定了主密封面的间隙形状，进而影响其运行的稳定性和可靠性.图10所示为圆周密封环径向变形云图，其中正值表示远离转子方向的变形，而负值表示靠近转子方向的变形.密封环最小径向变形值为−1.2 μm，对应最小密封间隙为1.6 μm，说明密封环内侧未与转子发生接触.单个分段环的整体径向变形沿周向呈现中间凸、两端凹的特点，即中间密封间隙大而两侧间隙小，这是因为接头部位结构强度较低，且此处局部气体开启力较小.另外，密封环沿轴向泄漏方向的径向变形逐渐减小，这一方面是因为辅助密封面的槽型设计使得轴向弹簧力和高压气体力在作用时产生了一定的弯矩作用，另一方面与沿泄漏方向的流体膜压力逐渐降低有关.上述现象说明接头部位结构和辅助密封面槽型设计对密封环整体变形具有较大影响.

Fig.11 Radial clearance distribution of a single segmented ring图11 单个分段环径向间隙分布

由于在工作过程中圆周密封可能发生因转子跳动而导致的碰磨现象，故主密封面径向变形分布对其磨损形貌起决定作用，而磨损形貌又将较大程度地决定其在服役过程中的使用性能.图11(a)所示为密封环变形后的单个分段环主密封面径向间隙图，S为主密封面整体径向间隙投影图，S-Ⅰ、S-Ⅱ和S-Ⅲ分别为非槽区、动压槽区和静压槽区的径向间隙图.由S-Ⅰ可看出，0°接头附近间隙呈凹形，而123°接头附近间隙呈凸形，这是因为0°接头间隙处连通低压腔，压力较低且在环面形成了较大面积的低压区，而123°接头处因受动压槽动压效应和静压槽根处阶梯效应的双重作用，产生了较大的局部气体开启力.由S-Ⅱ可以看出，动压槽区变形同样呈现出两侧动压槽凹、中间动压槽凸的特点，其变形主要受密封环整体结构变形影响，而受槽型影响较小.由S-Ⅲ可以看出，单个静压槽不同位置的变形不同，这说明静压槽区的变形除了受到密封环整体结构变形的影响外，受槽型的影响也较大.通过上述分析可知，主密封面磨损形貌主要取决于其非槽区的径向变形分布，而非槽区的变形特性又受到密封环整体结构变形和环面流体膜压力分布的共同影响.

图11(b)所示为S-Ⅰ上不同轴向位置处的密封间隙分布情况，可以更直观地显示密封环易于发生磨损的区域.受整体结构变形影响，变形后的密封面间隙沿泄漏方向逐渐减小.在局部力作用下，各轴向位置的密封间隙整体呈现沿转子旋转方向增大的现象，这是由于在动压槽中顺旋转方向的压力逐渐升高的缘故.以初始密封间隙2.8 μm为基准，可以发现变形后间隙增大的位置出现在Z=−3.2 mm处，整体间隙均明显减小的位置出现在Z=1.4和3.2 mm处，而在Z=−0.9 mm处出现了一段间隙基本不变的区域.对比Z=−3.2 mm处第二个峰值的对应角度和Z=1.4和3.2 mm峰值的对应角度可以发现，前者出现的原因主要受局部轴向弹簧力所产生的弯矩影响，后者主要受静压槽根处阶梯效应的作用影响.变形后的最小密封间隙出现在低压侧坝区位置的20°～25°范围内，这是因为低压侧坝区内流体压力下降明显，而且该角度范围存在局部轴向弹簧力作用.

2.4 密封环变形影响因素分析

2.4.1 正交试验设计

圆周密封沿轴向受到介质压力作用、轴向弹簧压紧力和接触端面支持反力，沿径向受到外径介质压力、主密封面气膜承载力和周向弹簧箍紧力.基于对圆周密封受力分析可知，影响密封环变形的因素包括密封压差、周向弹簧初始载荷和刚度、轴向弹簧初始载荷和刚度等.为了分析各因素对密封环径向变形的影响程度及设计参数的最优组合，本文中设计了相应的正交试验，所选因素水平列于表3中.针对5因素4水平参数条件，按全面试验要求，共需完成45=1024次试验，而按L16(45)正交表进行参数组合设计，则只需进行16次试验，便可获得5因素4水平条件下的各因素对密封环变形的影响程度排序及设计参数的最优组合，从而大大地提高了优化效率，各参数取值范围参考密封使用工况和相关设计标准.

表3 正交设计因素水平表Table 3 Factors and levels of orthogonal design

对于圆周密封而言，过大的密封间隙会增加介质泄漏，而局部过小的密封间隙则会增加主密封面与转子发生碰磨的概率，降低密封使用性能.综合考虑密封运行的稳定性和可靠性，应使密封间隙沿周向、轴向分布较为均匀且总体变形量较小为宜.定义hmin为密封环变形后主密封面最小密封间隙，其值越小表示密封面与转子越容易发生碰磨；△h为非槽区平均变形量，其值越小表示密封面总体变形量越小；δ为非槽区密封间隙分布不均匀度，其值越小表示密封面间隙分布越均匀.非槽区平均变形量和密封间隙分布不均匀度的具体表达式为

式中：hi为主密封面位置点i处密封间隙；hav为密封环变形后非槽区平均密封间隙；m为所选取的主密封面非槽区的位置点总数.

2.4.2 正交结果及极差分析

基于前述流固耦合模型对L16(45)正交表的16组方案分别进行计算，各组方案对应的圆周密封最小密封间隙、平均变形量和密封间隙分布不均匀度的计算结果列于表4中.

表4 各组方案的评价指标模拟结果Table 4 Simulation results of evaluation index of each group of schemes

对于正交试验结果，本文中采用极差分析，通过计算各因素的极差值R分析各因素的主次关系.极差的计算公式如下[28]：

极差值反映各因素水平对评价指标影响的权重，由表5～7的极差分析可知，各参数对最小密封间隙、平均变形量及密封间隙分布不均匀度的影响程序排序均为A>B>D>E>C，即各参数的影响程度从大到小依次为密封压差、周向弹簧初始载荷、轴向弹簧初始载荷、轴向弹簧刚度、周向弹簧刚度.

表5 以最小密封间隙为目标的极差分析表Table 5 Range analysis aiming at minimum seal clearance

对比各因素水平下评价指标的结果值，分别以降低碰磨几率、减小密封环变形和改善密封间隙分布均匀程度为主要目标，各评价指标对应的较优水平如下：hmin-A1B1C1D1E2、△h-A1B1C4D4E2、δ-A1B1C4D1E2.

对所选取的3组较优水平进行模拟计算，通过结果对比得到的最优组合为A1B1C4D1E2.图12所示为正交设计前初始参数和正交设计后最优组合对应的主密封面间隙分布情况.从图12中可看出，正交设计后最优组合对应的最小密封间隙为2.47 μm、平均变形量为0.07 μm、密封间隙分布不均匀度为7.8%.与正交设计前初始参数对应的最小密封间隙1.76 μm、平均变形量0.34 μm、密封间隙分布不均匀度13.8%相比，最优组合的密封环变形显著减小，且密封间隙分布均匀度明显提高.此外，正交设计后的密封环面间隙由初始的双峰特征变为单峰特征，这说明通过合理的外载荷参数设计，可以获得更优的密封变形特性，从而有效降低密封环的碰磨概率，进一步降低密封面的偏磨程度.

表6 以平均变形量为目标的极差分析表Table 6 Range analysis aiming at average deformation

表7 以密封间隙分布不均匀度为目标的极差分析表Table 7 Range analysis aiming at seal clearance nonuniformity

2.5 密封环变形调控策略

Fig.12 Comparison of seal clearance distribution of the main seal interface before and after orthogonal design图12 正交设计前后的主密封面间隙分布对比

针对给定几何形状和参数的分段环结构，可通过力学参数的组合设计获得给定工况下该结构密封的最佳变形特性.而在实际密封设计过程中，通过几何结构改型和尺寸优化则有望获得适应当前工况的最优密封结构.基于密封变形特性分析可知，接头部位结构和辅助密封面槽型设计对分段环变形特性具有较大影响.为了获得给定工况下具有较优变形特性的分段环结构，本文中提出了三种密封环变形调控策略，分别为改变接头形状、优化接头间隙和设计辅助密封面槽型结构，其结果列于表8中.初始的单个分段环结构如图1(b)所示，其接头结构为T-三角形、各分段环搭接后所形成的接头间隙为2°、辅助密封面槽型分段数为1段.

表8 密封环变形调控策略Table 8 Deformation control strategies of seal rings

2.5.1 接头形状影响

图13所示为不同接头形状对应的密封环面最小密封间隙、平均变形量及密封间隙分布不均匀度.对比T、R、P和H四种不同接头形状的变形特性参数，可以看出，T和H的hmin较大，而△h和δ较小，即最大变形与整体变形都较小，且变形分布更为均匀.R和P的hmin和△h值相近，而P的密封间隙分布不均匀度相对更大.从获得更佳变形特性的角度来看，以上四种接头形状从优到劣排序为H>T>R>P.

由于T和H、R和P的变形特性两两相近，且T和R的结构相对简单，易于加工制造，故选取T和R做密封面变形特性的进一步对比.图14所示为接头形状为T和R的密封间隙分布对比情况.在分段环中部位置，两者变形基本相同，而形状T在接头处的径向变形明显小于形状R，这说明接头形状对分段环接头部位变形具有显著影响，且三角形的接头结构优于矩形接头结构，这也是分段式圆周密封普遍采用三角形状接头的主要原因之一.

Fig.13 The influence of joint shape on deformation characteristic parameters of seal rings图13 接头形状对密封环变形特性参数的影响

2.5.2 接头间隙影响

图15所示为不同接头间隙下密封环面最小密封间隙、平均变形量及密封间隙分布不均匀度.随着接头间隙的增大，hmin略有减小，而△h和δ略微增大，只有当接头间隙超过1.5°时，δ才会出现明显增大.上述现象说明，接头间隙对密封环最大变形和整体变形影响较小，但接头间隙的减小有利于改善变形不均匀的情况，从而降低密封面偏磨程度，同时存在1个临界的接头间隙值，当达到该临界值后继续减小接头间隙，其对密封环变形均匀度的改善将十分有限.

2.5.3 辅助密封面槽型影响

图16所示为不同辅助密封面槽型对应的密封环面最小密封间隙、平均变形量及密封间隙分布不均匀度.随着辅助密封面槽型分段数的增加，hmin略有增大，△h略微减小，而δ明显减小.上述现象说明，辅助密封面槽型分段数对密封环整体变形影响较小，但槽型分段数的增加有利于改善密封环面最大变形和变形的不均匀程度，从而降低密封环的碰磨概率和密封面的偏磨程度.

为进一步揭示辅助密封面槽型对环面变形特性的影响规律，开展了不同辅助密封面槽型下的密封间隙分布情况研究.图17所示为不同辅助密封面槽型对应的密封间隙分布图.辅助密封面槽型分段数的增加本质上是支撑面的增设，2～4段槽型分别为增设了分段环中部轴向弹簧支撑面、两侧轴向弹簧支撑面和所有轴向弹簧支撑面后的辅助密封面槽型.由图17可知，支撑结构的增加可抵消对应轴向弹簧力所产生的弯矩作用，消除主密封面相应位置的轴向楔形间隙特征，从而可明显提高密封面的密封间隙分布均匀程度.

3 结论

a.动压型分段式圆周密封的主密封面压力场受接头间隙处流体存在与否的影响较大，考虑接头间隙处流体影响后，主密封面的间隙沿周向呈现中间大、两端接头处小的特点，且间隙大小沿轴向泄漏方向单调递减.

b.通过力学参数的合理设置，可显著降低分段式圆周密封的变形量和主密封面间隙分布不均匀程度；各力学参数对密封环变形影响程度从大到小依次为密封压差、周向弹簧初始载荷、轴向弹簧初始载荷、轴向弹簧刚度、周向弹簧刚度.

c.通过密封环结构的合理改进，包括采用三角形状接头结构、较小的接头间隙和设有轴向弹簧支撑结构的辅助密封面槽型，可有效控制分段环变形，获得分布更均匀的主密封面间隙；在各密封环结构对其变形的影响中，接头形状和辅助密封面槽型的影响较大，而接头间隙的影响相对较弱.

Fig.14 The influence of joint shape on clearance distribution of the main seal interface图14 接头形状对主密封面间隙分布的影响

Fig.15 The influenceof joint clearance on deformation characteristic parameters of seal rings图15 接头间隙对密封环变形特性参数的影响

Fig.16 The influence of groove profile of the auxiliary seal interface on deformation characteristic parameters of seal rings图16 辅助密封面槽型对变形特性参数的影响

Fig.17 The influence of groove profile of the auxiliary seal interface on seal clearance distribution图17 辅助密封面槽型对密封间隙分布的影响