雷 征，陳 赟，雷博娟，陳建華

(西安航天動(dòng)力研究所，陜西 西安 710100)

0 引言

相對(duì)于常規(guī)推進(jìn)劑液體發(fā)動(dòng)機(jī)，液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)的推力室工作壓力更高，氧系統(tǒng)推進(jìn)劑溫度更低，而且燃燒后產(chǎn)生的高溫燃?xì)鉃楦谎鮗1]。在這種高壓、富氧和極端溫度環(huán)境下，金屬O形密封[2-5]、金屬球頭喇叭口密封[6-9]基本不能再用[10]。為解決1 200 kN推力液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)氧系統(tǒng)的低溫、高壓密封問(wèn)題和燃?xì)庀到y(tǒng)的高溫、高壓密封問(wèn)題，設(shè)計(jì)了一種新型強(qiáng)制型碟形金屬密封結(jié)構(gòu)(簡(jiǎn)稱碟形密封)，如圖1所示。液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)目前使用的碟形密封結(jié)構(gòu)有兩種型式，大直徑管路一般選用螺栓-法蘭型密封結(jié)構(gòu)，小直徑管路一般選用外套螺母-臺(tái)階接頭型密封結(jié)構(gòu)。

圖1 碟形密封Fig.1 Dish-shaped metal seal structure

碟形密封具有以下特點(diǎn)：

1)既適用于低溫、高壓管路密封，也適用于高溫、高壓管路密封；

2)密封環(huán)結(jié)構(gòu)上酷似碟形彈簧，截面形狀為平行四邊形；

3)密封環(huán)內(nèi)外兩側(cè)各有一個(gè)倒角，倒角兩側(cè)各形成一道密封面；

4)既能承受軸向載荷，也能承受徑向載荷；

5)補(bǔ)償安裝偏斜的能力差，對(duì)裝配精度的要求高。

采用非線性彈塑性有限元分析方法，選取1 200 kN推力液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)燃?xì)庀到y(tǒng)使用的螺栓-法蘭連接型碟形密封結(jié)構(gòu)，研究其密封機(jī)理和軸向剛度特性。

1 問(wèn)題簡(jiǎn)化

在簡(jiǎn)化模型時(shí)，提出以下幾點(diǎn)假設(shè)[11]：

1)不考慮表面粗糙度等因素的影響，密封面是絕對(duì)光滑的；

2)不考慮產(chǎn)品的加工誤差和裝配偏差；

3)預(yù)緊力為將擰緊力矩等效轉(zhuǎn)換后的軸向位移載荷；

4)施加邊界條件時(shí)忽略實(shí)際工作過(guò)程中的振動(dòng)情況。

2 非線性有限元彈塑性仿真模型

考慮到碟形密封的幾何形狀和約束條件具有軸對(duì)稱性，加載過(guò)程中產(chǎn)生的位移、應(yīng)變和應(yīng)力同樣具有軸對(duì)稱性，為簡(jiǎn)化模型和減少數(shù)值計(jì)算工作量，仿真分析時(shí)選用二維軸對(duì)稱有限元模型。

2.1 材料模型

碟形環(huán)材料為高溫合金GH3044，法蘭材料為高溫合金GH202，材料性能如表1所示。在建立材料模型時(shí)，認(rèn)為材料本構(gòu)關(guān)系滿足連續(xù)性、均勻性等假設(shè)條件[12]。在進(jìn)一步建立高溫合金GH3044和高溫合金GH202的多線性等向強(qiáng)化模型時(shí)，應(yīng)用了冪指數(shù)硬化理論和米塞斯屈服準(zhǔn)則[13-14]。

表1 高溫合金GH3044及GH202力學(xué)性能

2.2 單元類(lèi)型

建模時(shí)考慮了介質(zhì)溫度對(duì)密封的影響，因此選用4節(jié)點(diǎn)熱耦合軸對(duì)稱四邊形單元CAX4RT。該單元是一種溫度和位移的耦合單元，包含了線性減縮單元的優(yōu)點(diǎn)，又考慮了溫度自由度，可用于靜力分析及動(dòng)態(tài)分析。

2.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分技術(shù)和進(jìn)階算法，對(duì)密封面上的網(wǎng)格進(jìn)行了加密處理。為消除網(wǎng)格密度對(duì)仿真結(jié)果的影響，進(jìn)行了網(wǎng)格密度收斂性檢查[15]，結(jié)果如圖2所示。為了保證數(shù)值計(jì)算結(jié)果收斂，須使密封面上的相對(duì)網(wǎng)格密度達(dá)到400%，即網(wǎng)格尺寸不大于0.01 mm。

圖2 網(wǎng)格密度收斂性檢查結(jié)果Fig.2 Test results of mesh density convergence

2.4 接觸設(shè)置

密封面之間的相互接觸作用定義為表面與表面接觸，密封面之間的相對(duì)滑動(dòng)采用有限滑移算法進(jìn)行表征，密封面之間的法向行為采用硬接觸模型進(jìn)行表征，切向行為采用滑動(dòng)庫(kù)倫摩擦模型進(jìn)行表征，摩擦系數(shù)定義為0.15[16-17]。

2.5 邊界條件

為模擬力學(xué)邊界條件，對(duì)下法蘭的軸向自由度、徑向自由度及上法蘭的徑向自由度進(jìn)行約束；為模擬熱邊界條件，在結(jié)構(gòu)外壁面等效當(dāng)量對(duì)流換熱系數(shù)，在上、下法蘭之間的間隙部位等效當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)，在法蘭和碟形環(huán)接觸部位等效接觸熱導(dǎo)；將管路兩端等效成絕熱邊界條件(q=0)[18]。如圖3所示。

2.6 載荷步

工作時(shí)介質(zhì)的溫度載荷和壓力載荷是同時(shí)作用的，建立彈塑性有限元模型時(shí)需要對(duì)兩種載荷進(jìn)行解耦，以降低非線性數(shù)值計(jì)算難度。結(jié)合碟形密封的實(shí)際工作過(guò)程，將密封結(jié)構(gòu)的加載過(guò)程分解為4個(gè)步驟：

載荷步1：初始接觸，在上法蘭頂端施加微小軸向位移載荷U2為0.001 mm；

載荷步2：實(shí)現(xiàn)預(yù)緊，將軸向位移載荷U2增加至1.455 mm；

載荷步3：施加內(nèi)壓，在管路內(nèi)壁面施加壓力載荷為19.37 MPa；

載荷步4：施加溫度，在管路內(nèi)壁面施加第一類(lèi)邊界條件T=348.00 ℃，同時(shí)對(duì)軸向位移載荷進(jìn)行補(bǔ)償，將軸向位移載荷U2減少至1.283 mm。

圖3 邊界條件Fig.3 Boundary conditions

按照?qǐng)D4所示位移-時(shí)間曲線施加軸向位移載荷。S0為碟形密封處于初始安裝狀態(tài)；S1為碟形密封處于初始接觸狀態(tài)；S2為碟形密封處于預(yù)緊狀態(tài)；S3為碟形密封處于內(nèi)壓作用狀態(tài)；S4為碟形密封處于工作狀態(tài)。

圖4 位移-時(shí)間曲線Fig.4 Variation of displacement with time

3 密封機(jī)理及軸向剛度特性

碟形密封各密封面的密封面積、密封應(yīng)力隨加載時(shí)間的變化規(guī)律如圖5所示，預(yù)緊過(guò)程中作用于密封結(jié)構(gòu)的軸向壓緊力隨位移的變化規(guī)律如圖6所示。

圖5 密封面積和密封應(yīng)力隨加載時(shí)間的變化規(guī)律Fig.5 Variations of sealing area and sealing stress with time

圖6 軸向壓緊力-位移曲線Fig.6 Variation of axial pressing force with displacement

3.1 預(yù)緊狀態(tài)

從S0到S1，軸向位移載荷U2由0 mm增加至0.001 mm。在此預(yù)緊載荷作用下，碟形環(huán)所受軸向壓緊力由0 N增加至195.8 N，各密封面均產(chǎn)生微弱接觸作用，碟形密封結(jié)構(gòu)所受軸向力隨位移增加而增大，軸向剛度約為3.29×105N/mm。

從S1到S2，軸向位移載荷U2由0.001 mm增加至1.455 mm，各密封面的密封面積、密封應(yīng)力及密封環(huán)所受軸向壓緊力的變化可分為3個(gè)階段：

1)軸向位移載荷U2=0.001～0.582 mm。碟形環(huán)所受軸向壓緊力、各密封面的密封面積和密封應(yīng)力隨著位移載荷的增加而增大，當(dāng)位移載荷增加至0.582 mm時(shí)，軸向壓緊力達(dá)到峰值50 874.0 N，如圖6中a點(diǎn)所示。碟形密封結(jié)構(gòu)所受軸向壓緊力先隨位移增加快速增大，隨后增速減緩，表明碟形密封結(jié)構(gòu)剛度在該階段加載過(guò)程中呈現(xiàn)減小的趨勢(shì)，加載至a點(diǎn)時(shí)軸向剛度減小至約138 kN/mm，說(shuō)明碟形金屬密封出現(xiàn)軸向失穩(wěn)現(xiàn)象。

2)軸向位移載荷U2=0.582～1.309 mm。隨著位移載荷的增加，各密封面的密封面積以及密封面A，C的密封應(yīng)力繼續(xù)增大，碟形環(huán)所受軸向壓緊力和密封面B，D的密封應(yīng)力開(kāi)始減小，當(dāng)位移載荷達(dá)到1.309 1 mm時(shí)，軸向壓緊力降至39 692.4 N。在此階段，碟形環(huán)出現(xiàn)“S”形變形，如圖7所示。碟形密封結(jié)構(gòu)的軸向剛度由“正”突變?yōu)椤柏?fù)”，約為-18 kN/mm，如圖6中ab段所示，說(shuō)明碟形環(huán)發(fā)生了明顯軸向失穩(wěn)。

圖7 碟形環(huán)出現(xiàn)“S”形變形Fig.7 S-shaped deformation of dish-shaped metal ring

3)軸向位移載荷U2=1.309～1.455 mm。從圖6中b點(diǎn)開(kāi)始，碟形環(huán)所受軸向壓緊力再次增大，這是由于在E處產(chǎn)生新的接觸對(duì)后結(jié)構(gòu)剛度增加所致，如圖8所示。當(dāng)位移載荷達(dá)到1.455 mm時(shí)，軸向壓緊力迅速增大至88 579.9 N，該階段碟形密封結(jié)構(gòu)軸向剛度約為340 kN/mm，與初始階段(圖6中S0S1段)軸向剛度基本相當(dāng)，說(shuō)明結(jié)構(gòu)進(jìn)入后屈曲階段。密封面A，B，D的密封面積和密封面C的密封應(yīng)力繼續(xù)增大，密封面C的密封面積和密封面A，B，D的密封應(yīng)力減小。

圖8 密封面E接觸Fig.8 Contact action of sealing surface E

3.2 工作狀態(tài)

從S2到S3，碟形密封的軸向位移載荷U2保持不變。在介質(zhì)壓力產(chǎn)生的軸向分離載荷作用下，碟形環(huán)所受軸向壓緊力、密封面積、密封應(yīng)力出現(xiàn)微小變化。軸向壓緊力由88 579.9 N增大至92 157.0 N，增加了4.02%。各密封面的密封面積和密封應(yīng)力變化情況如表2所示，分析可知：

1)內(nèi)壓載荷對(duì)密封面B的密封面積和密封應(yīng)力影響最大，對(duì)密封面A的密封面積和密封應(yīng)力影響最小。

2)在內(nèi)壓載荷作用下，密封面B的密封面積減小，密封面D的密封面積增大；密封面A，B，C的密封應(yīng)力減小，密封面D的密封應(yīng)力增大。

表2 施加內(nèi)壓載荷后各接觸面密封面積和密封應(yīng)力變化情況

Tab.2 Variations of sealing area and sealing stressof each contact surface after applying inter-nalpressure load%

密封面ABCD密封面積變化情況0.00-5.780.002.20密封應(yīng)力變化情況-0.47-8.36-2.781.21

從S3到S4，軸向位移載荷U2由1.455 mm減小至1.283 mm，碟形環(huán)所受軸向壓緊力由92 157.0 N減小至52 322.5 N，減小了43.23%。各密封面的密封面積和密封應(yīng)力變化情況見(jiàn)表3，分析可知：

1)溫度載荷對(duì)密封面C的密封面積和密封面D的密封應(yīng)力影響最大，對(duì)密封面B的密封面積和密封面A的密封應(yīng)力影響最小。

2)在溫度載荷作用下，各密封面的密封面積均增大，密封應(yīng)力均減小。

表3 施加溫度載荷后各接觸面密封面積和密封應(yīng)力變化情況

Tab.3 Variations of sealing area and sealing stressof each contact surface after applying tem-perature load%

密封面ABCD密封面積變化情況8.143.8216.630.84密封應(yīng)力變化情況-5.34-16.78-9.20-48.78

3.3 仿真結(jié)果分析

由以上研究可知：

1)軸向位移載荷作用后，結(jié)構(gòu)中不僅產(chǎn)生了軸向壓緊力，而且產(chǎn)生了徑向壓緊力，軸向密封面B，D和徑向密封面A，C均形成了一定的密封面積和密封應(yīng)力。

2)預(yù)緊狀態(tài)下，碟形環(huán)上的4個(gè)密封面均發(fā)生塑性變形，且最大等效塑性應(yīng)變出現(xiàn)在密封面A；預(yù)緊過(guò)程中，碟形密封環(huán)整體塑性變形較大且出現(xiàn)明顯的“S”形變形；碟形密封結(jié)構(gòu)軸向剛度先減小后變負(fù)，結(jié)構(gòu)出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象，當(dāng)新密封面E形成后軸向剛度再次轉(zhuǎn)為正剛度，剛度值與初始階段基本相當(dāng)。

3)工作狀態(tài)下，介質(zhì)壓力載荷和溫度載荷作用后，各密封面的密封應(yīng)力降低，密封面D的密封應(yīng)力降幅甚至達(dá)到50%，但各密封面的密封面積有所增加，整體密封效果仍然較好，沒(méi)有出現(xiàn)密封失效現(xiàn)象。

4 結(jié)論

以1 200 kN推力液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)燃?xì)庀到y(tǒng)使用的螺栓-法蘭連接型碟形金屬密封結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，構(gòu)建了該密封結(jié)構(gòu)的彈塑性有限元仿真模型并進(jìn)行了非線性數(shù)值仿真計(jì)算。通過(guò)分析有限元仿真結(jié)果，得到了碟形密封的密封機(jī)理和軸向剛度特性，結(jié)論如下：

1)采用非線性有限元彈塑性仿真方法可以對(duì)碟形密封的作用過(guò)程、密封機(jī)理及軸向剛度特性進(jìn)行定量分析和研究。

2)預(yù)緊載荷作用后，碟形密封結(jié)構(gòu)中同時(shí)產(chǎn)生軸向壓緊力和徑向壓緊力，4個(gè)密封面產(chǎn)生一定的密封面積和密封應(yīng)力。

3)預(yù)緊狀態(tài)下，碟形環(huán)的4個(gè)密封面均發(fā)生塑性屈服，密封環(huán)整體塑性變形較大且出現(xiàn)“S”形變形；碟形密封結(jié)構(gòu)軸向剛度先減小后變負(fù)，結(jié)構(gòu)出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象，當(dāng)新密封面E形成后軸向剛度再次轉(zhuǎn)為正剛度。

4)工作狀態(tài)下，介質(zhì)壓力載荷和溫度載荷使得各密封面的密封性能略有下降，結(jié)構(gòu)未出現(xiàn)密封失效現(xiàn)象。