吳 霖，姜緒強(qiáng)，李 銘

( 北京航天動(dòng)力研究所，北京市 100076)

0 引言

膜盒式端面密封由于不需要輔助密封，能夠適應(yīng)低溫、高溫、強(qiáng)腐蝕或氧化環(huán)境，并且泄漏量極小，廣泛應(yīng)用于液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵中。密封環(huán)配對(duì)材料多為軟-硬組合，需要在高振動(dòng)、高壓力、高轉(zhuǎn)速及特殊的密封介質(zhì)環(huán)境下工作。一般在PV值不高的場合，多采用接觸式結(jié)構(gòu)；在PV值較高的場合，則采用端面開槽的非接觸式結(jié)構(gòu)。由于低溫液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵一般轉(zhuǎn)速較高，即摩擦面線速度V較高，對(duì)于密封的端面比壓

p

的要求較高，而密封端面比壓過大則易引起磨損嚴(yán)重、摩擦發(fā)熱溫升過高等問題，端面比壓過小則易引起泄漏量增大、密封工作不穩(wěn)定等問題。

端面比壓由兩部分組成，一部分是膜盒壓縮產(chǎn)生的壓縮力，另一部分是正反向介質(zhì)壓力作用面積不同產(chǎn)生的軸向力。介質(zhì)壓力對(duì)膜盒作用力一般通過平衡直徑來計(jì)算，但平衡直徑一般是受壓力影響的，而關(guān)于壓力波動(dòng)影響平衡直徑的國內(nèi)外資料少之又少，簡單理論公式一般不予考慮，各生產(chǎn)廠家的經(jīng)驗(yàn)公式誤差也很大，與實(shí)際表現(xiàn)完全不符。本文采用數(shù)值算法研究了壓縮量、工作壓力對(duì)膜盒應(yīng)力分布、平衡直徑、載荷系數(shù)和端面比壓的影響，并進(jìn)一步設(shè)計(jì)了比壓測量裝置，驗(yàn)證了數(shù)值仿真得出的規(guī)律。根據(jù)仿真分析和測試結(jié)果，發(fā)現(xiàn)某型氦氣端面密封實(shí)際端面比壓較初始理論設(shè)計(jì)值顯著偏大，可以適當(dāng)降低，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)調(diào)整，最終實(shí)現(xiàn)了降低摩擦發(fā)熱的效果，而泄漏量沒有顯著增大。

1 膜盒平衡直徑簡單理論計(jì)算模型

外壓型接觸式膜盒端面密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中介質(zhì)由外徑流向內(nèi)徑。

圖1 膜盒式端面密封結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig. 1 The diagram of mechanical seal structural dimensions

端面密封比壓簡單理論計(jì)算公式為

p

=

p

+(

K

-

λ

)·

p

(1)

式中:

p

為密封端面比壓；

p

為彈簧壓縮產(chǎn)生的比壓，即

F

/

S

；

F

為彈簧壓縮力，為膜盒剛度與壓縮量的乘積

F

=

K

·

X

；

K

為膜盒剛度；

X

為膜盒壓縮量；

S

為密封面面積；

K

為載荷系數(shù)；

λ

為膜壓系數(shù)；

p

為密封介質(zhì)壓差。載荷系數(shù)

K

為密封介質(zhì)壓力作用面積與密封面接觸面積的比值，計(jì)算公式如下：

(2)

式中：

D

及

D

分別為密封端面石墨凸臺(tái)的內(nèi)徑和外徑；

d

及

d

分別為密封膜盒的內(nèi)徑和外徑；

d

為膜盒平衡直徑。

以上計(jì)算公式中，一般端面密封簡化設(shè)計(jì)中較為常用的是第①和第③種公式。但無論采用哪種公式，均未考慮不同壓力下

d

的變化。

實(shí)際應(yīng)用中，經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)采用以上理論公式計(jì)算設(shè)計(jì)時(shí)，在高壓下計(jì)算端面比壓不大，但實(shí)際磨損非常嚴(yán)重，甚至在一些工況下理論計(jì)算端面比壓為零甚至為負(fù)，理應(yīng)大量泄漏，實(shí)際泄漏量反而減小、磨損加重這些比壓增大的現(xiàn)象。

基于以上現(xiàn)象，有端面密封生產(chǎn)企業(yè)設(shè)計(jì)人員提出膜盒平衡直徑計(jì)算公式中應(yīng)該加入壓力的影響，其原理為設(shè)計(jì)時(shí)膜盒寬度

b

(

b

=

d

-

d

)與壓力作用高度

H

是等高的(見圖2)，受外壓后波片靠外部分有貼合趨向，靠內(nèi)部分有分離趨向，故實(shí)際壓力作用高度

H

減小，則

H

的中值也減小，平衡直徑

d

亦降低。

圖2 膜盒式端面密封膜片結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig.2 The diagram of mechanical seal metal bellows structure

一些國外大型端面密封生產(chǎn)企業(yè)也提出了自身的平衡直徑

d

的壓力修正公式，如上海博格曼公司的經(jīng)驗(yàn)公式

(3)

但按照此經(jīng)驗(yàn)修正公式計(jì)算的結(jié)果仍不適用于絕大多數(shù)情況，特別是高壓情況下，另外也沒有試驗(yàn)數(shù)據(jù)說明其適用范圍，因此一些國內(nèi)企業(yè)和研究機(jī)構(gòu)提出設(shè)計(jì)平衡直徑測量裝置，來實(shí)際測試壓力作用下平衡直徑數(shù)值和變化趨勢。丹東克隆公司和西安航天動(dòng)力研究所進(jìn)行的比壓測試結(jié)果表明，隨著壓力增加，膜盒平衡直徑減小，如圖3所示。

圖3 膜盒平衡直徑與壓力關(guān)系測試結(jié)果Fig.3 Relationship between equilibrium diameter and power in test

比壓測試可以很好的反映實(shí)際膜盒產(chǎn)品的平衡直徑隨壓力變化情況，但無法準(zhǔn)確獲知其機(jī)理和影響因素，無法在設(shè)計(jì)之初預(yù)估，因此無法用于指導(dǎo)膜盒造型設(shè)計(jì)，只能在初始設(shè)計(jì)膜盒生產(chǎn)完成進(jìn)行實(shí)際測試后，再根據(jù)結(jié)果進(jìn)行調(diào)整。

隨著有限元技術(shù)的發(fā)展，對(duì)于金屬薄壁件的應(yīng)力仿真分析的精度逐漸提高，已經(jīng)可以較為準(zhǔn)確的預(yù)知在承壓狀態(tài)下，膜盒應(yīng)力、變形和端面壓緊力的大小和變化趨勢。因此，可以通過膜盒應(yīng)力、變形和軸向推力的分析，不但可以掌握其工作壓力對(duì)膜盒平衡直徑的影響和機(jī)理，從而找到調(diào)整的方向，還可以從初始設(shè)計(jì)就有目的的先進(jìn)行完善。

2 膜盒有限元計(jì)算模型

2.1 模型

基于某外壓型接觸式膜盒有限元分析采用ANSYS Workbench進(jìn)行，建立的二維有限元模型，整體結(jié)構(gòu)包括石墨環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)、膜盒，如圖4所示。

圖4 外壓型接觸式膜盒模型二維結(jié)構(gòu)Fig.4 Dual-dimension structure of external-pressure mechanical seal

對(duì)建立的靜環(huán)組件采用彈塑性模型進(jìn)行分析，施加的邊界條件如下所示：

1)采用軸對(duì)稱模型，對(duì)稱軸為

y

軸。2)固定約束施加在波紋管安裝環(huán)上，在靜環(huán)密封面上施加

y

軸正方向的位移；

3)在波紋管、靜環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)外側(cè)施加外壓載荷，在波紋管、靜環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)內(nèi)側(cè)施加內(nèi)壓載荷。

4)在波紋管及安裝環(huán)、靜環(huán)座之間施加無摩擦接觸。

模型網(wǎng)格劃分如圖5所示，由于膜片連接處尖角較大，因此網(wǎng)格劃分時(shí)對(duì)膜片連接區(qū)域進(jìn)行了加密處理。

圖5 模型網(wǎng)格劃分Fig.5 The mesh of mechanical seal model

2.2 計(jì)算方法[18-20]

2.2.1 膜盒剛度的計(jì)算

根據(jù)公式波紋管的彈力與位移之間的力學(xué)關(guān)系

F

=

KX

，(

F

為膜盒彈力；

X

為膜盒壓縮量；

K

為膜盒剛度)，在不充壓狀態(tài)下，對(duì)石墨環(huán)端面施加位移量，提取相應(yīng)支反力，并以

X

為橫坐標(biāo)，

F

為縱坐標(biāo)，做曲線并求其斜率，得出

K

值，即為膜盒剛度。

2.2.2 膜片端面壓緊力

如圖4建立約束，并在端面施加位移載荷；在不同充壓條件下，提取端面支反力，即為端面壓緊力。

2.2.3 膜盒平衡直徑

d

設(shè)

F

為端面壓緊力，由于密封端面石墨凸臺(tái)內(nèi)徑和外徑(

D

和

D

)已知。端面的壓緊力由波紋管的彈力和流體壓力作用兩部分組成：

F

=

F

+

K

·

p

·

A

，則膜盒的平衡直徑，可由下式獲得

(4)

3 仿真結(jié)果分析

3.1 不承壓、純壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力和端面壓緊力

不承壓狀態(tài)下，壓縮量1.2 mm和2.0 mm膜盒等效應(yīng)力如圖6所示(等效應(yīng)力按照第三強(qiáng)度理論)，膜盒壓縮量與端面壓緊力關(guān)系如圖7所示。

從圖6中可以看出，不承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力較小，最大應(yīng)力位置在內(nèi)圓焊縫處，但外圓焊縫處應(yīng)力也相差不多；從圖7中可以看出，膜盒壓縮量與端面壓緊力呈很好的線性關(guān)系。

圖6 純壓縮狀態(tài)下膜盒等效應(yīng)力Fig.6 The equivalent stress of metal bellows in compression state

圖7 純壓縮狀態(tài)下膜盒壓縮量與端面壓緊力關(guān)系Fig.7 Relationship between amout of compression and seal face pressure without external pressure

從圖7可以推算出壓縮量與端面壓緊力的斜率，即膜盒剛度，此數(shù)值與常用理論計(jì)算公式相差不大。

3.2 承壓并壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力

壓縮量1.2 mm，承壓0.8 MPa和1.3 MPa狀態(tài)下，膜盒等效應(yīng)力如圖8所示(等效應(yīng)力按照第三強(qiáng)度理論)，壓力與端面壓緊力和平衡直徑關(guān)系如圖9和圖10所示。

圖8 承壓并壓縮狀態(tài)下膜盒等效應(yīng)力Fig.8 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure

從圖8中可以看出，承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力顯著增大，最大應(yīng)力位置在內(nèi)圓焊縫處，外圓焊縫處應(yīng)力較低。

圖9 承壓并壓縮狀態(tài)下充壓壓力與端面壓緊力關(guān)系Fig.9 Relationship between external pressure and seal face pressure

圖10 承壓且壓縮狀態(tài)下充壓壓力與平衡直徑關(guān)系Fig.10 Relationship between equilibrium diameter pressure and external pressure

從圖9中可以看出，端面壓緊力與壓力呈現(xiàn)出兩段式線性關(guān)系，在0.3 MPa出現(xiàn)一個(gè)明顯的拐點(diǎn)；從圖10中可以看出，膜盒平衡直徑也在0.3 MPa呈現(xiàn)出線性和下降式曲線兩段關(guān)系。簡單理論計(jì)算膜盒平衡直徑公式計(jì)算得到的端面比壓與有限元仿真分析對(duì)比如圖11所示。

圖11 一維理論計(jì)算端面比壓和有限元仿真對(duì)比Fig.11 Difference between one-dimenisonal simulation results and finite element numerical simulation results

從圖11中可以看出，在高壓下簡單理論計(jì)算端面比壓結(jié)果明顯偏小，如按簡單理論計(jì)算進(jìn)行高壓下的設(shè)計(jì)，實(shí)際端面比壓將遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出初始設(shè)計(jì)值，造成比壓過大，引起嚴(yán)重磨損、劇烈發(fā)熱等現(xiàn)象。

3.3 膜盒平衡直徑變化機(jī)理分析

從不承壓、純壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力云圖中可以看出，此時(shí)膜盒呈現(xiàn)出完全的簡支梁受力狀態(tài)，膜盒焊縫為支點(diǎn)，各膜片為純彈性變形，膜片間無接觸、無干涉，因此其受力基本遵從于理論推算；

從承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力云圖中可以看出，在壓力作用下，膜盒內(nèi)徑處向兩邊分開，外徑處向中間并攏。承壓0.1 MPa～0.4 MPa膜盒等效應(yīng)力云圖見圖12，從圖12中可以看出，低壓下(0.3 MPa以下)各膜片仍為純彈性變形，膜片間無接觸、無干涉，在0.3 MPa開始，相鄰膜片已經(jīng)開始有接觸，形成了一個(gè)新的支點(diǎn)，壓力升高，此接觸點(diǎn)的接觸面積增大。

圖12 承壓0.1 MPa-0.4 MPa膜盒等效應(yīng)力Fig.12 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure

因此，在承壓狀態(tài)下，膜盒平衡直徑的顯著變化是由于膜片在壓力下變形甚至產(chǎn)生接觸造成的，如果要減小膜盒平衡直徑隨壓力的變化，控制高壓下端面比壓的劇烈增加，則需要控制膜片在壓力下變形，盡量使膜片間不產(chǎn)生接觸，保持在焊縫位置為單一支點(diǎn)，膜片為單支點(diǎn)純彈性變形。在壓力作用下，膜盒相鄰膜片從外徑至內(nèi)徑軸向變形逐漸增大，因此在膜片造型上也應(yīng)保持相鄰膜片的軸向間隙保持逐漸增大，不要出現(xiàn)間隙不變或者減小，這樣可以使相鄰膜片出現(xiàn)接觸的可能性顯著降低。

4 端面比壓測試

膜盒式端面密封的比壓測試裝置極為少見，由于其測試要考慮運(yùn)動(dòng)、密封、摩擦等因素，很難保證測試準(zhǔn)確性，并且一般只能將金屬膜盒與測試裝置焊接后測試膜盒的比壓，無法測試全部工序完成后的端面密封產(chǎn)品比壓，因此只能用于膜盒技術(shù)方案性的測試，不能用于產(chǎn)品的測試。因此，我們首先要突破測試裝置的準(zhǔn)確性難題，盡量將影響測試的因素排除，其次還要建立能夠用于端面密封產(chǎn)品，而不是僅僅只能用于膜盒的比壓測試裝置，使此裝置能夠測試真實(shí)產(chǎn)品，測試后的產(chǎn)品可以繼續(xù)進(jìn)行試驗(yàn)和使用。

本文在文獻(xiàn)調(diào)研的基礎(chǔ)上，科學(xué)合理的設(shè)計(jì)了某型端面密封比壓測量裝置，如圖13所示。

圖13 某型端面密封比壓測量裝置Fig.13 The test equipment of mechanical seal face pressure ratio

這套裝置動(dòng)環(huán)與靜環(huán)端面貼緊，靜環(huán)壓縮量靠密封墊片進(jìn)行調(diào)節(jié)，采用活塞軸活塞部分與殼體小間隙配合保證密封腔建壓，膜盒承受外壓的情況下會(huì)對(duì)動(dòng)環(huán)產(chǎn)生軸向推力，推力通過活塞軸傳遞給力傳感器，以測量不同外充壓壓力下活塞軸受力，即密封端面給動(dòng)環(huán)的力。為了使活塞軸在高壓下的受力平衡，活塞軸與殼體的配合直徑需要與密封端面的反壓作用直徑一致，這樣才能消除活塞軸受力的不平衡。由于無法準(zhǔn)確知道密封端面的反壓作用直徑，認(rèn)為密封面壓力分布為線性，反壓作用直徑為石墨凸臺(tái)內(nèi)外徑的中線。

端面比壓測量試驗(yàn)得到了端面比壓隨密封壓力變化的關(guān)系，以及膜盒平衡直徑

d

隨壓力變化的關(guān)系，如圖14和圖15所示。

圖14 端面比壓隨壓力變化Fig.14 Relationship between seal face pressure and external pressure

圖15 端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化Fig.15 Relationship between equilibrium diameter pressure and external pressure

從圖14和圖15中可以看出，端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化趨勢與有限元仿真分析結(jié)果基本相符，端面比壓呈現(xiàn)出上升式曲線關(guān)系，膜盒平衡直徑呈現(xiàn)出下降式曲線關(guān)系，在0～1 MPa壓力之間，平衡直徑的變化范圍約有2 mm。

5 降低比壓改進(jìn)試驗(yàn)

依據(jù)上述分析，本文對(duì)某型端面密封產(chǎn)品進(jìn)行理論和試驗(yàn)分析，發(fā)現(xiàn)其平衡直徑在工作壓力附近(0.5 MPa)的平衡直徑比理論值(42.5 mm)小了1.5 mm，如圖15所示，導(dǎo)致密封實(shí)際比壓大幅高于設(shè)計(jì)比壓。因此通過調(diào)整密封端面尺寸來將其端面比壓降低40%。改進(jìn)后產(chǎn)品經(jīng)過5 min臺(tái)架運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，密封腔內(nèi)介質(zhì)溫升由原來的60～100 ℃減小到20～50 ℃，泄漏量基本保持不變。

抽取部分產(chǎn)品參加了發(fā)動(dòng)機(jī)長程試車，密封腔壓力全程平穩(wěn)，保持在額定壓力的±20%以內(nèi)，較以往達(dá)到額定壓力的+40%～+90%有了較大改善，摩擦發(fā)熱明顯降低，試車中和試車后密封漏率基本保持不變。

地面試驗(yàn)和發(fā)動(dòng)機(jī)熱試車的結(jié)果表明，采用本文的分析方法及比壓測試實(shí)驗(yàn)可以指導(dǎo)密封設(shè)計(jì)中相關(guān)參數(shù)的選取，使得密封比壓的選取更為合理。

6 結(jié)論

本文利用ANSYS Workbench對(duì)某型端面密封膜盒有效作用直徑進(jìn)行了有限元計(jì)算分析，并進(jìn)行了設(shè)計(jì)改進(jìn)和運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，研究發(fā)現(xiàn)：

1)對(duì)承受外壓的膜盒式端面密封而言，其膜盒平衡直徑隨著工作壓力升高而顯著降低。

2)膜盒平衡直徑的顯著變化是由于膜片在壓力下變形而產(chǎn)生接觸造成的。

3)端面比壓測量試驗(yàn)得到的端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化趨勢與有限元仿真分析結(jié)果基本相符；產(chǎn)品在工作壓力時(shí)的實(shí)際平衡直徑比理論值小了1.5 mm，產(chǎn)品的實(shí)際比壓大幅高于理論值。

4)依據(jù)本文的仿真和分析對(duì)密封比壓計(jì)算進(jìn)行了修正，并且設(shè)計(jì)了減少端面比壓的密封產(chǎn)品，該產(chǎn)品有效的降低了摩擦發(fā)熱，通過了臺(tái)架運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)和發(fā)動(dòng)機(jī)試車驗(yàn)證，表明設(shè)計(jì)方法合理可行，為后續(xù)低溫液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)端面密封的設(shè)計(jì)指出了一個(gè)合理可行的方法。