何川，白本奇，葉成，何磊

(中國空氣動(dòng)力研究與發(fā)展中心，四川綿陽 621000)

0 前言

目前，風(fēng)洞現(xiàn)場(chǎng)中快速閥、調(diào)壓閥以及噴管成型動(dòng)作均采用液壓油缸作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，液壓系統(tǒng)是風(fēng)洞運(yùn)行的主要?jiǎng)恿υ础Ｓ操|(zhì)不銹鋼油管亦被廣泛選作為連接油源、控制閥組的重要管路，其中油管中工作壓力通常都不低于20 MPa。油管在長期高壓、振動(dòng)的工況下，管路泄漏已經(jīng)成為風(fēng)洞液壓油源系統(tǒng)最主要的故障之一。液壓系統(tǒng)一旦故障就會(huì)造成風(fēng)洞運(yùn)行停擺，直接影響風(fēng)洞運(yùn)行的可靠性和安全性，嚴(yán)重降低型號(hào)試驗(yàn)的效率[1]。目前為止，針對(duì)液壓管路泄漏問題，國內(nèi)外學(xué)者對(duì)液壓系統(tǒng)管路連接以及法蘭連接的泄漏問題展開了廣泛研究。程改霞和姜晉慶[2]通過分析管接頭在小彈性變形條件下的力學(xué)模型，得到管接頭載荷與密封面上應(yīng)力分布的規(guī)律。王振興等[3]利用有限元法定量分析了管路連接副在拉伸載荷下的密封性能。丁建春等[4]利用有限元分析軟件Abaqus靜力分析了管接頭在擰緊力矩下的密封帶寬，并建立了管接頭擰緊力矩與密封帶寬之間的關(guān)系。鄒明德等[5]分析得到油管連接法蘭O形密封圈泄漏失效是預(yù)壓縮量不足，通過ANSYS建立有限元模型得出O形密封圈的最佳壓縮率范圍。吳林濤等[6]通過研究大直徑法蘭泄漏得到法蘭密封泄漏僅由法蘭偏轉(zhuǎn)和密封面不平整問題引起。紀(jì)軍[7]采用有限元法分析得出影響O形密封圈靜密封性能的決定因素是預(yù)壓縮量。風(fēng)洞液壓系統(tǒng)硬質(zhì)管路的連接多普遍使用不同直徑的高壓分體式法蘭，根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用情況來看，管路泄漏點(diǎn)多出現(xiàn)在法蘭連接處，當(dāng)敷設(shè)在地坑中的油管發(fā)生泄漏時(shí)，不易及時(shí)發(fā)現(xiàn)，致使油箱液位下降，影響液壓系統(tǒng)正常工作。此外地坑下管道布置在有限空間內(nèi)，維修操作也十分不便，因此對(duì)液壓系統(tǒng)中硬質(zhì)管路連接的密封性研究具有重要意義。

針對(duì)液壓管路密封的研究中鮮有研究高壓法蘭密封失效的現(xiàn)狀，本文作者從風(fēng)洞現(xiàn)場(chǎng)液壓油管泄漏實(shí)際情況入手，在現(xiàn)場(chǎng)處理管道滲漏點(diǎn)的過程中發(fā)現(xiàn)滲漏主要由三類原因引起：(1)法蘭夾的連接螺栓松動(dòng)；(2)密封圈破損或者斷裂；(3)密封圈沒有損壞，螺栓連接也未松動(dòng)，卻出現(xiàn)油液緩慢滲漏的現(xiàn)象。針對(duì)第三類泄漏問題，拆裝維修過程中發(fā)現(xiàn)松開法蘭連接螺栓后，被釋放的兩根油管存在較大的徑向偏差和角度偏差，回裝過程中的管道同軸裝配的阻力很大，判斷為配管和焊接處理引起位置偏差影響了管道密封性能，如圖1所示。

圖1 試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)密封失效原因

本文作者選取試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)液壓系統(tǒng)中使用頻率較高的分體式連接法蘭為研究對(duì)象，基于有限元分析法，在Abaqus軟件中建立SAE分體法蘭的連接模型。根據(jù)分體式法蘭的密封原理分析連接法蘭密封性的影響因素，通過靜力學(xué)仿真計(jì)算定量分析密封參數(shù)在各影響因素下的變化規(guī)律，為現(xiàn)場(chǎng)液壓管路的焊接布管和安裝偏差控制提供一定的理論參考。

1 SAE分體式高壓法蘭結(jié)構(gòu)簡述

文中選取的分析對(duì)象為公稱通徑為25 mm的SAE分體式法蘭，如圖2所示,其尺寸可通過JB-ZQ4187—97查得。

圖2 B型SAE分體式高壓法蘭實(shí)物

B型分體法蘭主要由一個(gè)整體法蘭夾、兩個(gè)半體法蘭夾、帶密封槽焊接頭、無密封槽焊接頭、螺栓、墊圈、螺母以及O形密封圈組成，其三維組件模型如圖3所示。

圖3 分體法蘭組件模型

在法蘭連接油管的過程中，螺栓的預(yù)緊力通過法蘭夾傳遞到焊接管接頭，使密封圈軸向壓緊在兩個(gè)焊接頭端面之間，形成密封面。

2 SAE分體式高壓法蘭有限元模型

2.1 分體法蘭組件材料的本構(gòu)模型

文中研究的SAE B型高壓分體式對(duì)開法蘭接管材料為304不銹鋼，其力學(xué)性能[8-9]參數(shù)如表1所示。

表1 304不銹鋼的力學(xué)性能參數(shù)

O形密封圈材料為丁腈橡膠,屬于超彈性體，具有高度非線性行為。對(duì)于這類非線性問題，伍開松等[10]對(duì)合理選擇橡膠材料的本構(gòu)模型進(jìn)行了總結(jié)歸納，有限元分析中較多采用Mooney-Rivlin模型來描述其力學(xué)行為；王智宇和王安穩(wěn)[11]采用多元線性回歸法確定橡膠Mooney-Rivlin模型常數(shù);胡琦[12]在不同溫度下對(duì)丁腈橡膠進(jìn)行單軸拉伸和平面剪切試驗(yàn),獲得工程應(yīng)力應(yīng)變數(shù)據(jù)并通過線性回歸曲線擬合得到Mooney-Rivlin常數(shù)，其中C1=1.946 1、C2=0.461 9。另外，橡膠是一種體積近似不可壓縮的材料，其泊松比μ接近于液體的泊松比0.5，通常在0.45～0.499 9內(nèi)變化。

2.2 分體法蘭泄漏分析的有限元模型

分體法蘭連接處滲油的根本原因是密封面密封能力不足，文中主要建立兩組有限元模型來研究分體法蘭密封性能的影響因素及變化規(guī)律:(1)以密封圈為研究對(duì)象，將帶密封槽接管與不帶密封槽接管視為剛性體法蘭分別進(jìn)行分析，研究密封圈預(yù)壓縮率以及工作油壓對(duì)密封性能的影響[13];(2)以兩個(gè)焊接頭和O形密封圈為主要研究對(duì)象，建立簡化的三維有限元模型，分別計(jì)算兩根對(duì)接油管的徑向偏差、角度偏差對(duì)法蘭連接密封性能的影響[14]。

2.2.1 密封圈分析有限元模型

橡膠密封圈安裝于密封槽內(nèi)，在螺栓預(yù)緊力下壓緊無密封槽接管的端面形成密封。分析密封圈的預(yù)壓縮率與工作油壓作用時(shí)不考慮裝配偏差，則滿足幾何對(duì)稱、邊界條件對(duì)稱、載荷對(duì)稱，因此可以將密封圈受壓模型簡化為二維模型。丁腈橡膠材料的彈性模量為7.8 MPa，而用作焊接頭的不銹鋼材料的彈性模量為190 GPa，兩者相差近10萬倍，建模過程中可以將管接頭視為剛體。在接觸對(duì)設(shè)置中將密封圈與密封溝槽以及焊接頭端面接觸設(shè)置為通用接觸對(duì)，從面為密封圈外邊緣，主面為密封溝槽以及焊接頭端面；在邊界條件中，設(shè)置帶密封溝槽一側(cè)焊接頭固定，焊接頭端面給定軸向位移模擬焊接頭軸向壓緊密封圈；在密封圈上邊緣施加壓力模擬液壓油的工作壓力。O形密封圈的二維有限元模型如圖4所示。

圖4 O形密封圈二維有限元模型

2.2.2 焊接頭裝配偏差分析有限元模型

在現(xiàn)場(chǎng)管道布置安裝過程中，油管安裝位置偏差難以避免，被連接的兩根油管存在不同程度的徑向偏差和角度偏差，從而影響連接法蘭密封性能。此次分析主要關(guān)注焊接頭對(duì)接端面以及密封圈上的參數(shù)，因此在建立裝配偏差分析的模型時(shí)簡化部分小特征，同時(shí)為保持密封部位的分析精度，對(duì)密封溝槽底的過渡圓角進(jìn)行網(wǎng)格加密，其中無密封槽焊接頭、密封圈、帶密封槽焊接頭的網(wǎng)格數(shù)量分別為5 015、15 564、5 432個(gè)，有限元模型如圖5所示。

圖5 裝配偏差分析有限元模型

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[15]所提供的螺栓連接預(yù)緊力控制方法，螺紋連接推薦用預(yù)緊力限值如下：

F=(0.6～0.7)σsAs

(1)

式中：σs為螺栓材料屈服強(qiáng)度，MPa；As為螺栓的公稱應(yīng)力截面積，mm2。

(2)

式中：d2為外螺栓的中徑，mm；d3為螺栓的計(jì)直徑，d3=d1-H/6,d1為外螺栓的小徑，mm；H為螺紋原始三角形高度，mm。

查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，得到文中分析的分體式法蘭連接螺栓的中徑為10.863 mm、小徑為10.106 mm、螺紋原始三角形高度為1.515 mm，代入公式(1)(2)得到單根螺栓的預(yù)緊力為12 387 N。結(jié)合文中分體式法蘭連接的焊接頭結(jié)構(gòu)尺寸與受力形式，計(jì)算得到4顆螺栓作用在焊接頭承載面的壓力為55.2 MPa，可以將它作為有限元分析的已知預(yù)緊載荷。

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 O形密封圈預(yù)壓縮率分析

通過4組不同預(yù)壓縮率(ε=12%、ε=15%、ε=20%、ε=24%)有限元模型，模擬密封圈在20 MPa油壓作用下的受力情況。密封圈在同一工作油壓、不同預(yù)壓縮率下的應(yīng)力云圖如圖6所示。可以看出：Von Mises應(yīng)力峰值基本隨著預(yù)壓縮率的增大略有增加，O形圈橫截面應(yīng)力分布隨著預(yù)壓縮率增大而逐漸趨于均勻。

圖6 不同預(yù)壓縮率下等效應(yīng)力云圖

分體法蘭連接的密封性能主要取決于密封帶寬度與接觸應(yīng)力情況。密封帶指的是無密封槽焊接頭端面與密封圈的接觸面，如圖7所示。

圖7 O形密封圈密封帶示意

密封圈在不同預(yù)壓縮率ε下接觸應(yīng)力沿著密封帶寬度方向的分布情況如圖8所示?？梢钥闯觯好芊馊ψ畲蠼佑|應(yīng)力隨著預(yù)壓縮率的增大而增大；當(dāng)預(yù)壓縮率低于15%時(shí)，密封帶上最大接觸應(yīng)力低于工作油壓20 MPa，不滿足密封條件。

圖8 接觸應(yīng)力分布規(guī)律

3.2 不同油壓下密封性能分析

在預(yù)壓縮率ε=24%時(shí)，建立9組不同工作油壓(1、2、3、4、5、10、15、20、25 MPa)的數(shù)值模型，分析油源啟動(dòng)至壓力升至目標(biāo)壓力的過程中，密封圈上等效應(yīng)力與密封帶上接觸應(yīng)力的變化規(guī)律，如圖9所示。可以看出：油壓升高，密封圈的最大等效應(yīng)力增大，密封帶上最大接觸應(yīng)力也隨之增大，并且最大接觸應(yīng)力始終大于工作油壓，體現(xiàn)了O形密封圈的自密封性質(zhì)。另外，從接觸應(yīng)力隨工作油壓變化的規(guī)律中還可以看出：當(dāng)工作油壓大于5 MPa時(shí)，最大接觸應(yīng)力與工作油壓之間表現(xiàn)出同步跟隨性，即最大接觸應(yīng)力與工作油壓保持相同的數(shù)值增量同步增大。

圖9 密封圈應(yīng)力值隨工作油壓變化規(guī)律

3.3 油管徑向偏差對(duì)密封性能的影響

有限元模型中，無密封槽一端為固定約束，對(duì)帶密封槽焊接端面所有節(jié)點(diǎn)施加強(qiáng)制位移，模擬安裝過程中存在的徑向偏差。設(shè)置徑向偏差取值為0.1～0.5 mm，步長為0.1 mm，共5組計(jì)算模型。從計(jì)算結(jié)果中得到：隨著分體式法蘭的焊接頭徑向偏差增大，焊接頭材料內(nèi)部的Von Mises應(yīng)力增大，且焊接頭兩對(duì)接端面接觸應(yīng)力出現(xiàn)一側(cè)增大、一側(cè)減小的趨勢(shì)，如圖10所示。當(dāng)徑向偏差達(dá)到0.4 mm時(shí)，焊接頭對(duì)接端面局部區(qū)域接觸應(yīng)力為0，說明對(duì)接端面出現(xiàn)了局部分離情況，即密封圈局部預(yù)壓縮率開始降低，出現(xiàn)局部預(yù)壓縮率不足現(xiàn)象，密封性能降低，發(fā)生泄漏的概率增大。

圖10 焊接頭對(duì)接端面接觸應(yīng)力云圖

另外，分析5組徑向偏差模型的結(jié)果，發(fā)現(xiàn)密封帶上的接觸應(yīng)力分布情況一致，應(yīng)力都是由密封帶中間位置向兩側(cè)逐漸降低。徑向偏差為0.5 mm時(shí)，密封圈接觸應(yīng)力分布云圖如圖11所示。

圖11 密封圈接觸應(yīng)力分布云圖

接觸應(yīng)力沿密封帶的分布規(guī)律如圖12所示?？芍褐灰獜较蚱畈蛔阋允箤?duì)接端面脫離，O形圈在預(yù)壓縮狀態(tài)仍可以在20 MPa的工作油壓下實(shí)現(xiàn)有效密封。當(dāng)徑向偏差大于0.5 mm時(shí)，接觸端面放松一側(cè)的密封圈上的接觸應(yīng)力逐漸變小，密封圈有效密封寬度變窄，失去了密封能力。

圖12 接觸應(yīng)力沿密封帶的分布規(guī)律

3.4 油管徑向偏差對(duì)密封性能的影響

角度偏差是指兩根被接油管軸線的相對(duì)角度，當(dāng)與焊接頭連接的兩根油管軸線共線時(shí)，表示角度偏差為0°。通過建立5組不同的角度偏差計(jì)算模型，研究角度偏差對(duì)橡膠圈密封性能的影響。有限元模型如圖13所示。

圖13 角度偏差分析有限元模型

模擬計(jì)算螺栓預(yù)緊后對(duì)接端面接觸應(yīng)力分布情況與焊接管頭材料內(nèi)的等效應(yīng)力，如圖14—圖15所示?？梢钥闯觯汉附庸芙宇^在用分體式法蘭連接預(yù)緊之前存在的中軸線角度偏差值越大，焊接頭對(duì)接端面上等效應(yīng)力與接觸應(yīng)力分布不均勻程度越明顯；當(dāng)焊接頭角度偏差為5°時(shí)，最大等效應(yīng)力為223.4 MPa，即焊接頭接觸面出現(xiàn)局部材料屈服。

隨著角度增大，對(duì)接面上接觸應(yīng)力不均勻程度增大，局部最大接觸應(yīng)力明顯增大；但是在端面壓力和油壓的作用下，密封圈上沿著徑向的接觸應(yīng)力情況不受角度偏差的影響，如圖16所示。

圖14 焊接頭不同角度偏差預(yù)緊后接觸應(yīng)力分布云圖

圖15 焊接頭偏差5°時(shí)材料內(nèi)等效應(yīng)力

圖16 角度偏差對(duì)密封接觸應(yīng)力的影響

4 結(jié)論

本文作者對(duì)風(fēng)洞試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)液壓油管連接用得最為廣泛的分體式高壓法蘭進(jìn)行密封性有限元分析，得到如下結(jié)論：

(1)不考慮油管連接裝配偏差，O形密封圈在12%～24%的預(yù)壓縮率下，隨著壓縮率增大，主密封面上接觸應(yīng)力增大；在20 MPa油壓的作用下，密封圈橫截面內(nèi)的 Von Mises應(yīng)力分布越均勻，但最大等效應(yīng)力與預(yù)壓縮率無關(guān)；

(2)在相同的預(yù)壓縮率下，工作油壓增大，密封圈內(nèi)最大等效應(yīng)力與接觸應(yīng)力隨之增大，并且當(dāng)工作油壓大于5 MPa時(shí)，接觸應(yīng)力跟隨工作油壓同步增大；

(3)徑向偏差與角度偏差增大時(shí)，法蘭焊接頭對(duì)接端面一側(cè)壓緊，對(duì)側(cè)放松；壓緊一側(cè)接觸應(yīng)力與Mises應(yīng)力增大，對(duì)側(cè)相應(yīng)的值減??；偏差越大，分布不均勻程度越大，但密封圈主密封面上的接觸應(yīng)力不變；當(dāng)徑向偏差大于0.5 mm、角度偏差大于5°時(shí)，焊接頭對(duì)接端面壓緊一側(cè)出現(xiàn)局部屈服，放松一側(cè)密封圈上局部接觸應(yīng)力小于工作油壓，密封失效。