李衛(wèi)民 張凱璇 楊瀚文 刁家宇

(遼寧工業(yè)大學機械工程與自動化學院 遼寧錦州 121001)

密封件作為發(fā)動機排氣系統(tǒng)中必不可少的組件，主要用于排氣管各法蘭間的密封連接，其密封性能直接影響發(fā)動機動力性能。研究表明，泄漏量減少1%，可使發(fā)動機動力增加1%，耗油率降低0.1%[1]。因此，提高發(fā)動機排氣系統(tǒng)密封性能對提升發(fā)動機動力性能具有重要意義。

彈性金屬自緊式密封技術(shù)作為滿足現(xiàn)代高溫、高壓、高轉(zhuǎn)速等復雜載荷條件提出的一種新型密封方式，目前廣泛應用于航空航天等惡劣工作環(huán)境下的氣路密封，金屬密封環(huán)憑借其截面形狀的多樣性能夠滿足不同環(huán)境下的密封要求[2]。姜旸等人[3]針對航空發(fā)動機高溫、高壓、強震動環(huán)境中的W形金屬密封環(huán)進行了研究，總結(jié)出回彈性能與靜力學狀態(tài)之間的變化規(guī)律。蔣發(fā)光等[4]對超高壓大直徑下使用的C形金屬密封環(huán)適應性進行了研究。張文昌等[5]對核反應堆容器中的O形金屬密封環(huán)進行了研究，討論了表面鍍層對密封性能的影響。黃發(fā)等人[6]針對發(fā)動機高壓轉(zhuǎn)子間密封連接所使用的U形金屬密封環(huán)密封性能進行了研究，并對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化。何東升等[7]對井下復雜環(huán)境中的V形金屬密封環(huán)進行了研究，為流量控制閥中密封環(huán)設計提供了參考。上述對不同截面形狀的金屬密封環(huán)的研究，主要集中在航空航天、高壓容器等環(huán)境中，密封環(huán)在這些領(lǐng)域中的使用與研究已經(jīng)相對成熟，而在車用密封領(lǐng)域，密封環(huán)的設計使用與性能分析卻較為缺乏。

本文作者基于自緊式金屬密封環(huán)研究成果，考慮汽車排氣系統(tǒng)的工作環(huán)境，設計一種適合汽車排氣管密封的V形金屬密封環(huán)，對其密封性能進行了分析，并對結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了優(yōu)化。

1 V形密封環(huán)結(jié)構(gòu)設計

1.1 密封環(huán)工作環(huán)境

密封環(huán)安裝于汽車排氣系統(tǒng)法蘭盤之間，通過與法蘭盤間的接觸配合完成密封，如圖1所示。

圖1 汽車排氣系統(tǒng)

安裝時，對上法蘭施加軸向壓縮位移載荷，密封環(huán)依靠自身兩側(cè)的接觸面分別與法蘭盤緊密接觸產(chǎn)生以接觸壓力，從而對氣體介質(zhì)形成密封。

工作時，密封環(huán)受到氣體介質(zhì)壓力的作用，其自身的結(jié)構(gòu)特點能使徑向氣體壓力轉(zhuǎn)變?yōu)檩S向擴張壓力，補償接觸面之間的密封壓力從而達到自緊的效果[8]。密封環(huán)安裝示意圖如圖2所示。

圖2 密封環(huán)安裝示意

1.2 密封環(huán)結(jié)構(gòu)及材料

自緊式金屬密封環(huán)具有耐高溫、回彈量大的優(yōu)點，目前常見的結(jié)構(gòu)為O形、C形、W形、U形等[9]，依據(jù)自身結(jié)構(gòu)特點適用于不同的密封環(huán)境。為提高汽車排氣管法蘭盤之間的抗振和防松性，結(jié)合不同類型密封環(huán)的優(yōu)缺點，提出了一種適合汽車排氣系統(tǒng)密封的回彈量大、結(jié)構(gòu)安全性高、軸向載荷要求低等特點的V形金屬密封環(huán)?？紤]排氣管法蘭尺寸與排氣系統(tǒng)的工作要求，結(jié)合企業(yè)經(jīng)驗，設計的V形密封環(huán)結(jié)構(gòu)如圖3所示，結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 V形密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖3 V形密封環(huán)結(jié)構(gòu)

相較于航空發(fā)動機的密封，汽車排氣管密封環(huán)所需密封面壓較小，因此將航空領(lǐng)域密封常用的線接觸、大接觸壓力密封方式改為平面接觸、小接觸壓力方式，既滿足了密封要求，又避免了較大的預緊力；在波谷處采用圓弧過渡，降低了密封環(huán)的整體剛度，提高了其回彈性能；側(cè)邊傾斜一定角度以增大密封環(huán)的回彈性能。

汽車排氣系統(tǒng)具有復雜載荷條件，受到高溫與氣體介質(zhì)壓力的作用，因此對材料性能提出了較高的要求。為了滿足密封環(huán)密封強度，選擇GH4169高溫合金為V形密封環(huán)材料，該合金具有良好的加工性能，被廣泛用于航空發(fā)動機密封領(lǐng)域，且年產(chǎn)量在高溫合金中占比超45%。該合金部分材料性能如表2所示[10]。

表2 GH4169高溫合金部分材料性能參數(shù)

2 V形環(huán)密封性能分析

密封件的密封性能主要是由接觸壓力、等效應力、回彈率表征的。通過對常溫預緊及工作條件下壓縮量對密封性能的影響分析，在保證2種工況密封強度下選擇合理的軸向壓縮量。

2.1 有限元模型建立

V形密封環(huán)為軸對稱結(jié)構(gòu)，為了確保分析的準確性和減少分析量，采用UG軟件建立V形環(huán)的二維實體模型，并導入ANSYS Workbench中進行有限元分析。對二維實體模型進行網(wǎng)格劃分，設置與上下法蘭間的接觸為摩擦接觸，摩擦因數(shù)為0.15。有限元模型如圖4所示。

圖4 V形密封環(huán)有限元模型

密封環(huán)接觸及邊界條件如圖5所示，施加的邊界條件如表3所示。

表3 邊界條件

圖5 V形密封環(huán)邊界條件

該密封環(huán)適用于4.6 N系列柴油發(fā)動機，工作時，除了位移約束邊界所受的軸向約束外，同時對壓力邊界施加0.45 MPa的氣體介質(zhì)壓力，熱邊界施加600 ℃溫度載荷。

2.2 常溫預緊狀態(tài)密封性能分析

密封環(huán)安裝時，在常溫下只受到上法蘭盤的位移約束載荷作用，密封特性與最大等效應力與接觸壓力相關(guān)。初步設計時，參考GB150《壓力容器》[11]中波紋金屬墊片的密封要求及企業(yè)經(jīng)驗，最小預緊面壓應大于17.5 MPa，屈服強度1 170 MPa。在常溫條件下不同壓縮量與最大等效應力關(guān)系如圖6所示。

圖6 常溫預緊下最大等效應力與壓縮量關(guān)系

可以看出：常溫預緊下，壓縮量在0～0.5 mm時，密封環(huán)最大等效應力隨壓縮量的增大而增大；在壓縮量達到0.5 mm時，密封環(huán)最大等效應力達到其屈服極限，塑性變形區(qū)域主要集中在密封環(huán)波谷；壓縮量在0.6～1.6 mm時，密封環(huán)達到屈服極限后最大等效應力基本保持恒定不再繼續(xù)升高。

常溫預緊條件下接觸壓力、接觸寬度與軸向壓縮量之間的關(guān)系如圖7(a)所示?？梢钥闯觯弘S著壓縮量的增加，密封環(huán)接觸壓力整體呈上升趨勢，壓縮量在0.9 mm時獲得最大的接觸壓力。

圖7 常溫預緊下壓縮量對接觸狀態(tài)的影響

通過分析圖7(b)所示的接觸壓力分布可以看出，由于密封環(huán)自身的結(jié)構(gòu)原因，在受到法蘭盤壓縮時，其密封環(huán)腿部發(fā)生翹起現(xiàn)象，在壓縮量為0.9 mm時，此時密封環(huán)與法蘭間的接觸寬度最小，接觸壓力明顯升高。不同壓縮率下密封環(huán)與法蘭接觸部位的變化如圖8所示。

圖8 不同壓縮率下V形密封環(huán)接觸部位圖

由圖8可以看出，隨著軸向壓縮載荷不斷增加，密封環(huán)接觸部位與接觸寬度不斷發(fā)生改變，壓縮量的選擇上應盡量避免密封環(huán)寬度最小處，以增大接觸面積，獲得較好的密封性能[12]。

2.3 高溫工況密封性能分析

工作狀態(tài)下，要滿足密封要求，其接觸壓力應滿足σp≥mpc，其中pc為工作時的氣體介質(zhì)壓力，m為密封環(huán)的墊片系數(shù)，參考GB150《壓力容器》，m=6，計算得到工作狀態(tài)下密封環(huán)接觸壓力應大于2.7 MPa，材料的屈服強度為976 MPa。對上法蘭施加不同的軸向壓縮量，得到壓縮量與最大等效應力、最大接觸壓力的關(guān)系如圖9所示。

圖9 高溫條件下壓縮量與最大等效應力、最大接觸壓力關(guān)系

可以看出：在工況條件下密封環(huán)的整體最大等效應力小于常溫預緊條件下，密封環(huán)最大等效應力隨密封環(huán)壓縮量的增加近似呈線性增大，最大等效應力仍出現(xiàn)在密封環(huán)波谷處。在研究的壓縮范圍內(nèi)，密封環(huán)屬于彈性變形階段，未達到屈服極限，接觸壓力整體呈上升趨勢，與常溫條件下相似。其結(jié)構(gòu)原因?qū)е略趬嚎s量0.9 mm時，接觸壓力顯著提高，該處接觸面積較小，接觸壓力較大。當壓縮量在0.2～1.4 mm范圍時，V形密封環(huán)即可滿足密封強度要求。

2.4 密封環(huán)壓縮率分析

壓縮率是指對密封環(huán)施加軸向壓縮載荷時，密封環(huán)變形量與初始環(huán)高的比值，壓縮率需滿足密封環(huán)壓縮后具有良好的回彈性、密封環(huán)所受應力盡量小于材料的屈服強度、接觸壓力要滿足工作時的密封面壓要求。合理的壓縮率是保證良好密封性能的前提。通過壓縮回彈試驗機，得到密封環(huán)壓縮率與線載荷及回彈量關(guān)系曲線如圖10所示。

圖10 壓縮率與載荷、回彈量之間的關(guān)系

由圖10可以看出，當壓縮率小于35%左右時，回彈量隨壓縮率提高而增大，之后回彈速率趨于平緩，壓縮率大于35%時回彈量明顯減小，主要是隨著密封環(huán)波谷處屈服面積增大導致回彈性能降低，所以實際密封環(huán)壓縮率的選擇最好小于35%。對于常溫預緊和高溫工作下法蘭間的密封，10%壓縮率即可滿足2種情況下密封面壓要求，為了避免接觸寬度的最小處，同時結(jié)合上文對常溫預緊和高溫工況下壓縮量與密封性能分析，選擇壓縮率在25%～35%范圍內(nèi)可以保證密封環(huán)在常溫和工作2種工況下的密封強度要求，密封性能和回彈達到較好的狀態(tài)[13]。

3 V形密封環(huán)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

上文分析可知，初步設計的密封環(huán)結(jié)構(gòu)在合適壓縮量下已滿足密封要求，為了進一步降低等效應力，提高接觸壓力，減少密封環(huán)質(zhì)量以降低材料成本，對高溫工況下密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封環(huán)性能及質(zhì)量的影響進行分析，從而多目標優(yōu)化篩選了設計變量。根據(jù)上文密封環(huán)壓縮率分析，選擇1.35 mm(壓縮率30%)作為預緊安裝時的軸向壓縮量。

3.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能影響分析

3.1.1 壁厚T

圖11所示為壁厚與密封環(huán)密封性能的關(guān)系曲線。

圖11 最大等效應力、最大接觸壓力與壁厚關(guān)系

由圖11可以看出，隨著密封環(huán)厚度的增大，其最大等效應力與最大接觸壓力逐漸增大，主要是因為壁厚增加使得密封環(huán)整體剛度增大。然而，在密封環(huán)壁厚的選擇上并非越大越好，因壁厚過大會導致安裝困難、易屈服等問題。因此在保證密封環(huán)有足夠的剛度以滿足密封壓力要求的前提下，合理選擇密封環(huán)壁厚。

3.1.2 環(huán)寬L

圖12所示為環(huán)寬與密封性能的關(guān)系曲線。可以看出，隨著密封環(huán)環(huán)寬的增大，最大等效應力和最大接觸壓力都逐漸降低。環(huán)寬的增加使密封環(huán)與法蘭盤接觸部位到波谷應力集中處的距離增大，最大等效應力隨之降低，同時接觸寬度的增大導致最大接觸壓力減小。

圖12 最大等效應力、最大接觸壓力與環(huán)寬關(guān)系

3.1.3 開口角度α

圖13所示為開口角度與密封性能的關(guān)系曲線?？梢钥闯?，最大等效應力幾乎不隨密封環(huán)開口角度的變化而變化，而最大接觸壓力隨著開口角度的增大而逐漸減小。主要是因為在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，開口角度的增大導致密封環(huán)與法蘭間的接觸寬度變大，密封環(huán)最大接觸壓力隨之減小。

圖13 最大等效應力、最大接觸壓力與開口角度關(guān)系

3.1.4 波谷半徑R1

圖14所示為波谷半徑與密封性能的關(guān)系曲線?？梢钥闯?，最大等效應力隨著半徑增大總體上呈上升趨勢，但變化幅度較小，其所受波谷半徑的影響較小，而最大接觸壓力隨著波谷半徑的增大呈線性增長趨勢。

圖14 最大等效應力、最大接觸壓力與波谷半徑關(guān)系

3.1.5 接觸圓半徑R2

圖15所示為接觸圓半徑與密封性能的關(guān)系曲線。可以看出，隨著接觸圓半徑的不斷增大，最大等效應力先增大后減小，但整體上變化幅度不大，可見接觸圓半徑對最大等效應力影響較?。蛔畲蠼佑|壓力隨著接觸圓半經(jīng)增大而降低，半徑增大使得密封環(huán)與法蘭間接觸更平緩，接觸寬度增大，接觸壓力便減小。

圖15 最大等效應力、最大接觸壓力與接觸圓半徑關(guān)系

由密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能影響分析可知，壁厚、環(huán)寬、波谷半徑、接觸圓半徑、開口角度均對密封環(huán)密封性能有較大影響。

3.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對質(zhì)量影響分析

取結(jié)構(gòu)參數(shù)初始值的±15%，通過建立三維的參數(shù)化模型，分析各結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對密封質(zhì)量的影響。由于壁厚的增加對質(zhì)量的影響是顯而易見的，同時又考慮到密封環(huán)材料板材生產(chǎn)規(guī)格的影響，因此文中不將壁厚這一參數(shù)作為分析與優(yōu)化的對象。

圖16所示為密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)與質(zhì)量關(guān)系。可知，對密封環(huán)質(zhì)量影響較大的結(jié)構(gòu)參數(shù)有環(huán)寬、波谷半徑、開口角度。

圖16 密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)與質(zhì)量關(guān)系

3.3 多目標優(yōu)化

3.3.1 取值范圍與約束條件

綜上所述，對V形密封環(huán)密封性能及質(zhì)量影響較大的參數(shù)包括環(huán)寬L、波谷半徑R1、接觸圓半徑R2、開口角度α，選其作為設計變量，考慮密封環(huán)結(jié)構(gòu)強度與配合法蘭盤尺寸，設計變量的取值范圍如表4所示。

表4 設計變量取值范圍

建立多目標數(shù)學模型如下：

obj：min[σvon，m]

max[σp]

σvon≤976

3.3.2 DOE試驗設計

通過Box-Behnken正交試驗確定合理的試驗設計點，以較少的試驗數(shù)據(jù)獲得高質(zhì)量的響應面模型。部分正交試驗設計點如表5所示。

表5 部分正交試驗數(shù)據(jù)

3.3.3 響應面建立

根據(jù)正交試驗樣本點與響應值，建立各響應面近似模型，部分因素相互效應的3D響應面圖如圖17所示。

圖17 部分響應曲面

對響應面模型進行精度檢驗，結(jié)果如表6所示?？梢钥闯?，響應面近似模型對試驗樣本具有很高的擬合度[14]。

表6 響應面近似模型決定系數(shù)

3.3.4 結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

運用Design-Expert中Optimization模塊[15]，基于遺傳優(yōu)化算法，以min[σvon，m]，max[σp]為目標得到優(yōu)化后的密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)與初始參數(shù)對比如表7所示。

表7 優(yōu)化前后密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)

初始密封環(huán)性能與優(yōu)化后密封環(huán)性能對比如表8所示。

表8 優(yōu)化前后密封環(huán)密封性能與密封環(huán)質(zhì)量

優(yōu)化后，密封環(huán)工作時最大等效應力減小了1.2%，最大接觸壓力增大了14.9%，質(zhì)量減少了3.1%。

4 實驗驗證

將初步設計的V形密封環(huán)進行預緊安裝，根據(jù)上文對壓縮率分析，取軸向壓縮量1.35 mm。通過面壓試驗機測量常溫預緊下密封環(huán)與法蘭間的接觸壓力。通過FUJI PRESCALE感印紙測量得到的密封環(huán)接觸面壓力如圖18(a)所示，讀取數(shù)據(jù)后的接觸壓力值如圖18(b)所示。運用ANSYS Workbench軟件對常溫下面壓實驗進行模擬，得到仿真結(jié)果如圖18(c)所示。實驗與仿真結(jié)果吻合較好，滿足密封環(huán)常溫預緊下的密封壓力要求，驗證了密封環(huán)有限元模型的正確性和分析的合理性[16]。

圖18 感印紙與接觸壓力結(jié)果

5 結(jié)論

(1)根據(jù)汽車排氣管密封環(huán)的工作環(huán)境和不同密封件的優(yōu)缺點，設計一種V形金屬密封環(huán)，并分析常溫預緊安裝與高溫工況下軸向壓縮量對其密封性能的影響，表明當密封環(huán)壓縮率在25%～35%范圍時可以保證常溫和工作2種工況下的密封強度要求，密封性能和回彈都達到較好的狀態(tài)。

(2)通過分析密封環(huán)結(jié)構(gòu)對密封性能的影響程度：環(huán)寬L、波谷半徑R1、接觸圓半徑R2、開口角度α對密封性能影響較大。

(3)以環(huán)寬、波谷半徑、接觸圓半徑、開口角度為設計變量，以降低最大等效應力、提高接觸壓力、減小質(zhì)量為目標，對密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了多目標優(yōu)化，優(yōu)化后密封環(huán)工作時最大等效應力減小了6.4 MPa，接觸壓力增大了14.9%，質(zhì)量減少了3.1%。

(4)通過對常溫預緊下的密封環(huán)進行面壓試驗結(jié)果與仿真結(jié)果，驗證了有限元模型的可靠性。