某運載器作動器密封設計及實驗驗證

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(1. 蘭州空間技術物理研究所， 甘肅蘭州 730000； 2. 蘭州科技職業學院社會科學與人文系， 甘肅蘭州 730102)

引言

近年來，隨著國際航天事業突飛猛進的發展，中國的航天事業也進入了快速發展的黃金時期，然而航天的發射費用是非常昂貴的，因此如何減少發射成本逐漸成為世界各國關注的熱點[1-2]。運載器的回收再利用技術就是減少發射成本的重要舉措[3]，目前，運載器的返回方式主要有三種：垂直返回方式、降落傘返回方式、舵面返回方式[4-6]。本研究是對某舵面返回方式運載器作動器的密封技術展開研究的，火工作動器是一種利用火藥燃燒產生的高壓氣體做功的氣動裝置。運載器在返回大氣層時由于飛行速度高，其表面溫度急劇升高，甚至高達1000 ℃左右，雖然也采取了熱防護措施，但是運載器的作動器面臨的熱環境依然是十分復雜、惡劣的[7]?，F有火工作動器的密封方式無法滿足其惡劣的環境適應性要求和可靠度指標高的要求，因此需要研制一種新型的火工作動器密封方式來滿足運載器的使用要求。

作動器采用金屬橡膠作為密封件材料，解決了作動器環境要求苛刻的問題，密封件表面包覆層采用填充石墨的聚四氟乙烯材料，從而保證了密封件能在高溫條件下保持良好的潤滑性。對密封圈的最大壓縮率和最小壓縮率進行了計算并給出了密封圈規格選取的經驗算法，設計了一種非標的梯形密封槽結構并給出了槽深和槽寬的計算方法，避免了擋圈的使用，從而保證了作動器的可靠度指標，提出了密封槽表面粗糙度和配合零件之間配合間隙的參考值，最后用地面實驗驗證了作動器的密封性能，作動器密封性能良好。

1 作動器內部氣體介質工作壓力的計算

舵面從初始折疊位置旋轉展開至到位位置的過程中，作動器需克服的負載力矩主要包括舵面氣動負載力矩、舵面初始鎖定負載力矩、舵面展開過程的慣性負載力矩、舵面折疊展開機構運動時自身的摩擦力矩。作動器內部氣體介質的工作壓力p1由式(1)計算：

(1)

式中，p1—— 作動器內部氣體介質的工作壓力，MPa

k—— 運動轉換系數

M1—— 舵面氣動負載力矩，N·m

M2—— 舵面初始鎖定負載力矩，N·m

M3—— 舵面慣性負載力矩，N·m

M4—— 機構摩擦力矩，N·m

L—— 作動器作用力臂，m

S—— 作動器活塞桿動力面積，mm2

2 作動器的密封結構

作動器的密封主要包括活塞桿密封和活塞密封兩種形式，作動器密封結構如圖1所示。

圖1 作動器密封結構

3 作動器各密封參數的設計

影響作動器密封性能的主要參數有： ① 密封圈材料； ② 密封圈初始壓縮率； ③ 密封圈截面直徑； ④ 密封槽結構及表面粗糙度； ⑤ 配合間隙。

3.1 密封圈材料的選用

O形橡膠密封圈由于結構簡單、安裝方便、成本低[8-10]、有自密封作用、摩擦阻力小且尺寸已標準化，因此現有火工作動器廣泛采用O形橡膠密封圈密封。目前用于火工作動器的O形橡膠密封圈材料主要有丁腈橡膠、氟橡膠、硅橡膠等。丁腈橡膠具有良好的高、低溫性能，長期使用溫度可達120 ℃，最低玻璃化溫度可達-55 ℃，此外還具有耐油、耐磨性、耐老化性能[11]；氟橡膠的高溫性能優于丁腈橡膠，溫度環境范圍為-20～250 ℃，此外還具有耐氧化、耐油、耐酸堿性能[12]；硅橡膠的高、低溫性能優于丁腈橡膠和氟橡膠，溫度環境范圍為-80～250 ℃，此外還具有耐氧化、耐老化性能[13]。綜上所述，丁腈橡膠、氟橡膠、硅橡膠雖然具有良好的高、低溫性能，但是依然不能滿足運載器返回時惡劣的環境要求。

近年來，出現了一種新型的密封材料金屬橡膠，金屬橡膠實質上是一種彈性多孔材料，不僅具有橡膠材料良好的彈性和密封性，還具有金屬材料良好的環境適應性。金屬橡膠是將螺旋狀態的不銹鋼絲放在沖壓模具中用冷沖壓的方法加工而成，不含任何橡膠成分，內部結構是不銹鋼絲相互交錯勾聯形成的空間網狀結構。該材料能在高真空、超高溫、超低溫、強輻射及各種腐蝕環境下使用，能適應的溫度范圍約為-150～800 ℃，此外還具有一定的承壓作用，即金屬橡膠具有承壓和密封的雙重作用[14]。金屬橡膠良好的密封性能和環境適應性能可以滿足運載器返回時苛刻的環境條件，因此運載器作動器的密封件采用O形金屬橡膠密封圈。此外考慮到普通潤滑脂在高溫條件下易變性易分解的缺陷，金屬橡膠密封圈表面的包覆層采用填充石墨的聚四氟乙烯材料，該材料不僅具有良好的潤滑性能，而且還具有良好的環境適應性。

3.2 密封圈初始壓縮率的確定及計算

O形橡膠密封圈實現密封的必要條件是密封面上的最大接觸壓力大于所密封介質的工作壓力[15]，因此，為了提高密封結構的密封能力，應使密封面上的最大接觸壓力盡可能大。張婧以丁腈橡膠密封圈為研究對象，分析了密封面上的最大接觸壓力與密封圈的截面直徑、內徑、壓縮率及硬度之間的關系，得到了在空氣介質中密封面上的最大接觸壓力F的計算公式，見式(2)[16]：

(2)

式中，F—— 在空氣介質中密封面上的最大接觸壓力，N

E% —— 密封圈初始壓縮率

d1—— 密封圈內徑，mm

d2—— 密封圈截面直徑，mm

H—— 密封圈硬度，(°)

由式(2)可知密封圈的初始壓縮率越大，密封面上的最大接觸壓力就越大，因此設計時應使密封圈的初始壓縮率盡可能大[17]，盡量偏向標準允許的初始壓縮率范圍的上限值。

密封圈初始壓縮率主要與密封槽的徑向空間、密封圈的截面直徑尺寸有關，由于密封槽徑向空間和密封圈截面直徑尺寸均有一定的公差，因此密封圈初始壓縮率分為最大壓縮率和最小壓縮率。當密封圈截面直徑尺寸取最大值，密封槽徑向空間取最小值時，密封圈的初始壓縮率最大；當密封圈截面直徑尺寸取最小值，密封槽徑向空間取最大值時，密封圈的初始壓縮率最小。作動器活塞桿的活塞端與筒體之間的密封圈初始壓縮率計算見式(3)、式(4)，活塞桿的活塞桿端與筒體之間的密封圈初始壓縮率計算方法相同，密封圈初始壓縮率的許用范圍見GB/T 3452.3-2005《液壓氣動用O形橡膠密封圈 溝槽尺寸》。

(3)

式中，Emax% —— 密封圈最大初始壓縮率

d2max—— 密封圈截面直徑的最大極限尺寸，mm

d3max—— 密封槽槽底直徑的最大極限尺寸，mm

d4min—— 筒體內徑的最小極限尺寸，mm

(4)

式中，Emin% —— 密封圈最小初始壓縮率

d2min—— 密封圈截面直徑的最小極限尺寸，mm

d3min—— 密封槽槽底直徑的最小極限尺寸，mm

d4max—— 筒體內徑的最大極限尺寸，mm

密封圈規格的選取是一項非常繁瑣的工作，現實中往往計算到最后才發現所選取的密封圈規格初始壓縮率不滿足標準許用值要求需要重新選取，不僅浪費了大量計算時間，而且還可能因為誤算使不合格的密封圈用于作動器的密封中。根據多年的密封設計實踐驗證可采取一種經驗方法快速選定密封圈的規格，用該經驗方法選取的密封圈規格經過計算，初始壓縮率一般都是滿足標準許用值要求的，該經驗方法可用式(5)表示。若依據該方法無法選擇到合適規格的密封圈時，可將密封槽槽底直徑d3進行微調，使密封圈的規格滿足式(5)要求。

(5)

式中，d1—— 密封圈內徑，mm

d2—— 密封圈截面直徑，mm

d3—— 密封槽槽底直徑，mm

t—— 密封槽槽深，mm

3.3 密封圈截面直徑的選取

密封圈截面直徑依據密封槽的槽底直徑選取，密封槽的槽底直徑越大，密封圈截面直徑就應越大，當密封槽的槽底直徑確定時，密封圈的截面直徑越大，作動器的密封性能就越好。在某些特殊情況下，由于受尺寸空間的限制，當密封槽的槽底直徑確定時，大截面直徑的密封圈無法使用，此時也允許使用截面直徑小的密封圈，但是應盡量使密封圈的初始壓縮率大一些。

3.4 密封槽結構設計及其表面粗糙度的選取

作動器由于外形尺寸小，工作推力大，其內部高壓燃氣的工作壓力約為98 MPa。依據GB/T 3452.3-2005《液壓氣動用O形橡膠密封圈 溝槽尺寸》要求，當工作介質壓力大于10 MPa 時，在密封槽結構中應該增加擋圈。作動器內部有多個密封槽，若每個密封槽中增加2個擋圈，則作動器的組成零件數量將急劇增加，零件數量的增加必然導致作動器可靠度的降低。作動器的組成零件之間是串聯關系，而且其壽命服從指數分布，因此作動器可靠度可按式(6)計算。

(6)

式中，n—— 作動器的組成零件編號

Ri—— 各組成零件的可靠度

由式(6)可知，作動器的可靠度等于各組成零件的可靠度的乘積，運載器作動器屬于成敗型產品，其可靠度指標要求非常高，因此作動器組成零件的數量不應過多。針對該問題，設計了一種非標的梯形密封槽，密封槽及密封圈截面形狀如圖2所示，該密封槽密封時不需要增加擋圈，而且密封槽槽口小底部大，減小了密封圈從密封槽口滑脫的風險。該密封槽的槽深t可按式(7)計算，槽寬b可按式(8)計算。

(7)

式中，t—— 密封槽槽深，mm

d2—— 密封圈截面直徑，mm

d4—— 筒體內徑，mm

d5—— 活塞桿的活塞端直徑，mm

E% —— 密封圈初始壓縮率

(8)

式中，b—— 密封槽槽寬，mm

d2—— 密封圈截面直徑，mm

t—— 密封槽槽深，mm

α—— 密封槽槽底角度，為60 °

η% —— 面積占有率，即密封圈截面面積與密封槽截面面積的比值，根據經驗一般取0.67～0.90

此外密封槽的表面粗糙度對密封性能也有重要影響，表面粗糙度要求過高，必然導致加工成本的大幅增加，表面粗糙度要求過低，不但會使密封圈接觸面摩擦力增大，增加了密封圈磨損風險[18]，而且還增大了高壓燃氣從密封圈與金屬表面之間凸凹不平處流出的泄漏量[19]?？傊?，密封槽表面粗糙度的選取既要滿足功能要求又要滿足經濟性要求，根據多年的密封設計實踐，在動密封或靜密封條件下，作動器密封槽的表面粗糙度一般取0.8～1.6。

3.5 配合間隙的選取

筒體和活塞桿之間的配合間隙的大小對密封性能也有影響。配合間隙太大將不利于作動器的密封[20]，這是因為配合間隙越大密封圈在高壓燃氣作用下被擠入間隙的風險就越大，最終導致密封圈被擠破，密封失效，因此設計時應盡量減小配合間隙，但是配合間隙的大小與密封圈的初始壓縮率有關，絕不能僅僅為了減小配合間隙而使密封圈的初始壓縮率超出許用范圍，此外，配合間隙過小還會對零件之間的運動產生影響。作動器筒體與活塞桿之間的配合一般選用非標配合H8/d7。

4 地面實驗驗證

該實驗的主要目的是測試作動器的密封性能，實驗的受試產品為某運載器作動器。作動器的相關參數為：

(1) 經隔熱層隔熱后作動器的環境溫度為600 ℃，作動器的密封件采用填充石墨的聚四氟乙烯材料包覆的O形金屬橡膠密封圈；

(2) 作動器內部高壓燃氣的工作壓力為98 MPa；

(3) 作動器的密封圈規格為Φ25.8×1.8 mm和Φ20×1.8 mm，Φ25.8×1.8 mm密封圈的最大初始壓縮率為Emax%=25.5%，最小初始壓縮率為Emin%=16.1%，Φ20×1.8 mm密封圈的最大初始壓縮率為Emax%=23.8%，最小初始壓縮率為Emin%=14.6%；

(4) 作動器密封槽槽深t為1.4 mm，槽寬b為1.8 mm；

(5) 密封槽表面粗糙度為0.8；

(6) 筒體與活塞桿之間的配合為H8/d7。

實驗系統示意圖如圖3所示，實物圖如圖4所示，實驗系統中，作動器安裝于底座中，底座和阻尼氣缸均安裝于實驗臺上，作動器與阻尼氣缸之間通過連接件連接。實驗系統中安裝了位移傳感器和壓力傳感器，分別用于測量作動器的工作行程和阻尼氣缸內腔的動態壓力，傳感器測量結果經系統處理換算后最終得到作動器的行程-時間曲線和阻尼氣缸內腔壓力-時間曲線，實驗系統中所有的傳感器都經過了標定，且都在標檢期內。

圖3 密封性能測試實驗系統示意圖

圖4 密封性能測試實驗系統實物圖

實驗原理為：先用空氣壓縮機在阻尼氣缸內腔充入指定壓力的壓縮空氣，然后通電使作動器電點火具點火，這時作動器內部主燃藥迅速燃燒，產生的高壓燃氣推動作動器活塞桿向前伸出運動，由于作動器活塞桿與阻尼氣缸活塞桿之間通過連接件連接，因此阻尼氣缸活塞桿在作動器活塞桿的推動下產生內縮運動，對阻尼氣缸內腔的壓縮空氣進行壓縮。當作動器的活塞桿達到最大行程后，作動器與阻尼氣缸之間的連接件處于受力平衡狀態，此時作動器的最大推力等于阻尼氣缸的最大阻力。阻尼氣缸內腔上安裝了壓力傳感器，對阻尼氣缸內腔的壓力變化進行實時測量，作動器的活塞桿上安裝了位移傳感器，對作動器活塞桿的行程進行實時測量。實驗后通過對作動器行程-時間曲線和阻尼氣缸內腔壓力-時間曲線的分析，判斷作動器的密封性能。

實驗步驟為：

(1) 先根據式(9)計算出阻尼氣缸內腔的初始充氣壓力，經計算，阻尼氣缸內腔的初始充氣壓力為p2=5 MPa，然后用空氣壓縮機在阻尼氣缸內腔中充入5 MPa 的壓縮空氣；

(2) 將作動器放入610 ℃的溫度箱中保溫3 h，作動器的環境溫度由600 ℃加嚴至610 ℃的原因為作動器出箱后在實驗臺上安裝需要時間，從安裝到實驗完成大約需要15 min，在整個過程中作動器的表面溫度會出現下降，為了彌補作動器溫度的降低，將作動器在溫度箱中的保溫溫度增加10 ℃；

(3) 完成實驗裝置的安裝并調試點火線路、位移傳感器測試線路、壓力傳感器測試線路，確保線路可靠接通；

(4) 開始實驗；

(5) 對實驗結果進行分析。

(9)

式中，p2—— 阻尼氣缸內腔的初始充氣壓力，MPa

p1—— 作動器內部氣體介質的工作壓力，MPa

S—— 作動器動力面積，mm2

S1—— 阻尼氣缸阻力面積，mm2

l—— 阻尼氣缸行程，mm

l1—— 作動器行程，mm

V′ —— 阻尼氣缸額外體積，mm3

實驗結果如圖5、圖6所示。由圖5可知，作動器的行程由0 增大至139 mm后變為水平，工作過程時間為0.2 s，曲線達到最大值139 mm后曲線保持水平，未出現下降，因此可以判定作動器的活塞桿伸出至最大位移后，活塞桿未再發生回縮，故作動器未發生漏氣，作動器密封性能良好；由圖6可知，在作動器的工作過程中，阻尼氣缸內腔的壓力由5 MPa增大至6.5 MPa 后變為水平，該過程所用時間為0.2 s，壓力曲線達到最大值6.5 MPa后曲線保持水平，未出現下降，因此可以判定阻尼氣缸的活塞桿內縮至最大位移后，活塞桿未再發生移動，由此可知作動器未發生漏氣，作動器密封性能良好。

圖5 作動器行程-時間曲線

圖6 阻尼氣缸內腔壓力-時間曲線

5 結論

(1) 密封圈材料、密封圈初始壓縮率、密封圈截面直徑、密封槽結構及表面粗糙度、配合間隙是影響作動器密封性能的主要參數；

(2) O形金屬橡膠密封圈可以滿足作動器苛刻的環境條件要求，密封圈表面的填充石墨的聚四氟乙烯材料包覆層在600 ℃高溫條件下具有良好的潤滑性，解決了普通潤滑脂在高溫環境下易變性易分解的問題；

(3) 密封圈最大壓縮率和最小壓縮率的計算方法及密封圈規格選取的經驗方法合理、可行，由此確定的密封圈規格滿足密封性能要求；

(4) 采用的非標梯形密封槽結構合理，具有良好的密封性，由于避免了擋圈的使用，因此保證了作動器的可靠度；

(5) 作動器的密封槽表面粗糙度和配合間隙合適，既降低了加工成本又保證了作動器的密封性；

(6) 地面實驗結果表明作動器能滿足高溫600 ℃、工作介質壓力98 MPa條件下的密封要求，該實驗的成功表明該作動器可以滿足某運載器的使用要求。