液氧煤油發動機碟形金屬密封特性

雷 征，陳 赟，雷博娟，陳建華

(西安航天動力研究所，陜西 西安 710100)

0 引言

相對于常規推進劑液體發動機，液氧煤油發動機的推力室工作壓力更高，氧系統推進劑溫度更低，而且燃燒后產生的高溫燃氣為富氧[1]。在這種高壓、富氧和極端溫度環境下，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推力液氧煤油發動機氧系統的低溫、高壓密封問題和燃氣系統的高溫、高壓密封問題，設計了一種新型強制型碟形金屬密封結構(簡稱碟形密封)，如圖1所示。液氧煤油發動機目前使用的碟形密封結構有兩種型式，大直徑管路一般選用螺栓-法蘭型密封結構，小直徑管路一般選用外套螺母-臺階接頭型密封結構。

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

碟形密封具有以下特點：

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)密封環結構上酷似碟形彈簧，截面形狀為平行四邊形；

3)密封環內外兩側各有一個倒角，倒角兩側各形成一道密封面；

4)既能承受軸向載荷，也能承受徑向載荷；

5)補償安裝偏斜的能力差，對裝配精度的要求高。

采用非線性彈塑性有限元分析方法，選取1 200 kN推力液氧煤油發動機燃氣系統使用的螺栓-法蘭連接型碟形密封結構，研究其密封機理和軸向剛度特性。

1 問題簡化

在簡化模型時，提出以下幾點假設[11]：

1)不考慮表面粗糙度等因素的影響，密封面是絕對光滑的；

2)不考慮產品的加工誤差和裝配偏差；

3)預緊力為將擰緊力矩等效轉換后的軸向位移載荷；

4)施加邊界條件時忽略實際工作過程中的振動情況。

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稱性，加載過程中產生的位移、應變和應力同樣具有軸對稱性，為簡化模型和減少數值計算工作量，仿真分析時選用二維軸對稱有限元模型。

2.1 材料模型

碟形環材料為高溫合金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，認為材料本構關系滿足連續性、均勻性等假設條件[12]。在進一步建立高溫合金GH3044和高溫合金GH202的多線性等向強化模型時，應用了冪指數硬化理論和米塞斯屈服準則[13-14]。

表1 高溫合金GH3044及GH202力學性能

2.2 單元類型

建模時考慮了介質溫度對密封的影響，因此選用4節點熱耦合軸對稱四邊形單元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點，又考慮了溫度自由度，可用于靜力分析及動態分析。

2.3 網格劃分

網格劃分采用自由網格劃分技術和進階算法，對密封面上的網格進行了加密處理。為消除網格密度對仿真結果的影響，進行了網格密度收斂性檢查[15]，結果如圖2所示。為了保證數值計算結果收斂，須使密封面上的相對網格密度達到400%，即網格尺寸不大于0.01 mm。

圖2 網格密度收斂性檢查結果Fig.2 Test results of mesh density convergence

2.4 接觸設置

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

2.5 邊界條件

為模擬力學邊界條件，對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行約束；為模擬熱邊界條件，在結構外壁面等效當量對流換熱系數，在上、下法蘭之間的間隙部位等效當量導熱系數，在法蘭和碟形環接觸部位等效接觸熱導；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

工作時介質的溫度載荷和壓力載荷是同時作用的，建立彈塑性有限元模型時需要對兩種載荷進行解耦，以降低非線性數值計算難度。結合碟形密封的實際工作過程，將密封結構的加載過程分解為4個步驟：

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：實現預緊，將軸向位移載荷U2增加至1.455 mm；

載荷步3：施加內壓，在管路內壁面施加壓力載荷為19.37 MPa；

載荷步4：施加溫度，在管路內壁面施加第一類邊界條件T=348.00 ℃，同時對軸向位移載荷進行補償，將軸向位移載荷U2減少至1.283 mm。

圖3 邊界條件Fig.3 Boundary conditions

按照圖4所示位移-時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；S1為碟形密封處于初始接觸狀態；S2為碟形密封處于預緊狀態；S3為碟形密封處于內壓作用狀態；S4為碟形密封處于工作狀態。

圖4 位移-時間曲線Fig.4 Variation of displacement with time

3 密封機理及軸向剛度特性

碟形密封各密封面的密封面積、密封應力隨加載時間的變化規律如圖5所示，預緊過程中作用于密封結構的軸向壓緊力隨位移的變化規律如圖6所示。

圖5 密封面積和密封應力隨加載時間的變化規律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 預緊狀態

從S0到S1，軸向位移載荷U2由0 mm增加至0.001 mm。在此預緊載荷作用下，碟形環所受軸向壓緊力由0 N增加至195.8 N，各密封面均產生微弱接觸作用，碟形密封結構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、密封應力及密封環所受軸向壓緊力的變化可分為3個階段：

1)軸向位移載荷U2=0.001～0.582 mm。碟形環所受軸向壓緊力、各密封面的密封面積和密封應力隨著位移載荷的增加而增大，當位移載荷增加至0.582 mm時，軸向壓緊力達到峰值50 874.0 N，如圖6中a點所示。碟形密封結構所受軸向壓緊力先隨位移增加快速增大，隨后增速減緩，表明碟形密封結構剛度在該階段加載過程中呈現減小的趨勢，加載至a點時軸向剛度減小至約138 kN/mm，說明碟形金屬密封出現軸向失穩現象。

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的密封應力繼續增大，碟形環所受軸向壓緊力和密封面B，D的密封應力開始減小，當位移載荷達到1.309 1 mm時，軸向壓緊力降至39 692.4 N。在此階段，碟形環出現“S”形變形，如圖7所示。碟形密封結構的軸向剛度由“正”突變為“負”，約為-18 kN/mm，如圖6中ab段所示，說明碟形環發生了明顯軸向失穩。

圖7 碟形環出現“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點開始，碟形環所受軸向壓緊力再次增大，這是由于在E處產生新的接觸對后結構剛度增加所致，如圖8所示。當位移載荷達到1.455 mm時，軸向壓緊力迅速增大至88 579.9 N，該階段碟形密封結構軸向剛度約為340 kN/mm，與初始階段(圖6中S0S1段)軸向剛度基本相當，說明結構進入后屈曲階段。密封面A，B，D的密封面積和密封面C的密封應力繼續增大，密封面C的密封面積和密封面A，B，D的密封應力減小。

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

3.2 工作狀態

從S2到S3，碟形密封的軸向位移載荷U2保持不變。在介質壓力產生的軸向分離載荷作用下，碟形環所受軸向壓緊力、密封面積、密封應力出現微小變化。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力變化情況如表2所示，分析可知：

1)內壓載荷對密封面B的密封面積和密封應力影響最大，對密封面A的密封面積和密封應力影響最小。

2)在內壓載荷作用下，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的密封應力減小，密封面D的密封應力增大。

表2 施加內壓載荷后各接觸面密封面積和密封應力變化情況

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力變化情況見表3，分析可知：

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

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密封應力變化情況-5.34-16.78-9.20-48.78

3.3 仿真結果分析

由以上研究可知：

1)軸向位移載荷作用后，結構中不僅產生了軸向壓緊力，而且產生了徑向壓緊力，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力。

2)預緊狀態下，碟形環上的4個密封面均發生塑性變形，且最大等效塑性應變出現在密封面A；預緊過程中，碟形密封環整體塑性變形較大且出現明顯的“S”形變形；碟形密封結構軸向剛度先減小后變負，結構出現失穩現象，當新密封面E形成后軸向剛度再次轉為正剛度，剛度值與初始階段基本相當。

3)工作狀態下，介質壓力載荷和溫度載荷作用后，各密封面的密封應力降低，密封面D的密封應力降幅甚至達到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，沒有出現密封失效現象。

4 結論

以1 200 kN推力液氧煤油發動機燃氣系統使用的螺栓-法蘭連接型碟形金屬密封結構為研究對象，構建了該密封結構的彈塑性有限元仿真模型并進行了非線性數值仿真計算。通過分析有限元仿真結果，得到了碟形密封的密封機理和軸向剛度特性，結論如下：

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

2)預緊載荷作用后，碟形密封結構中同時產生軸向壓緊力和徑向壓緊力，4個密封面產生一定的密封面積和密封應力。

3)預緊狀態下，碟形環的4個密封面均發生塑性屈服，密封環整體塑性變形較大且出現“S”形變形；碟形密封結構軸向剛度先減小后變負，結構出現失穩現象，當新密封面E形成后軸向剛度再次轉為正剛度。

4)工作狀態下，介質壓力載荷和溫度載荷使得各密封面的密封性能略有下降，結構未出現密封失效現象。