壓力對膜盒式端面密封平衡直徑的影響
2021-04-22 12:03:52姜緒強
火箭推進 2021年2期
吳 霖，姜緒強，李 銘
( 北京航天動力研究所，北京市 100076)
0 引言
膜盒式端面密封由于不需要輔助密封，能夠適應低溫、高溫、強腐蝕或氧化環境，并且泄漏量極小，廣泛應用于液體火箭發動機渦輪泵中。密封環配對材料多為軟-硬組合，需要在高振動、高壓力、高轉速及特殊的密封介質環境下工作。一般在PV值不高的場合，多采用接觸式結構；在PV值較高的場合，則采用端面開槽的非接觸式結構。由于低溫液體火箭發動機渦輪泵一般轉速較高，即摩擦面線速度V較高，對于密封的端面比壓p
的要求較高，而密封端面比壓過大則易引起磨損嚴重、摩擦發熱溫升過高等問題，端面比壓過小則易引起泄漏量增大、密封工作不穩定等問題。端面比壓由兩部分組成，一部分是膜盒壓縮產生的壓縮力，另一部分是正反向介質壓力作用面積不同產生的軸向力。介質壓力對膜盒作用力一般通過平衡直徑來計算，但平衡直徑一般是受壓力影響的，而關于壓力波動影響平衡直徑的國內外資料少之又少，簡單理論公式一般不予考慮，各生產廠家的經驗公式誤差也很大，與實際表現完全不符。本文采用數值算法研究了壓縮量、工作壓力對膜盒應力分布、平衡直徑、載荷系數和端面比壓的影響，并進一步設計了比壓測量裝置，驗證了數值仿真得出的規律。根據仿真分析和測試結果，發現某型氦氣端面密封實際端面比壓較初始理論設計值顯著偏大，可以適當降低，進行了結構調整，最終實現了降低摩擦發熱的效果，而泄漏量沒有顯著增大。
1 膜盒平衡直徑簡單理論計算模型
外壓型接觸式膜盒端面密封結構如圖1所示，其中介質由外徑流向內徑。
圖1 膜盒式端面密封結構尺寸示意圖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；λ
為膜壓系數；p
為密封介質壓差。載荷系數K
為密封介質壓力作用面積與密封面接觸面積的比值，計算公式如下：
(2)
式中：D
及D
分別為密封端面石墨凸臺的內徑和外徑；d
及d
分別為密封膜盒的內徑和外徑；d
為膜盒平衡直徑。
d
的變化。實際應用中，經常會出現采用以上理論公式計算設計時，在高壓下計算端面比壓不大，但實際磨損非常嚴重，甚至在一些工況下理論計算端面比壓為零甚至為負，理應大量泄漏，實際泄漏量反而減小、磨損加重這些比壓增大的現象。
基于以上現象，有端面密封生產企業設計人員提出膜盒平衡直徑計算公式中應該加入壓力的影響，其原理為設計時膜盒寬度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，靠內部分有分離趨向，故實際壓力作用高度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構尺寸示意圖Fig.2 The diagram of mechanical seal metal bellows structure
一些國外大型端面密封生產企業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驗公式
(3)
但按照此經驗修正公式計算的結果仍不適用于絕大多數情況，特別是高壓情況下，另外也沒有試驗數據說明其適用范圍，因此一些國內企業和研究機構提出設計平衡直徑測量裝置，來實際測試壓力作用下平衡直徑數值和變化趨勢。丹東克隆公司和西安航天動力研究所進行的比壓測試結果表明，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系測試結果Fig.3 Relationship between equilibrium diameter and power in test
比壓測試可以很好的反映實際膜盒產品的平衡直徑隨壓力變化情況，但無法準確獲知其機理和影響因素，無法在設計之初預估，因此無法用于指導膜盒造型設計，只能在初始設計膜盒生產完成進行實際測試后，再根據結果進行調整。
隨著有限元技術的發展，對于金屬薄壁件的應力仿真分析的精度逐漸提高，已經可以較為準確的預知在承壓狀態下，膜盒應力、變形和端面壓緊力的大小和變化趨勢。因此，可以通過膜盒應力、變形和軸向推力的分析，不但可以掌握其工作壓力對膜盒平衡直徑的影響和機理，從而找到調整的方向，還可以從初始設計就有目的的先進行完善。
2 膜盒有限元計算模型
2.1 模型
基于某外壓型接觸式膜盒有限元分析采用ANSYS Workbench進行，建立的二維有限元模型，整體結構包括石墨環、靜環座、安裝環、膜盒，如圖4所示。
圖4 外壓型接觸式膜盒模型二維結構Fig.4 Dual-dimension structure of external-pressure mechanical seal
對建立的靜環組件采用彈塑性模型進行分析，施加的邊界條件如下所示：
1)采用軸對稱模型，對稱軸為y
軸。2)固定約束施加在波紋管安裝環上，在靜環密封面上施加y
軸正方向的位移；3)在波紋管、靜環、靜環座、安裝環外側施加外壓載荷，在波紋管、靜環、靜環座、安裝環內側施加內壓載荷。
4)在波紋管及安裝環、靜環座之間施加無摩擦接觸。
模型網格劃分如圖5所示，由于膜片連接處尖角較大，因此網格劃分時對膜片連接區域進行了加密處理。
圖5 模型網格劃分Fig.5 The mesh of mechanical seal model
2.2 計算方法[18-20]
2.2.1 膜盒剛度的計算
根據公式波紋管的彈力與位移之間的力學關系F
=KX
，(F
為膜盒彈力；X
為膜盒壓縮量；K
為膜盒剛度)，在不充壓狀態下，對石墨環端面施加位移量，提取相應支反力，并以X
為橫坐標，F
為縱坐標，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F
為端面壓緊力，由于密封端面石墨凸臺內徑和外徑(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 仿真結果分析
3.1 不承壓、純壓縮狀態下膜盒應力和端面壓緊力
不承壓狀態下，壓縮量1.2 mm和2.0 mm膜盒等效應力如圖6所示(等效應力按照第三強度理論)，膜盒壓縮量與端面壓緊力關系如圖7所示。
從圖6中可以看出，不承壓狀態下膜盒應力較小，最大應力位置在內圓焊縫處，但外圓焊縫處應力也相差不多；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系。
圖6 純壓縮狀態下膜盒等效應力Fig.6 The equivalent stress of metal bellows in compression state
圖7 純壓縮狀態下膜盒壓縮量與端面壓緊力關系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，此數值與常用理論計算公式相差不大。
3.2 承壓并壓縮狀態下膜盒應力
壓縮量1.2 mm，承壓0.8 MPa和1.3 MPa狀態下，膜盒等效應力如圖8所示(等效應力按照第三強度理論)，壓力與端面壓緊力和平衡直徑關系如圖9和圖10所示。
圖8 承壓并壓縮狀態下膜盒等效應力Fig.8 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure
從圖8中可以看出，承壓狀態下膜盒應力顯著增大，最大應力位置在內圓焊縫處，外圓焊縫處應力較低。
圖9 承壓并壓縮狀態下充壓壓力與端面壓緊力關系Fig.9 Relationship between external pressure and seal face pressure
圖10 承壓且壓縮狀態下充壓壓力與平衡直徑關系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出兩段式線性關系，在0.3 MPa出現一個明顯的拐點；從圖10中可以看出，膜盒平衡直徑也在0.3 MPa呈現出線性和下降式曲線兩段關系。簡單理論計算膜盒平衡直徑公式計算得到的端面比壓與有限元仿真分析對比如圖11所示。
圖11 一維理論計算端面比壓和有限元仿真對比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算端面比壓結果明顯偏小，如按簡單理論計算進行高壓下的設計，實際端面比壓將遠遠超出初始設計值，造成比壓過大，引起嚴重磨損、劇烈發熱等現象。
3.3 膜盒平衡直徑變化機理分析
從不承壓、純壓縮狀態下膜盒應力云圖中可以看出，此時膜盒呈現出完全的簡支梁受力狀態，膜盒焊縫為支點，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；
從承壓狀態下膜盒應力云圖中可以看出，在壓力作用下，膜盒內徑處向兩邊分開，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，相鄰膜片已經開始有接觸，形成了一個新的支點，壓力升高，此接觸點的接觸面積增大。
圖12 承壓0.1 MPa-0.4 MPa膜盒等效應力Fig.12 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure
因此，在承壓狀態下，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，盡量使膜片間不產生接觸，保持在焊縫位置為單一支點，膜片為單支點純彈性變形。在壓力作用下，膜盒相鄰膜片從外徑至內徑軸向變形逐漸增大，因此在膜片造型上也應保持相鄰膜片的軸向間隙保持逐漸增大，不要出現間隙不變或者減小，這樣可以使相鄰膜片出現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動、密封、摩擦等因素，很難保證測試準確性，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品比壓，因此只能用于膜盒技術方案性的測試，不能用于產品的測試。因此，我們首先要突破測試裝置的準確性難題，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產品，測試后的產品可以繼續進行試驗和使用。
本文在文獻調研的基礎上，科學合理的設計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
這套裝置動環與靜環端面貼緊，靜環壓縮量靠密封墊片進行調節，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對動環產生軸向推力，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，即密封端面給動環的力。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。由于無法準確知道密封端面的反壓作用直徑，認為密封面壓力分布為線性，反壓作用直徑為石墨凸臺內外徑的中線。
端面比壓測量試驗得到了端面比壓隨密封壓力變化的關系，以及膜盒平衡直徑d
隨壓力變化的關系，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果基本相符，端面比壓呈現出上升式曲線關系，膜盒平衡直徑呈現出下降式曲線關系，在0～1 MPa壓力之間，平衡直徑的變化范圍約有2 mm。
5 降低比壓改進試驗
依據上述分析，本文對某型端面密封產品進行理論和試驗分析，發現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，導致密封實際比壓大幅高于設計比壓。因此通過調整密封端面尺寸來將其端面比壓降低40%。改進后產品經過5 min臺架運轉試驗，密封腔內介質溫升由原來的60～100 ℃減小到20～50 ℃，泄漏量基本保持不變。
抽取部分產品參加了發動機長程試車，密封腔壓力全程平穩，保持在額定壓力的±20%以內，較以往達到額定壓力的+40%～+90%有了較大改善，摩擦發熱明顯降低，試車中和試車后密封漏率基本保持不變。
地面試驗和發動機熱試車的結果表明，采用本文的分析方法及比壓測試實驗可以指導密封設計中相關參數的選取，使得密封比壓的選取更為合理。
6 結論
本文利用ANSYS Workbench對某型端面密封膜盒有效作用直徑進行了有限元計算分析，并進行了設計改進和運轉試驗，研究發現：
1)對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生接觸造成的。
3)端面比壓測量試驗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果基本相符；產品在工作壓力時的實際平衡直徑比理論值小了1.5 mm，產品的實際比壓大幅高于理論值。
4)依據本文的仿真和分析對密封比壓計算進行了修正，并且設計了減少端面比壓的密封產品，該產品有效的降低了摩擦發熱，通過了臺架運轉試驗和發動機試車驗證，表明設計方法合理可行，為后續低溫液體火箭發動機端面密封的設計指出了一個合理可行的方法。
