汽車排氣管V形金屬密封環設計與優化*

李衛民 張凱璇 楊瀚文 刁家宇

(遼寧工業大學機械工程與自動化學院 遼寧錦州 121001)

密封件作為發動機排氣系統中必不可少的組件，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動機動力性能。研究表明，泄漏量減少1%，可使發動機動力增加1%，耗油率降低0.1%[1]。因此，提高發動機排氣系統密封性能對提升發動機動力性能具有重要意義。

彈性金屬自緊式密封技術作為滿足現代高溫、高壓、高轉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境下的氣路密封，金屬密封環憑借其截面形狀的多樣性能夠滿足不同環境下的密封要求[2]。姜旸等人[3]針對航空發動機高溫、高壓、強震動環境中的W形金屬密封環進行了研究，總結出回彈性能與靜力學狀態之間的變化規律。蔣發光等[4]對超高壓大直徑下使用的C形金屬密封環適應性進行了研究。張文昌等[5]對核反應堆容器中的O形金屬密封環進行了研究，討論了表面鍍層對密封性能的影響。黃發等人[6]針對發動機高壓轉子間密封連接所使用的U形金屬密封環密封性能進行了研究，并對結構進行了優化。何東升等[7]對井下復雜環境中的V形金屬密封環進行了研究，為流量控制閥中密封環設計提供了參考。上述對不同截面形狀的金屬密封環的研究，主要集中在航空航天、高壓容器等環境中，密封環在這些領域中的使用與研究已經相對成熟，而在車用密封領域，密封環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研究成果，考慮汽車排氣系統的工作環境，設計一種適合汽車排氣管密封的V形金屬密封環，對其密封性能進行了分析，并對結構參數進行了優化。

1 V形密封環結構設計

1.1 密封環工作環境

密封環安裝于汽車排氣系統法蘭盤之間，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

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

工作時，密封環受到氣體介質壓力的作用，其自身的結構特點能使徑向氣體壓力轉變為軸向擴張壓力，補償接觸面之間的密封壓力從而達到自緊的效果[8]。密封環安裝示意圖如圖2所示。

圖2 密封環安裝示意

1.2 密封環結構及材料

自緊式金屬密封環具有耐高溫、回彈量大的優點，目前常見的結構為O形、C形、W形、U形等[9]，依據自身結構特點適用于不同的密封環境。為提高汽車排氣管法蘭盤之間的抗振和防松性，結合不同類型密封環的優缺點，提出了一種適合汽車排氣系統密封的回彈量大、結構安全性高、軸向載荷要求低等特點的V形金屬密封環。考慮排氣管法蘭尺寸與排氣系統的工作要求，結合企業經驗，設計的V形密封環結構如圖3所示，結構參數如表1所示。

表1 V形密封環結構參數

圖3 V形密封環結構

相較于航空發動機的密封，汽車排氣管密封環所需密封面壓較小，因此將航空領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，降低了密封環的整體剛度，提高了其回彈性能；側邊傾斜一定角度以增大密封環的回彈性能。

汽車排氣系統具有復雜載荷條件，受到高溫與氣體介質壓力的作用，因此對材料性能提出了較高的要求。為了滿足密封環密封強度，選擇GH4169高溫合金為V形密封環材料，該合金具有良好的加工性能，被廣泛用于航空發動機密封領域，且年產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

2 V形環密封性能分析

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形密封環為軸對稱結構，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格劃分，設置與上下法蘭間的接觸為摩擦接觸，摩擦因數為0.15。有限元模型如圖4所示。

圖4 V形密封環有限元模型

密封環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形密封環邊界條件

該密封環適用于4.6 N系列柴油發動機，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的氣體介質壓力，熱邊界施加600 ℃溫度載荷。

2.2 常溫預緊狀態密封性能分析

密封環安裝時，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。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經驗，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系如圖6所示。

圖6 常溫預緊下最大等效應力與壓縮量關系

可以看出：常溫預緊下，壓縮量在0～0.5 mm時，密封環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，密封環最大等效應力達到其屈服極限，塑性變形區域主要集中在密封環波谷；壓縮量在0.6～1.6 mm時，密封環達到屈服極限后最大等效應力基本保持恒定不再繼續升高。

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系如圖7(a)所示。可以看出：隨著壓縮量的增加，密封環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，由于密封環自身的結構原因，在受到法蘭盤壓縮時，其密封環腿部發生翹起現象，在壓縮量為0.9 mm時，此時密封環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，密封環接觸部位與接觸寬度不斷發生改變，壓縮量的選擇上應盡量避免密封環寬度最小處，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壓力，m為密封環的墊片系數，參考GB150《壓力容器》，m=6，計算得到工作狀態下密封環接觸壓力應大于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、最大接觸壓力關系

可以看出：在工況條件下密封環的整體最大等效應力小于常溫預緊條件下，密封環最大等效應力隨密封環壓縮量的增加近似呈線性增大，最大等效應力仍出現在密封環波谷處。在研究的壓縮范圍內，密封環屬于彈性變形階段，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。其結構原因導致在壓縮量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形密封環即可滿足密封強度要求。

2.4 密封環壓縮率分析

壓縮率是指對密封環施加軸向壓縮載荷時，密封環變形量與初始環高的比值，壓縮率需滿足密封環壓縮后具有良好的回彈性、密封環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，得到密封環壓縮率與線載荷及回彈量關系曲線如圖10所示。

圖10 壓縮率與載荷、回彈量之間的關系

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，主要是隨著密封環波谷處屈服面積增大導致回彈性能降低，所以實際密封環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%范圍內可以保證密封環在常溫和工作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[13]。

3 V形密封環結構優化

上文分析可知，初步設計的密封環結構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，減少密封環質量以降低材料成本，對高溫工況下密封環結構參數對密封環性能及質量的影響進行分析，從而多目標優化篩選了設計變量。根據上文密封環壓縮率分析，選擇1.35 mm(壓縮率30%)作為預緊安裝時的軸向壓縮量。

3.1 結構參數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密封性能的關系曲線。

圖11 最大等效應力、最大接觸壓力與壁厚關系

由圖11可以看出，隨著密封環厚度的增大，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整體剛度增大。然而，在密封環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，合理選擇密封環壁厚。

3.1.2 環寬L

圖12所示為環寬與密封性能的關系曲線。可以看出，隨著密封環環寬的增大，最大等效應力和最大接觸壓力都逐漸降低。環寬的增加使密封環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、最大接觸壓力與環寬關系

3.1.3 開口角度α

圖13所示為開口角度與密封性能的關系曲線。可以看出，最大等效應力幾乎不隨密封環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構參數不變的情況下，開口角度的增大導致密封環與法蘭間的接觸寬度變大，密封環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系曲線。可以看出，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小；最大接觸壓力隨著接觸圓半經增大而降低，半徑增大使得密封環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系

由密封環結構參數對密封性能影響分析可知，壁厚、環寬、波谷半徑、接觸圓半徑、開口角度均對密封環密封性能有較大影響。

3.2 結構參數對質量影響分析

取結構參數初始值的±15%，通過建立三維的參數化模型，分析各結構參數變化對密封質量的影響。由于壁厚的增加對質量的影響是顯而易見的，同時又考慮到密封環材料板材生產規格的影響，因此文中不將壁厚這一參數作為分析與優化的對象。

圖16所示為密封環結構參數與質量關系。可知，對密封環質量影響較大的結構參數有環寬、波谷半徑、開口角度。

圖16 密封環結構參數與質量關系

3.3 多目標優化

3.3.1 取值范圍與約束條件

綜上所述，對V形密封環密封性能及質量影響較大的參數包括環寬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，考慮密封環結構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，以較少的試驗數據獲得高質量的響應面模型。部分正交試驗設計點如表5所示。

表5 部分正交試驗數據

3.3.3 響應面建立

根據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，結果如表6所示。可以看出，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

3.3.4 結構參數優化

運用Design-Expert中Optimization模塊[15]，基于遺傳優化算法，以min[σvon，m]，max[σp]為目標得到優化后的密封環結構參數與初始參數對比如表7所示。

表7 優化前后密封環結構參數

初始密封環性能與優化后密封環性能對比如表8所示。

表8 優化前后密封環密封性能與密封環質量

優化后，密封環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%，質量減少了3.1%。

4 實驗驗證

將初步設計的V形密封環進行預緊安裝，根據上文對壓縮率分析，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與法蘭間的接觸壓力。通過FUJI PRESCALE感印紙測量得到的密封環接觸面壓力如圖18(a)所示，讀取數據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，得到仿真結果如圖18(c)所示。實驗與仿真結果吻合較好，滿足密封環常溫預緊下的密封壓力要求，驗證了密封環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果

5 結論

(1)根據汽車排氣管密封環的工作環境和不同密封件的優缺點，設計一種V形金屬密封環，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。

(2)通過分析密封環結構對密封性能的影響程度：環寬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、減小質量為目標，對密封環結構參數進行了多目標優化，優化后密封環工作時最大等效應力減小了6.4 MPa，接觸壓力增大了14.9%，質量減少了3.1%。

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