液氧煤油发动机碟形金属密封特性

2019-09-06雷博娟陈建华

火箭推进 2019年4期

雷征，陈赟，雷博娟，陈建华

(西安航天动力研究所，陕西西安 710100)

0 引言

相对于常规推进剂液体发动机，液氧煤油发动机的推力室工作压力更高，氧系统推进剂温度更低，而且燃烧后产生的高温燃气为富氧[1]。在这种高压、富氧和极端温度环境下，金属O形密封[2-5]、金属球头喇叭口密封[6-9]基本不能再用[10]。为解决1 200 kN推力液氧煤油发动机氧系统的低温、高压密封问题和燃气系统的高温、高压密封问题，设计了一种新型强制型碟形金属密封结构(简称碟形密封)，如图1所示。液氧煤油发动机目前使用的碟形密封结构有两种型式，大直径管路一般选用螺栓-法兰型密封结构，小直径管路一般选用外套螺母-台阶接头型密封结构。

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

碟形密封具有以下特点：

1)既适用于低温、高压管路密封，也适用于高温、高压管路密封；

2)密封环结构上酷似碟形弹簧，截面形状为平行四边形；

3)密封环内外两侧各有一个倒角，倒角两侧各形成一道密封面；

4)既能承受轴向载荷，也能承受径向载荷；

5)补偿安装偏斜的能力差，对装配精度的要求高。

采用非线性弹塑性有限元分析方法，选取1 200 kN推力液氧煤油发动机燃气系统使用的螺栓-法兰连接型碟形密封结构，研究其密封机理和轴向刚度特性。

1 问题简化

在简化模型时，提出以下几点假设[11]：

1)不考虑表面粗糙度等因素的影响，密封面是绝对光滑的；

2)不考虑产品的加工误差和装配偏差；

3)预紧力为将拧紧力矩等效转换后的轴向位移载荷；

4)施加边界条件时忽略实际工作过程中的振动情况。

2 非线性有限元弹塑性仿真模型

考虑到碟形密封的几何形状和约束条件具有轴对称性，加载过程中产生的位移、应变和应力同样具有轴对称性，为简化模型和减少数值计算工作量，仿真分析时选用二维轴对称有限元模型。

2.1 材料模型

碟形环材料为高温合金GH3044，法兰材料为高温合金GH202，材料性能如表1所示。在建立材料模型时，认为材料本构关系满足连续性、均匀性等假设条件[12]。在进一步建立高温合金GH3044和高温合金GH202的多线性等向强化模型时，应用了幂指数硬化理论和米塞斯屈服准则[13-14]。

表1 高温合金GH3044及GH202力学性能

2.2 单元类型

建模时考虑了介质温度对密封的影响，因此选用4节点热耦合轴对称四边形单元CAX4RT。该单元是一种温度和位移的耦合单元，包含了线性减缩单元的优点，又考虑了温度自由度，可用于静力分析及动态分析。

2.3 网格划分

网格划分采用自由网格划分技术和进阶算法，对密封面上的网格进行了加密处理。为消除网格密度对仿真结果的影响，进行了网格密度收敛性检查[15]，结果如图2所示。为了保证数值计算结果收敛，须使密封面上的相对网格密度达到400%，即网格尺寸不大于0.01 mm。

图2 网格密度收敛性检查结果Fig.2 Test results of mesh density convergence

2.4 接触设置

密封面之间的相互接触作用定义为表面与表面接触，密封面之间的相对滑动采用有限滑移算法进行表征，密封面之间的法向行为采用硬接触模型进行表征，切向行为采用滑动库伦摩擦模型进行表征，摩擦系数定义为0.15[16-17]。

2.5 边界条件

为模拟力学边界条件，对下法兰的轴向自由度、径向自由度及上法兰的径向自由度进行约束；为模拟热边界条件，在结构外壁面等效当量对流换热系数，在上、下法兰之间的间隙部位等效当量导热系数，在法兰和碟形环接触部位等效接触热导；将管路两端等效成绝热边界条件(q=0)[18]。如图3所示。

2.6 载荷步

工作时介质的温度载荷和压力载荷是同时作用的，建立弹塑性有限元模型时需要对两种载荷进行解耦，以降低非线性数值计算难度。结合碟形密封的实际工作过程，将密封结构的加载过程分解为4个步骤：

载荷步1：初始接触，在上法兰顶端施加微小轴向位移载荷U2为0.001 mm；

载荷步2：实现预紧，将轴向位移载荷U2增加至1.455 mm；

载荷步3：施加内压，在管路内壁面施加压力载荷为19.37 MPa；

载荷步4：施加温度，在管路内壁面施加第一类边界条件T=348.00 ℃，同时对轴向位移载荷进行补偿，将轴向位移载荷U2减少至1.283 mm。

图3 边界条件Fig.3 Boundary conditions

按照图4所示位移-时间曲线施加轴向位移载荷。S0为碟形密封处于初始安装状态；S1为碟形密封处于初始接触状态；S2为碟形密封处于预紧状态；S3为碟形密封处于内压作用状态；S4为碟形密封处于工作状态。

图4 位移-时间曲线Fig.4 Variation of displacement with time

3 密封机理及轴向刚度特性

碟形密封各密封面的密封面积、密封应力随加载时间的变化规律如图5所示，预紧过程中作用于密封结构的轴向压紧力随位移的变化规律如图6所示。

图5 密封面积和密封应力随加载时间的变化规律Fig.5 Variations of sealing area and sealing stress with time

图6 轴向压紧力-位移曲线Fig.6 Variation of axial pressing force with displacement

3.1 预紧状态

从S0到S1，轴向位移载荷U2由0 mm增加至0.001 mm。在此预紧载荷作用下，碟形环所受轴向压紧力由0 N增加至195.8 N，各密封面均产生微弱接触作用，碟形密封结构所受轴向力随位移增加而增大，轴向刚度约为3.29×105N/mm。

从S1到S2，轴向位移载荷U2由0.001 mm增加至1.455 mm，各密封面的密封面积、密封应力及密封环所受轴向压紧力的变化可分为3个阶段：

1)轴向位移载荷U2=0.001～0.582 mm。碟形环所受轴向压紧力、各密封面的密封面积和密封应力随着位移载荷的增加而增大，当位移载荷增加至0.582 mm时，轴向压紧力达到峰值50 874.0 N，如图6中a点所示。碟形密封结构所受轴向压紧力先随位移增加快速增大，随后增速减缓，表明碟形密封结构刚度在该阶段加载过程中呈现减小的趋势，加载至a点时轴向刚度减小至约138 kN/mm，说明碟形金属密封出现轴向失稳现象。

2)轴向位移载荷U2=0.582～1.309 mm。随着位移载荷的增加，各密封面的密封面积以及密封面A，C的密封应力继续增大，碟形环所受轴向压紧力和密封面B，D的密封应力开始减小，当位移载荷达到1.309 1 mm时，轴向压紧力降至39 692.4 N。在此阶段，碟形环出现“S”形变形，如图7所示。碟形密封结构的轴向刚度由“正”突变为“负”，约为-18 kN/mm，如图6中ab段所示，说明碟形环发生了明显轴向失稳。

图7 碟形环出现“S”形变形Fig.7 S-shaped deformation of dish-shaped metal ring

3)轴向位移载荷U2=1.309～1.455 mm。从图6中b点开始，碟形环所受轴向压紧力再次增大，这是由于在E处产生新的接触对后结构刚度增加所致，如图8所示。当位移载荷达到1.455 mm时，轴向压紧力迅速增大至88 579.9 N，该阶段碟形密封结构轴向刚度约为340 kN/mm，与初始阶段(图6中S0S1段)轴向刚度基本相当，说明结构进入后屈曲阶段。密封面A，B，D的密封面积和密封面C的密封应力继续增大，密封面C的密封面积和密封面A，B，D的密封应力减小。