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    高壓導(dǎo)管球形接頭結(jié)構(gòu)密封性能研究

    2022-04-28 04:32:52宋瑞宏戴忞中史文杰王劍鋒
    機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 2022年4期
    關(guān)鍵詞:漏孔漏率錐面

    宋瑞宏,戴忞中,史文杰,王劍鋒

    (1.常州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,江蘇 常州 213164;2.常州市模具先進(jìn)制造高技術(shù)研究重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,江蘇 常州213164;3.江蘇騰馳科技有限公司,江蘇 常州 213165)

    1 引言

    目前,發(fā)動(dòng)機(jī)安全性能發(fā)展受到阻礙的原因之一就是內(nèi)泄漏問題,而高壓導(dǎo)管接口處泄漏發(fā)生率占整個(gè)系統(tǒng)泄漏的50%以上。因此,高壓導(dǎo)管的密封性能是評(píng)價(jià)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)安全性的重要指標(biāo),預(yù)防接口泄漏是治理系統(tǒng)泄漏的重要環(huán)節(jié)。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中發(fā)生工作介質(zhì)的泄漏,不僅會(huì)影響發(fā)動(dòng)機(jī)的工況,還可能會(huì)對(duì)人身造成傷害。球面?錐面密封結(jié)構(gòu)作為現(xiàn)階段新型混合動(dòng)力汽車發(fā)動(dòng)機(jī)常用導(dǎo)管連接形式,具有較高的密封性能,同時(shí)方便拆卸,便于維護(hù)保養(yǎng)后二次使用。為了保證高壓導(dǎo)管球形接頭處的密封效果,許多學(xué)者對(duì)高壓導(dǎo)管球形接頭結(jié)構(gòu)的密封性能進(jìn)行了研究。

    文獻(xiàn)[1]根據(jù)Roth模型,提出了對(duì)球面?錐面密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行漏率預(yù)估的方法,利用有限元計(jì)算得到擰緊力矩與密封面寬度和密封面平均接觸應(yīng)力的關(guān)系,然后代入漏率預(yù)估公式進(jìn)行計(jì)算,然而該方法使用的Roth模型僅定義兩個(gè)表面壓緊形成的密封面,對(duì)研究球面與錐面壓緊形成的密封面而言存在一定缺陷。文獻(xiàn)[2]考慮了應(yīng)力松弛現(xiàn)象對(duì)球面?錐面密封結(jié)構(gòu)漏率的影響并進(jìn)行了分析,給出松弛模型,對(duì)準(zhǔn)確定量預(yù)估密封結(jié)構(gòu)具有重要意義,但減少應(yīng)力松弛現(xiàn)象的措施還有待改進(jìn)。文獻(xiàn)[3]運(yùn)用有限元分析研究了球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的密封性能,選取不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)分別分析計(jì)算,給出了影響密封性能的各項(xiàng)指標(biāo),由于未進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證,得到的數(shù)據(jù)準(zhǔn)確性可能存在偏差。

    根據(jù)以上分析,提出使用漏率經(jīng)驗(yàn)公式并結(jié)合Hertz接觸理論對(duì)球面?錐面密封結(jié)構(gòu)泄漏進(jìn)行預(yù)估,配合有限元分析的結(jié)果研究球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的密封性能,提供高壓導(dǎo)管合適的安裝扭矩作為指導(dǎo),最后結(jié)合實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證研究的可行性與數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性。

    2 泄漏計(jì)算

    2.1 密封機(jī)制

    高壓導(dǎo)管在球形接頭處的球面?錐面密封結(jié)構(gòu)示意圖,如圖1所示。球形接頭的球面與擴(kuò)口式接頭錐面在安裝配合初始階段是線性接觸的,在對(duì)鎖緊螺母施加一定力矩后,球面與錐面接觸部分會(huì)因受力產(chǎn)生變形,從而變成非線性接觸,形成一個(gè)環(huán)狀的密封面。

    圖1 球面?錐面密封結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Sphere?Cone Sealing Structure

    2.2 泄漏模型

    A Roth等認(rèn)為:在密封面擁有一定粗糙度的情況下,球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的密封面上存在著形狀為等腰三角形的微型漏孔,這些三角形漏孔的橫截面積恒定,在密封面上呈并聯(lián)排布,流體在這種微型漏孔中流動(dòng)時(shí)表現(xiàn)為分子流。球面?錐面密封結(jié)構(gòu)在檢漏條件下的設(shè)計(jì)總漏率應(yīng)小于1×10?6Pa·m3/s,所以單個(gè)微型漏孔的漏率必定遠(yuǎn)小于氣流處于分子流狀態(tài)時(shí)的漏率1×10?7Pa·m3/s,故將這里單個(gè)漏孔泄漏的流體狀態(tài)認(rèn)定為分子流狀態(tài)[4]。

    根據(jù)文獻(xiàn)[5]可知漏孔流體在分子流狀態(tài)下有漏孔流導(dǎo)計(jì)算公式為:

    式中:K—漏孔通道形狀系數(shù);A—漏孔流道的截面積;

    B—包圍流道面積A的周界;

    L—漏孔的長(zhǎng)度;

    W—密封面的寬度。

    A Roth指出密封面上構(gòu)成的微型漏孔橫截面典型形式是底角α=4°的等腰三角形,取α=4°,此時(shí)K=1.7。在等腰三角形漏孔通道中,由高為h,底為l,可得:

    式中:R—通用氣體常數(shù);T—?dú)怏w絕對(duì)溫度;m—?dú)怏w分子質(zhì)量。

    將式(2)~式(4)代入到式(1)可計(jì)算對(duì)于單個(gè)橫截面為等腰三角形的漏孔流道的流導(dǎo)為:

    球面—錐面密封結(jié)構(gòu)的密封面是直徑為D的密封環(huán),其密封面上漏孔個(gè)數(shù)可通過幾何關(guān)系得出:

    式中:H—初始微型漏孔底邊上的高。

    因此,可以得出整個(gè)密封面的總導(dǎo)流為:

    根據(jù)文獻(xiàn)[6]

    式中:σm—密封面平均接觸應(yīng)力;Ks—密封面材料的密封性能系數(shù)。

    根據(jù)Hertz接觸理論[7],以球面與錐面接觸面中心點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn),沿錐面方向的切向和球面徑向的法向作為x、y軸建立直角坐標(biāo)系xoy,球面與錐面接觸形成的密封面法向接觸應(yīng)力可表達(dá)為:

    式中:E*—當(dāng)量彈性模量;Ws—密封面接觸半寬;Rs—球面半徑。

    從而,密封面平均接觸應(yīng)力為:

    由此可推出球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的總漏率為:

    2.3 漏率數(shù)值

    對(duì)實(shí)際工作中安裝條件下的導(dǎo)管連接件選取常溫氦氣進(jìn)行漏率計(jì)算,可取各參數(shù)值為:T=293K,m=4,R=8314.4,D=9.3923mm,H=0.8μm,E*= 222.44GPa,Rs=6mm,Ks=30MPa,為了更直觀的表現(xiàn)接觸應(yīng)力與漏率的關(guān)系,對(duì)總漏率公式取對(duì)數(shù),將上述數(shù)值代入式(11)計(jì)算能夠得到漏率隨密封面接觸應(yīng)力變化的曲線,如圖2所示。

    檢漏條件下高壓導(dǎo)管接頭處于密封狀態(tài)的總漏率應(yīng)小于1×10?6Pa·m3/s,根據(jù)圖2可知在密封面接觸應(yīng)力達(dá)到122.5MPa時(shí)滿足密封條件,考慮內(nèi)壓達(dá)到20MPa的情況,密封面接觸應(yīng)力需略增大至133.4MPa,因此,導(dǎo)管材料304不銹鋼處在彈性變形階段時(shí)即可實(shí)現(xiàn)密封功能。同時(shí)可以看出,擰緊力矩的增加使密封面寬度與接觸應(yīng)力增加,密封效果越好。但密封面長(zhǎng)時(shí)間保持恒定變形容易產(chǎn)生應(yīng)力松弛現(xiàn)象[2],所以每隔一段時(shí)間需要檢漏維護(hù),減少因應(yīng)力松弛發(fā)生塑性變形與應(yīng)力減小導(dǎo)致密封性能下降的情況。

    圖2 總漏率隨密封面平均接觸應(yīng)力的變化關(guān)系Fig.2 Relationship Between Leakage Rate with Sealing Surface Average Contact Stress

    3 球面?錐面密封結(jié)構(gòu)有限元模型

    以導(dǎo)管連接接頭球面?錐面為研究對(duì)象,考慮到球面?錐面接觸后環(huán)狀密封面寬度和接觸應(yīng)力影響著泄漏率,需要研究安裝過程中擰緊力矩與兩者之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系。球面和錐面在受力產(chǎn)生變形后逐漸形成密封面,過程中接觸區(qū)域發(fā)生了彈塑性變形,因此,對(duì)球面?錐面的分析屬于接觸分析和彈塑性分析并存,這兩者都是高度的非線性問題。接觸分析中的邊界約束條件需要找到精確的拉格朗日乘子,這里使用罰函數(shù)進(jìn)行修正迭代的方法實(shí)現(xiàn)。金屬材料彈塑性分析的模型種類較多,考慮實(shí)際材料特性后,采用適用于無循環(huán)加載情況下的雙線性等向強(qiáng)化模型實(shí)現(xiàn)求解[8?9]。對(duì)所研究的高壓導(dǎo)管球形接頭結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模分析,由于高壓導(dǎo)管整體結(jié)構(gòu)是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),這里可以只對(duì)其二維剖面網(wǎng)格劃分,選擇使用二維軸對(duì)稱單元PLANE82,網(wǎng)格劃分同時(shí)對(duì)接觸區(qū)域進(jìn)行細(xì)化,提高分析精度,網(wǎng)格劃分后的有限元模型,如圖3所示。

    圖3 接頭網(wǎng)格劃分有限元模型Fig.3 Joint Meshing Finite Element Model

    根據(jù)接觸分析原則,在球面和錐面以及球形接頭和鎖緊螺母間分別選取接觸單元TARGE169和CONTA172建立接觸對(duì)。在實(shí)際裝配過程中可控制輸入量是擰緊力矩,有限元分析是通過在鎖緊螺母截面添加預(yù)緊力單元PRETS179來施加預(yù)緊力作為輸入量,預(yù)緊力可由施加的擰緊力矩?fù)Q算出,根據(jù)文獻(xiàn)[10]可知換算公式為:

    式中:Ff—螺紋連接預(yù)緊力;dm—球頭?螺母接觸面圓環(huán)寬度;μm—球頭?螺母接觸面摩擦因數(shù);dn—球面?錐面接觸面圓環(huán)寬度;μn—球面?錐面接觸面摩擦因數(shù);δ—擴(kuò)口式錐面傾角;dp—外螺紋有效直徑;μs—螺紋副摩擦因數(shù);β—螺紋升角。

    4 計(jì)算結(jié)果與分析

    4.1 密封面平均接觸應(yīng)力

    經(jīng)過有限元計(jì)算,把接觸面離散為接觸單元,可以計(jì)算出各接觸單元的接觸應(yīng)力和接觸距離,通過統(tǒng)計(jì)有效接觸單元的相關(guān)參量數(shù)據(jù),就能夠得到密封面平均接觸應(yīng)力、密封面寬度和密封區(qū)域接觸應(yīng)力分布這些重要指標(biāo)來考核密封面實(shí)際密封性能[11],因此,分析擰緊力矩與這些指標(biāo)之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系對(duì)研究密封性能而言十分重要。

    密封面平均接觸應(yīng)力與擰緊力矩對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線,如圖4 所示。從圖中可以看出,隨著擰緊力矩的不斷增加,密封面平均接觸應(yīng)力也不斷增加,這樣會(huì)使球面?錐面結(jié)構(gòu)的密封連接更加緊密,降低密封結(jié)構(gòu)總漏率,所以密封面平均接觸應(yīng)力可作為結(jié)構(gòu)密封性能的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。從曲線增長(zhǎng)速率可以看出平均接觸應(yīng)力的增加速率是以逐漸減緩的增長(zhǎng)方式在增加的,應(yīng)力增速的減緩可以避免接觸面因應(yīng)力增長(zhǎng)過快而造成損傷,使接觸面保持在相對(duì)安全的應(yīng)力范圍內(nèi)。在擰緊力矩達(dá)到18.8N·m時(shí),密封面平均接觸應(yīng)力為204.9MPa,接頭球面與錐面接觸部分達(dá)到材料屈服極限205MPa,因此,在保證導(dǎo)管密封性能且不影響二次使用情況下,合適的安裝扭矩大小應(yīng)接近且不超過18.8N·m。

    圖4 擰緊力矩?密封面平均接觸應(yīng)力Fig.4 Tightening Torque?Average Contact Stress of the Sealing Surface

    4.2 密封面寬度

    經(jīng)有限元計(jì)算,球面與錐面經(jīng)擠壓所形成的接觸面是一個(gè)軸對(duì)稱的圓環(huán)形斜面,圓環(huán)間距就是密封面寬度,密封面寬度與擰緊力矩對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線,如圖5所示。從圖中可以看出密封面寬度與擰緊力矩近似于恒定正比例關(guān)系,密封面寬度以恒定斜率直線增加。由漏孔流導(dǎo)計(jì)算式(1)可知密封面越寬,密封效果相對(duì)越好,因此擰緊力矩的增加可以使密封結(jié)構(gòu)擁有更好的密封性能。

    圖5 擰緊力矩?密封面寬度Fig.5 Tightening Torque?Sealing Surface Width

    在一定范圍內(nèi),密封面平均接觸應(yīng)力與密封面寬度的增加都對(duì)密封性能起著正面作用,鎖緊螺母擰緊過程中,兩者同時(shí)增加能夠快速增強(qiáng)密封結(jié)構(gòu)的密封性能,達(dá)到密封狀態(tài)。擰緊力矩為18.8N·m時(shí)的密封面,此時(shí)密封面寬度為0.56mm,如圖6所示。

    圖6 擰緊力矩18.8N·m時(shí)的密封面Fig.6 Sealing Surface with Tightening Torque of 18.8N·m

    4.3 密封區(qū)域接觸應(yīng)力分布

    擰緊力矩為18.8N·m時(shí)密封區(qū)域的接觸應(yīng)力,如圖7所示。因?yàn)閷?dǎo)管結(jié)構(gòu)是圍繞軸線的軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),可以知道密封區(qū)域同一圓環(huán)的應(yīng)力情況大致相同,且中間大兩側(cè)小。以球面切向的密封區(qū)域中點(diǎn)作為坐標(biāo)零點(diǎn),可以得到沿球面切向的接觸應(yīng)力分布圖,如圖8所示。接觸應(yīng)力關(guān)于密封區(qū)域中點(diǎn)不對(duì)成,最大接觸應(yīng)力略有偏移,但接觸應(yīng)力在密封區(qū)域中間部分變化平緩,直到密封區(qū)域邊緣部分驟降。因此,密封結(jié)構(gòu)主要依靠密封區(qū)域中間部分保證其密封性能,要保證在裝配過程中的軸向?qū)χ?,防止因中間區(qū)域軸向偏離而產(chǎn)生漏孔。

    圖7 密封區(qū)域接觸應(yīng)力Fig.7 Sealing Area Contact Stress

    圖8 擰緊力矩18.8N·m時(shí)密封區(qū)域接觸應(yīng)力分布Fig.8 Contact Stress Distribution in Sealing Area when Tightening Torque is 18.8N·m

    4.4 結(jié)構(gòu)材料強(qiáng)度校核

    球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的導(dǎo)管連接件在施加力矩的過程中,球形接頭、擴(kuò)口式錐面接頭及鎖緊螺母的各部分都存在力的作用。在分析整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力的時(shí)候會(huì)使用V.Mises理論[12]計(jì)算應(yīng)力分布情況,這樣能夠在整個(gè)模型內(nèi)部用應(yīng)力等值線清楚表現(xiàn)應(yīng)力分布,快速確定模型中超出屈服極限的最危險(xiǎn)區(qū)域。導(dǎo)管在內(nèi)壓為2MPa作用下,擰緊力矩18.8N·m的密封條件下整個(gè)導(dǎo)管連接件的應(yīng)力情況,如圖9所示。

    圖9 擰緊力矩18.8N·m的導(dǎo)管連接件應(yīng)力情況(內(nèi)壓2MPa)Fig.9 Stress Condition of the Pipe Joint with Tightening Torque of 18.8N·m(Internal Pressure 2MPa)

    應(yīng)力分布及密封面寬度基本不變,局部最大應(yīng)力在球面與錐面的接觸密封區(qū)域,但最大接觸應(yīng)力從208MPa 減小至204.5MPa,小于材料屈服極限,整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力處于安全范圍內(nèi)??紤]內(nèi)壓增大到20MPa的情況下,整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果略微增大,局部最大應(yīng)力為216MPa,減小擰緊力矩至18N·m時(shí)能避免局部屈服的產(chǎn)生。因此,18.8N·m的擰緊力矩仍可作為導(dǎo)管安裝扭矩上限值并保證密封性能,但內(nèi)壓明顯增大的情況下要適當(dāng)減小擰緊力矩。

    5 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

    要驗(yàn)證理論分析所得數(shù)值具有準(zhǔn)確性,需要經(jīng)過實(shí)驗(yàn)得到密封面平均接觸應(yīng)力及密封面寬度與理論數(shù)值進(jìn)行比較。考慮此處檢測(cè)平均接觸應(yīng)力較為困難,故使用掃描電子顯微鏡掃描球頭測(cè)量密封面寬度,根據(jù)Hertz接觸理論可計(jì)算出密封面平均接觸應(yīng)力,因密封面寬度與密封面平均接觸應(yīng)力成一次正比關(guān)系,兩者理論計(jì)算值與實(shí)際值誤差相同。

    為方便實(shí)驗(yàn),設(shè)計(jì)制造了符合高壓導(dǎo)管實(shí)際安裝情況的實(shí)驗(yàn)裝置,如圖10所示。能實(shí)時(shí)反映擰緊力矩與軸向力大小。

    圖10 實(shí)驗(yàn)裝置Fig.10 Experimental Device

    為了合理驗(yàn)證分析結(jié)果,選取分析所得安裝力矩上限值附近一定范圍內(nèi)12個(gè)力矩值作為擰緊力矩定值安裝。

    在實(shí)驗(yàn)中,采用FG?101型數(shù)顯式力矩扳手,扳手具有力矩測(cè)量及預(yù)設(shè)力矩等功能,能夠保證安裝導(dǎo)管時(shí)施加力矩的精確且易于控制。

    將導(dǎo)管接頭至于實(shí)驗(yàn)裝置上,用力矩扳手實(shí)現(xiàn)定力矩安裝導(dǎo)管之后將接頭拆開取下,采用JSM?6510掃描電子顯微鏡對(duì)球面接頭表面進(jìn)行掃描。如圖11所示,通過100倍率放大掃描可以清晰直觀地發(fā)現(xiàn)接頭球面接觸形成密封面的輪廓,得到密封面實(shí)際寬度。

    圖11 實(shí)驗(yàn)后接頭球面掃描圖Fig.11 Spherical Scan of the Joint After the Experiment

    根據(jù)擰緊力矩值將實(shí)際密封面寬度Wy與理論密封面寬度W進(jìn)行比較,如表1所示。

    表1 密封面寬度理論計(jì)算值與實(shí)際值誤差對(duì)比Tab.1 Comparison of Theoretical Calculation Value and Actual Value Error of Sealing Surface Width

    經(jīng)過理論計(jì)算值與實(shí)際值的對(duì)比,可以看出Wy與W的誤差值控制在10%以內(nèi),這表明理論分析方法具有可行性,分析得到的數(shù)值具有準(zhǔn)確性。

    6 結(jié)論

    (1)通過漏率經(jīng)驗(yàn)公式并結(jié)合Hertz接觸理論檢漏,考慮內(nèi)壓大小對(duì)導(dǎo)管漏率影響預(yù)估導(dǎo)管初始密封狀態(tài)具有可行性。

    (2)導(dǎo)管裝配過程中,擰緊力矩大小與密封面平均接觸應(yīng)力及密封面寬度成正比,相對(duì)較大的擰緊力矩能夠加強(qiáng)球面?錐面密封結(jié)構(gòu)的密封效果。

    (3)對(duì)長(zhǎng)期使用且具有較高密封要求的產(chǎn)品,需要定期檢漏維護(hù),減少應(yīng)力松弛現(xiàn)象的產(chǎn)生。

    (4)密封性能主要依靠密封面中間區(qū)域保證,要保證裝配過程中的軸向?qū)χ校3置芊鈪^(qū)域接觸應(yīng)力分布合理。

    (5)合適的安裝扭矩能夠保證導(dǎo)管密封性能,不會(huì)對(duì)球面錐面密封結(jié)構(gòu)造成局部屈服,能夠滿足定時(shí)檢查導(dǎo)管密封狀態(tài)重復(fù)拆裝的使用要求。

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