渦輪泵端面密封波紋管波形分析與試驗研究

涂 霆，李 銘，吳 霖，須 村，葉小強

（北京航天動力研究所，北京，100076）

0 引 言

膜盒式端面密封因其利用金屬波紋管代替了彈簧和輔助密封圈，解決了高、低溫下輔助密封問題，且具有軸向浮動性好、比壓均勻、摩擦損失小、工作穩(wěn)定性好和結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點，被廣泛應(yīng)用[1～3]。

目前，機械密封金屬焊接波紋管的研究主要集中在波形參數(shù)對剛度[4]、耐壓強度[5,6]及穩(wěn)定性[7,8]等的影響，但對不同波形、不同壓力對密封比壓、載荷系數(shù)、平衡直徑及疲勞壽命的影響研究較少。本文以某火箭發(fā)動機渦輪泵氦氣端面密封為對象，對直邊和斜邊兩種波形進行了研究，采用有限元的方法計算兩種波形的應(yīng)力水平、平衡直徑及密封比壓等參數(shù)隨工作壓力變化的關(guān)系，并通過疲勞壽命試驗、臺架運轉(zhuǎn)試驗和熱試車進行驗證。

1 有限元計算與分析

1.1 幾何結(jié)構(gòu)和工作條件

所研究的端面密封為接觸式，主要由動環(huán)和靜環(huán)組件構(gòu)成，靜環(huán)組件包括靜環(huán)和金屬焊接波紋管，摩擦副靜環(huán)為石墨材料，動環(huán)為鋼材，其結(jié)構(gòu)如圖 1所示。該端面密封所用的波紋管波形為三圓弧S形，工作條件和波紋管結(jié)構(gòu)尺寸如表1所示。

該端面密封原狀態(tài)波形內(nèi)、外徑為直邊（與直邊的傾斜度為 3°），使用中多次發(fā)生波紋管破裂，暴露出疲勞壽命不足的問題，無法適應(yīng)生產(chǎn)質(zhì)量波動。原波片內(nèi)外圓焊接后，形成6°的張角，工作時外充壓、外圓焊縫張角被壓縮，內(nèi)焊縫張角被擴張，形成的彎矩作用于焊縫根部，導(dǎo)致該處應(yīng)力急劇增大。因此，將波片外圓直線段角度調(diào)整為0°，內(nèi)圓直線段調(diào)整為 45°，使兩波片端部保持貼合，貼合后既減小了力臂、彎矩和曲率半徑，又將受力支點轉(zhuǎn)移至貼合的端部，應(yīng)力水平得到降低，最大應(yīng)力位置轉(zhuǎn)移出焊縫區(qū)域，從而達到提高強度和疲勞壽命的目的。其它波片參數(shù)，即波片厚度、內(nèi)外徑大小、波片組數(shù)保持不變，中間 3段圓弧的直徑進行適應(yīng)性調(diào)整，如圖2所示。

圖1 端面密封結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Face Seal Structure

表1 密封結(jié)構(gòu)尺寸和工作條件Tab.1 Structure Sizes and Working Conditions

圖2 波形結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Waveform Structure

1.2 三維建模和邊界條件

采用 ANSYS Workbench有限元軟件建立兩種狀態(tài)的二維軸對稱有限元模型（見圖3），對稱軸為y軸，波紋管安裝環(huán)施加固定約束，靜環(huán)密封面上施加y方向的位移約束，在波紋管、靜環(huán)、靜環(huán)座和安裝環(huán)外側(cè)施加外壓載荷，波紋管及安裝環(huán)、靜環(huán)座之間施加無摩擦接觸，采用彈塑性模型進行分析。波紋管材料為Inconel-718，彈性模量為205 GPa，泊松比0.3，屈服強度為1034 MPa。

圖3 有限元模型示意Fig.3 Finite Element Model

1.3 計算結(jié)果

1.3.1 剛度計算與分析

波紋管的剛度為

式中F為波紋管彈力；X為波紋管壓縮量。

在不充壓狀態(tài)下，對密封面施加不同壓縮量X，提取相應(yīng)的支反力，即波紋管彈力F，并以X為橫坐標，F(xiàn)為縱坐標，做曲線并求其斜率，得出K值，即為波紋管剛度，結(jié)果如圖4所示。

圖4 波紋管彈力與壓縮量關(guān)系特性曲線Fig.4 Relation between Elasticity and Compression of Bellows

從圖4可以看出，兩種狀態(tài)的波紋管彈力隨壓縮量變化的線性度較好，改進型的剛度比原狀態(tài)大 3 N/mm左右，剛度有限元計算值與產(chǎn)品實測值對比如表2所示。

表2 剛度對比Tab.2 Stiffness Contrast

由表2可知，有限元計算剛度與產(chǎn)品實測值吻合較好，驗證了該有限元模型及計算方法的有效性。

1.3.2 應(yīng)力計算與分析

取波紋管預(yù)壓量為實際使用的1.2 mm，分別對兩種波形外側(cè)充壓0～1.3 MPa進行計算，提取不同壓力下的應(yīng)力云圖，如圖5所示。

圖5 兩種波形的應(yīng)力云圖Fig.5 Stress Contours of Two Waveforms

從圖 5可以看出，兩種波形的應(yīng)力隨工作壓力的升高而增大，但改進型的斜邊波形應(yīng)力明顯小于原狀態(tài)的直邊波形，工作壓力在0.3～0.6 MPa范圍內(nèi)，改進型應(yīng)力約為原狀態(tài)的三分之一，強度安全系數(shù)由接近1提高到3以上。直邊波片在0.3 MPa壓力時，局部波片發(fā)生貼合，應(yīng)力水平接近于材料極限，超過0.5 MPa后發(fā)生局部屈服，應(yīng)力水平有所降低。改進狀態(tài)的斜波片在0.8 MPa以后才發(fā)生接觸，應(yīng)力上升較慢，未超過材料的極限。原狀態(tài)直邊波形的最大應(yīng)力點位于焊縫附近，而焊接高溫形成的熱影響區(qū)會降低材料的強度，導(dǎo)致強度裕度進一步降低，容易發(fā)生開裂。改進后的斜邊波形最大應(yīng)力點遠離強度低的焊縫熔合區(qū)，轉(zhuǎn)移到強度高的波片母材上，波紋管的強度安全裕度得到顯著提高，從理論上來說，其疲勞壽命也會提高。

1.3.3 端面壓緊力計算

端面壓緊力F1由波紋管的彈力F和流體壓力作用力Fp兩部分組成，即：

式中K1為載荷系數(shù)；P為充壓壓力；A為密封面積。

密封比壓Pb為端面壓緊力與密封面積的比值，即：

波紋管的有效直徑即密封平衡直徑da可按下式計算：

式中d1為膜片內(nèi)徑；d2為膜片外徑。

提取各充壓狀態(tài)下的支反力，即端面壓緊力F1，通過式（2）～（4）計算出不同壓力下的密封比壓Pb、載荷系數(shù)K1和平衡直徑da，如圖6～8所示。

圖6 密封端面比壓與充壓壓力關(guān)系Fig.6 Relation between Seal Specific Pressure and Working Pressure

圖7 平衡直徑與充壓壓力關(guān)系Fig.7 Relation between Balance Diameter and Working Pressure

圖8 載荷系數(shù)與充壓壓力關(guān)系Fig.8 Relation between Loading Factor and Working Pressure

從圖6～8可以看出，0～1.3 MPa時，兩種狀態(tài)的密封端面比壓均隨壓力增加而增大，原狀態(tài)在0.3 MPa處存在斜率增大的拐點，而改進型的點在0.8 MPa，且斜率要小于原狀態(tài)。同樣的，平衡直徑與載荷系數(shù)也存在相同壓力下的突變拐點。結(jié)合圖5可知，當某壓力下，相鄰波片發(fā)生接觸，則該充壓壓力下的密封比壓、平衡系數(shù)與載荷系數(shù)會出現(xiàn)拐點，波紋管的性質(zhì)發(fā)生變化。

在工作壓力附近，原狀態(tài)密封比壓存在突增的拐點，當運轉(zhuǎn)的摩擦發(fā)熱使密封腔壓力升高后，端面比壓大幅增大，進而導(dǎo)致摩擦劇烈，形成正反饋，密封腔壓力進一步升高，使工作比壓顯著偏離設(shè)計點，不利于密封的長時間安全穩(wěn)定工作。改進型比壓突變拐點不在工作壓力區(qū)間，且比壓隨壓力變化較小，性能更穩(wěn)定。

2 試驗驗證

2.1 疲勞壽命試驗

為對比兩種波形狀態(tài)的疲勞壽命水平，設(shè)計了循環(huán)打壓試驗裝置，如圖9所示。

圖9 循環(huán)打壓試驗裝置示意Fig.9 Cyclic Charging Test Device

從圖 9可以看出，該試驗裝置主要通過入口、出口的電磁閥開啟與關(guān)閉，實現(xiàn)給端面密封產(chǎn)品充壓與泄壓，一次充放壓記為一個循環(huán)次數(shù)，波紋管開裂（無法保持壓力）的循環(huán)次數(shù)多少即反映其疲勞壽命的高低，如圖10所示。為減少波紋管達到疲勞破裂的試驗時間，將充壓壓力提高到 1 MPa，提高了整體平均應(yīng)力和應(yīng)力幅。

從圖10可以看出，原狀態(tài)波紋管疲勞開裂次數(shù)在7000～9000次，改進型的疲勞開裂次數(shù)超過18000次，是原狀態(tài)的兩倍以上，疲勞壽命得到顯著提升，大幅提高了產(chǎn)品強度安全裕度，驗證了1.3節(jié)中有限元的計算結(jié)果。

圖10 循環(huán)打壓試驗結(jié)果特性曲線Fig.10 Cyclic Charging Test Results

2.2 臺架運轉(zhuǎn)試驗

將兩種波形狀態(tài)的端面密封試件在常溫臺架上進行30 min運轉(zhuǎn)試驗，試驗工況壓力為0.5 MPa，密封介質(zhì)為常溫氦氣。兩種狀態(tài)產(chǎn)品試驗均合格，泄漏水平相當，密封面均無磨損。試驗裝置如圖11所示，運轉(zhuǎn)溫升如圖12所示，改進前后對比如表3所示。

圖11 臺架運轉(zhuǎn)試驗裝置示意Fig.11 Running Test Device

圖12 運轉(zhuǎn)試驗最高溫度和溫升特性曲線Fig.12 Maximum Temperature and Temperature Rise on Running Test

表3 臺架運轉(zhuǎn)最高溫度和溫升Tab.3 Maximum Temperature and Temperature Rise on Running Test

由圖12和表3中數(shù)據(jù)可知，改進型密封試件運轉(zhuǎn)最高溫度、溫升均遠小于原狀態(tài)，降幅為 66%以上，工作熱環(huán)境明顯改善，驗證了1.3節(jié)的計算結(jié)果。

2.3 發(fā)動機熱試車考核

將波片改進斜45°波形的氦氣端面密封產(chǎn)品搭載發(fā)動機，進行了10次啟動，3240 s長程熱試車，取得圓滿成功，并與原狀態(tài)直邊波形產(chǎn)品的試車情況進行對比，典型的連續(xù)兩次啟動試車中密封腔壓力Pg、溫度Tg特性如圖13所示，改進前后對比如表4所示。

圖13 試車密封腔壓力和溫度關(guān)系Fig.13 Pressure and Temperature of Seal Cavity in Engine Test

表4 試車密封腔壓力、溫度Tab.4 Pressure and Temperature of Seal Cavity in Engine Test

從圖13可以看出，啟動后密封腔溫度、壓力迅速上升，到達最高點后逐漸下降。分析原因是啟動后轉(zhuǎn)速由零迅速升高到額定轉(zhuǎn)速，摩擦熱迅速增大，導(dǎo)致溫度壓力升高；隨后由于密封腔外部存在大量低溫介質(zhì)，大量的摩擦發(fā)熱量被熱傳導(dǎo)出去，溫度、壓力隨之降低。因此，密封腔溫度增幅越小、降幅越大或密封腔壓力越小，說明端面密封摩擦發(fā)熱越小。

由圖13和表4可知，改進型較原狀態(tài)密封腔溫度增幅低25%，溫度降幅超過25%，密封腔壓力更小，說明改進的斜波波形密封發(fā)熱更小，也驗證了1.3節(jié)的有限元計算與2.2節(jié)中的臺架運轉(zhuǎn)結(jié)果。

3 結(jié) 論

a）斜45°波形耐壓性能優(yōu)于直邊波形，應(yīng)力水平約為其三分之一，且最大應(yīng)力點在強度高的波片母材上，遠離強度低的焊縫熱影響區(qū)，強度安全系數(shù)提高到3以上；

b）相鄰波片接觸，密封比壓（載荷系數(shù)、平衡直徑）等性能參數(shù)會有突變，斜45°波形的性能參數(shù)隨壓力變化更小，線度好，工作壓力附近不存在性能突變的拐點，較直邊波形的工作穩(wěn)定性好、工作熱環(huán)境更優(yōu)；

c）試驗結(jié)果表明，斜45°波形的改進波形較原狀態(tài)直波形疲勞壽命提高了1倍，密封運轉(zhuǎn)溫度和溫升降低超過 25%，驗證了有限元計算的有效性和斜 45°波形改進的效果。