超高壓管接頭密封結(jié)構(gòu)的設計與分析

梅加化，何 平，黃祿豐，劉李兵

（1.中船動力研究院有限公司研究開發(fā)部，上海200120；2.安徽建筑大學機械與電氣工程學院，安徽合肥230601；3.寧波吉利汽車研究開發(fā)有限公司領(lǐng)克品牌研究院，浙江寧波315336）

超高壓的機械產(chǎn)品在實際中應用較少，但也是十分重要的部分。高于100 MPa的液壓缸，特別是柴油機的燃油系統(tǒng)，軌壓甚至可以高達250 MPa以上[1]，如柱塞泵和高壓油管。對于液壓缸與柱塞泵屬于超高壓的動態(tài)密封，采用小間隙配合和帶擋圈的O型圈進行密封[2]，并且允許有較小的泄露量。對于靜態(tài)超高壓液體管路接頭的密封，一般采用球面-錐面結(jié)構(gòu)，根據(jù)實際管路結(jié)構(gòu)布置要求和以往經(jīng)驗數(shù)據(jù)基本可以設計出管接頭的結(jié)構(gòu)圖紙。但是如何確定合適的安裝預緊力、不同管路壓力和密封結(jié)構(gòu)需要多大預緊力等等，目前國內(nèi)外在這方面的研究很少。

文獻[3]研究了球面-錐面結(jié)構(gòu)的低壓密封，由于低壓密封結(jié)構(gòu)預緊力一般都由操作人員根據(jù)經(jīng)驗擰緊，扭矩大小沒有明確要求，對球面-錐面密封結(jié)構(gòu)也都是根據(jù)經(jīng)驗設計。文獻雖然研究了較大擰緊力矩增強了密封效果，但是沒有進一步量化預緊力多少合適、不同結(jié)構(gòu)形式的應力趨勢等。文獻[4]對球面-錐面密封結(jié)構(gòu)進行了彈塑性分析與實驗驗證，研究發(fā)現(xiàn)密封結(jié)構(gòu)有一定的塑性變形，并隨著安裝力矩增大，接觸面壓力越大，密封性能越好，但是，同樣沒有量化預緊力的大小，不能直接應用于新產(chǎn)品的設計。本文以ACD320DF雙燃料發(fā)動機[5]高壓油管的設計為例，研究靜態(tài)超高壓液體管路接頭球面-錐面的密封結(jié)構(gòu)特征，找出設計分析與預緊力計算的直觀判定方法，為超高壓球面-錐面密封結(jié)構(gòu)設計提供理論指導，以便直接應用于新產(chǎn)品的設計。

1 球面-錐面密封管接頭的設計

超高壓球面-錐面液體密封管接頭的設計主要包括管接頭的結(jié)構(gòu)設計和安裝扭矩兩個內(nèi)容。管接頭的結(jié)構(gòu)是根據(jù)密封管路的結(jié)構(gòu)特點與布置要求進行設計，數(shù)據(jù)參考較多[3-4]，并且自由度較高，如圖1為一種典型的球面-錐面密封管接頭結(jié)構(gòu)，包括密封管、卡套、中間接頭、固定座和螺栓等。安裝扭矩與管路密封壓力、具體結(jié)構(gòu)息息相關(guān)，后續(xù)將以ACD320DF雙燃料機高壓油管接頭為例，進行詳細研究。

ACD320DF雙燃料發(fā)動機高壓油管接頭結(jié)構(gòu)如圖2所示，油管設計壓力為190 MPa，右油管通過螺紋與卡套連接，固定接頭左邊與左油管螺紋連接，擰緊時與卡套錐面拉緊，結(jié)構(gòu)十分簡單緊湊。右油管球面位置采用了一段30°錐面過渡，有利于卡套插入油管，卡套與右油管螺紋為左旋螺紋，與外側(cè)螺紋相反，以至于緊固過程中卡套不會變松。高壓油管的材料均采用42CrMo合金鋼，其機械性能參數(shù)見表1。

圖1 一種球面-錐面密封管接頭結(jié)構(gòu)

圖2 ACD320DF雙燃料機高壓油管接頭

表1 42CrMo材料機械性能參數(shù)

2 錐面-球面密封結(jié)構(gòu)計算分析

2.1 有限元模型的驗證

為了準確計算高壓油管密封結(jié)構(gòu)的應力、應變情況，需要對有限元仿真模型的單元、網(wǎng)格密度、邊界條件等進行多次試計算，以找出合適的方案。本文基于ABAQUS軟件[6]建立了高壓油管錐面-球面結(jié)構(gòu)的有限元模型，進行線彈性接觸分析。表2為不同網(wǎng)格密度、單元下的應力值。

表2 不同有限元模型的計算

從表中的數(shù)據(jù)可以看出，隨著網(wǎng)格密度的增加，其應力結(jié)果趨于穩(wěn)定，特別是球面-錐面接觸部分，網(wǎng)格密度一定要足夠小，才能使計算結(jié)果精確；從后續(xù)3種計算結(jié)果中，也可以看出接觸部位的應力已經(jīng)超過了材料的屈服極限，產(chǎn)生了一定的塑性變形，必須要進行彈塑性分析才能與實際相符；C3D10M二階四面體單元，雖然計算精度很高，但是相對網(wǎng)格數(shù)量很多，計算時間很長。因此，基于計算精度和效率，選取C3D8六面體單元進行彈塑性接觸分析，有限元模型如圖3所示。

圖3 高壓油管接頭有限元模型網(wǎng)格圖

2.2 結(jié)構(gòu)對比分析方案

管接頭接觸壓力是通過扭矩預緊螺栓產(chǎn)生，螺栓預緊力與扭矩的轉(zhuǎn)換關(guān)系，一般都是通過VDI 2230標準[7]計算得出，但是其計算關(guān)系較為復雜，也不是本文研究的重點。因此，本文選取螺栓預緊力的簡化公式計算[8]：

其中，F(xiàn)preload表示螺栓預緊拉力，T表示螺栓的扭矩，d表示螺栓公稱直徑。與VDI 2230標準計算值進行比較，誤差在3%以內(nèi)。

將球面-錐面密封結(jié)構(gòu)簡化為扇形區(qū)域的兩個參數(shù)A、B，有利于比較結(jié)構(gòu)形式對應力與密封性能的影響，如圖4所示，其中A為球面與錐面接觸線的直徑，B為在扇形半徑上的管壁厚度。結(jié)構(gòu)的對比分析方案將根據(jù)不同的螺栓預緊扭矩，不同管子外徑以及不同的A B參數(shù)值進行詳細計算分析。

2.3 不同方案的對比分析

2.3.1 高壓油管預緊力的確定

根據(jù)高壓油管的設計結(jié)構(gòu)，為了確定合適的預緊力扭矩，將針對螺栓扭矩55、65、75、85 Nm等4種工況進行計算分析，85 Nm預緊力下的應力云圖如圖5所示。

圖4 高壓油管接頭有限元模型

圖5 85 Nm預緊力下的應力云圖

從圖中可以看出，球面-錐面密封部位已經(jīng)出現(xiàn)了一定的塑性變形，應力高達1 075 MPa，管內(nèi)部壁面應力也已經(jīng)達965 MPa，高于屈服強度，說明85 Nm預緊力過大，使結(jié)構(gòu)整體發(fā)生塑性變形。整個結(jié)構(gòu)的應力云圖形狀呈現(xiàn)蛙式分布，兩腳位置（即球面-錐面密封接觸部位）應力最大，產(chǎn)生塑性變形有利于密封性能，蛙肚部位應力應該小于屈服強度，從而增加球頭結(jié)構(gòu)的剛性，提高結(jié)構(gòu)的可靠性。

55 Nm、65 Nm等各個預緊力工況下的計算結(jié)構(gòu)如表3所示。最大等效塑性應變均小于1%，考慮到結(jié)構(gòu)的可靠性，管內(nèi)壁應力最好是較小，以保證前端有足夠的剛度。因此，最終高壓油管設計的預緊扭矩確定為65 Nm，后續(xù)將會進行試驗驗證。

表3 不同預緊力的計算結(jié)果

2.3.2 不同管外徑的球面-錐面結(jié)構(gòu)分析

根據(jù)確定的高壓油管結(jié)構(gòu)形式（即相同的A、B參數(shù)值）和預緊力，針對不同管外徑進行仿真分析，如表4所示。錐面管外徑從27 mm減小到22 mm對整個結(jié)構(gòu)應力和應變基本沒有影響，這表明錐面的結(jié)構(gòu)剛度本身就較大；當球面管子外徑從15 mm減小到13 mm時，球面應力增大，等效塑性應變也增加較明顯。

表4 不同管外徑的計算結(jié)果

2.3.3 不同A、B結(jié)構(gòu)參數(shù)的分析

保持高壓油管的外徑和內(nèi)徑尺寸，去掉30°錐面導向結(jié)構(gòu)，改變A、B兩個參數(shù)，其有限元分析結(jié)果如圖6所示，密封結(jié)構(gòu)整體應力都小于屈服強度，未發(fā)生任何塑性應變，說明這2個參數(shù)對球面-錐面密封結(jié)構(gòu)的影響較大。

圖6 不同A、B參數(shù)的應力云圖

方案1為高壓油管結(jié)構(gòu)，方案2為圖6中的模型，方案3、4和5是在方案2的基礎上，改變A、B兩個參數(shù)值，保持所有方案的邊界條件和受力工況不變，其應力應變結(jié)果如表5所示。

表5 不同AB參數(shù)的計算結(jié)果

當方案2中A、B參數(shù)同時增大時，結(jié)構(gòu)強度會有很大的提升；當保持A不變，減小B參數(shù)時，結(jié)構(gòu)的整體應力增大，特別是球面-錐面接觸部位等效應力較方案1更大，但是塑性應變較??；當保持B參數(shù)不變，A參數(shù)減小時，雖然接觸部位的塑性應變較小，但是應力幅值很大，甚至超過了抗拉強度，出現(xiàn)了局部點蝕。

因此優(yōu)化設計球面-錐面的結(jié)構(gòu)尺寸，合理地選取A、B參數(shù)對結(jié)果好壞十分重要。

3 設計驗證與結(jié)果分析

3.1 設計驗證

首先根據(jù)已有成熟機型的某種高壓油管結(jié)構(gòu)，進行計算分析，其結(jié)果如圖7所示，接觸部位最大等效應力為1 104 MPa，但是塑性應變?yōu)?.11%，管壁內(nèi)應力只有388 MPa。再選取另外幾種成熟機型的高壓油管進行仿真分析，發(fā)現(xiàn)接觸部位也出現(xiàn)了塑性變形，管內(nèi)壁應力則相對較小。這些都說明接觸部位有一定的塑性變形，對密封十分有利，而管內(nèi)壁應力則盡可能小于材料屈服強度；ACD320DF雙燃料機高壓油管的設計與此相符。

圖7 某成熟機型高壓油管的分析結(jié)果

根據(jù)ACD320DF機高壓油管的設計方案進行預緊力試驗，其結(jié)果如表6所示。所有方案下均沒有出現(xiàn)泄漏情況，但是當預緊力為75 Nm時，3次反復試驗后，球面有可見的劃痕，再次安裝后試驗也不泄漏。因此，ACD320DF雙燃料機高壓油管最終選擇65 Nm預緊力。

表6 不同預緊力的影響試驗

3.2 結(jié)果分析

3.2.1 球面-錐面結(jié)構(gòu)的影響

根據(jù)對球面-錐面不同結(jié)構(gòu)的仿真分析結(jié)果，可以得出：

（1）當球面管子外徑增加時，球面-錐面接觸部位的應力與應變均降低；而錐面管子外徑減少時，幾乎沒有多少變化。

（2）密封結(jié)構(gòu)隨著A參數(shù)的增大，即接觸部位的直徑越大，接觸面積越大，球面-錐面接觸部位應力急劇下降，能承受更大的預緊力。當B參數(shù)增大時，即管厚度增加時，前端剛度變大，包括管內(nèi)壁和球面等整個結(jié)構(gòu)應力都會明顯減小。

（3）從ACD320DF雙燃料機高壓油管和幾種成熟發(fā)動機的高壓油管計算結(jié)果來看，當球面-錐面接觸部位達到一定的塑性變形，而管內(nèi)壁應力小于屈服強度，才能使密封可靠，這也是我們進行結(jié)構(gòu)設計的優(yōu)化方向。

3.2.2 球面-錐面結(jié)構(gòu)有限元分析的判定準則

只有合理的球面-錐面結(jié)構(gòu)與合適的預緊力相配合，才能使密封性能和可靠性達到最佳。而預緊力的選取，一方面需要滿足密封要求，并且可靠性高。另一方面要大小合理，針對不同結(jié)構(gòu)、不同密封壓力場合有不同的合適值。因此，需要借助于有限元分析來優(yōu)化設計以得到一個合理的結(jié)構(gòu)與合適的預緊力，而判定準則是進行有限元分析成敗的關(guān)鍵，正確合理的判定準則才能使仿真分析變得有意義。針對以上密封結(jié)構(gòu)的分析結(jié)果，提出一個通用的判定準則：

其中，σΔ是在螺栓預緊力減去管道壓力后計算的密封部位應力，σS為材料屈服強度，σr為僅有螺栓預緊力作用下的管道內(nèi)壁應力，F(xiàn)preload為螺栓預緊力，F(xiàn)pressure為管道壓力產(chǎn)生的推力，P為管道內(nèi)液體壓力，A為球面-錐面接觸線的直徑，r為球面管內(nèi)徑。

只有在螺栓預緊力減去管道液體壓力后，計算得到的密封接觸部位應力大于材料屈服強度，并且僅在螺栓預緊力作用下，管道內(nèi)壁應力小于材料屈服強度，才能保證該球面-錐面結(jié)構(gòu)在給定的螺栓預緊力作用下密封可靠。將本文設計的高壓油管和幾種成熟機型的高壓油管按照上述預緊力的判定準則，進行驗證，材料均為42CrMo，計算結(jié)果如表7所示。從表7可見，均能滿足判定準則的要求。

表7 幾種高壓油管預緊力

4 結(jié) 論

綜上所述，管外徑、密封結(jié)構(gòu)扇形區(qū)域A、B參數(shù)對結(jié)構(gòu)密封性能有較大的影響，特別是A、B參數(shù)對密封結(jié)構(gòu)應力應變影響最大。因此，進行超高壓球面-錐面結(jié)構(gòu)建模時，可以根據(jù)這些參數(shù)進行參數(shù)化建模，更容易找出合理的設計。甚至可以通過比較這些參數(shù)，不進行有限元計算，就可以得到較為合適的結(jié)構(gòu)和預緊力。計算的結(jié)果表明，球面-錐面密封接觸部位產(chǎn)生一定的塑性變形，反而使得密封更加可靠。與應力不能超過屈服強度的傳統(tǒng)設計理論形成鮮明對比，說明設計理論因情況而異，合適的塑性變形不僅提高了材料利用率，同樣可以十分可靠。此外，本文基于超高壓球面-錐面密封結(jié)構(gòu)的有限元分析，提出了一個計算結(jié)果的判定準則，并通過多個成熟的案例驗證了準則的正確性。