超高壓管接頭密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)與分析

梅加化，何 平，黃祿豐，劉李兵

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

超高壓的機(jī)械產(chǎn)品在實(shí)際中應(yīng)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(jī)的燃油系統(tǒng)，軌壓甚至可以高達(dá)250 MPa以上[1]，如柱塞泵和高壓油管。對(duì)于液壓缸與柱塞泵屬于超高壓的動(dòng)態(tài)密封，采用小間隙配合和帶擋圈的O型圈進(jìn)行密封[2]，并且允許有較小的泄露量。對(duì)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(shí)際管路結(jié)構(gòu)布置要求和以往經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)基本可以設(shè)計(jì)出管接頭的結(jié)構(gòu)圖紙。但是如何確定合適的安裝預(yù)緊力、不同管路壓力和密封結(jié)構(gòu)需要多大預(yù)緊力等等，目前國(guó)內(nèi)外在這方面的研究很少。

文獻(xiàn)[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(yù)緊力一般都由操作人員根據(jù)經(jīng)驗(yàn)擰緊，扭矩大小沒(méi)有明確要求，對(duì)球面-錐面密封結(jié)構(gòu)也都是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)。文獻(xiàn)雖然研究了較大擰緊力矩增強(qiáng)了密封效果，但是沒(méi)有進(jìn)一步量化預(yù)緊力多少合適、不同結(jié)構(gòu)形式的應(yīng)力趨勢(shì)等。文獻(xiàn)[4]對(duì)球面-錐面密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了彈塑性分析與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(méi)有量化預(yù)緊力的大小，不能直接應(yīng)用于新產(chǎn)品的設(shè)計(jì)。本文以ACD320DF雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)[5]高壓油管的設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)分析與預(yù)緊力計(jì)算的直觀判定方法，為超高壓球面-錐面密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)，以便直接應(yīng)用于新產(chǎn)品的設(shè)計(jì)。

1 球面-錐面密封管接頭的設(shè)計(jì)

超高壓球面-錐面液體密封管接頭的設(shè)計(jì)主要包括管接頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和安裝扭矩兩個(gè)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(diǎn)與布置要求進(jìn)行設(shè)計(jì)，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(jī)高壓油管接頭為例，進(jìn)行詳細(xì)研究。

ACD320DF雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)高壓油管接頭結(jié)構(gòu)如圖2所示，油管設(shè)計(jì)壓力為190 MPa，右油管通過(guò)螺紋與卡套連接，固定接頭左邊與左油管螺紋連接，擰緊時(shí)與卡套錐面拉緊，結(jié)構(gòu)十分簡(jiǎn)單緊湊。右油管球面位置采用了一段30°錐面過(guò)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(guò)程中卡套不會(huì)變松。高壓油管的材料均采用42CrMo合金鋼，其機(jī)械性能參數(shù)見(jiàn)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(jī)高壓油管接頭

表1 42CrMo材料機(jī)械性能參數(shù)

2 錐面-球面密封結(jié)構(gòu)計(jì)算分析

2.1 有限元模型的驗(yàn)證

為了準(zhǔn)確計(jì)算高壓油管密封結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變情況，需要對(duì)有限元仿真模型的單元、網(wǎng)格密度、邊界條件等進(jìn)行多次試計(jì)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(jìn)行線彈性接觸分析。表2為不同網(wǎng)格密度、單元下的應(yīng)力值。

表2 不同有限元模型的計(jì)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(yīng)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(jì)算結(jié)果精確；從后續(xù)3種計(jì)算結(jié)果中，也可以看出接觸部位的應(yīng)力已經(jīng)超過(guò)了材料的屈服極限，產(chǎn)生了一定的塑性變形，必須要進(jìn)行彈塑性分析才能與實(shí)際相符；C3D10M二階四面體單元，雖然計(jì)算精度很高，但是相對(duì)網(wǎng)格數(shù)量很多，計(jì)算時(shí)間很長(zhǎng)。因此，基于計(jì)算精度和效率，選取C3D8六面體單元進(jìn)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(duì)比分析方案

管接頭接觸壓力是通過(guò)扭矩預(yù)緊螺栓產(chǎn)生，螺栓預(yù)緊力與扭矩的轉(zhuǎn)換關(guān)系，一般都是通過(guò)VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)[7]計(jì)算得出，但是其計(jì)算關(guān)系較為復(fù)雜，也不是本文研究的重點(diǎn)。因此，本文選取螺栓預(yù)緊力的簡(jiǎn)化公式計(jì)算[8]：

其中，F(xiàn)preload表示螺栓預(yù)緊拉力，T表示螺栓的扭矩，d表示螺栓公稱直徑。與VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算值進(jìn)行比較，誤差在3%以內(nèi)。

將球面-錐面密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為扇形區(qū)域的兩個(gè)參數(shù)A、B，有利于比較結(jié)構(gòu)形式對(duì)應(yīng)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(duì)比分析方案將根據(jù)不同的螺栓預(yù)緊扭矩，不同管子外徑以及不同的A B參數(shù)值進(jìn)行詳細(xì)計(jì)算分析。

2.3 不同方案的對(duì)比分析

2.3.1 高壓油管預(yù)緊力的確定

根據(jù)高壓油管的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，為了確定合適的預(yù)緊力扭矩，將針對(duì)螺栓扭矩55、65、75、85 Nm等4種工況進(jìn)行計(jì)算分析，85 Nm預(yù)緊力下的應(yīng)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(yù)緊力下的應(yīng)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(yīng)力高達(dá)1 075 MPa，管內(nèi)部壁面應(yīng)力也已經(jīng)達(dá)965 MPa，高于屈服強(qiáng)度，說(shuō)明85 Nm預(yù)緊力過(guò)大，使結(jié)構(gòu)整體發(fā)生塑性變形。整個(gè)結(jié)構(gòu)的應(yīng)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(yīng)力最大，產(chǎn)生塑性變形有利于密封性能，蛙肚部位應(yīng)力應(yīng)該小于屈服強(qiáng)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(gè)預(yù)緊力工況下的計(jì)算結(jié)構(gòu)如表3所示。最大等效塑性應(yīng)變均小于1%，考慮到結(jié)構(gòu)的可靠性，管內(nèi)壁應(yīng)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(shè)計(jì)的預(yù)緊扭矩確定為65 Nm，后續(xù)將會(huì)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

表3 不同預(yù)緊力的計(jì)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(yù)緊力，針對(duì)不同管外徑進(jìn)行仿真分析，如表4所示。錐面管外徑從27 mm減小到22 mm對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)應(yīng)力和應(yīng)變基本沒(méi)有影響，這表明錐面的結(jié)構(gòu)剛度本身就較大；當(dāng)球面管子外徑從15 mm減小到13 mm時(shí)，球面應(yīng)力增大，等效塑性應(yīng)變也增加較明顯。

表4 不同管外徑的計(jì)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(dǎo)向結(jié)構(gòu)，改變A、B兩個(gè)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(yīng)力都小于屈服強(qiáng)度，未發(fā)生任何塑性應(yīng)變，說(shuō)明這2個(gè)參數(shù)對(duì)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(yīng)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(chǔ)上，改變A、B兩個(gè)參數(shù)值，保持所有方案的邊界條件和受力工況不變，其應(yīng)力應(yīng)變結(jié)果如表5所示。

表5 不同AB參數(shù)的計(jì)算結(jié)果

當(dāng)方案2中A、B參數(shù)同時(shí)增大時(shí)，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度會(huì)有很大的提升；當(dāng)保持A不變，減小B參數(shù)時(shí)，結(jié)構(gòu)的整體應(yīng)力增大，特別是球面-錐面接觸部位等效應(yīng)力較方案1更大，但是塑性應(yīng)變較小；當(dāng)保持B參數(shù)不變，A參數(shù)減小時(shí)，雖然接觸部位的塑性應(yīng)變較小，但是應(yīng)力幅值很大，甚至超過(guò)了抗拉強(qiáng)度，出現(xiàn)了局部點(diǎn)蝕。

因此優(yōu)化設(shè)計(jì)球面-錐面的結(jié)構(gòu)尺寸，合理地選取A、B參數(shù)對(duì)結(jié)果好壞十分重要。

3 設(shè)計(jì)驗(yàn)證與結(jié)果分析

3.1 設(shè)計(jì)驗(yàn)證

首先根據(jù)已有成熟機(jī)型的某種高壓油管結(jié)構(gòu)，進(jìn)行計(jì)算分析，其結(jié)果如圖7所示，接觸部位最大等效應(yīng)力為1 104 MPa，但是塑性應(yīng)變?yōu)?.11%，管壁內(nèi)應(yīng)力只有388 MPa。再選取另外幾種成熟機(jī)型的高壓油管進(jìn)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(yīng)力則相對(duì)較小。這些都說(shuō)明接觸部位有一定的塑性變形，對(duì)密封十分有利，而管內(nèi)壁應(yīng)力則盡可能小于材料屈服強(qiáng)度；ACD320DF雙燃料機(jī)高壓油管的設(shè)計(jì)與此相符。

圖7 某成熟機(jī)型高壓油管的分析結(jié)果

根據(jù)ACD320DF機(jī)高壓油管的設(shè)計(jì)方案進(jìn)行預(yù)緊力試驗(yàn)，其結(jié)果如表6所示。所有方案下均沒(méi)有出現(xiàn)泄漏情況，但是當(dāng)預(yù)緊力為75 Nm時(shí)，3次反復(fù)試驗(yàn)后，球面有可見(jiàn)的劃痕，再次安裝后試驗(yàn)也不泄漏。因此，ACD320DF雙燃料機(jī)高壓油管最終選擇65 Nm預(yù)緊力。

表6 不同預(yù)緊力的影響試驗(yàn)

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

（1）當(dāng)球面管子外徑增加時(shí)，球面-錐面接觸部位的應(yīng)力與應(yīng)變均降低；而錐面管子外徑減少時(shí)，幾乎沒(méi)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(yīng)力急劇下降，能承受更大的預(yù)緊力。當(dāng)B參數(shù)增大時(shí)，即管厚度增加時(shí)，前端剛度變大，包括管內(nèi)壁和球面等整個(gè)結(jié)構(gòu)應(yīng)力都會(huì)明顯減小。

（3）從ACD320DF雙燃料機(jī)高壓油管和幾種成熟發(fā)動(dòng)機(jī)的高壓油管計(jì)算結(jié)果來(lái)看，當(dāng)球面-錐面接觸部位達(dá)到一定的塑性變形，而管內(nèi)壁應(yīng)力小于屈服強(qiáng)度，才能使密封可靠，這也是我們進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǔn)則

只有合理的球面-錐面結(jié)構(gòu)與合適的預(yù)緊力相配合，才能使密封性能和可靠性達(dá)到最佳。而預(yù)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(duì)不同結(jié)構(gòu)、不同密封壓力場(chǎng)合有不同的合適值。因此，需要借助于有限元分析來(lái)優(yōu)化設(shè)計(jì)以得到一個(gè)合理的結(jié)構(gòu)與合適的預(yù)緊力，而判定準(zhǔn)則是進(jìn)行有限元分析成敗的關(guān)鍵，正確合理的判定準(zhǔn)則才能使仿真分析變得有意義。針對(duì)以上密封結(jié)構(gòu)的分析結(jié)果，提出一個(gè)通用的判定準(zhǔn)則：

其中，σΔ是在螺栓預(yù)緊力減去管道壓力后計(jì)算的密封部位應(yīng)力，σS為材料屈服強(qiáng)度，σr為僅有螺栓預(yù)緊力作用下的管道內(nèi)壁應(yīng)力，F(xiàn)preload為螺栓預(yù)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(yù)緊力減去管道液體壓力后，計(jì)算得到的密封接觸部位應(yīng)力大于材料屈服強(qiáng)度，并且僅在螺栓預(yù)緊力作用下，管道內(nèi)壁應(yīng)力小于材料屈服強(qiáng)度，才能保證該球面-錐面結(jié)構(gòu)在給定的螺栓預(yù)緊力作用下密封可靠。將本文設(shè)計(jì)的高壓油管和幾種成熟機(jī)型的高壓油管按照上述預(yù)緊力的判定準(zhǔn)則，進(jìn)行驗(yàn)證，材料均為42CrMo，計(jì)算結(jié)果如表7所示。從表7可見(jiàn)，均能滿足判定準(zhǔn)則的要求。

表7 幾種高壓油管預(yù)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(duì)結(jié)構(gòu)密封性能有較大的影響，特別是A、B參數(shù)對(duì)密封結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變影響最大。因此，進(jìn)行超高壓球面-錐面結(jié)構(gòu)建模時(shí)，可以根據(jù)這些參數(shù)進(jìn)行參數(shù)化建模，更容易找出合理的設(shè)計(jì)。甚至可以通過(guò)比較這些參數(shù)，不進(jìn)行有限元計(jì)算，就可以得到較為合適的結(jié)構(gòu)和預(yù)緊力。計(jì)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(yīng)力不能超過(guò)屈服強(qiáng)度的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)理論形成鮮明對(duì)比，說(shuō)明設(shè)計(jì)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(gè)計(jì)算結(jié)果的判定準(zhǔn)則，并通過(guò)多個(gè)成熟的案例驗(yàn)證了準(zhǔn)則的正確性。