壓力對(duì)膜盒式端面密封平衡直徑的影響
2021-04-22 12:03:52姜緒強(qiáng)
火箭推進(jìn) 2021年2期
吳 霖，姜緒強(qiáng)，李 銘
( 北京航天動(dòng)力研究所，北京市 100076)
0 引言
膜盒式端面密封由于不需要輔助密封，能夠適應(yīng)低溫、高溫、強(qiáng)腐蝕或氧化環(huán)境，并且泄漏量極小，廣泛應(yīng)用于液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵中。密封環(huán)配對(duì)材料多為軟-硬組合，需要在高振動(dòng)、高壓力、高轉(zhuǎn)速及特殊的密封介質(zhì)環(huán)境下工作。一般在PV值不高的場合，多采用接觸式結(jié)構(gòu)；在PV值較高的場合，則采用端面開槽的非接觸式結(jié)構(gòu)。由于低溫液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵一般轉(zhuǎn)速較高，即摩擦面線速度V較高，對(duì)于密封的端面比壓p
的要求較高，而密封端面比壓過大則易引起磨損嚴(yán)重、摩擦發(fā)熱溫升過高等問題，端面比壓過小則易引起泄漏量增大、密封工作不穩(wěn)定等問題。端面比壓由兩部分組成，一部分是膜盒壓縮產(chǎn)生的壓縮力，另一部分是正反向介質(zhì)壓力作用面積不同產(chǎn)生的軸向力。介質(zhì)壓力對(duì)膜盒作用力一般通過平衡直徑來計(jì)算，但平衡直徑一般是受壓力影響的，而關(guān)于壓力波動(dòng)影響平衡直徑的國內(nèi)外資料少之又少，簡單理論公式一般不予考慮，各生產(chǎn)廠家的經(jīng)驗(yàn)公式誤差也很大，與實(shí)際表現(xiàn)完全不符。本文采用數(shù)值算法研究了壓縮量、工作壓力對(duì)膜盒應(yīng)力分布、平衡直徑、載荷系數(shù)和端面比壓的影響，并進(jìn)一步設(shè)計(jì)了比壓測量裝置，驗(yàn)證了數(shù)值仿真得出的規(guī)律。根據(jù)仿真分析和測試結(jié)果，發(fā)現(xiàn)某型氦氣端面密封實(shí)際端面比壓較初始理論設(shè)計(jì)值顯著偏大，可以適當(dāng)降低，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)調(diào)整，最終實(shí)現(xiàn)了降低摩擦發(fā)熱的效果，而泄漏量沒有顯著增大。
1 膜盒平衡直徑簡單理論計(jì)算模型
外壓型接觸式膜盒端面密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中介質(zhì)由外徑流向內(nèi)徑。
圖1 膜盒式端面密封結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig. 1 The diagram of mechanical seal structural dimensions
端面密封比壓簡單理論計(jì)算公式為
p
=p
+(K
-λ
)·p
(1)
式中:p
為密封端面比壓；p
為彈簧壓縮產(chǎn)生的比壓，即F
/S
；F
為彈簧壓縮力，為膜盒剛度與壓縮量的乘積F
=K
·X
；K
為膜盒剛度；X
為膜盒壓縮量；S
為密封面面積；K
為載荷系數(shù)；λ
為膜壓系數(shù)；p
為密封介質(zhì)壓差。載荷系數(shù)K
為密封介質(zhì)壓力作用面積與密封面接觸面積的比值，計(jì)算公式如下：
(2)
式中：D
及D
分別為密封端面石墨凸臺(tái)的內(nèi)徑和外徑；d
及d
分別為密封膜盒的內(nèi)徑和外徑；d
為膜盒平衡直徑。
d
的變化。實(shí)際應(yīng)用中，經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)采用以上理論公式計(jì)算設(shè)計(jì)時(shí)，在高壓下計(jì)算端面比壓不大，但實(shí)際磨損非常嚴(yán)重，甚至在一些工況下理論計(jì)算端面比壓為零甚至為負(fù)，理應(yīng)大量泄漏，實(shí)際泄漏量反而減小、磨損加重這些比壓增大的現(xiàn)象。
基于以上現(xiàn)象，有端面密封生產(chǎn)企業(yè)設(shè)計(jì)人員提出膜盒平衡直徑計(jì)算公式中應(yīng)該加入壓力的影響，其原理為設(shè)計(jì)時(shí)膜盒寬度b
(b
=d
-d
)與壓力作用高度H
是等高的(見圖2)，受外壓后波片靠外部分有貼合趨向，靠內(nèi)部分有分離趨向，故實(shí)際壓力作用高度H
減小，則H
的中值也減小，平衡直徑d
亦降低。
圖2 膜盒式端面密封膜片結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig.2 The diagram of mechanical seal metal bellows structure
一些國外大型端面密封生產(chǎn)企業(yè)也提出了自身的平衡直徑d
的壓力修正公式，如上海博格曼公司的經(jīng)驗(yàn)公式
(3)
但按照此經(jīng)驗(yàn)修正公式計(jì)算的結(jié)果仍不適用于絕大多數(shù)情況，特別是高壓情況下，另外也沒有試驗(yàn)數(shù)據(jù)說明其適用范圍，因此一些國內(nèi)企業(yè)和研究機(jī)構(gòu)提出設(shè)計(jì)平衡直徑測量裝置，來實(shí)際測試壓力作用下平衡直徑數(shù)值和變化趨勢(shì)。丹東克隆公司和西安航天動(dòng)力研究所進(jìn)行的比壓測試結(jié)果表明，隨著壓力增加，膜盒平衡直徑減小，如圖3所示。
圖3 膜盒平衡直徑與壓力關(guān)系測試結(jié)果Fig.3 Relationship between equilibrium diameter and power in test
比壓測試可以很好的反映實(shí)際膜盒產(chǎn)品的平衡直徑隨壓力變化情況，但無法準(zhǔn)確獲知其機(jī)理和影響因素，無法在設(shè)計(jì)之初預(yù)估，因此無法用于指導(dǎo)膜盒造型設(shè)計(jì)，只能在初始設(shè)計(jì)膜盒生產(chǎn)完成進(jìn)行實(shí)際測試后，再根據(jù)結(jié)果進(jìn)行調(diào)整。
隨著有限元技術(shù)的發(fā)展，對(duì)于金屬薄壁件的應(yīng)力仿真分析的精度逐漸提高，已經(jīng)可以較為準(zhǔn)確的預(yù)知在承壓狀態(tài)下，膜盒應(yīng)力、變形和端面壓緊力的大小和變化趨勢(shì)。因此，可以通過膜盒應(yīng)力、變形和軸向推力的分析，不但可以掌握其工作壓力對(duì)膜盒平衡直徑的影響和機(jī)理，從而找到調(diào)整的方向，還可以從初始設(shè)計(jì)就有目的的先進(jìn)行完善。
2 膜盒有限元計(jì)算模型
2.1 模型
基于某外壓型接觸式膜盒有限元分析采用ANSYS Workbench進(jìn)行，建立的二維有限元模型，整體結(jié)構(gòu)包括石墨環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)、膜盒，如圖4所示。
圖4 外壓型接觸式膜盒模型二維結(jié)構(gòu)Fig.4 Dual-dimension structure of external-pressure mechanical seal
對(duì)建立的靜環(huán)組件采用彈塑性模型進(jìn)行分析，施加的邊界條件如下所示：
1)采用軸對(duì)稱模型，對(duì)稱軸為y
軸。2)固定約束施加在波紋管安裝環(huán)上，在靜環(huán)密封面上施加y
軸正方向的位移；3)在波紋管、靜環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)外側(cè)施加外壓載荷，在波紋管、靜環(huán)、靜環(huán)座、安裝環(huán)內(nèi)側(cè)施加內(nèi)壓載荷。
4)在波紋管及安裝環(huán)、靜環(huán)座之間施加無摩擦接觸。
模型網(wǎng)格劃分如圖5所示，由于膜片連接處尖角較大，因此網(wǎng)格劃分時(shí)對(duì)膜片連接區(qū)域進(jìn)行了加密處理。
圖5 模型網(wǎng)格劃分Fig.5 The mesh of mechanical seal model
2.2 計(jì)算方法[18-20]
2.2.1 膜盒剛度的計(jì)算
根據(jù)公式波紋管的彈力與位移之間的力學(xué)關(guān)系F
=KX
，(F
為膜盒彈力；X
為膜盒壓縮量；K
為膜盒剛度)，在不充壓狀態(tài)下，對(duì)石墨環(huán)端面施加位移量，提取相應(yīng)支反力，并以X
為橫坐標(biāo)，F
為縱坐標(biāo)，做曲線并求其斜率，得出K
值，即為膜盒剛度。2.2.2 膜片端面壓緊力
如圖4建立約束，并在端面施加位移載荷；在不同充壓條件下，提取端面支反力，即為端面壓緊力。
2.2.3 膜盒平衡直徑d
設(shè)F
為端面壓緊力，由于密封端面石墨凸臺(tái)內(nèi)徑和外徑(D
和D
)已知。端面的壓緊力由波紋管的彈力和流體壓力作用兩部分組成：F
=F
+K
·p
·A
，則膜盒的平衡直徑，可由下式獲得
(4)
3 仿真結(jié)果分析
3.1 不承壓、純壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力和端面壓緊力
不承壓狀態(tài)下，壓縮量1.2 mm和2.0 mm膜盒等效應(yīng)力如圖6所示(等效應(yīng)力按照第三強(qiáng)度理論)，膜盒壓縮量與端面壓緊力關(guān)系如圖7所示。
從圖6中可以看出，不承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力較小，最大應(yīng)力位置在內(nèi)圓焊縫處，但外圓焊縫處應(yīng)力也相差不多；從圖7中可以看出，膜盒壓縮量與端面壓緊力呈很好的線性關(guān)系。
圖6 純壓縮狀態(tài)下膜盒等效應(yīng)力Fig.6 The equivalent stress of metal bellows in compression state
圖7 純壓縮狀態(tài)下膜盒壓縮量與端面壓緊力關(guān)系Fig.7 Relationship between amout of compression and seal face pressure without external pressure
從圖7可以推算出壓縮量與端面壓緊力的斜率，即膜盒剛度，此數(shù)值與常用理論計(jì)算公式相差不大。
3.2 承壓并壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力
壓縮量1.2 mm，承壓0.8 MPa和1.3 MPa狀態(tài)下，膜盒等效應(yīng)力如圖8所示(等效應(yīng)力按照第三強(qiáng)度理論)，壓力與端面壓緊力和平衡直徑關(guān)系如圖9和圖10所示。
圖8 承壓并壓縮狀態(tài)下膜盒等效應(yīng)力Fig.8 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure
從圖8中可以看出，承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力顯著增大，最大應(yīng)力位置在內(nèi)圓焊縫處，外圓焊縫處應(yīng)力較低。
圖9 承壓并壓縮狀態(tài)下充壓壓力與端面壓緊力關(guān)系Fig.9 Relationship between external pressure and seal face pressure
圖10 承壓且壓縮狀態(tài)下充壓壓力與平衡直徑關(guān)系Fig.10 Relationship between equilibrium diameter pressure and external pressure
從圖9中可以看出，端面壓緊力與壓力呈現(xiàn)出兩段式線性關(guān)系，在0.3 MPa出現(xiàn)一個(gè)明顯的拐點(diǎn)；從圖10中可以看出，膜盒平衡直徑也在0.3 MPa呈現(xiàn)出線性和下降式曲線兩段關(guān)系。簡單理論計(jì)算膜盒平衡直徑公式計(jì)算得到的端面比壓與有限元仿真分析對(duì)比如圖11所示。
圖11 一維理論計(jì)算端面比壓和有限元仿真對(duì)比Fig.11 Difference between one-dimenisonal simulation results and finite element numerical simulation results
從圖11中可以看出，在高壓下簡單理論計(jì)算端面比壓結(jié)果明顯偏小，如按簡單理論計(jì)算進(jìn)行高壓下的設(shè)計(jì)，實(shí)際端面比壓將遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出初始設(shè)計(jì)值，造成比壓過大，引起嚴(yán)重磨損、劇烈發(fā)熱等現(xiàn)象。
3.3 膜盒平衡直徑變化機(jī)理分析
從不承壓、純壓縮狀態(tài)下膜盒應(yīng)力云圖中可以看出，此時(shí)膜盒呈現(xiàn)出完全的簡支梁受力狀態(tài)，膜盒焊縫為支點(diǎn)，各膜片為純彈性變形，膜片間無接觸、無干涉，因此其受力基本遵從于理論推算；
從承壓狀態(tài)下膜盒應(yīng)力云圖中可以看出，在壓力作用下，膜盒內(nèi)徑處向兩邊分開，外徑處向中間并攏。承壓0.1 MPa～0.4 MPa膜盒等效應(yīng)力云圖見圖12，從圖12中可以看出，低壓下(0.3 MPa以下)各膜片仍為純彈性變形，膜片間無接觸、無干涉，在0.3 MPa開始，相鄰膜片已經(jīng)開始有接觸，形成了一個(gè)新的支點(diǎn)，壓力升高，此接觸點(diǎn)的接觸面積增大。
圖12 承壓0.1 MPa-0.4 MPa膜盒等效應(yīng)力Fig.12 The equivalent stress of the metal bellows with external pressure
因此，在承壓狀態(tài)下，膜盒平衡直徑的顯著變化是由于膜片在壓力下變形甚至產(chǎn)生接觸造成的，如果要減小膜盒平衡直徑隨壓力的變化，控制高壓下端面比壓的劇烈增加，則需要控制膜片在壓力下變形，盡量使膜片間不產(chǎn)生接觸，保持在焊縫位置為單一支點(diǎn)，膜片為單支點(diǎn)純彈性變形。在壓力作用下，膜盒相鄰膜片從外徑至內(nèi)徑軸向變形逐漸增大，因此在膜片造型上也應(yīng)保持相鄰膜片的軸向間隙保持逐漸增大，不要出現(xiàn)間隙不變或者減小，這樣可以使相鄰膜片出現(xiàn)接觸的可能性顯著降低。
4 端面比壓測試
膜盒式端面密封的比壓測試裝置極為少見，由于其測試要考慮運(yùn)動(dòng)、密封、摩擦等因素，很難保證測試準(zhǔn)確性，并且一般只能將金屬膜盒與測試裝置焊接后測試膜盒的比壓，無法測試全部工序完成后的端面密封產(chǎn)品比壓，因此只能用于膜盒技術(shù)方案性的測試，不能用于產(chǎn)品的測試。因此，我們首先要突破測試裝置的準(zhǔn)確性難題，盡量將影響測試的因素排除，其次還要建立能夠用于端面密封產(chǎn)品，而不是僅僅只能用于膜盒的比壓測試裝置，使此裝置能夠測試真實(shí)產(chǎn)品，測試后的產(chǎn)品可以繼續(xù)進(jìn)行試驗(yàn)和使用。
本文在文獻(xiàn)調(diào)研的基礎(chǔ)上，科學(xué)合理的設(shè)計(jì)了某型端面密封比壓測量裝置，如圖13所示。
圖13 某型端面密封比壓測量裝置Fig.13 The test equipment of mechanical seal face pressure ratio
這套裝置動(dòng)環(huán)與靜環(huán)端面貼緊，靜環(huán)壓縮量靠密封墊片進(jìn)行調(diào)節(jié)，采用活塞軸活塞部分與殼體小間隙配合保證密封腔建壓，膜盒承受外壓的情況下會(huì)對(duì)動(dòng)環(huán)產(chǎn)生軸向推力，推力通過活塞軸傳遞給力傳感器，以測量不同外充壓壓力下活塞軸受力，即密封端面給動(dòng)環(huán)的力。為了使活塞軸在高壓下的受力平衡，活塞軸與殼體的配合直徑需要與密封端面的反壓作用直徑一致，這樣才能消除活塞軸受力的不平衡。由于無法準(zhǔn)確知道密封端面的反壓作用直徑，認(rèn)為密封面壓力分布為線性，反壓作用直徑為石墨凸臺(tái)內(nèi)外徑的中線。
端面比壓測量試驗(yàn)得到了端面比壓隨密封壓力變化的關(guān)系，以及膜盒平衡直徑d
隨壓力變化的關(guān)系，如圖14和圖15所示。
圖14 端面比壓隨壓力變化Fig.14 Relationship between seal face pressure and external pressure
圖15 端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化Fig.15 Relationship between equilibrium diameter pressure and external pressure
從圖14和圖15中可以看出，端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化趨勢(shì)與有限元仿真分析結(jié)果基本相符，端面比壓呈現(xiàn)出上升式曲線關(guān)系，膜盒平衡直徑呈現(xiàn)出下降式曲線關(guān)系，在0～1 MPa壓力之間，平衡直徑的變化范圍約有2 mm。
5 降低比壓改進(jìn)試驗(yàn)
依據(jù)上述分析，本文對(duì)某型端面密封產(chǎn)品進(jìn)行理論和試驗(yàn)分析，發(fā)現(xiàn)其平衡直徑在工作壓力附近(0.5 MPa)的平衡直徑比理論值(42.5 mm)小了1.5 mm，如圖15所示，導(dǎo)致密封實(shí)際比壓大幅高于設(shè)計(jì)比壓。因此通過調(diào)整密封端面尺寸來將其端面比壓降低40%。改進(jìn)后產(chǎn)品經(jīng)過5 min臺(tái)架運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，密封腔內(nèi)介質(zhì)溫升由原來的60～100 ℃減小到20～50 ℃，泄漏量基本保持不變。
抽取部分產(chǎn)品參加了發(fā)動(dòng)機(jī)長程試車，密封腔壓力全程平穩(wěn)，保持在額定壓力的±20%以內(nèi)，較以往達(dá)到額定壓力的+40%～+90%有了較大改善，摩擦發(fā)熱明顯降低，試車中和試車后密封漏率基本保持不變。
地面試驗(yàn)和發(fā)動(dòng)機(jī)熱試車的結(jié)果表明，采用本文的分析方法及比壓測試實(shí)驗(yàn)可以指導(dǎo)密封設(shè)計(jì)中相關(guān)參數(shù)的選取，使得密封比壓的選取更為合理。
6 結(jié)論
本文利用ANSYS Workbench對(duì)某型端面密封膜盒有效作用直徑進(jìn)行了有限元計(jì)算分析，并進(jìn)行了設(shè)計(jì)改進(jìn)和運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，研究發(fā)現(xiàn)：
1)對(duì)承受外壓的膜盒式端面密封而言，其膜盒平衡直徑隨著工作壓力升高而顯著降低。
2)膜盒平衡直徑的顯著變化是由于膜片在壓力下變形而產(chǎn)生接觸造成的。
3)端面比壓測量試驗(yàn)得到的端面比壓和膜盒平衡直徑隨壓力變化趨勢(shì)與有限元仿真分析結(jié)果基本相符；產(chǎn)品在工作壓力時(shí)的實(shí)際平衡直徑比理論值小了1.5 mm，產(chǎn)品的實(shí)際比壓大幅高于理論值。
4)依據(jù)本文的仿真和分析對(duì)密封比壓計(jì)算進(jìn)行了修正，并且設(shè)計(jì)了減少端面比壓的密封產(chǎn)品，該產(chǎn)品有效的降低了摩擦發(fā)熱，通過了臺(tái)架運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)和發(fā)動(dòng)機(jī)試車驗(yàn)證，表明設(shè)計(jì)方法合理可行，為后續(xù)低溫液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)端面密封的設(shè)計(jì)指出了一個(gè)合理可行的方法。
