復合材料薄壁機匣熱內壓試驗技術

高世陽 楊峰 王曉森 劉永清 呼東亮 陳子光

（1 海裝北京局駐天津地區(qū)第三軍事代表室，天津 300202；2 天津航天瑞萊科技有限公司，天津 300462；3 北京強度環(huán)境研究所，北京 100076；4 華中科技大學航空航天學院，武漢 430074；）

0 引言

航空發(fā)動機是一種高度復雜和精密的熱力機械，其內部結構件的設計都要滿足相應的熱力載荷需求。機匣件是航空發(fā)動機形成各涵道，實現結構完整性及發(fā)動機功能等用途的重要結構單元。發(fā)動機的高溫高壓燃氣流經各機匣時會對機匣產生高溫、高壓和機械載荷，其壓力載荷對機匣結構強度的影響遠大于機械載荷對機匣的影響。隨著新一代航空發(fā)動機技術發(fā)展的需求，對航空發(fā)動機的推力提出了更高的要求，對構成發(fā)動機的結構件的環(huán)境適應性也提出了更高的指標。為保障發(fā)動機的有效推力，必須對航空發(fā)動機整體重量進行嚴格控制，同時隨著耐高溫復合材料技術的發(fā)展，航空發(fā)動機的復合材料質量占比也逐漸增大，其中外涵機匣的設計正逐步從傳統(tǒng)的金屬材料過渡到復合材料[1-4]，從而減輕自重來保障發(fā)動機整體重量指標。

目前，國內對機匣件強度試驗傳統(tǒng)的考核方式大多是進行常溫強度考核[5]。對于傳統(tǒng)鈦合金材料的機匣件，在考核同等設計安全系數的前提下，可以利用材料的高溫強度性能降低的比例，等效至常溫環(huán)境下機匣件所受到的主要載荷的增量系數，這樣可以在常溫下完成對機匣件的高溫環(huán)境強度考核。王琦[6]等研制了采用充壓膠囊加壓方式的高溫高壓試驗裝置，郭建英[7]等提出了利用柔性傳壓裝置的高溫高壓試驗方法。以上兩種方式有效的避開了試驗裝置的高溫密封問題，同時也削弱了對機匣件真實環(huán)境的模擬，無法準確考核機匣端蓋、翻邊、過渡段和其他可能形狀突變的結構。隨著耐高溫復合材料逐步應用于機匣件，而且復合材料的屬性在高溫環(huán)境下相對復雜，一般呈非線性，甚至在材料級和結構級會出現不同程度的差異，無法通過傳統(tǒng)的常溫等效強度試驗模擬高溫環(huán)境，必須通過施加真實的高溫強度環(huán)境進行考核。這樣就引入了試驗裝置的高溫密封問題。

本文研究的熱內壓試驗技術采用對試驗裝置內腔空氣直接加熱加壓的方式進一步模擬真實的高溫熱氣流載荷，用以對機匣件進行更真實的環(huán)境模擬考核。

1 試驗原理與設計

1.1 試驗原理

圖1為機匣件熱內壓試驗原理示意圖。圖中包括溫度加載分系統(tǒng)、壓力加載分系統(tǒng)以及受試腔體結構。溫度加載分系統(tǒng)主要包括控制計算機、綜合控制器、可控硅電源、加熱器、溫度傳感器等。壓力加載分系統(tǒng)主要包括控制計算機、綜合控制器、氣源系統(tǒng)、進氣閥、排氣閥、壓力傳感器等。受試腔體主要包括受試機匣件、下對接艙段、下對接艙段、內承載筒、底座、中心軸拉桿、螺絲筒等。

圖1 機匣件熱內壓試驗原理Fig.1 Schematic of thermal internal pressure test principle of casing

溫度加載分系統(tǒng)通過溫度傳感器采集受試腔體內溫度信號。溫度信號通過綜合控制器傳遞至控制計算機?？刂朴嬎銠C通過運行程序比較所設定的溫度和所采集的溫度并將比較結果反饋至綜合控制器。再由綜合控制器驅動可控硅電源控制加熱器工作。循環(huán)迭代至受試腔體內溫度動態(tài)穩(wěn)定至目標溫度。

壓力加載系統(tǒng)通過壓力傳感器采集受試腔體內壓力信號。壓力信號通過綜合控制器傳遞至控制計算機。控制計算機通過運行程序比較所設定的壓力和所采集的壓力并將比較結果反饋至綜合控制器。再由綜合控制器驅動進氣閥和排氣閥工作。循環(huán)迭代至受試腔體內壓力動態(tài)穩(wěn)定至目標壓力。注意排氣閥工作環(huán)境溫度高，為持續(xù)滿足高溫工作性能，建議選用氣動電磁閥。

1.2 試驗裝置設計

圖2為受試腔體的結構設計圖。受試腔體由機匣件和所設計的試驗裝置合圍成一套可以施加溫度和壓力載荷的被試腔體結構，同時加載過程中能夠有效解耦腔內壓力對裝置產生的軸向載荷，避免軸向載荷傳遞至機匣件。圖2 中標識了受試腔體的主要結構部件，其中1 為被試產品機匣件，2 為裝置底座用于固定和安裝裝置其他結構件，3 為中心軸拉桿用于承載腔體內壓產生的軸向載荷，4 為下對接艙段用于模擬剛性艙段連接底座和機匣件，5 為上對接艙段用于模擬剛性艙段連接機匣件并與承載活塞盤形成滑動密封結構，6 為內承載筒用于合圍成壓力腔體，7 為承載活塞盤用于承載內腔壓力，8 為螺絲筒用于壓緊承載活塞盤，9 為O 型密封圈用于密封上對接艙段和承載活塞盤的接觸面，10 為電加熱管用于加熱密封腔內空氣和被試機匣件，11、12 為內腔壓力進排氣孔用于內腔壓力控制。

圖2 受試腔體結構設計Fig.2 Structural design drawing of the test chamber

圖2裝置中由受試機匣件1、底座2、下對接艙段4、上對接艙段5、內承載筒6 和承載活塞盤7 合圍成被試腔體結構，由中心軸拉桿3、內承載筒6、承載活塞盤7 和螺絲筒8 組成軸向壓力平衡結構。圖2 裝置中由3 類密封結構組成，其中A 類為高溫活塞密封結構，B 類和C 類為高溫平面密封結構，D 類為金屬焊接密封結構。

1.3 受試腔體的高溫密封

受試腔體的高溫密封包括平面密封和活塞密封兩類如圖3 所示。平面密封一定程度參考了機匣安裝邊常溫密封特性的研究和分析成果[8-10]。

圖3 平面密封和活塞密封Fig.3 Plane seal and piston seal

該試驗裝置中平面密封采用BY533 高溫密封膠進行密封，該密封材料可耐高溫900℃，高壓32MPa。腔體活塞密封結構設計需要考慮的關鍵因素包括：1）密封圈的耐高溫能力無法直接滿足試驗溫度需求；2）結構受力變形后密封圈是否仍能夠滿足密封設計要求。此處腔體的動密封結構為該試驗裝置有效性的設計關鍵，后文將對該裝置的有效性進行詳細分析。

2 受試腔體動密封結構有效性分析

2.1 承載活塞盤動密封處的熱特性分析

受試腔體中承載活塞盤上密封圈的耐高溫能力無法直接滿足試驗溫度需求，主要表現為該處O 型密封圈采用FFKM 全氟醚O 型圈，FFKM 全氟醚橡膠耐高溫可達330℃（注：目前國內雖有耐更高溫度的石墨密封圈，但是無法滿足本試驗所要求的工藝尺寸），在343℃的間歇性高溫環(huán)境中不會發(fā)生導致密封失效的硬化和脆化。而本文機匣件的最高試驗溫度為370℃，所以需要通過對承載活塞盤的合理設計來保障試驗過程中O型密封圈所處的環(huán)境溫度不高于330℃。

相關機匣內部熱特性分析的研究成果[11-12]對本裝置在結構設計和分析簡化的方案上提供了指導依據。本裝置中承載活塞盤的設計采用凹槽圓盤的結構形式，如圖2中編號為7的承載活塞盤結構。這種結構的設計可以做到在保障承載強度前提下盡量增大結構的散熱面。承載活塞盤的散熱主要包括輻射散熱和對流散熱。為了滿足高溫密封設計要求，對承載活塞盤結構進行了簡單的理論分析和數值仿真[13-17]。

承載活塞盤內部無熱源、恒定導熱系數的三維熱傳導控制方程為

式中，T為溫度，單位是K；x、y和z為空間坐標，單位是m；λ為導熱系數，單位是W/(m·K)；ρ為密度，單位是kg；C為比熱容，單位是J/(kg·K)；t為時間，單位是s。

承載活塞盤與空氣自然對流換熱公式為

式中，P1為對流傳熱速率，單位是W；S為對流傳熱面積，單位是m2；α為對流換熱系數，單位是W/(m·K)；Tsurf為活塞外表面溫度，單位是K，T0為大氣環(huán)境溫度，單位是K。

承載活塞盤向空氣輻射散熱公式為

式中，P2為輻射度，單位是W；ε為黑體的輻射系數，絕對黑體取值1；σ為Stefan-Boltzmann常熟，取值是5.67×10-8W/(m2·K4)。

由于活塞盤的三維熱傳導控制方程的求解非常困難，本文對承載活塞盤進行了一維簡化的理論計算和三維仿真數值模擬分析。數值計算分析中假設承載活塞盤結構的腔內壁溫度為370℃，環(huán)境溫度為25℃，承載活塞盤與環(huán)境存在輻射和自然對流換熱。仿真計算中承載活塞盤的密度ρ取7850kg/m3，比熱容C取460J/(kg·K)，傳熱系數λ取36W/(m·K)，以承載活塞盤結構的腔內壁溫度為恒溫邊界，外側為自然對流邊界（空氣自然對流換熱系數α為10~25W/(m2·K)之間）和輻射邊界（輻射系數ε取0.9）。

在承載活塞盤一維熱傳導簡化分析中，結構從內壁受熱面至外壁自然換熱面簡化的一維熱傳導公式為

根據能量守恒得到活塞盤外壁面溫度的解析方程如下

式中，l為活塞盤的厚度，單位是m；T1為活塞盤內壁面的溫度，單位是K。式（5）可以得到活塞盤一維熱傳導假設下外壁面溫度的理論值。

對流換熱系數α取10W/(m2·K)時，即假設活塞盤為理想自然對流狀態(tài)。對比一維熱傳導簡化理論分析、三維熱傳導仿真分析和試驗實測結果如圖4所示。試驗所測活塞盤上表面自由換熱面的實測溫度為290±5℃，三維熱傳導仿真分析得到承載活塞盤沿厚度最外測溫度為315.0℃，一維熱傳導簡化理論分析得到活塞盤最外測溫度為340.0℃。相比之下三維熱傳導仿真分析的結果與實測值更接近，該算例中試驗與三維仿真結果之間的差異主要是由于試驗過程中受試機匣所處環(huán)境并非理想自然對流狀態(tài)。

圖4 一維解析和三維仿真分析得到的承載活塞盤外表面沿厚度方向的溫度曲線與試驗實測值Fig.4 The temperature curves of the outer surface of the bearing piston disc along the thickness direction obtained by one-dimensional theoretical analysis，three-dimensional simulation analysis and test

該算例中一維簡化模型的解析解相比三維仿真分析的結果未考慮活塞盤在有限側面邊界上的對流和輻射散熱項，所以計算得到的溫度值偏大，更適合模擬活塞盤中心半徑處沿厚度方向的溫度變化。三維熱傳導仿真分析還可以得到承載活塞盤的溫度場云圖如圖5所示，定性的展現出了活塞盤內部的溫度場。

圖5 承載活塞盤溫度場數值仿真結果Fig.5 Numerical simulation results of temperature field of bearing piston

2.2 結構受力變形后活塞盤動密封設計分析

試驗裝置結構受力變形后密封圈是否仍能夠滿足密封設計要求。主要考慮變形后圖2 中A 處動密封結構的匹配關系。壓力加載過程中由于壓力作用會使圖2 中A 處上對接艙段內徑增加，而改變原密封匹配關系，需要進行設計計算校核。O 型密封圈壓縮率處在10%~25%之間時，密封性能較好，可以保證密封性。O 型密封圈的壓縮率Y計算公式為

式中，D為O型密封圈的直徑，單位是mm；B為密封圈溝槽深度，單位是mm。

裝置A處動密封結構所采用O型密封圈線徑D為7mm，擬設初始密封率為25%，對應溝槽深度為5.25mm?？紤]便于系統(tǒng)裝配，預留裝配間隙為0.2mm，實際溝槽深度B為5.05mm。壓力加載過程中動態(tài)密封處的結構變化如圖6所示，上對接艙段內徑增加為d，為保障試驗過程中裝置的密封性能，必須要求密封間隙增加后仍然符合設計指標，即

圖6 壓力加載過程中動密封結構狀態(tài)Fig.6 Change of dynamic seal structure during pressure loading

對試驗裝置進行設計最大載荷下的密封性能數值計算分析，上對接艙段在最大壓力下的位移云圖如圖7所示，密封對接處內徑增加量d為0.68mm，小于O型密封圈線徑D的15%即1.05mm，表明試驗裝置的動密封匹配滿足設計要求。

圖7 上對接艙段變形仿真計算結果Fig.7 Deformation simulation results of upper cabin

3 試驗應用與驗證

3.1 試驗載荷

發(fā)動機機匣件在工作中主要承受流經其內部高溫高壓熱氣流所產生的高溫、壓力和機械載荷作用，考慮壓力載荷對機匣結構強度的影響遠大于機械載荷。本例主要研究高溫高壓熱氣流對機匣件產生熱內壓作用的考核試驗裝置，并針對性設計了高溫高壓承載性能試驗條件，見表1。

表1 高溫高壓載荷條件Table 1 Temperature and pressure load conditions

3.2 試驗驗證

利用所設計的裝置開展了機匣件的熱內壓試驗實施如圖8 所示。試驗過程中，先將機匣件的內壁溫度加熱至目標溫度，再按要求階梯加卸載壓力。本試驗系統(tǒng)中加熱器的最大功率設計為40kW，試驗過程中通過加熱系統(tǒng)的PID 控制實現受試腔體內的溫度精確控制。受試腔體內壓力加卸載速率的控制是通過調節(jié)氣源出口處減壓閥的壓力值和受試腔體進排氣管道的橫截面積實現，受試腔體進排氣管道的橫截面積可以通過調節(jié)閥門控制。試驗結果表明所研制的試驗裝置具有良好的高溫高壓密封效果，試驗系統(tǒng)具有良好的溫度和壓力控制精度，可以滿足航空發(fā)動機機匣件熱內壓強度試驗考核要求。

圖8 典型機匣件熱內壓試驗實施Fig.8 Implementation of thermal internal pressure test for aero-engine casing

典型載荷1 為承載性能考核條件，溫度為260℃，壓力為0.67MPa。試驗過程中加熱器的最大許用功率限制為最大設計功率的80%。試驗的溫度和壓力控制曲線如圖9 所示，圖中虛線為目標曲線，實線為實際控制曲線，其中溫度最大值為264.7℃，最小值為252.0℃，滿足溫度偏差±10℃以內。壓力穩(wěn)定階段的控制偏差可以穩(wěn)定在±0.025MPa，滿足壓力偏差±5%以內。目標和控制溫度曲線的對比表明試驗系統(tǒng)的溫度控制精度良好，受壓力加載過程的影響不大。目標和控制壓力曲線的對比表明試驗系統(tǒng)的壓力控制精度良好。

圖9 260℃承載性能試驗的溫度壓力控制曲線Fig.9 Temperature and pressure control curve for load-bearing performance test at 260℃

典型載荷2 為設計強度考核條件，溫度為370℃，壓力為1.34MPa。試驗過程中加熱器的最大許用功率限制為最大設計功率的100%。試驗的溫度和壓力控制曲線如圖10 所示，圖中虛線為目標曲線，實線為實際控制曲線，其中溫度最大值為370.3℃，最小值為362.1℃，滿足溫度偏差±10℃以內。壓力穩(wěn)定階段的控制偏差可以穩(wěn)定在±0.037MPa，滿足壓力偏差±5%以內。目標和控制溫度曲線的對比表明試驗系統(tǒng)的溫度控制受壓力加載過程的影響明顯，這是由于受到了加熱系統(tǒng)最大加熱功率的限制，可以通過提高加熱系統(tǒng)的加熱器功率解決。目標和控制壓力曲線的對比表明試驗系統(tǒng)的壓力控制精度良好，同時也說明熱內壓加載過程中溫度的變化對壓力加載精度的影響不明顯。

圖10 370℃承載性能試驗的溫度壓力控制曲線Fig.10 Temperature and pressure control curve for load-bearing performance test at 370℃

4 結論

本文提出了一種可滿足370℃，1.34MPa 的航空發(fā)動機復合材料機匣的熱氣流壓力載荷試驗方法。試驗驗證表明，該試驗方法可有效實現對復合材料機匣的熱內壓試驗考核。所設計的試驗裝置能夠有效解耦腔內壓力對裝置產生的軸向載荷，避免軸向載荷傳遞至機匣試驗件。相比以往采用的沖壓膠囊和專用柔性傳壓裝置，該裝置采用對內腔空氣直接加熱加壓的方式模擬真實的高溫熱氣流載荷，用以對機匣件進行更真實的環(huán)境模擬考核。

試驗裝置利用了結構傳熱的梯度降溫性能和與環(huán)境的對流散熱作用，實現了關鍵密封處的溫度降至低于密封材料的適用上限，有效解決了密封材料屬性的局限，為高溫密封中因材料屬性限制提供了工藝設計的解決思路。針對更高溫度的試驗需求還可通過局部主動降溫的手段實現結構關鍵部位的控溫，以滿足材料的適用要求。