膜盒式端面密封由于不需要辅助密封,能够适应低温、高温、强腐蚀或氧化环境,并且泄漏量极小,广泛应用于液体火箭发动机涡轮泵中^[1-3]。密封环配对材料多为软-硬组合,需要在高振动、高压力、高转速及特殊的密封介质环境下工作^[4-6]。一般在PV值不高的场合,多采用接触式结构; 在PV值较高的场合,则采用端面开槽的非接触式结构。由于低温液体火箭发动机涡轮泵一般转速较高,即摩擦面线速度V较高,对于密封的端面比压p_b的要求较高,而密封端面比压过大则易引起磨损严重、摩擦发热温升过高等问题,端面比压过小则易引起泄漏量增大、密封工作不稳定等问题。

端面比压由两部分组成,一部分是膜盒压缩产生的压缩力,另一部分是正反向介质压力作用面积不同产生的轴向力。介质压力对膜盒作用力一般通过平衡直径来计算,但平衡直径一般是受压力影响的,而关于压力波动影响平衡直径的国内外资料少之又少,简单理论公式一般不予考虑,各生产厂家的经验公式误差也很大,与实际表现完全不符^[7-12]。本文采用数值算法研究了压缩量、工作压力对膜盒应力分布、平衡直径、载荷系数和端面比压的影响,并进一步设计了比压测量装置,验证了数值仿真得出的规律。根据仿真分析和测试结果,发现某型氦气端面密封实际端面比压较初始理论设计值显著偏大,可以适当降低,进行了结构调整,最终实现了降低摩擦发热的效果,而泄漏量没有显著增大。

外压型接触式膜盒端面密封结构如图1所示,其中介质由外径流向内径。

图1 膜盒式端面密封结构尺寸示意图
Fig.1 The diagram of mechanical seal structural dimensions

端面密封比压简单理论计算公式为p_b= p_sp +(K₁-λ)·p_s(1)

式中:p_b 为密封端面比压; p_sp为弹簧压缩产生的比压,即F/S; F为弹簧压缩力,为膜盒刚度与压缩量的乘积F=K·X; K为膜盒刚度; X为膜盒压缩量; S为密封面面积; K₁为载荷系数; λ为膜压系数; p_s为密封介质压差。

载荷系数K₁为密封介质压力作用面积与密封面接触面积的比值,计算公式如下:

K₁=(D²₂-d²_e)/(D²₂-D²₁)(2)

式中:D₁及D₂分别为密封端面石墨凸台的内径和外径; d₁及d₂分别为密封膜盒的内径和外径; d_e为膜盒平衡直径。

膜盒平衡直径d_e实际上是一个假设的理论直径,它的提出是为了更好的考虑膜盒内径和外径上介质的实际作用位置,由直径d_e和膜盒内径d₁形成的容积与直径d_e和膜盒内径d₁形成的容积大致相等^[14],即最终介质压力作用在膜盒上产生轴向力的效果简化为一个直径d_e的分界面,在此分界面至外径膜盒承受介质压力,产生p_s·π·(d²₂-d²_e)/4的轴向力。d_e通常有以下4种计算公式^[13-17]:

①d_e=(d₁+d₂)/2,最常用公式; ②d_e=[(d²₁+d²₂)/2]1/2,用于矩形波,如车制聚四氟乙烯塑料波纹管; ③d_e=[(d²₁+d²₂+d₁d₂)/3]1/2,用于锯齿波,如弓形焊接金属波纹管; ④d_e=[(3d²₁+3d²₂+2d₁d₂)/8]1/2,用于U行波和正弦波,如挤压成型金属波纹管。

以上计算公式中,一般端面密封简化设计中较为常用的是第①和第③种公式。但无论采用哪种公式,均未考虑不同压力下d_e的变化。

实际应用中,经常会出现采用以上理论公式计算设计时,在高压下计算端面比压不大,但实际磨损非常严重,甚至在一些工况下理论计算端面比压为零甚至为负,理应大量泄漏,实际泄漏量反而减小、磨损加重这些比压增大的现象。

基于以上现象,有端面密封生产企业设计人员提出膜盒平衡直径计算公式中应该加入压力的影响,其原理为设计时膜盒宽度b(b=d₂-d₁)与压力作用高度H是等高的(见图2),受外压后波片靠外部分有贴合趋向,靠内部分有分离趋向,故实际压力作用高度H减小,则H的中值也减小,平衡直径d_e亦降低。

图2 膜盒式端面密封膜片结构尺寸示意图
Fig.2 The diagram of mechanical seal metal bellows structure

一些国外大型端面密封生产企业也提出了自身的平衡直径d_e的压力修正公式,如上海博格曼公司的经验公式

d_e=[(d²₁+d²₂)/2]1/2-0.0127(145p_s)^0.797(3)

但按照此经验修正公式计算的结果仍不适用于绝大多数情况,特别是高压情况下,另外也没有试验数据说明其适用范围,因此一些国内企业和研究机构提出设计平衡直径测量装置,来实际测试压力作用下平衡直径数值和变化趋势。丹东克隆公司和西安航天动力研究所进行的比压测试结果表明,随着压力增加,膜盒平衡直径减小,如图3所示。

图3 膜盒平衡直径与压力关系测试结果
Fig.3 Relationship between equilibrium diameter and power in test

比压测试可以很好的反映实际膜盒产品的平衡直径随压力变化情况,但无法准确获知其机理和影响因素,无法在设计之初预估,因此无法用于指导膜盒造型设计,只能在初始设计膜盒生产完成进行实际测试后,再根据结果进行调整。

随着有限元技术的发展,对于金属薄壁件的应力仿真分析的精度逐渐提高,已经可以较为准确的预知在承压状态下,膜盒应力、变形和端面压紧力的大小和变化趋势。因此,可以通过膜盒应力、变形和轴向推力的分析,不但可以掌握其工作压力对膜盒平衡直径的影响和机理,从而找到调整的方向,还可以从初始设计就有目的的先进行完善。

膜盒式端面密封的比压测试装置极为少见,由于其测试要考虑运动、密封、摩擦等因素,很难保证测试准确性,并且一般只能将金属膜盒与测试装置焊接后测试膜盒的比压,无法测试全部工序完成后的端面密封产品比压,因此只能用于膜盒技术方案性的测试,不能用于产品的测试。因此,我们首先要突破测试装置的准确性难题,尽量将影响测试的因素排除,其次还要建立能够用于端面密封产品,而不是仅仅只能用于膜盒的比压测试装置,使此装置能够测试真实产品,测试后的产品可以继续进行试验和使用。

本文在文献调研的基础上,科学合理的设计了某型端面密封比压测量装置,如图 13所示。

图 13 某型端面密封比压测量装置
Fig.13 The test equipment of mechanical seal face pressure ratio

这套装置动环与静环端面贴紧,静环压缩量靠密封垫片进行调节,采用活塞轴活塞部分与壳体小间隙配合保证密封腔建压,膜盒承受外压的情况下会对动环产生轴向推力,推力通过活塞轴传递给力传感器,以测量不同外充压压力下活塞轴受力,即密封端面给动环的力。为了使活塞轴在高压下的受力平衡,活塞轴与壳体的配合直径需要与密封端面的反压作用直径一致,这样才能消除活塞轴受力的不平衡。由于无法准确知道密封端面的反压作用直径,认为密封面压力分布为线性,反压作用直径为石墨凸台内外径的中线。

端面比压测量试验得到了端面比压随密封压力变化的关系,以及膜盒平衡直径d_e随压力变化的关系,如图 14和图 15所示。

图 14 端面比压随压力变化
Fig.14 Relationship between seal face pressure and external pressure

图 15 端面比压和膜盒平衡直径随压力变化
Fig.15 Relationship between equilibrium diameter pressure and external pressure

从图 14和图 15中可以看出,端面比压和膜盒平衡直径随压力变化趋势与有限元仿真分析结果基本相符,端面比压呈现出上升式曲线关系,膜盒平衡直径呈现出下降式曲线关系,在0～1 MPa压力之间,平衡直径的变化范围约有2 mm。

依据上述分析,本文对某型端面密封产品进行理论和试验分析,发现其平衡直径在工作压力附近(0.5 MPa)的平衡直径比理论值(42.5 mm)小了1.5 mm,如图 15所示,导致密封实际比压大幅高于设计比压。因此通过调整密封端面尺寸来将其端面比压降低40%。改进后产品经过5 min台架运转试验,密封腔内介质温升由原来的60～100 ℃减小到20～50 ℃,泄漏量基本保持不变。

抽取部分产品参加了发动机长程试车,密封腔压力全程平稳,保持在额定压力的±20%以内,较以往达到额定压力的+40%～+90%有了较大改善,摩擦发热明显降低,试车中和试车后密封漏率基本保持不变。

地面试验和发动机热试车的结果表明,采用本文的分析方法及比压测试实验可以指导密封设计中相关参数的选取,使得密封比压的选取更为合理。

本文利用ANSYS Workbench对某型端面密封膜盒有效作用直径进行了有限元计算分析,并进行了设计改进和运转试验,研究发现:

1)对承受外压的膜盒式端面密封而言,其膜盒平衡直径随着工作压力升高而显著降低。

2)膜盒平衡直径的显著变化是由于膜片在压力下变形而产生接触造成的。

3)端面比压测量试验得到的端面比压和膜盒平衡直径随压力变化趋势与有限元仿真分析结果基本相符; 产品在工作压力时的实际平衡直径比理论值小了1.5 mm,产品的实际比压大幅高于理论值。

4)依据本文的仿真和分析对密封比压计算进行了修正,并且设计了减少端面比压的密封产品,该产品有效的降低了摩擦发热,通过了台架运转试验和发动机试车验证,表明设计方法合理可行,为后续低温液体火箭发动机端面密封的设计指出了一个合理可行的方法。