低溫發動機法蘭連接結構優化設計

王志猛，葉鶯櫻，王五四，趙宗煥，霍福帥

（1.北京航天動力研究所，北京 100076；2.首都航天機械有限公司，北京 100076）

0 引言

泵前閥和搖擺軟管是低溫發動機的重要組成部分[1]，其中泵前閥位于火箭貯箱與發動機搖擺軟管入口之間，其主要功用是接通或切斷貯箱對發動機推進劑的供應，搖擺軟管用來補償發動機搖擺時泵前管路系統產生的變形，且本身具有真空絕熱能力[2]。發動機泵前閥和搖擺軟管連接密封結構（下文統稱為連接密封結構）采用臺階式密封結構，密封圈為復合石墨密封圈，如圖1所示。

圖1 泵前閥和搖擺軟管連接密封結構示意

連接密封結構的氦質譜檢漏要求為：在0.5 MPa（表壓）純氦氣下的漏率應不大于5×10-6Pa·m3/s，對多臺次發動機的檢漏數據進行統計，發現此處的一次檢漏合格率僅為60%。在高密度發射的形勢下，連接密封結構一次檢漏合格率低已經成為制約產品可靠性、影響發動機交付進度的重要影響因素，且在發動機工作時，此處還存在推進劑泄漏的風險。因此對連接密封結構泄漏的原因進行了分析，針對泄漏原因采取了優化改進措施，提高了連接密封結構的可靠性。

1 連接密封結構泄漏原因分析

連接密封結構多次檢漏漏率超標，說明連接密封結構存在薄弱環節，漏率超標的可能原因是泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭強度和剛度不足，連接密封結構裝配后在螺栓預緊力的作用下，法蘭密封面發生塑性變形，塑性變形量超出保證密封允許的翹曲變形量，導致泄漏[3]。為驗證強度剛度不足理論，對現結構泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭進行分析。

連接密封結構通過長螺柱與螺母進行固緊連接，螺栓數量10個，螺紋規格為M8，擰緊力矩為11 N·m，通過計算[4]，得到單個螺栓預緊力F=5880 N。

1.1 搖擺軟管入口法蘭仿真分析

搖擺軟管入口法蘭的材料為1Cr18Ni9Ti，抗拉強度σb為540 MPa，屈服強度σs為196 MPa。

對搖擺軟管入口法蘭使用Workbench進行仿真分析，仿真分析時施加的載荷及邊界條件為：

（1）在搖擺軟管入口法蘭背面螺栓孔處施加螺栓預緊力，共10處，每處5880 N；

（2）在搖擺軟管入口法蘭密封面施加壓力載荷P1；

（3）在搖擺軟管入口法蘭與波紋管連接處及法蘭3個支耳螺栓孔施加固支邊界條件。

載荷及邊界條件如圖2所示。

圖2 搖擺軟管入口法蘭仿真分析載荷及邊界條件

對法蘭進行仿真分析，其等效應力分布如圖3所示。

圖3 搖擺軟管入口法蘭的等效應力分布圖

從圖3可知，法蘭的最大應力為610.14 MPa，出現在法蘭根部圓角處，應力值已遠遠超出法蘭材料的屈服強度，即搖擺軟管入口法蘭在螺栓預緊力的作用下已產生了塑性變形。

對搖擺軟管入口法蘭密封面進行仿真分析，其等效應力及位移變形分布如圖4所示。

從圖4可知，搖擺軟管入口法蘭密封面的最大應力為510.72 MPa，應力值已遠遠超出法蘭材料的屈服強度，即法蘭密封面已產生塑性變形。法蘭密封面的最大變形量達到了0.024 mm（密封面變形量差值），超出了膨脹石墨密封圈能保證密封的0.02 mm（石墨密封圈對密封面的不平度要求為0.02 mm，若不平度超過0.02 mm，則會發生泄漏）。

圖4 搖擺軟管入口法蘭密封面等效應力及位移變形分布圖

經分析，搖擺軟管入口法蘭和法蘭密封面在螺栓預緊力的作用下已產生塑性變形，且變形量超出了石墨密封圈保證密封的允許值，最終導致泄漏。

1.2 泵前閥出口法蘭仿真分析

對泵前閥出口法蘭使用Workbench進行仿真分析，選取十分之一軸對稱模型進行分析，分析時施加的載荷及邊界條件為：

（1）泵前閥出口法蘭密封面施加壓力載荷60 MPa（與搖擺軟管入口法蘭密封面壓力載荷一致）；

（2）在泵前閥出口法蘭自身密封面施加壓力載荷P2；

（3）在軸對稱模型兩端面施加無摩擦約束；

（4）在泵前閥出口法蘭與波紋管連接處施加固支邊界條件。載荷及邊界條件如圖5所示。

圖5 泵前閥出口法蘭仿真分析載荷及邊界條件

對泵前閥出口法蘭進行仿真分析，其等效應力分布如圖6所示。

圖6 泵前閥出口法蘭等效應力分布圖

從圖6中可以看出，泵前閥出口法蘭最大應力為552.82 MPa（位置在法蘭根部），最大應力值已遠遠超出法蘭材料的屈服強度。

對泵前閥出口法蘭密封面進行仿真分析，其等效應力及位移變形分布如圖7所示。

從圖7中可以看出，泵前閥出口法蘭密封面（與搖擺軟管對接的密封面）的最大應力為212.49 MPa，大于材料的屈服強度，即法蘭密封面已產生塑性變形。法蘭密封面的最大變形量為0.021 mm，超出了石墨密封圈能保證密封的允許值。

圖7 泵前閥出口法蘭密封面等效應力及位移變形分布圖

經分析，泵前閥出口法蘭和法蘭密封面在螺栓預緊力的作用下已產生塑性變形，且變形量超出了石墨密封圈保證密封的允許值，最終導致泄漏。

1.3 連接密封結構泄漏分析結論

通過對泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭進行仿真分析，得到以下結論：

（1）搖擺軟管入口法蘭局部強度不足，導致法蘭密封面在螺栓預緊力的作用產生塑性變形，且變形量超出了石墨密封圈保證密封的允許值。

（2）泵前閥出口法蘭結構強度不足，導致法蘭密封面在螺栓預緊力的作用下產生了塑性變形，且變形量超出了石墨密封圈保證密封的允許值。

（3）在裝配過程中，泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭均產生了不可恢復的塑性變形（包括密封面），導致密封面變形不均勻而發生翹曲，最終導致泄漏。

由于泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭在裝配后產生了不可恢復的塑性變形，在檢漏不合格后分解重裝，更加不易保證密封要求，這與實際情況相符。

2 連接密封結構改進設計

根據仿真分析，連接密封結構存在薄弱環節，即法蘭強度和剛度不足，裝配后發生了不可恢復的塑性變形，影響裝配密封可靠性。根據現有法蘭結構，在不影響泵前閥和搖擺軟管的主體結構、連接尺寸和發動機泵前閥入口位置的條件下，對連接密封結構進行以下優化改進：

（1）將連接密封結構的密封面尺寸外移，通過密封面外移來降低螺栓預緊力作用在法蘭上的彎矩。

（2）優化搖擺軟管入口法蘭的內腔挖空形狀，提高法蘭剛性，降低法蘭在螺栓預緊力作用下的變形。

（3）在泵前閥出口法蘭“環”上增加1 mm凸臺，增加凸臺后可提高泵前閥法蘭的剛性。

（4）將連接密封結構密封圈由復合石墨密封圈更改為密封性能更優的膨脹石墨密封圈。

2.1 搖擺軟管入口法蘭優化改進

對搖擺軟管入口法蘭進行優化改進，主要內容為：

（1）密封尺寸由內徑mm、外徑mm改為內徑mm、外徑mm；

（2）優化法蘭挖空形狀；

法蘭改進前后的對比情況如圖8所示（只標記了改動部位的尺寸）。

圖8 搖擺軟管入口法蘭的改進情況

2.2 泵前閥出口法蘭優化改進

對泵前閥出口法蘭進行優化改進，主要內容為：

（1）密封尺寸由內徑mm、外徑mm改為內徑mm、外徑mm。

（2）在“環”上增加1 mm凸臺。

法蘭改進前后的對比情況如圖9所示（只標記了改動部位的尺寸）。

圖9 泵前閥出口法蘭的改進情況

2.3 密封圈更改

將原連接密封結構使用的復合石墨密封圈改為密封性更好的膨脹石墨密封圈[5]，主要內容為：

更改前：復合石墨密封圈?74 mm×?82 mm×1.6 mm

更改后：膨脹石墨密封圈?82 mm×?90 mm×2 mm

3 連接密封結構優化改進后仿真分析

對優化改進后的泵前閥和搖擺軟管法蘭進行仿真分析，以驗證改進效果。

3.1 搖擺軟管入口法蘭仿真分析

搖擺軟管入口法蘭結構優化后，對法蘭施加的螺栓預緊力未發生變化，仍為5880 N，但由于密封面尺寸發生了變化，所以施加在法蘭密封面上的壓力載荷發生了變化，壓力載荷P3為：

其余邊界條件與搖擺軟管入口法蘭更改前仿真分析時的邊界條件一致。

對結構優化改進后的搖擺軟管入口法蘭進行仿真分析，其等效應力分布如圖10所示。

圖10 結構改進后的搖擺軟管入口法蘭等效應力分布圖

從圖10可知，搖擺軟管入口法蘭的最大應力為357.62 MPa，出現在法蘭螺栓孔附近位置，屬于應力集中點。法蘭根部圓角處最大應力約為307 MPa，雖然超出了材料屈服強度，但已遠小于改進前的最大應力。

對搖擺軟管入口法蘭密封面進行仿真分析，其等效應力及位移變形分布如圖11所示。

從圖11可知，結構改進后的搖擺軟管入口法蘭密封面的最大應力為186.7 MPa，應力值小于材料的屈服強度，且遠小于改進前的密封面最大應力值。結構改進后法蘭密封面的變形量為0.0157 mm，小于石墨密封圈保證密封的允許值，滿足密封要求。

圖11 結構改進后的搖擺軟管入口法蘭密封面等效應力及位移變形分布圖

結構改進后的搖擺軟管入口法蘭最大應力雖然超出了法蘭材料的屈服強度，但因最大應力只集中在法蘭挖空部分靠外側的圓角處產生應力集中的微小區域，其周圍是較厚的法蘭金屬實體，所以該處局部塑性變形對法蘭整體影響很小，另外考慮到不銹鋼材料的加工硬化[6]效應，實際法蘭的屈服強度有所提高，所以即使法蘭局部應力超過材料的屈服強度，但對法蘭整體結構無影響。

3.2 泵前閥出口法蘭仿真分析

泵前閥出口法蘭結構優化后，對法蘭施加的螺栓預緊力未發生變化，仍為5880 N，但由于密封面尺寸發生了變化，所以施加在法蘭密封面上的壓力載荷發生了變化，壓力載荷P4為：

其余邊界條件與泵前閥出口法蘭更改前仿真分析時的邊界條件一致。

對結構優化改進后的泵前閥出口法蘭進行仿真分析，其等效應力分布如圖12所示。

從圖12可知，泵前閥出口法蘭的最大應力為314.38 MPa，出現在懸臂法蘭根部，雖然超出了材料的屈服強度，但已遠小于改進前的最大應力。

圖12 結構改進后的泵前閥出口法蘭等效應力分布圖

對泵前閥出口法蘭密封面（與搖擺軟管連接處的密封面）進行仿真分析，其等效應力及密封面位移變形分布如圖13所示。

從圖13可知，結構改進后的泵前閥出口法蘭密封面（與搖擺軟管對接的密封面）最大應力為73.86 MPa，小于材料的屈服強度，且更遠小于改進前的密封面最大應力值。結構改進后法蘭密封面的變形量為0.0089 mm，小于石墨密封圈保證密封的允許值，滿足密封要求。

圖13 結構改進后的泵前閥出口法蘭密封面等效應力及位移變形分布圖

3.3 優化改進效果

對泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭優化改進前后的受力及密封面變形情況進行了統計，見表1所示。

表1 連接密封結構改進前后應力及面封面變形情況

從表1可知，改進后的泵前閥出口法蘭和搖擺軟管入口法蘭最大應力值較改進前均大幅下降，分別下降了43.1%和41.4%，雖然改進后的最大應力仍然超出了材料的屈服強度，但因材料在切削加工狀態下，金屬材料表層會出現加工硬化效應，材料的屈服強度會得到增強，且最大應力集中點位于法蘭根部產生應力集中的微小區域，其周圍是較厚的金屬實體，產生的局部塑性變形對法蘭整體影響很小，所以認為改進后的整體法蘭在螺栓預緊力的作用下未發生塑性變形。

改進后連接密封結構法蘭密封面的最大應力小于材料的屈服應力，且密封面的變形量也小于石墨密封圈保證密封的允許值，所以密封面在螺栓預緊力的作用下未發生變形，可以可靠保證密封。

4 改進驗證試驗

4.1 氦質譜檢漏試驗

連接密封結構優化改進后，生產改進狀態的搖擺軟管法蘭試驗件、泵前閥法蘭試驗件各3件，分成3組進行交叉裝配，即共有9組連接密封結構試驗件，如圖14所示。

圖14 改進狀態的法蘭試驗件

對9組改進后的連接密封結構試驗件和1組改進前的連接密封結構試驗件使用吸槍進行正壓氦質譜檢漏[7]，結果為改進前的試驗件漏率值在10-5Pa·m3/s量級，改進后的試驗件漏率值均在10-8Pa·m3/s量級，改進后的試驗件漏率值遠小于改進前的試驗件漏率值，通過改進提高了連接密封結構的可靠性。

4.2 試車驗證試驗

為驗證連接密封結構的改進可靠性，生產改進狀態泵前閥和搖擺軟管參加發動機熱試車，發動機裝配時泵前閥和搖擺軟管連接密封結構檢漏一次合格，漏率為10-8Pa·m3/s量級，發動機試車時泵前閥和搖擺軟管各項參數正常，發動機返廠后對連接密封結構進行了檢漏，漏率為10-8Pa·m3/s，滿足設計文件要求。

連接密封結構優化設計通過了檢漏試驗和發動機熱試車考核，證明了改進措施合理有效，也驗證了理論分析的正確性。

5 結語

通過對連接密封結構泄漏的機理進行分析，確定了連接密封結構的泄漏原因。通過對連接密封結構進行優化設計，解決了連接密封結構檢漏合格率低的難題，并通過了檢漏試驗及發動機熱試車考核。