魏芳勝 鄒旭東 李 波

面向渦輪泵端面密封性能要求的裝配工藝研究

魏芳勝 鄒旭東 李 波

（西安航天發(fā)動(dòng)機(jī)有限公司，西安 710100）

通過(guò)分析某型號(hào)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵端面密封裝配質(zhì)量及泄漏原因，提出一種面向端面密封性能要求的鎖緊螺母靜壓鎖緊技術(shù)，開(kāi)發(fā)出軸端螺母間歇式遞增擰緊的工藝方法。采用接觸非線性有限元技術(shù)和彈性相互作用理論建立了渦輪泵鎖緊螺母連接的有限元模型，研究渦輪泵軸端螺母鎖緊方式、擰緊力矩大小與密封性能之間的關(guān)系，根據(jù)工況載荷下渦輪泵對(duì)密封性能的要求反求裝配連接擰緊力矩大小。通過(guò)對(duì)該型號(hào)渦輪泵進(jìn)行工藝試驗(yàn)研究，解決了端面密封泄漏量超差問(wèn)題，端面密封一次裝配成功率由原來(lái)的50%提高到90%，驗(yàn)證了該技術(shù)方法的可行性。

渦輪泵；端面密封；泄漏量；有限元分析

1 引言

渦輪泵是液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)中最重要的部件之一，端面密封是渦輪泵的核心密封零件，其作用是防止液氧、高溫燃燒室發(fā)生泄漏。高可靠密封是其重要特性，其密封質(zhì)量與發(fā)動(dòng)機(jī)工作的可靠性和使用壽命密切相關(guān)[1]。由于影響端面密封性能的因素眾多，并且目前尚未精確掌握裝配工藝對(duì)密封性能的影響機(jī)理，導(dǎo)致渦輪泵裝配周期不確定，而且反復(fù)拆裝容易誘發(fā)其它問(wèn)題，嚴(yán)重影響了渦輪泵的裝配質(zhì)量及可靠性。為此，通過(guò)對(duì)某型號(hào)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵端面密封裝配環(huán)節(jié)中存在一次裝配后氣密檢查泄漏量經(jīng)常超差問(wèn)題的深入研究，分析了該渦輪泵產(chǎn)品結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及裝配工藝流程，找出端面密封裝配過(guò)程中的薄弱環(huán)節(jié)以及泄漏原因，提出一種面向渦輪泵端面密封性能要求的裝配工藝方法，建立鎖緊螺母連接的有限元模型，對(duì)比分析不同鎖緊工藝對(duì)密封性能的影響，進(jìn)而提出有效的裝配工藝措施及合理裝配參數(shù)。

2 產(chǎn)品結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

2.1 端面密封結(jié)構(gòu)原理

端面密封在渦輪泵中主要起兩方面作用：一是在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)和停機(jī)階段隔離液氧與燃?xì)?，防止起?dòng)渦輪工作時(shí)高溫燃?xì)膺M(jìn)入到氧腔；另一方面，在發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定工作階段防止低溫液氧泄漏到燃料端，影響燃料泵內(nèi)非金屬密封件的正常工作[2]。本文分析對(duì)象為某型號(hào)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵的端面密封，其裝配位置及結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由動(dòng)環(huán)、調(diào)整墊、靜環(huán)組件、密封圈、浮動(dòng)環(huán)組件組成。

圖1 端面密封位置示意圖

2.2　密封技術(shù)要求及裝配工藝分析

圖2 密封裝配工藝流程

端面密封裝配后，要求對(duì)渦輪泵內(nèi)腔充氣0.5MPa，通過(guò)泄漏管嘴檢測(cè)密封泄漏量，設(shè)計(jì)文件要求泄漏量不大于60泡/分，密封裝配工藝具體流程如圖2所示。

從圖2可知，對(duì)于氣密檢查不合格的渦輪泵，需要分解整套密封零組件，檢查動(dòng)環(huán)與調(diào)整墊配合面，更換密封圈及調(diào)整墊，調(diào)整裝配方式，然后重新裝配，依此循環(huán)直至氣密性檢查合格為止。同時(shí)端面密封裝配在狹小低壓殼體內(nèi)腔進(jìn)行，操作極其不便，尤其在分解靜環(huán)組件、動(dòng)環(huán)和調(diào)整墊時(shí)容易損傷零件。基于此工藝流程下的渦輪泵裝配，其端面密封氣密性不合格問(wèn)題尤為突出，端面密封一直是裝配過(guò)程中的薄弱環(huán)節(jié)，嚴(yán)重制約了渦輪泵的批量化生產(chǎn)。

3 裝配工藝問(wèn)題剖析

渦輪泵的鎖緊螺母用于緊固轉(zhuǎn)子軸系零件，軸承裝配至殼體后，通過(guò)鎖緊螺母緊固軸承、誘導(dǎo)輪、離心輪等軸系零件。鎖緊螺母材料為S-07高強(qiáng)度不銹鋼，單個(gè)鎖片厚度不小于1mm，鎖緊螺母的鎖緊方式為鎖片鎖緊，螺母上有19個(gè)鎖片，軸上裝配鎖緊螺母處有兩個(gè)對(duì)應(yīng)鎖緊槽，通過(guò)擰緊力矩范圍調(diào)整鎖片與鎖緊槽的位置，使其中一個(gè)鎖片與一處鎖緊槽對(duì)應(yīng)，通常使用改錐敲擊法將鎖片敲擊至槽內(nèi)，完成鎖片鎖緊。由于鎖緊螺母裝配在狹小的殼體內(nèi)腔，敲擊鎖片時(shí)改錐只能傾斜放置，無(wú)法固定牢靠，改錐沖擊鎖緊法在瞬時(shí)內(nèi)施加沖擊載荷，不易控制施加力大小，容易損傷與端面密封調(diào)整墊配合的軸肩，使其產(chǎn)生凸起，在軸端螺母的力矩作用下軸肩的凸起會(huì)使調(diào)整墊端面產(chǎn)生壓痕，表面不平，導(dǎo)致動(dòng)環(huán)與靜環(huán)組件貼合不好，進(jìn)而影響端面密封氣密性。同時(shí)被敲擊的鎖片可能產(chǎn)生裂紋，影響渦輪泵軸系預(yù)緊力一致性以及發(fā)動(dòng)機(jī)安全可靠性。

此外，端面密封主要依靠動(dòng)環(huán)和靜環(huán)組件貼合密封，動(dòng)環(huán)下端連接的產(chǎn)品為紫銅材料的調(diào)整墊，動(dòng)環(huán)、靜環(huán)組件、調(diào)整墊最終由軸端螺母壓緊，由于端面密封氣密要求嚴(yán)格，靜環(huán)組件和動(dòng)環(huán)必須徹底平整貼合面才能滿(mǎn)足氣密性要求。同時(shí)密封裝配過(guò)程中，通過(guò)尺寸鏈計(jì)算得到的調(diào)整墊片厚度范圍變化較大，通常厚度為0.4～0.8mm，由于紫銅材料偏軟，軸端螺母力矩到位后（(105±5)N·m），對(duì)紫銅材料的調(diào)整墊變形影響很大，會(huì)使調(diào)整墊產(chǎn)生受力不均勻現(xiàn)象，使其平面度下降，導(dǎo)致動(dòng)環(huán)與靜環(huán)組件貼合不好，最終影響密封性能。在渦輪泵裝配過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)當(dāng)力矩小于90N·m時(shí)，端面密封氣密檢查均能滿(mǎn)足要求，然而力矩增大至100N·m，泄漏量則迅速增大，此問(wèn)題已在多次裝配中出現(xiàn)。

通過(guò)對(duì)端面密封自身結(jié)構(gòu)及密封裝配過(guò)程的分析發(fā)現(xiàn)，鎖緊螺母墊片的鎖緊方式、軸端螺母擰緊方式及力矩大小是影響端面密封的主要因素。

4 面向密封性能要求的裝配工藝?yán)碚摲治?/h2>

基于前文中得到的影響渦輪泵端面密封主要因素，通過(guò)對(duì)端面密封進(jìn)行裝配工藝?yán)碚摲治?，提出相?yīng)的改進(jìn)措施。

4.1 靜壓鎖緊工藝技術(shù)研究

4.1.1 專(zhuān)用鎖緊工裝設(shè)計(jì)制造

設(shè)計(jì)制作一種專(zhuān)用夾緊鉗，采用平面五連桿機(jī)構(gòu)中閉鏈連桿機(jī)構(gòu)原理，基本結(jié)構(gòu)是由五個(gè)剛性構(gòu)件用低副聯(lián)接而成，各構(gòu)件上各點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)平面均相互平行，具有壓強(qiáng)小、磨損輕、易于加工和幾何形狀能保證本身封閉等優(yōu)點(diǎn)，工作時(shí)使其控制在某一個(gè)連桿的一定角度范圍內(nèi)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，夾緊方便。根據(jù)鎖緊螺母尺寸大小設(shè)計(jì)配套夾緊頭，具有導(dǎo)向定位作用。其夾緊受力的齒端呈圓滑曲面狀，能夠有效減小鎖緊鎖片時(shí)產(chǎn)生應(yīng)力集中和斷裂失效的現(xiàn)象。夾緊頭前端設(shè)計(jì)一個(gè)限位裝置，方便控制鎖緊深渡值。夾緊頭經(jīng)過(guò)熱處理及電鍍防銹處理，表面光潔，具有較高的強(qiáng)度和耐磨性，工裝實(shí)物結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 專(zhuān)用夾緊鉗結(jié)構(gòu)

同時(shí)自制工藝套筒，在鎖緊鎖片之前將工藝套筒裝配至軸上，用于保護(hù)軸不被限位裝置損傷。工作時(shí)只需將夾緊鉗的夾緊頭與鎖緊螺母裝配好，齒端與鎖片對(duì)齊，雙手緩慢施力，待鎖片塑性變形到要求深渡位置時(shí)通過(guò)夾緊頭內(nèi)側(cè)的限位裝置進(jìn)行限位，然后取出夾緊鉗，完成鎖緊裝配。使用夾緊鉗靜壓鎖緊法取代傳統(tǒng)的改錐沖擊鎖緊法可以有效地避免損傷與端面密封調(diào)整墊配合的軸肩，保證端面密封氣密穩(wěn)定性，提高裝配質(zhì)量。

4.1.2 靜壓工藝有限元分析

采用接觸非線性有限元技術(shù)和彈性相互作用理論建立了渦輪泵鎖緊螺母連接的有限元模型，對(duì)比分析鎖緊螺母專(zhuān)用夾鉗鎖緊及傳統(tǒng)的沖擊鎖緊方式，結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)值設(shè)置仿真分析中的邊界條件參數(shù)[3]，分析模型材料具體參數(shù)如表1所示。

表1 材料特性參數(shù)

圖4 沖擊載荷下應(yīng)力分布圖

圖5 靜載荷下應(yīng)力分布圖

圖6 沖擊載荷下應(yīng)變分布圖

圖7 靜載荷下應(yīng)變分布圖

在整體坐標(biāo)系下，選取鎖緊螺母的鎖片表面，對(duì)鎖緊螺母的6個(gè)自由度全部約束。實(shí)際使用測(cè)力計(jì)得出一般鎖緊螺母鎖片鎖緊需要施加5000～6000N的載荷，因此在鎖片鎖緊位置分別施加瞬時(shí)的5500N沖擊載荷和隨時(shí)間緩慢增加至5500N的靜載荷，得出應(yīng)力和應(yīng)變分布圖，如圖4～圖7所示。

從應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果中發(fā)現(xiàn)，鎖緊螺母鎖片根部?jī)?nèi)角附近所受應(yīng)力最大，也是發(fā)生最大變形的部位，說(shuō)明該部位最容易達(dá)到屈服極限而斷裂，該分析結(jié)果與實(shí)際應(yīng)力應(yīng)變分布情況是吻合的，說(shuō)明采用的有限元計(jì)算分析方法是可靠的。從應(yīng)力分布云圖可以發(fā)現(xiàn)，沖擊載荷下鎖緊螺母所受最大應(yīng)力為1118MPa，靜載荷下鎖緊螺母所受最大應(yīng)力為980MPa；從應(yīng)變分布圖可以得出，沖擊載荷下鎖緊螺母所受的最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.206mm，靜載荷下鎖緊螺母所受的最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.192mm，說(shuō)明鎖緊螺母在沖擊載荷作用下更容易裂開(kāi)，從理論上驗(yàn)證了使用本文所提方法能減小鎖緊螺母產(chǎn)生斷裂失效現(xiàn)象，與傳統(tǒng)的改錐沖擊鎖緊法相比具有明顯的優(yōu)勢(shì)。

4.2 降低軸端螺母力矩風(fēng)險(xiǎn)分析

由于渦輪泵起動(dòng)加速過(guò)程中，測(cè)速套筒、動(dòng)環(huán)等零件靠軸端螺母擰緊后產(chǎn)生的壓緊力確保其不打滑，軸端螺母用于壓緊測(cè)速套筒、動(dòng)環(huán)和調(diào)整墊三個(gè)零件，螺母擰緊力矩減小直接導(dǎo)致壓緊力降低，最終可能導(dǎo)致軸上零件在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)加速過(guò)程中產(chǎn)生打滑現(xiàn)象。下面進(jìn)行理論分析螺母力矩從(105±5)N·m調(diào)整為(90±5)N·m后對(duì)壓緊力的影響。

渦輪泵起動(dòng)過(guò)程力矩平衡表達(dá)式為：

1+2-3=′ （1）

式中：1——螺母與軸配合螺紋產(chǎn)生的帶動(dòng)力矩，N·m；2——軸肩端面產(chǎn)生的摩擦力矩，N·m；3——靜環(huán)組件端面產(chǎn)生的阻礙力矩，N·m；——轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；′——起動(dòng)加速度，rad·s2。

1=11（2）

式中：——壓緊力，N；1——螺紋摩擦系數(shù)；1——螺紋力臂，mm。

2=22（3）

式中：2———螺紋摩擦系數(shù)；2——螺紋力臂，mm；

將式（2）、式（3）帶入式（1）中，可得：

11+22=′ （4）

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)熱試車(chē)數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速增幅最快的應(yīng)該在火藥點(diǎn)火后起動(dòng)渦輪加速時(shí)間段，統(tǒng)計(jì)得出極限情況下時(shí)間在0.02s以?xún)?nèi)，轉(zhuǎn)速?gòu)?增加到12000r/min，用此時(shí)間段的平均角加速度代入式（4）中計(jì)算得′為6280rad/s2。

目前統(tǒng)計(jì)狀態(tài)端面密封靜環(huán)組件彈力為63～78N，極限情況下按照最大的力78N進(jìn)行計(jì)算得出3值，通過(guò)實(shí)際測(cè)量得到轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為2.1581×105kg·m2，最終計(jì)算得到壓緊力。

= (′+3)/(11+22) （5）

經(jīng)求解計(jì)算得壓緊力為1146N，按照最保守極限情況下估算，壓緊軸端螺母、測(cè)速套筒、動(dòng)環(huán)及調(diào)整墊所需要的力為1146N即可。對(duì)不同軸端螺母力矩下的壓緊力進(jìn)行了計(jì)算，結(jié)果詳見(jiàn)表2。

表2 不同力矩對(duì)應(yīng)的螺母壓緊力

通過(guò)上述計(jì)算可知，在90N·m力矩壓緊力為22.08kN，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)時(shí)所需的壓力。調(diào)整墊的屈服極限為245MPa，彈性模量為106GPa，計(jì)算得出調(diào)整前后調(diào)整墊受力及變形見(jiàn)表3。

表3 調(diào)整前后調(diào)整墊受力及變形

綜上分析，發(fā)現(xiàn)螺母擰緊力矩從(105±5)N·m調(diào)整為(90±5)N·m后，仍具有較大的安全裕度，對(duì)渦輪泵性能無(wú)影響。

5 工程應(yīng)用試驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證所提工藝方法對(duì)渦輪泵端面密封性能的影響，對(duì)該型號(hào)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵的端面密封裝配進(jìn)行驗(yàn)證試驗(yàn)。

5.1 螺母鎖緊工藝試驗(yàn)

選用試驗(yàn)件鎖緊螺母，按照工藝文件要求將泵殼體與轉(zhuǎn)子軸系零件裝配后，采用專(zhuān)用夾緊鉗夾緊鎖緊螺母鎖片，鎖緊前確保夾緊頭與鎖緊螺母接觸面貼合好，并且齒端與鎖片對(duì)齊，按照設(shè)計(jì)要求調(diào)整好限位深度，完成鎖緊裝配，沒(méi)有損傷軸及軸肩。經(jīng)過(guò)分析檢查，確認(rèn)鎖緊狀態(tài)及結(jié)果，鎖片根部無(wú)裂紋現(xiàn)象，并且很好保護(hù)了軸及軸肩，目前該處鎖緊螺母靜壓鎖緊技術(shù)已經(jīng)在渦輪泵正式裝配中使用，效果良好。

5.2 力矩大小影響調(diào)整墊變形試驗(yàn)

采用通過(guò)尺寸鏈計(jì)算得出調(diào)整墊厚度為0.48～0.50mm的一套端面密封，加工三件調(diào)整墊，研究不同力矩大小對(duì)端面密封氣密性的影響，按照以下方案進(jìn)行了對(duì)比試驗(yàn)研究，每種實(shí)驗(yàn)方案均使用新品調(diào)整墊，三種方案詳細(xì)流程如圖8所示。

圖8 三種方案對(duì)比

表4 氣密性檢查結(jié)果

氣密檢查結(jié)果見(jiàn)表4，發(fā)現(xiàn)采用方案一時(shí)的氣密檢查泄漏量遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)要求值（＞60泡/分）。采用方案二或方案三時(shí)氣密檢查泄漏量比較接近或已達(dá)到要求值，如果降低最終力矩值不超過(guò)90N·m，則可滿(mǎn)足氣密檢查要求。由此可見(jiàn)，采用間歇式逐漸增加力矩的方法可以使受壓的調(diào)整墊應(yīng)力得以充分釋放，能夠提高端面密封氣密性能。

基于本文所提方法，各項(xiàng)改進(jìn)措施已應(yīng)用于渦輪泵裝配，已完成十多臺(tái)渦輪泵裝配，改進(jìn)后渦輪泵端面密封裝配氣密檢查合格率從原來(lái)的50%提高到90%，改進(jìn)措施成效顯著。

6 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)對(duì)某型號(hào)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵端面密封結(jié)構(gòu)及裝配工藝分析，找出了裝配過(guò)程中薄弱環(huán)節(jié)并分析泄漏原因，提出了改進(jìn)鎖緊螺母裝配工藝技術(shù)及軸端螺母力矩?cái)Q緊工藝方法，從理論分析及試驗(yàn)驗(yàn)證兩方面證明了所提工藝改進(jìn)方法的有效性。解決了裝配過(guò)程端面密封泄漏量經(jīng)常超差問(wèn)題，提高了渦輪泵裝配質(zhì)量及一次裝配的成功率，顯著提高了渦輪泵的裝配效率。本文研究成果已在渦輪泵密封裝配中成熟應(yīng)用，該方法可在其他型號(hào)產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段根據(jù)渦輪泵端面密封性能要求反求裝配連接工藝參數(shù)，對(duì)密封系統(tǒng)的精密裝配工藝設(shè)計(jì)提供新思路。

1 張貴田．高壓補(bǔ)燃液氧煤油發(fā)動(dòng)機(jī)[M]．北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2005

2 張樹(shù)強(qiáng)，陶正，王良，等．渦輪泵端面密封可靠性設(shè)計(jì)研究[J]．航天可靠性2016年學(xué)術(shù)交流會(huì)，2016：405

3 張建華，丁磊．ABAQUS基礎(chǔ)入門(mén)與案例精通[M]．北京：電子工業(yè)出版社，2012

Research on Assembly Process for Turbopump End-face Seal Performance Requirements

Wei Fangsheng Zou Xudong Li Bo

(Xi’an Space Engine Co., Ltd., Xi’an 710100)

Static pressure locking technology is proposed based on the analysis of assembly quality and leakage of the turbopump end-face seal of a liquid rocket engine, and an intermittent tightening process for the shaft end face nut is developed. The effect of locking method and magnitude of tightening torque on the sealing performance of the turbopump locking nut are investigated with nonlinear contact finite element and elastic interaction theory. Then the magnitude of the tightening torque of the locking nut is determined according to the requirements of the turbopump’s sealing performance under variable load conditions. The leakage of the end-face seal of the turbopump is solved and the success rate of the end-face seal assembly has been increased from 50% to 90%, which indicates the feasibility of the proposed process.

turbopump；end-face seal；leakage rate；finite element analysis

魏芳勝（1987），碩士，機(jī)械制造及其自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)；研究方向：液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵制造及裝配技術(shù)。

2018-07-23