复合材料薄壁机匣热内压试验技术

高世阳 杨峰 王晓森 刘永清 呼东亮 陈子光

（1 海装北京局驻天津地区第三军事代表室，天津 300202；2 天津航天瑞莱科技有限公司，天津 300462；3 北京强度环境研究所，北京 100076；4 华中科技大学航空航天学院，武汉 430074；）

0 引言

航空发动机是一种高度复杂和精密的热力机械，其内部结构件的设计都要满足相应的热力载荷需求。机匣件是航空发动机形成各涵道，实现结构完整性及发动机功能等用途的重要结构单元。发动机的高温高压燃气流经各机匣时会对机匣产生高温、高压和机械载荷，其压力载荷对机匣结构强度的影响远大于机械载荷对机匣的影响。随着新一代航空发动机技术发展的需求，对航空发动机的推力提出了更高的要求，对构成发动机的结构件的环境适应性也提出了更高的指标。为保障发动机的有效推力，必须对航空发动机整体重量进行严格控制，同时随着耐高温复合材料技术的发展，航空发动机的复合材料质量占比也逐渐增大，其中外涵机匣的设计正逐步从传统的金属材料过渡到复合材料[1-4]，从而减轻自重来保障发动机整体重量指标。

目前，国内对机匣件强度试验传统的考核方式大多是进行常温强度考核[5]。对于传统钛合金材料的机匣件，在考核同等设计安全系数的前提下，可以利用材料的高温强度性能降低的比例，等效至常温环境下机匣件所受到的主要载荷的增量系数，这样可以在常温下完成对机匣件的高温环境强度考核。王琦[6]等研制了采用充压胶囊加压方式的高温高压试验装置，郭建英[7]等提出了利用柔性传压装置的高温高压试验方法。以上两种方式有效的避开了试验装置的高温密封问题，同时也削弱了对机匣件真实环境的模拟，无法准确考核机匣端盖、翻边、过渡段和其他可能形状突变的结构。随着耐高温复合材料逐步应用于机匣件，而且复合材料的属性在高温环境下相对复杂，一般呈非线性，甚至在材料级和结构级会出现不同程度的差异，无法通过传统的常温等效强度试验模拟高温环境，必须通过施加真实的高温强度环境进行考核。这样就引入了试验装置的高温密封问题。

本文研究的热内压试验技术采用对试验装置内腔空气直接加热加压的方式进一步模拟真实的高温热气流载荷，用以对机匣件进行更真实的环境模拟考核。

1 试验原理与设计

1.1 试验原理

图1为机匣件热内压试验原理示意图。图中包括温度加载分系统、压力加载分系统以及受试腔体结构。温度加载分系统主要包括控制计算机、综合控制器、可控硅电源、加热器、温度传感器等。压力加载分系统主要包括控制计算机、综合控制器、气源系统、进气阀、排气阀、压力传感器等。受试腔体主要包括受试机匣件、下对接舱段、下对接舱段、内承载筒、底座、中心轴拉杆、螺丝筒等。

图1 机匣件热内压试验原理Fig.1 Schematic of thermal internal pressure test principle of casing

温度加载分系统通过温度传感器采集受试腔体内温度信号。温度信号通过综合控制器传递至控制计算机。控制计算机通过运行程序比较所设定的温度和所采集的温度并将比较结果反馈至综合控制器。再由综合控制器驱动可控硅电源控制加热器工作。循环迭代至受试腔体内温度动态稳定至目标温度。

压力加载系统通过压力传感器采集受试腔体内压力信号。压力信号通过综合控制器传递至控制计算机。控制计算机通过运行程序比较所设定的压力和所采集的压力并将比较结果反馈至综合控制器。再由综合控制器驱动进气阀和排气阀工作。循环迭代至受试腔体内压力动态稳定至目标压力。注意排气阀工作环境温度高，为持续满足高温工作性能，建议选用气动电磁阀。

1.2 试验装置设计

图2为受试腔体的结构设计图。受试腔体由机匣件和所设计的试验装置合围成一套可以施加温度和压力载荷的被试腔体结构，同时加载过程中能够有效解耦腔内压力对装置产生的轴向载荷，避免轴向载荷传递至机匣件。图2 中标识了受试腔体的主要结构部件，其中1 为被试产品机匣件，2 为装置底座用于固定和安装装置其他结构件，3 为中心轴拉杆用于承载腔体内压产生的轴向载荷，4 为下对接舱段用于模拟刚性舱段连接底座和机匣件，5 为上对接舱段用于模拟刚性舱段连接机匣件并与承载活塞盘形成滑动密封结构，6 为内承载筒用于合围成压力腔体，7 为承载活塞盘用于承载内腔压力，8 为螺丝筒用于压紧承载活塞盘，9 为O 型密封圈用于密封上对接舱段和承载活塞盘的接触面，10 为电加热管用于加热密封腔内空气和被试机匣件，11、12 为内腔压力进排气孔用于内腔压力控制。

图2 受试腔体结构设计Fig.2 Structural design drawing of the test chamber

图2装置中由受试机匣件1、底座2、下对接舱段4、上对接舱段5、内承载筒6 和承载活塞盘7 合围成被试腔体结构，由中心轴拉杆3、内承载筒6、承载活塞盘7 和螺丝筒8 组成轴向压力平衡结构。图2 装置中由3 类密封结构组成，其中A 类为高温活塞密封结构，B 类和C 类为高温平面密封结构，D 类为金属焊接密封结构。

1.3 受试腔体的高温密封

受试腔体的高温密封包括平面密封和活塞密封两类如图3 所示。平面密封一定程度参考了机匣安装边常温密封特性的研究和分析成果[8-10]。

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

该试验装置中平面密封采用BY533 高温密封胶进行密封，该密封材料可耐高温900℃，高压32MPa。腔体活塞密封结构设计需要考虑的关键因素包括：1）密封圈的耐高温能力无法直接满足试验温度需求；2）结构受力变形后密封圈是否仍能够满足密封设计要求。此处腔体的动密封结构为该试验装置有效性的设计关键，后文将对该装置的有效性进行详细分析。

2 受试腔体动密封结构有效性分析

2.1 承载活塞盘动密封处的热特性分析

受试腔体中承载活塞盘上密封圈的耐高温能力无法直接满足试验温度需求，主要表现为该处O 型密封圈采用FFKM 全氟醚O 型圈，FFKM 全氟醚橡胶耐高温可达330℃（注：目前国内虽有耐更高温度的石墨密封圈，但是无法满足本试验所要求的工艺尺寸），在343℃的间歇性高温环境中不会发生导致密封失效的硬化和脆化。而本文机匣件的最高试验温度为370℃，所以需要通过对承载活塞盘的合理设计来保障试验过程中O型密封圈所处的环境温度不高于330℃。

相关机匣内部热特性分析的研究成果[11-12]对本装置在结构设计和分析简化的方案上提供了指导依据。本装置中承载活塞盘的设计采用凹槽圆盘的结构形式，如图2中编号为7的承载活塞盘结构。这种结构的设计可以做到在保障承载强度前提下尽量增大结构的散热面。承载活塞盘的散热主要包括辐射散热和对流散热。为了满足高温密封设计要求，对承载活塞盘结构进行了简单的理论分析和数值仿真[13-17]。

承载活塞盘内部无热源、恒定导热系数的三维热传导控制方程为

式中，T为温度，单位是K；x、y和z为空间坐标，单位是m；λ为导热系数，单位是W/(m·K)；ρ为密度，单位是kg；C为比热容，单位是J/(kg·K)；t为时间，单位是s。

承载活塞盘与空气自然对流换热公式为

式中，P1为对流传热速率，单位是W；S为对流传热面积，单位是m2；α为对流换热系数，单位是W/(m·K)；Tsurf为活塞外表面温度，单位是K，T0为大气环境温度，单位是K。

承载活塞盘向空气辐射散热公式为

式中，P2为辐射度，单位是W；ε为黑体的辐射系数，绝对黑体取值1；σ为Stefan-Boltzmann常熟，取值是5.67×10-8W/(m2·K4)。

由于活塞盘的三维热传导控制方程的求解非常困难，本文对承载活塞盘进行了一维简化的理论计算和三维仿真数值模拟分析。数值计算分析中假设承载活塞盘结构的腔内壁温度为370℃，环境温度为25℃，承载活塞盘与环境存在辐射和自然对流换热。仿真计算中承载活塞盘的密度ρ取7850kg/m3，比热容C取460J/(kg·K)，传热系数λ取36W/(m·K)，以承载活塞盘结构的腔内壁温度为恒温边界，外侧为自然对流边界（空气自然对流换热系数α为10~25W/(m2·K)之间）和辐射边界（辐射系数ε取0.9）。

在承载活塞盘一维热传导简化分析中，结构从内壁受热面至外壁自然换热面简化的一维热传导公式为

根据能量守恒得到活塞盘外壁面温度的解析方程如下

式中，l为活塞盘的厚度，单位是m；T1为活塞盘内壁面的温度，单位是K。式（5）可以得到活塞盘一维热传导假设下外壁面温度的理论值。

对流换热系数α取10W/(m2·K)时，即假设活塞盘为理想自然对流状态。对比一维热传导简化理论分析、三维热传导仿真分析和试验实测结果如图4所示。试验所测活塞盘上表面自由换热面的实测温度为290±5℃，三维热传导仿真分析得到承载活塞盘沿厚度最外测温度为315.0℃，一维热传导简化理论分析得到活塞盘最外测温度为340.0℃。相比之下三维热传导仿真分析的结果与实测值更接近，该算例中试验与三维仿真结果之间的差异主要是由于试验过程中受试机匣所处环境并非理想自然对流状态。

图4 一维解析和三维仿真分析得到的承载活塞盘外表面沿厚度方向的温度曲线与试验实测值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

该算例中一维简化模型的解析解相比三维仿真分析的结果未考虑活塞盘在有限侧面边界上的对流和辐射散热项，所以计算得到的温度值偏大，更适合模拟活塞盘中心半径处沿厚度方向的温度变化。三维热传导仿真分析还可以得到承载活塞盘的温度场云图如图5所示，定性的展现出了活塞盘内部的温度场。

图5 承载活塞盘温度场数值仿真结果Fig.5 Numerical simulation results of temperature field of bearing piston

2.2 结构受力变形后活塞盘动密封设计分析

试验装置结构受力变形后密封圈是否仍能够满足密封设计要求。主要考虑变形后图2 中A 处动密封结构的匹配关系。压力加载过程中由于压力作用会使图2 中A 处上对接舱段内径增加，而改变原密封匹配关系，需要进行设计计算校核。O 型密封圈压缩率处在10%~25%之间时，密封性能较好，可以保证密封性。O 型密封圈的压缩率Y计算公式为

式中，D为O型密封圈的直径，单位是mm；B为密封圈沟槽深度，单位是mm。

装置A处动密封结构所采用O型密封圈线径D为7mm，拟设初始密封率为25%，对应沟槽深度为5.25mm。考虑便于系统装配，预留装配间隙为0.2mm，实际沟槽深度B为5.05mm。压力加载过程中动态密封处的结构变化如图6所示，上对接舱段内径增加为d，为保障试验过程中装置的密封性能，必须要求密封间隙增加后仍然符合设计指标，即

图6 压力加载过程中动密封结构状态Fig.6 Change of dynamic seal structure during pressure loading

对试验装置进行设计最大载荷下的密封性能数值计算分析，上对接舱段在最大压力下的位移云图如图7所示，密封对接处内径增加量d为0.68mm，小于O型密封圈线径D的15%即1.05mm，表明试验装置的动密封匹配满足设计要求。

图7 上对接舱段变形仿真计算结果Fig.7 Deformation simulation results of upper cabin

3 试验应用与验证

3.1 试验载荷

发动机机匣件在工作中主要承受流经其内部高温高压热气流所产生的高温、压力和机械载荷作用，考虑压力载荷对机匣结构强度的影响远大于机械载荷。本例主要研究高温高压热气流对机匣件产生热内压作用的考核试验装置，并针对性设计了高温高压承载性能试验条件，见表1。

表1 高温高压载荷条件Table 1 Temperature and pressure load conditions

3.2 试验验证

利用所设计的装置开展了机匣件的热内压试验实施如图8 所示。试验过程中，先将机匣件的内壁温度加热至目标温度，再按要求阶梯加卸载压力。本试验系统中加热器的最大功率设计为40kW，试验过程中通过加热系统的PID 控制实现受试腔体内的温度精确控制。受试腔体内压力加卸载速率的控制是通过调节气源出口处减压阀的压力值和受试腔体进排气管道的横截面积实现，受试腔体进排气管道的横截面积可以通过调节阀门控制。试验结果表明所研制的试验装置具有良好的高温高压密封效果，试验系统具有良好的温度和压力控制精度，可以满足航空发动机机匣件热内压强度试验考核要求。

图8 典型机匣件热内压试验实施Fig.8 Implementation of thermal internal pressure test for aero-engine casing

典型载荷1 为承载性能考核条件，温度为260℃，压力为0.67MPa。试验过程中加热器的最大许用功率限制为最大设计功率的80%。试验的温度和压力控制曲线如图9 所示，图中虚线为目标曲线，实线为实际控制曲线，其中温度最大值为264.7℃，最小值为252.0℃，满足温度偏差±10℃以内。压力稳定阶段的控制偏差可以稳定在±0.025MPa，满足压力偏差±5%以内。目标和控制温度曲线的对比表明试验系统的温度控制精度良好，受压力加载过程的影响不大。目标和控制压力曲线的对比表明试验系统的压力控制精度良好。

图9 260℃承载性能试验的温度压力控制曲线Fig.9 Temperature and pressure control curve for load-bearing performance test at 260℃

典型载荷2 为设计强度考核条件，温度为370℃，压力为1.34MPa。试验过程中加热器的最大许用功率限制为最大设计功率的100%。试验的温度和压力控制曲线如图10 所示，图中虚线为目标曲线，实线为实际控制曲线，其中温度最大值为370.3℃，最小值为362.1℃，满足温度偏差±10℃以内。压力稳定阶段的控制偏差可以稳定在±0.037MPa，满足压力偏差±5%以内。目标和控制温度曲线的对比表明试验系统的温度控制受压力加载过程的影响明显，这是由于受到了加热系统最大加热功率的限制，可以通过提高加热系统的加热器功率解决。目标和控制压力曲线的对比表明试验系统的压力控制精度良好，同时也说明热内压加载过程中温度的变化对压力加载精度的影响不明显。

图10 370℃承载性能试验的温度压力控制曲线Fig.10 Temperature and pressure control curve for load-bearing performance test at 370℃

4 结论

本文提出了一种可满足370℃，1.34MPa 的航空发动机复合材料机匣的热气流压力载荷试验方法。试验验证表明，该试验方法可有效实现对复合材料机匣的热内压试验考核。所设计的试验装置能够有效解耦腔内压力对装置产生的轴向载荷，避免轴向载荷传递至机匣试验件。相比以往采用的冲压胶囊和专用柔性传压装置，该装置采用对内腔空气直接加热加压的方式模拟真实的高温热气流载荷，用以对机匣件进行更真实的环境模拟考核。

试验装置利用了结构传热的梯度降温性能和与环境的对流散热作用，实现了关键密封处的温度降至低于密封材料的适用上限，有效解决了密封材料属性的局限，为高温密封中因材料属性限制提供了工艺设计的解决思路。针对更高温度的试验需求还可通过局部主动降温的手段实现结构关键部位的控温，以满足材料的适用要求。