0 引　言

随着援潜救生装备技术的发展，在潜艇内部一般配备有集体逃生舱，可实现多人安全逃生。在浅水区域一般可采取单人自救的方式，从鱼雷发射管逃生，但该方式具有较高的风险。本项目设计了一套用于单人自救的常压救援筒样机，可通过液压折叠的方式储存于艇内部，具有占地空间小、操作方便等优势。该装置采用无动力上浮的方式进行逃生，通过调节自身浮力来实现水下的升沉运动^[1]。在装置样机研发的过程中，首先要考虑结构的安全性，即结构的耐压强度，其次是水下密封性，另外在实际应用中还存在入水瞬间的水压冲击问题，因此有必要对这些问题进行分析，从而得到可靠安全的设计。

目前对水下装备的上浮运动分析主要采用CFD方法来得到上浮姿态、水下偏转角度、阻力与浮潜速度等不同参数对潜器运动的影响。耿斌斌等^[2]通过实验与仿真对比研究了水下偏转角度和初始上浮速度对潜器上浮过程的影响。张海洋等^[3]通过水动力仿真对水下潜器的比重、质心和浮心相对位置、舵角以及初速度展开了研究，分析了潜器倾斜爬升式上浮的运动特性。王瑞臣等^[4]通过水下弹道的仿真分析，研究了运动速度对出水姿态角的影响，即结构会随着阻力的增大而导致俯仰姿态的增大。该样机材料主要采用7075铝合金，本文着重研究其在冲击下的油压密封性及强度。水下装备的密封性主要分为静密封与动密封。在内压和外部水压的共同作用下，该装置主要涉及到动密封的问题。张新标等^[5]对直线往复的密封性能开展了研究，通过施加流体渗透压力得到密封圈剪切力和接触压力的分布规律。彭超等^[6]通过对比水下双侧高压和陆地单侧高压的密封特性，分析了其内部应力和接触压力的分布。马云祥等^[7]针对单边和双边受压的2种工况，结合有限元和实验方法探究密封可能失效的危险区域。结构受到冲击载荷往往需要考虑材料的动态应变特性。对于强度较高的7075铝合金，冯振宇等^[8]对中低应变率下的7075铝合金材料性能进行研究，将拉伸实验和仿真对比得出Johnson-Cook本构模型可对该材料的塑性失效应变做出较好的评估。张艺坤等^[9]通过引入能量耗散理论的损伤因子，在Johnson-Cook本构模型的基础上建立了动态拉伸本构模型，并开展了实验研究验证了该模型的适用性。

本研究基于不同上浮速度下的水动力计算的结果，将冲击水压力作为载荷输入到结构分析中，考虑装置内部的平衡油压，分析冲击载荷下的筒体应力和压缩位移，同时分析装置在陆上充油过程和外水压共同作用下结构的密封性能。通过上述分析为装置在使用过程中的安全性和可靠性进行验证，为后续装置优化和详细设计提供依据。

1 模型设计概况

救援装置本体为薄壁圆筒载人型结构，通过充油的方式实现其伸缩功能，外径为530 mm，压缩储藏高度为935 mm，全张开外部高度为1974 mm，内部净高度为1856 mm，设计深度为水下100 m。模型样机采用7075铝合金材料研制。装置样机的压缩和全伸长状态如图1所示，其中左侧为满油下的全伸长状态，中间为空油时的压缩状态。图1中右侧图显示装置从上至下有3段充油腔体。充油口位于底部，充油后装置会从底部向上撑开。

该救援装置空体重量达到145 kg。装置内部底部固定放置有氧气瓶，CO₂吸附剂等生命支持设备。装置全部浸没水下的排水量为392.26 kg，浮力约为3848 N，浮心高度为1031 mm。所有设备和人员的重量重心如表1所示，其中，液压油密度取为0.85 kg/L，铅块密度为11340 kg/m³。CO₂吸附剂质量占比非常小，因此不计入重量统计。装置内底部放置有压载铅块，预设压载重量为80 kg。在预设压载下，重浮心距离为354.58 mm。

2 上浮阻力分析 2.1 水动力分析方法

针对粘性不可压缩的流体，结合动量守恒RANS方程和湍流模型来进行求解。这里采用常用的$ k-\varepsilon $模型来求解湍流涡黏度。计算湍流涡黏度$ {\mu }_{t} $以及湍动能和耗散率$ k-\varepsilon $传输方程如下：

$ {\mu }_{t}=\rho {C}_{\mu }{f}_{\mu }kT ，$

(1)

$\begin{split} \frac{{\partial \rho k}}{{\partial t}}& + \nabla \cdot \left( {\rho \bar U k} \right) = \nabla \cdot \left[ {\left( {\mu + \frac{{{\mu _t}}}{{{\sigma _k}}}} \right)\nabla k} \right] + {P_k} - \rho \left( {\varepsilon - {\varepsilon _0}} \right) +\\ & {S_k}\frac{{\partial \rho \varepsilon }}{{\partial t}} + \nabla \cdot \left( {\rho \bar U \varepsilon } \right) = \nabla \cdot\left[\left(\mu +\frac{{\mu }_{t}}{{\sigma }_{\varepsilon }}\right)\nabla \varepsilon \right]- \\ &{C}_{\varepsilon 2}{f}_{2}\rho \left(\frac{\varepsilon }{{T}_{e}}-\frac{{\varepsilon }_{0}}{{T}_{0}}\right)+\frac{1}{{T}_{e}}{C}_{\varepsilon 1}{P}_{\varepsilon }+{S}_{\varepsilon }。\end{split} $

(2)

式中：$ \rho $为流体密度；$ {C}_{\mu } $为模型系数；$ {f}_{\mu } $为阻尼系数；T为湍流时间尺度；$ \bar{U} $为平均速度；$ {P}_{k} $和$ {P}_{\varepsilon } $为结果项；$ {C}_{\varepsilon 1} $、$ {C}_{\varepsilon 2} $、$ {\sigma }_{k} $和$ {\sigma }_{\varepsilon } $为模型系数；$ {f}_{2} $为阻尼；$ {S}_{\varepsilon } $和$ {S}_{k} $为指定源项；$ {\varepsilon }_{0} $为源项中阻止湍流衰减的环境湍流值；$ {T}_{e} $和$ {T}_{0} $分别为大涡流时间尺度和单位时间尺度。

装置上浮出水后存在气液交界面，在流体仿真中采用VOF多相流模型来得到水面的复杂情况。通过利用相分布的体积分数$ {\alpha }_{i} $来进行描述，其定义为：

$ {\alpha }_{i}=\frac{V}{{V}_{i}}。$

(3)

式中：$ {V}_{i} $为单元中相i的体积；$ V $为单元的体积。

2.2 仿真结果分析

在STAR-CCM+中采用重叠网格方法和DFBI多自由度运动分析方法。重叠网格中将子区域网格进行重叠覆盖，将流场信息在重叠边界上进行匹配耦合^[10]。仿真中的流体介质为海水，密度$ \rho =1\;025.91\;  {\mathrm{kg}}/{{\mathrm{m}}}^{3} $，动力粘度为$ \mu =1.005\times {10}^{-3}\;  {\mathrm{Pa}}\cdot {\mathrm{s}} $。针对不同的压载重量得到了在无初速度的情况下自主上浮的阻力、偏转角度和出水干舷如图2～图4所示。由图2可知，随着装置重量增大，阻力在不断减小，且阻力在其上升到一定高度后趋于平稳，这是由于结构受力达到了平衡，即加速度为0，此时装置呈匀速上浮状态。但考虑到装置的轻量化，仍需要控制整体重量。通过对比图3和图4发现，总重量为339.9 kg，即压载为80 kg时，相比小压载工况，该压载下偏转角度更小，相比大压载工况，其水面干舷达到25 cm。图5为80 kg压载下以不同发射速度作为初速度时的阻力分布，在前0.5 s内，阻力会随着初速度的增大而急剧增大，将此阻力分布作为载荷输入进行后续的冲击分析。装置出水后在水面有小角度倾斜，但基本处于直立状态，后期可通过加设气囊进一步提高其水面浮态和稳性。

3 结构密封性分析 3.1 密封分析方法

为了保证救援装置在高压下的密封性，根据设计要求分别选取了线径5.3 mm和5.7 mm的2种规格密封圈进行分析。密封分析过程分为：1）进行预密封，模拟环形活塞的安装过程；2）施加内压和外水压，模拟真实环境下的受载工况。

丁腈橡胶材料体现出高度非线性的力学性能，常用于密封件的制造。仿真中采用Mooney-Rivlin材料模型^[11]可以较好地模拟该材料性能，其表达式为：

$ W={C}_{10}\left({I}_{1}-3\right)+{C}_{01}\left({I}_{2}-3\right) 。$

(4)

式中：W为应变能密度；$ {C}_{10} $、$ {C}_{01} $为材料常数，这里分别取1.872 MPa和0.468 MPa^[12]；$ {I}_{1} $、$ {I}_{2} $为应变张量的主不变量。

密封圈失效的判定依据主要有2种，一种是最大接触压力小于流体压力导致流体溢出，另一种是剪应力太大导致密封圈发生了剪切破坏，其抗剪切的强度为4.6 MPa^[13]。研究中采用压力渗透方法来判断流体是否溢出，该方法需要通过定义接触对来定义侵入的范围，从而模拟局部接触面失效时，流体压力逐步侵入接触区域的过程。如图6所示，装置中主要有2种型式的缸体，建模采用轴对称模型，一种缸体用于单端活塞运动，另一种用于双端活塞运动。密封圈的单侧配合间隙为0.06 mm。

根据潜器规范^[14]，100 m的设计水深得到工作压力为1 MPa，则计算压力为工作压力的1.5倍，取为1.5 MPa。基于圆筒筒径及计算压力来确定内部液压油压力，缸体外槽和内槽的计算压力如下：

$ {p}_{wai}=\frac{{p}_{j}\times {\left(D/2\right)}^{2}}{{\left(D/2\right)}^{2}-{\left(D/2-{d}_{wai}\right)}^{2}} ，$

(5)

$ {p}_{nei}=\frac{{p}_{j}\times {\left(D/2-{d}_{wai}-{d}_{nei}/2\right)}^{2}}{{\left(D/2-{d}_{wai}\right)}^{2}-{\left(D/2-{d}_{wai}-{d}_{nei}\right)}^{2}}。$

(6)

式中：$ {p}_{wai} $、$ {p}_{nei} $分别为外槽和内槽油压力；$ {p}_{j} $为计算水压力；D为外部直径；$ {d}_{wai} $和$ {d}_{nei} $分别为外槽和内槽的宽度。

通过计算得到1 MPa下的外槽和内槽压力分别为5.77 MPa和6.61 MPa，分别计算1.5、2、2.5、3 MPa下的内外槽压力，以此来分析线径5.3 mm和5.7 mm的密封圈的密封能力。

3.2 仿真结果分析

在第一步预密封状态下2种规格密封圈的应力如图7所示，线径5.3 mm下的最大接触应力为2.2 MPa，线径5.7 mm下的最大接触应力为5.3 MPa，均大于外部水压1.5 MPa，密封状态良好。缸体1在2种线径下的接触应力和剪切应力如图8和图9所示。图8中虚线为压力衡准线，表示流体压力，从中可知加压后线径5.3 mm的密封圈接触压力均大于流体压力，密封效果更好，而两者的剪切应力最大为2.7 MPa，均不超过4.6 MPa，因此不会发生剪切破坏。图10和图11为缸体2的接触应力和剪应力。在1.5 MPa外压工况下的接触应力均大于流体压力，不会发生泄漏，而在2 MPa、2.5 MPa和3 MPa下位于上侧外圈和下侧内圈的5.7 mm密封圈会发生失效。剪切应力最大为3.2 MPa，满足要求。

基于仿真结果确定使用5.3 mm线径的密封件，并通过陆上伸缩试验来进行验证。伸缩试验：共进行了3次开合试验，通过压力表监测内部油压，在不同油压下3次试验均未发现漏油渗油现象，伸缩性能完好，采用5.3 mm线径密封圈的密封性能良好。耐压实验：打压压力以0.5 MPa为梯度加大到1.5 MPa，每一阶段保压10 min，在1.5 MPa处保压1 h，最后泄压检查并未发现漏水漏油现象，从而验证了其密封的可靠性。

4 结构抗冲击分析 4.1 材料模型及分析方法

鉴于样机所选材料为7075铝合金，采用Johnson-Cook模型可以较好地反映该材料的应变硬化和应变率强化效应。其表达式为：

$ \sigma =\left(A+B{\varepsilon }^{n}\right)\left(1+C\ln \dot{{\varepsilon }^{\ast }}\right)\left(1-{\left({T}^{\ast }\right)}^{m}\right)。$

(7)

式中：$ \sigma $为等效应力；$ \varepsilon $为等效塑性应变；$ \dot {{\varepsilon }^{\ast }} $为等效应变率；$ {T}^{\ast }=\left(T-{T}_{r}\right)/\left({T}_{m}-{T}_{r}\right) $，$ {T}_{r} $为室温，$ {T}_{m} $为材料熔点；式(7)从左往右3项分别用于描述材料的硬化效应、应变率强化效应和温度软化效应。

不考虑材料的温度软化效应，在谢灿军等^[15]通过动态拉伸试验得到了7075铝合金的本构模型参数，A=473 MPa，B=210 MPa，n=0.3813，C=0.033。仿真中利用该表达式来表征救援装置受到冲击后的应变率效应。

为了分析在预定油压下装置受到冲击后内部液压油对结构的作用，需要引用流体腔方法来得到流体体积的变化情况。该方法通常在充气膜囊结构分析中应用广泛，通过控制流体体积，建立了压力和流体体积的关系^[16]，其表达式为：

$ PV=nRT。$

(8)

式中：P为压力；V为流体体积；n为内部流体质量；R为液体常数；T为热力学温度。

流体腔内液压油密度为850 kg/m³，体积模量为2000 MPa，不考虑温度场的影响。模型中各空腔腔体位置见图1，5个腔体均为环形空腔。分析过程分为：第一步为加压过程，将空腔压力增大到预定压力；第二步为冲击过程，将外部冲击载荷以及静水压力施加到结构上进行分析。

4.2 仿真结果分析

基于腔体位置关系，结合式(5)和式(6)得到1.5、2、2.5 MPa下的腔体内压如表2所示，将此表作为内压加载工况进行后续分析。

第一步充压后的结构应力如图12所示。图中各个缸体壁面上的应力最大，缸体2的中壁面由于两侧压力抵消导致其上的应力很小。工况3下的壁面最大应力达到了460 MPa，根据潜器规范，材料的许用应力不得超过0.85倍的屈服强度，即不超过402 MPa，则结构无法承受该工况下的内压。

以工况1和2的内压来开展第二步的抗冲击分析，根据图5中的冲击载荷曲线分别得到了冲击速度为15、17、20、25、30 m/s时的结构响应。腔内油体积在工况1下随时间的变化如图13所示。正常情况下，腔内体积会随着第一步不断加压而稍微增大，达到预定压力并施加冲击载荷后，会一直处于压力稳定状态。可知当冲击速度增加到17 m/s时，在0.5 s处腔体1内体积急剧减小，从表3中得到该速度下装置压缩量达到了28.66 mm。而当速度达到20 m/s时，装置在0.5 s受到冲击后便会发生泄油事故，因此在工况1下装置发射速度不宜超过15 m/s。图14为工况2下腔内油体积的变化情况。工况2中腔体1内压力达到11.54 MPa，此时在不同速度下的油压体积较为稳定。通过量取变形前后的总高度，从表3中得到20 m/s下的最大压缩量达到了4.54 mm。

2种工况下的结构最大应力汇总如表4所示。工况1中当冲击速度达到20 m/s以上时，装置发生大位移压缩，处于泄油状态，因此无应力值记入。速度为17 m/s下虽发生了轻微泄漏，但结构应力并未达到屈服点。在相同速度下，工况2中应力均大于工况1的应力，说明内压的增大对冲击载荷起到加成作用。该工况下速度达到20 m/s时，结构应力超过了许用应力，不满足设计的要求。

5 结　语

考虑到常压救援装置使用过程中的安全可靠性，开展了不同规格密封圈在不同内压和外压联合作用下的压力渗透分析，并基于上浮水动力分析开展了冲击载荷作用下的结构强度和油压稳定性分析。结果为：

1）在80 kg压载下装置上浮偏转角较小，水面干舷达到25 cm，后期可通过加设充气气囊来增加干舷以提高开盖逃生的安全性。在该压载下以不同的初速度上浮，阻力会在初始0.5 s内急剧增大，对结构造成一定冲击，之后阻力会急剧减小并回归正常范围。

2）在不同的腔体油压下采用压力渗透方法对装置中2种不同型式的缸体进行了密封性研究，比较了不同规格密封圈的密封效果。分析得出5.3 mm线径的密封圈满足接触压力和剪切应力判定准则，在2、2.5、3 MPa下采用5.7 mm密封圈会导致流体渗漏。

3）采用流体腔方法分析了装置的抗冲击强度和腔体液压油体积的变化情况。采用工况1的设计油压时，发射速度不得超过15 m/s；采用工况2的设计油压时，发射速度不能超过17 m/s。后续可通过更多仿真测试来确定装置的临界发射速度与设计油压以及结构强度的关系，为装置的使用场景及限制条件做出说明。