一、概述
最近几年来跟着加工工艺技术的发展,球面弥缝结构截止阀在航天试验体系中得到了广泛应用。航天氢氧火箭发动机试验体系(以下略称试验体系)有些部分处于低温或高压工作环境中,操作介质主要有液氧、液氮和液氢等低温介质及其他一些易燃有毒介质。所以试验体系中阀门的阀座一般采用不锈钢或铝合金等耐低温材料,而阀瓣一般采用F4、F46、聚酰亚胺或铜合金等材料。由于非金属弥缝材料在高压下工作时泄漏严重,所以试验体系中广泛应用了金属弥缝结构。本文以阀瓣为铜合金球形结构,阀座为不锈钢锥形结构的气动截止阀为例,介绍截止阀气缸力计较方法。
2、弥缝机理
在截止阀中为保证流体的弥缝性,必须在弥缝表面间有一个相互作用的力(图1) ,即在弥缝表面上产生必然的比压,引起弥缝面微观不平度的变形,如果变形是在材料的弹性极限规模内,并造成不大的残余变形,那么接触面上的比压大于必须比压时,即可以保证其弥缝性。而在球面弥缝中,球面与锥面在气缸力作用下,根据接触表面的粘着定见,在简单载荷作用下真实接触点上的接触应力xx可以产生塑性变形,形成小的平面接触直到接触面蒙受全部载荷为止。由于铜合金球面的屈服强度比不锈钢阀座的屈服强度低,易于发生塑性变形。所以球面弥缝的形成过程就是球面和锥面之间相互接触发生弹塑性变形的过程,变形材料的塑性流动使接触面上的微观空隙逐渐填满,达到弥缝效果。

图1 锥形阀座结构和作用力
3、气缸设计
在气源压力必然时截止阀的气缸力主要与气缸内径有关,气缸内径主要与阀杆的受力有关。截止阀阀杆轴向受力有介质静压力QMJ、弥缝力QMF、摩擦力QT 和阀杆自重G等。对阀杆举行初期受力分析时,可以纰漏摩擦力和自重的影响,待气缸内径确定后再复验气缸力是否能够克服摩擦力。介质静压力在阀门口径、压力和弥缝结构确定的前提下为已知力,弥缝力需要计较。在已有资料中,球面弥缝的线接触比压ql 只有在工作压力P ≤2.5M Pa的环境下才有准确的数据可以借鉴, 高于该压力的环境目前没有可以参考的数据。
3.一、传统设计方法
由于球体与平面接触时,在接触应力的作用下发生弹塑性变形,球体上会出现一个小的锥形带状弥缝面。假定弥缝宽度为b, 可以确定必须弥缝比压qM F和气缸直径。根据确定的气缸直径验算弥缝面的现实比压q是否大于必须弥缝比压qMF且小于许用比压〔q〕,气缸力是否能够克服阀杆摩擦力,如果不克不及餍足要求,重新假定b值直到餍足要求为止。举例,工作压力P=10MPa,阀门公称直径D=65mm,弥缝面直径DP=71.48mm,锥半角α=15°,气缸操纵气压力Pg=5MPa,球体材料为H62(屈服强度σsT=160MPa, 许用比压〔q）=80MPa ) , 阀体材料为0Dr18Ni9 (屈服强度σsG =205MPa) ,阀门气缸内径<115mm,介质从阀瓣下方流入。假定弥缝面宽度b=3mm,计较qMF、QMJ和QMF。

式中qM F —弥缝面上的必需比压,M Pa
D—与弥缝面材料有关的系数(D = 3)
K—介质压力对比压值的影响系数(K = 1)
P —工作压力( P = 10) ,M Pa
b—弥缝面宽度( b = 0.3) , cm
QM J —介质静压力, N
Dp —弥缝面中径(Dp=71.48) , mm
QM F —弥缝面上弥缝力, N
α—锥半角, ( °)
fm —弥缝面摩擦系数( fm = 0.2)
将数值带入式⑴ 、(2) 和(3) 得到qMF=23.7MPa, QMJ=40109N, QMF=7213N。在纰漏摩擦力的环境下得到阀杆轴向力QMZ=QMJ+QMF=47322N。阀杆轴向力即为气缸力F。
F = 0.785D2 P (4)
式中F —气缸力, N
D —气缸内径, mm
Pg —气缸操纵气压力( Pg = 5) ,MPa
将数值代入式(4),得D=109mm。取D=115mm。依该直径对弥缝面比压举行校核,取摩擦力QT=3000N。

由计较结果知道,假定弥缝面宽度b=3mm 时,餍足qMF< q< [q]的要求。现实测量2台已经使用的阀门,其弥缝面宽度分别为2.4mm与2.6mm,与计较结果接近,证明该计较方法具备必然的科学性。
3.2、弹塑性分析法
由于传统设计方法在设计之初对于假定弥缝面没有依据,只能是随意假定后经过试差取得满意的结果,这样计较试差的次数比较多也比较繁琐。为了实现设计过程的简化和使得弥缝面的假定更有定见依据少走弯路,笔者举行了研究并通过大量的数学计较,在传统设计方法的基础上举行了假设。既然普遍以为在球形弥缝结构中的球体在接触应力的作用下发生了弹塑性变形,也恰是球体的弹塑性变形实现弥缝性能。那么阀门空载时在气缸力的作用下(即管道没有介质, 阀门为常闭状况时) , 弥缝面上的应力就不应该大于材料的屈服极限,如果大于屈服极限,塑性变形势必会继续加大,直到弥缝面的应力等于或小于屈服极限。以此定见为依据对阀门受力举行分析。首先是根据介质静压力QM J估算气缸直径并圆整,再根据气缸直径计较弥缝面宽度b,根据弥缝面宽度b计较必须比压qMF , 确定现实比压q。如果现实比压q不克不及餍足qM F < q <〔q〕的要求,则对气缸重新假设,重复以上计较过程直到餍足要求为止。举例, 由传统计较方法知介质静压力QMJ=40109N,F=QMJ ,计较气缸内径D=101mm,取D=115mm 举行试算(试差过程省略)。

计较结果餍足qM F < q < [q]的要求, 弥缝面宽度3.19mm 与现实测量值2.4mm 和2.6mm 的误差分别为25%和18.5%。笔者以为造成该结果的缘故原由应该主要是材料标准中规定H62的屈服强度为{zd1}要求,而现实材料均高于该值要求。以工作压力P = 20M Pa, 弥缝面直径DP =73.36mm,锥半角α = 30°,气缸内径<=180mm,其他前提相同的气动截止阀为例举行计较(计较过程先纰漏所有摩擦力) 。介质静压力QMJ =84492N,F=QMJ, 计较气缸内径D=147mm, 取D=180mm,QT = 6 000N,试差过程省略。则F = 127170N, b=5.16mm, qMF = 32.0MPa, q=45.8MPa, 计较结果餍足qM F < q < [q]的要求。
在传统设计方法和弹塑性分析方法中均没有考虑气缸效率,所以相应对阀门加工精疏密程度要求较高,并且在气缸与活塞之间涂抹了润滑油, 现实摩擦力很小。现在在设计该类阀门时均引入了气缸效率η,这样使得阀门气缸内径增大, 设计完成往后需要校核不考虑气缸效率时在工作状况弥缝面的现实比压,使之小于材料的许用比压。
4、结语
设计过程中传统设计法直接假定弥缝面宽度举xx缸设计,而弹塑性分析法以粘着定见为依据以为球体发生了弹塑性变形,也恰是球体的弹塑性变形实现了弥缝性能, 所以弹塑性分析法是现实计较弥缝面宽度。在现实设计过程中,为了减小误差笔者建议弥缝材料的屈服强度采用现实标定值, 因为标准中的数值为{zd1}要求,一般与实测值差距均比较大。两种方法均能完成气缸的设计过程, 在现实应用中传统设计方法比弹塑性法广泛, 但笔者以为弹塑性法比传统法更有定见依据,在设计过程中可以少走弯路。