高压计量泵单向阀密封结构的有限元分析

高压计量泵单向阀密封结构的有限元分析

随着生产的发展和生活质量的提高，计量泵的应用范围也越来越大。它延伸到经济生产的各个领域。同时,科学技术的发展和生产工艺控制过程要求的提高,对计量泵的技术含量和技术要求日渐苛刻,迫使国内计量泵的生产开发速度不断加快。计量泵的单向阀密封技术关系到计量泵的运行效率,因此计量泵单向阀密封技术及失效机理的研究越来越引起人们的重视。可是,目前对它的力学性能分析和计算涉及尚少。为此,笔者采用接触有限元法,力求在这方面做一些基础性工作。问题的提出图1所示为某计量泵(工作压力250MPa)的单向阀结构示意图。由其结构可知,通过阀座之间的密封面及阀座与三通之间的密封面把流体限制在单向阀内流动,当它们之间密封不严时,就会导致单向阀的泄漏。为了保证密封,需将接头螺纹上紧,即加大螺纹的预紧力。但如果预紧力过大,超过材料的屈服极限,阀座发生塑性变形,也会造成单向阀破坏,从而使密封失效。因此,需对高压计量泵单向阀密封结构的破坏和泄漏进行接触分析,并确定高压接头的最大和最小上扣扭矩。有限元计算与分析1.接触单元的生成在实际应用过程中,上阀座底部与下阀座接触的地方最易破坏,所以力学模型可这样简化:取整个上阀座与部分下阀座,这样既维持两者之间的接触不变,又简化结构,在计算结果不失真的情况下可减少计算时间。考虑到阀座的结构和所受的载荷都是轴对称的,笔者采用轴对称方法进行分析。由于采用平面模型模拟三维实体,所以选用了plane42单元,单元属性定义为轴对称。阀座的材料为0Cr17Ni12Mo2,根据手册查到:弹性模量为2.05×105MPa,屈服极限取为205MPa,强度极限取为520MPa,延伸率取为60%,泊松比0.25。考虑到三角形自由网格易于细化,所以采用三角形网格对模型进行自由划分,然后细化接触部分的网格,最后共生成10590个plane42单元。取下阀座的顶面作为目标面,上阀座的底面作为接触面,利用接触向导建立面-面接触,最后生成targe169单元136个,conta172单元140个。接触分析的计算模型如图2所示。从图中可以看出,接触部分的网格非常细密,这样有利于提高计算精度。2.破坏元分析模式的计算和分析(1)大变形瞬态计算上阀座顶部和螺纹接头接触,考虑到阀座比螺纹接头材料硬度大,所以可假设上阀座顶部是刚性位移,在ANSYS中对上阀座顶部节点的轴向位移进行耦合。由于下阀座取得足够长,可以近似认为模型的底边受接触的影响很小,已经没有轴向位移,所以对底边的节点施加轴向约束。对上阀座顶部的耦合集施加轴向载荷来模拟高压接头带来的压力,预先不知道阀座被压坏时到底对应多大的轴向力,所以此时的轴向力应该进行试算,边界条件和载荷施加完毕后模型如图2。由于是试算压力,故可进行瞬态计算,将载荷取作渐变载荷,多设时间步,将时间步长取小,这样在后处理时可以观察不同载荷时的应力状况。考虑这种接触牵扯到塑性变形,所以选择大变形瞬态计算。对于接触模型,选用改进的拉格朗日方法,摩擦因数取作0.2。(2)上扣扭矩的应力分析笔者采用最大值为12kN的瞬态渐变载荷进行计算,计算结果分析如下。图3为轴向载荷10kN时的等效应力云图,所用理论为第四强度理论。从图中可以看出,施加载荷处及上、下阀座接触处应力集中,其中下阀座上平面的内缘受力最大,为203.582MPa,并未屈服。图4为轴向载荷10kN时的接触应力云图。从图中可以看出,接触面的接触应力比较均匀。图5为轴向载荷10kN时接触面上各个节点的接触应力曲线。从图中可知,第2个节点处的接触应力值最大,为312.555MPa。图6为下阀座上平面的内缘处第1节点的等效应力随轴向载荷变化的曲线图。图中横坐标为载荷占所加总载荷12kN的比率,从图中可以看出,该曲线与材料的特性曲线基本一致。该节点大约在载荷比率0.865时进入屈服,此时该节点的等效应力为205.188MPa。此时所对应的轴向载荷:F=10.38kN。图7为不同载荷时接触面上各个节点的接触应力的曲线图。从图中可以看出,随着载荷的增大,各个节点的接触应力比较均匀地增大,没有接触应力集中。通过以上分析,可得最大上扣扭矩时所对应的轴向载荷为10.38kN。确定出阀座屈服时的轴向载荷后,便可通过螺纹的扭矩公式算出高压接头的最大上扣扭矩。由文献可得,扭紧螺纹所需力矩T为螺纹摩擦力矩T1和支撑面摩擦力矩T2(T′2)之和,计算螺纹扭紧力矩的计算公式为T=T1+T2′=F2d2tan(λ+ρυ)+12Ffldm=F2[d2tan(λ+ρυ)+dmfl](1)Τ=Τ1+Τ2′=F2d2tan(λ+ρυ)+12Ffldm=F2[d2tan(λ+ρυ)+dmfl](1)式中F——预紧力,N;d2——螺纹中径,m;λ——螺纹升角,(°);ρυ——螺纹的当量摩擦角,(°);dm——内螺纹支撑面的平均直径,m;fl——内螺纹支撑面的摩擦因数。将求得的轴向载荷和螺纹的几何参数代入式(1),可得T=56.22N·m。所以,为了防止阀座发生压溃,高压接头螺纹的最大上扣扭矩不应大于56.22N·m。3.设计和分析接触泄漏的有限模型(1)接触对不断施加内压时的最小上扣扭矩的确定关于阀座密封的有限元分析,其实体模型及网格划分可以继续采用上一节建立的接触模型(图2)。区别在于在施加轴向载荷的基础上,还应在阀座的内表面施加压力载荷,同时保持其他边界条件不变。由于要模拟接触对的逐渐分开需在接触对分开处连续施加内压,故用有限元模拟接触对在内压下逐渐分开很困难。因此,可以这样考虑:在一定轴向载荷作用下,往内壁施加内压时,阀座内缘的接触应力变为0时,近似认为接触对已经全部分开,密封失效,高压液体泄漏。为了得到阀座密封所必需的最小上扣扭矩,采取的方法为:慢慢地降低轴向载荷,同时保持内压250MPa不变,求得密封不失效时的最小轴向载荷即对应所需的最小上扣扭矩。此时,由于轴向载荷只能够一次性施加,所以只能够采取试算法,一点一点地减小轴向载荷。(2)接触应力分析图8为阀座在施加10.38kN的轴向载荷和250MPa内压的情况下的等效应力云图。从图中可以看出,此时最大等效应力相比没有内压时变大,变为207.898MPa,但接触处的等效应力变小,最大等效应力点转移。图9为未施加内压和施加内压时接触面上各节点的接触应力曲线。从图中可以看出,内压引起接触应力分布变化,此时,接触面上各节点的接触应力已经不再均匀分布,内侧接触应力变小,外侧接触应力变大,内缘的接触应力从164.7MPa变为85.866MPa,外缘的接触应力从263.88MPa变为353.91MPa。图10为内压250MPa,不同轴向载荷时接触面各节点所对应的接触应力曲线。如图所示,随着轴向载荷的减小,各节点的接触压力均逐渐减小。在轴向载荷为3.50kN时,内缘节点的接触应力已经减小到0,此时高压流体可以沿内缘流入接触面,并将进一步影响整个接触面的接触应力和密封,由于无法模拟进入接触面的流体的压力作用,所以认为此时接触面已经泄漏,密封失效。在轴向载荷为4kN时,内缘节点的接触应力为29.96N,虽然要高于0很多,但因为要考虑接触表面的不平整,所以可认为4kN即为最小上扣扭矩所对应的轴向载荷。图11为接触面上内缘节点在不同轴向载荷时所对应的接触应力曲线图,其中横坐标为所施加的轴向载荷,纵坐标为接触应力。从图中可以看出,随着轴向载荷的减小,内缘节点的接触应力减小,与载荷减小的幅度并不符合线性关系,而呈现急剧减小的趋势。通过以上分析可知,在高压流体的压力值为250MPa时,保证阀座不泄漏的最小轴向力为4kN。如同上节所述,确定出阀座密封时的最小轴向载荷后,便可通过螺纹的扭矩公式算出高压接头的最小上扣扭矩。将求得的轴向载荷和螺纹的几何参数代入式(1),可得T=21.66N·m。所以,为了防止阀座发生泄漏,高压接头螺纹的最小上扣扭矩不应小于21.66N·m。4.计量泵的扣扭矩对于高压计量泵单向阀的密封,安装时应严格控制接头螺纹的上扣扭矩,扭矩过小,容易造成计量泵泄漏;扭矩过大,则容易造成阀座的压溃,从而使密封失效。对于笔者所计算的计量泵的密封,上扣扭矩应控制在21.66～56.22N·m之间。压接头螺纹的最大上扣扭矩(1)建立了计量泵单向阀密封的有限元计算模型,采用该模型对某高压计量泵单向阀密封的接触破坏和泄漏进行