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    基于ANSYS對液壓-卡扎里密封頂緊器碟簧組設(shè)計及有限元分析

    2020-10-16 00:29:24林國慶
    液壓與氣動 2020年10期
    關(guān)鍵詞:底蓋碟簧組數(shù)

    時 黛, 林國慶

    (吉林化工學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院, 吉林 吉林 132022)

    引言

    自動底蓋機(jī)是焦化裝置的關(guān)鍵設(shè)備,通常操作條件苛刻、內(nèi)部溫度高(操作溫度可達(dá)500 ℃以上),并且自動底蓋機(jī)開閉頻繁,導(dǎo)致底蓋機(jī)密封墊密封力不足發(fā)生泄漏事故。為保證密封墊有足夠的密封力,通常使用一種“液壓-卡扎里密封頂緊器”的預(yù)緊螺栓裝置來實現(xiàn)卡扎里密封,簡稱液壓頂緊器[1],而液壓頂緊器的密封力由碟形彈簧(碟簧)組提供。關(guān)于碟簧組特性的研究較多,王朝暉等[2]借助有限元手段對某發(fā)動機(jī)用碟形彈簧進(jìn)行了彈性和彈塑性仿真計算,研究了摩擦系數(shù)對碟簧組合特性的影響;邢佶慧等[3]利用 ANSYS軟件對不同數(shù)量的組合碟形彈簧進(jìn)行靜、動力加載性能試驗,計算碟形彈簧錐面間摩擦系數(shù)等效值;李文華等[4]根據(jù)碟簧液壓機(jī)構(gòu)的組成及工作原理,對碟簧液壓機(jī)構(gòu)在工程應(yīng)用中的常見故障原因進(jìn)行了分析;郭松等[5]分析了碟形彈簧特性曲線的主要影響因素,提出了碟形彈簧優(yōu)化改進(jìn)措施。而對于工作在高溫且操作條件苛刻情況下的焦化裝置自動底蓋機(jī)的碟簧組特性研究較少,特別是碟簧組在承受較大的工作負(fù)荷(密封力)作用時,其應(yīng)力和變形受到很大影響,若應(yīng)力和變形過大,導(dǎo)致密封力不足,嚴(yán)重威脅設(shè)備的安全運行[6]。為此,在相同應(yīng)用條件及密封力作用下,有必要對自動底蓋機(jī)中的碟簧組進(jìn)行設(shè)計與研究,尋求符合底蓋機(jī)實際的組合方式,為碟簧組的選擇提供一種參考方法。

    1 碟簧組設(shè)計

    液壓頂緊器的結(jié)構(gòu)是由單個伸縮液壓缸和碟簧組組成,如圖1所示。碟簧組置于碟簧套筒內(nèi),碟簧套筒與液壓缸體通過螺紋連接[7],用鎖緊螺母防松。在液壓缸活塞桿上有螺母,可預(yù)緊碟簧組。當(dāng)在密封狀態(tài)時,液壓系統(tǒng)卸壓,碟簧組伸長,碟簧力通過螺母、活塞桿桿頂面壓緊壓環(huán),壓環(huán)壓緊密封墊[8],使焦炭塔底蓋機(jī)實現(xiàn)密封。如果要卸載密封力,則在液壓缸中高壓油的作用下克服碟簧力即可。

    1.筒體端部 2.壓環(huán) 3.平蓋 4.碟簧組 5.碟簧套筒 6.密封函 7.液壓缸體 8.活塞 9.缸蓋 10.鎖緊螺母 11.密封墊圖1 液壓頂緊器結(jié)構(gòu)示意圖

    因為碟簧結(jié)構(gòu)是軸對稱的,所以可以看成淺錐狀截面回轉(zhuǎn)體,單片碟簧的形狀及其結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示,由于使用要求和結(jié)構(gòu)的特點,碟簧以承受軸向的載荷P為主,并且載荷分別作用于碟片內(nèi)側(cè)的圓周及碟片外側(cè)的圓周上。通常,碟簧的內(nèi)徑d、外徑D、厚度t和碟簧壓平時的變形量h0等都有嚴(yán)格的尺寸要求,需要根據(jù)GB/T 1972—2005進(jìn)行選擇與計算[9]。

    圖2 單片碟簧結(jié)構(gòu)示意圖

    1.1 密封力

    焦炭塔底蓋機(jī)共有32個液壓頂緊器。由于設(shè)計碟簧時要考慮到施加在頂緊器上的密封力,為了增加碟簧的承載、變形能力及加工方便,本研究選擇三角形截面的密封墊設(shè)計[10]。相關(guān)參數(shù)如表1所示。

    表1 密封墊參數(shù)

    液壓頂緊器提供軸向的密封力Fa,取下式中的較大者:

    (1)

    將已知數(shù)據(jù)代入式(1),得:Fa1=3583.64 kN,F(xiàn)a2=2839.08 kN,F(xiàn)a1為螺母在活塞桿預(yù)緊時軸向密封力,F(xiàn)a2為操作狀態(tài)時軸向密封力。取兩者中較大者作為液壓頂緊器提供的密封力F,即:

    F=max{Fa1,Fa2}=Fa1=3583.64 kN

    在后續(xù)研究中,取密封力近似為3600 kN ,假設(shè)密封力平均作用在32個液壓頂緊器上,所以每個液壓頂緊器中的碟簧組的密封力F1為:

    F1=3600/32=112.5 kN

    1.2 碟簧組型式

    由于液壓頂緊器頂緊力和工作行程的大小受安裝空間的影響,要求其自由高度小于170 mm,同時為滿足承載能力和變形量在3.6~7.1 mm 之間等設(shè)計條件,獲得良好的組合方式。根據(jù)GB/T 1972—2005規(guī)定組合碟簧有疊合組合、對合組合和復(fù)合組合3種型式,疊合可以提高承載能力,對合可以增加變形,復(fù)合組合則承載能力和變形都可以提高。

    依據(jù)GB/T 1972—2005對碟簧組合形式進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計,碟簧尺寸規(guī)格為[11]:內(nèi)徑d=36 mm,外徑D=71 mm;碟形彈簧材料選用60Si2MnA,許用應(yīng)力[σ]=1400 MPa,彈性模量E=2.06×105MPa,泊松比μ=0.3。已知標(biāo)準(zhǔn)中各系列碟簧參數(shù)如表2所示。

    表2 各系列碟簧參數(shù)

    研究的主要目的是確定相應(yīng)系列的碟簧并求出碟簧最合理的組合方式,即確定復(fù)合組合中并聯(lián)碟簧的片數(shù)n及串聯(lián)碟簧組數(shù)i的數(shù)目。

    在實際應(yīng)用中,相鄰的碟片之間必然存在摩擦,由于摩擦力的阻尼作用,外力的傳遞對各片也將依次遞減,因此必須對碟簧的載荷進(jìn)行計算,在忽略摩擦力時的碟簧載荷Pf可按式(2)計算:

    (2)

    式中,K1為與碟簧外徑和內(nèi)徑有關(guān)的計算系數(shù),經(jīng)過計算K1=0.69;K4為與碟簧支撐面有關(guān)的系數(shù),此處假設(shè)碟簧無支承面,系數(shù)K4=1。

    在考慮摩擦力時,對于組合碟簧,疊合碟簧中各個碟簧錐面間的接觸面很大,而對合之間的接觸相對就很小,因此可以只考慮疊合碟簧錐面間的摩擦影響。對碟簧負(fù)荷予以修正,僅考慮疊合表面的摩擦,取碟簧錐面間的摩擦系數(shù)A系列fM=0.015,B系列fM=0.01,C系列fM=0.008,每個液壓頂緊器中的碟簧組密封力為F1=112.5 kN,修正的碟簧載荷Pz可按(3)式計算:

    (3)

    加載時取負(fù)號,卸載時取正號。

    碟簧組自由高度按式(4)計算:

    HZ=i[H0+(n-1)t]

    (4)

    根據(jù)碟簧密封結(jié)構(gòu)要求碟簧組變形量在3.6~7.1 mm 之間,按照GB/T 1972—2005中碟簧特性曲線計算可得在密封力為112.5 kN時,確定A系列、B系列以及C系列復(fù)合組合碟簧方案,見表3所示。

    由表3可知,B系列、C系列碟簧結(jié)構(gòu)的碟簧組自由高度、變形量在上述方案中不符合使用要求,且受安裝位置所限碟簧組的片數(shù)不宜過多[12],故綜合考慮各方面條件及要求,選擇A系列碟簧作為該碟簧組的碟簧類型。碟簧型式確定后進(jìn)行應(yīng)力分析尋求A系列中最佳的碟簧組合型式。

    表3 碟簧復(fù)合組合型式方案

    2 有限元數(shù)值模擬

    2.1 建立有限元模型

    首先按照A系列的碟簧尺寸(如表2)進(jìn)行建模,內(nèi)徑d=36 mm,外徑D=71 mm,單元類型使用三維實體單元20 node solid186,接觸面通過Contanct 175單元和Target170單元實現(xiàn),通過設(shè)置面-面接觸直接對控制點施加載荷,并設(shè)置其摩擦系數(shù)為0.015;之后劃分網(wǎng)格,由于本模型形狀較規(guī)則,所以使用映射(Mapped) 網(wǎng)格劃分方式,以n=6,i=5時的碟簧組為例,其劃分網(wǎng)格后共有8379個單元,27222個節(jié)點。有限元模型如圖3所示。

    圖3 碟簧組有限元模型

    在進(jìn)行應(yīng)力分析時,為了模擬碟簧在真實情況下的工作狀態(tài),把液壓頂緊器中的頂桿補(bǔ)充上,如圖4所示,對模型施加約束與載荷,限制碟簧底部支承(圖2中III位置)處的豎直方向的位移[13],即Uy=0,對頂緊器的頂桿施加全約束,在頂桿上施加密封力F1=112.5 kN,碟簧組的載荷及約束設(shè)置與其相同,之后對單片碟簧和碟簧組進(jìn)行應(yīng)力分析。

    圖4 碟簧組施加載荷及約束模型

    2.2 應(yīng)力分析結(jié)果

    1) 單片碟簧應(yīng)力分析結(jié)果

    利用ANSYS后處理功能,求解得到單片碟簧在承受密封力作用下的應(yīng)力強(qiáng)度及位移分布圖,如圖5所示。

    圖5 單片碟簧應(yīng)力

    由圖5可以看出,碟簧在承受載荷時,單片碟簧最大應(yīng)力均發(fā)生在內(nèi)孔上邊緣處,即受力點周圍(圖2位置Ⅰ處)應(yīng)力水平最高,最大應(yīng)力值為637.73 MPa,碟簧中間層部分應(yīng)力較小,4個位置處應(yīng)力大小關(guān)系為σⅠ>σⅢ>σⅡ>σⅣ;在軸向載荷的作用下,最大位移發(fā)生在碟簧的外邊緣,最大值為0.179134 mm,碟簧變形有一定的變化趨勢,碟簧的內(nèi)側(cè)圓周沿著軸向方向收縮,碟簧的外側(cè)圓周沿著徑向向外擴(kuò)張,碟簧的圓錐角變小,高度降低,于是碟簧發(fā)生軸向位移。

    2) 碟簧組應(yīng)力分析結(jié)果

    分別對前述內(nèi)容符合密封力的要求的A型復(fù)合碟簧組進(jìn)行應(yīng)力分析,其約束與載荷施加等均與單片碟簧分析時一致,得到并聯(lián)碟簧數(shù)n=6時,串聯(lián)組數(shù)i=4, 5, 6以及并聯(lián)碟簧數(shù)n=7時,串聯(lián)組數(shù)i=5, 6時的應(yīng)力和位移分布圖,如圖6所示。

    圖6 并聯(lián)碟簧數(shù)n=6和n=7與不同串聯(lián)組數(shù)時碟簧應(yīng)力分布圖

    從圖6中可以看出無論并聯(lián)碟簧數(shù)n=6還是n=7,其最大應(yīng)力發(fā)生的位置均為碟簧上表面內(nèi)孔邊緣處,應(yīng)力與位移計算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

    表4 不同碟簧組應(yīng)力應(yīng)變計算結(jié)果

    由于力的可傳性,串聯(lián)碟簧每組中單片碟簧的應(yīng)力從上至下逐漸降低。碟簧組變形有一定的變化趨勢,最大位移均位于對合組合碟簧接觸錐面位置處的外邊緣,碟簧的內(nèi)側(cè)圓周沿著軸向方向收縮,碟簧的外側(cè)圓周沿著徑向向外擴(kuò)張。隨著并聯(lián)碟簧數(shù)n及串聯(lián)碟簧組數(shù)i的增加,其最大應(yīng)力及位移隨之增大,特別是當(dāng)?shù)刹⒙?lián)數(shù)n=7時,其最大應(yīng)力已超過了材料的許用應(yīng)力1400 MPa。所以,當(dāng)并聯(lián)碟簧數(shù)n=6時滿足使用條件。

    3 應(yīng)力線性化強(qiáng)度校核分析

    將碟簧簡化成具有初始曲率大撓度板的彎曲問題,需綜合考慮薄膜內(nèi)力、彎曲內(nèi)力和中面變形對碟簧的共同效應(yīng)。為了判斷碟簧組合設(shè)計是否合理,在獲得碟簧組合的最大應(yīng)力及發(fā)生位置后,需要對碟簧進(jìn)行強(qiáng)度校核分析,把每一類的應(yīng)力分別進(jìn)行疊加而算出應(yīng)力的分量,進(jìn)而算得應(yīng)力的強(qiáng)度,不一樣的應(yīng)力強(qiáng)度其使用目的是不一樣的;為了避免由于塑性變形導(dǎo)致的增量的破壞,使用一、二次應(yīng)力強(qiáng)度疊加;為了避免由周期載荷導(dǎo)致的疲勞失效而使用峰值應(yīng)力強(qiáng)度。

    由JB 4732-1995對所建模型進(jìn)行分析評定[14],在模型的關(guān)鍵部位定義路徑[15],碟簧的最大應(yīng)力位置大體相當(dāng),均是在碟簧的I位置處,故沿著碟簧軸向定義應(yīng)力分析路徑a-a,如圖7所示,然后利用ANSYS后處理功能調(diào)取定義節(jié)點應(yīng)力。校核應(yīng)力強(qiáng)度時,Sm=1400 MPa (碟形彈簧的設(shè)計應(yīng)力強(qiáng)度)[16],最終碟簧應(yīng)力強(qiáng)度校核結(jié)果如表5所示。

    圖7 線性化應(yīng)力分析路徑圖

    從表5中可以看出,不同串聯(lián)組數(shù)的碟簧組合方式的一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SI、一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SII、一次加二次應(yīng)力強(qiáng)度SIV均滿足各自的強(qiáng)度要求。碟簧并聯(lián)可以提高承載能力,串聯(lián)可以增加變形,為了保證碟簧在密封力作用下有足夠的承載能力,經(jīng)過以上應(yīng)力分析以及應(yīng)力線性化強(qiáng)度校核計算,綜合考慮碟簧的應(yīng)力、變形量、自由高度以及使用空間等條件,最終確定當(dāng)n=6,i=5時是上述復(fù)合碟簧組合方式中最佳的組合方式。

    表5 復(fù)合碟簧組應(yīng)力評定結(jié)果 MPa

    4 結(jié)論

    (1) 考慮碟簧自由高度、變形量及使用空間的限制,最終確定A系列碟簧符合使用要求;

    (2) 在軸向載荷的作用下,不同數(shù)量碟簧并聯(lián)和串聯(lián)的碟簧組其應(yīng)力、位移分布規(guī)律基本一致,最大應(yīng)力均位于碟簧組的最上端,且應(yīng)力和位移與碟簧片數(shù)和組數(shù)成正比關(guān)系;碟簧組最大位移均位于對合組合碟簧接觸錐面位置處的外邊緣,且每一組中的疊合組合碟簧的位移上層均大于下層;

    (3) 經(jīng)過線性化應(yīng)力強(qiáng)度校核,并聯(lián)碟簧數(shù)n=6且串聯(lián)碟簧組數(shù)i為4, 5, 6時的復(fù)合碟簧組均滿足強(qiáng)度要求,而并聯(lián)碟簧數(shù)n=7時的復(fù)合碟簧組不滿足強(qiáng)度要求;

    (4) 綜合考慮碟簧的性能及使用要求,當(dāng)并聯(lián)碟簧數(shù)n=6,串聯(lián)碟簧組數(shù)i=5時是上述復(fù)合碟簧組合方式中最佳的,可以為液壓頂緊器提供足夠的密封力。

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