一種大型真空翻板閥密封泄漏問題的修復(fù)過程

熱冰娣，王 旭，帥志軍，姚建功，金盈池

（1.北京航天拓撲高科技有限責任公司，北京100176；2.北京新立基真空玻璃技術(shù)有限公司，北京100176；3.首都航天機械有限公司，北京100076）

在真空玻璃生產(chǎn)設(shè)備中， 由于真空玻璃幅面的原因，設(shè)備的幅寬較大。在真空玻璃連續(xù)生產(chǎn)線中有多臺真空爐順序連接以進行連續(xù)生產(chǎn)。 而在各真空爐之間， 需要通過一種截面為長方形的大型真空閥門進行連接。

本設(shè)備閥門結(jié)構(gòu)為長截面翻板閥， 閥門開關(guān)采用軸兩端旋轉(zhuǎn)氣缸作為動力， 通過軸旋轉(zhuǎn)帶動軸上的多個四連桿機構(gòu)進行動作實現(xiàn)閥門的開關(guān)。 其中在閥板上裝有密封圈， 用以在關(guān)閉時實現(xiàn)外界與真空腔體的密封。在閥板背后的壓緊座上有頂緊螺釘，用以調(diào)節(jié)閥板與壓緊座的距離， 進而調(diào)整閥板與法蘭在各處的間隙。 閥門結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 閥門結(jié)構(gòu)示意圖

在實際使用過程中，經(jīng)常發(fā)現(xiàn)翻板閥關(guān)閉不嚴，即閥板與法蘭存在間隙，導致真空密封泄漏。通過測量、分析和計算逐步查找泄漏原因，并通過計算獲得適當?shù)慕鉀Q方案和參數(shù)。

1 法蘭平面度測量

對于翻板閥真空密封泄漏問題， 筆者首先查看了閥體，包括閥門法蘭、閥板以及四連桿機構(gòu)和軸。檢查發(fā)現(xiàn)各部件結(jié)構(gòu)正常，沒有較大變形。

為了確定法蘭是否變形， 以決定是否對閥板法蘭拆卸并校直，對法蘭進行了平面度測量。圖2 為法蘭平面度測量圖解， 沿長度方向把法蘭上下邊等分為20 處測量點，然后對法蘭的平面度采用拉線加光電照射方法測量以表征平面度變化的間隙值h 值。反復(fù)測量3 次的各處h 值測量值見表1。

圖2 法蘭平面度測量方式示意圖

表1 法蘭各處h 值測量值 （mm）

根據(jù)表1 可知，法蘭的密封面平面度差異不大，最大4.2-2.4=1.8 mm，為此，決定對閥板和法蘭的間隙進行測量，以進一步查出原因。

2 閥板間隙測量

對于尺寸較大的閥板和法蘭， 沿閥板長度方向分成7 個測量點，取出閥板上密封圈后關(guān)閉閥門，采用塞尺等測量閥板與法蘭間隙，數(shù)據(jù)見表2。

表2 閥板與法蘭間隙測量值 （mm）

從表2 看出， 間隙沿長度方向呈現(xiàn)中間低兩側(cè)高趨勢，且間隙差值為上部1.5 mm，下部2.5 mm。可見各測量點間隙差別較大，需要調(diào)整。

為此， 關(guān)閉時對閥板后的各壓緊座與閥板間隙（上下位置）進行了測量，數(shù)據(jù)見表3。

表3 壓緊座與閥板間隙測量值 （mm）

從表3 看出， 各壓緊座與閥板間隙沿長度方向呈現(xiàn)中間低兩側(cè)高趨勢， 且間隙差值為上部2.5 mm，下部3 mm。 可見各測量點間隙差別不大，仍有調(diào)整空間。

通過調(diào)整壓緊座后頂緊螺釘，調(diào)整閥板與法蘭間隙,使閥板上側(cè)與法蘭間隙為0.3～0.5 mm，閥板下側(cè)與法蘭間隙為0.5～0.75 mm，最大間隙為左側(cè)1.0 mm，右側(cè)1.2 mm。

3 閥體結(jié)構(gòu)及受力分析

在法蘭和閥板的形變和各處間隙得到確認和調(diào)整后，進一步分析閥體結(jié)構(gòu)及受力，以確定在目前氣缸氣源壓力為0.74 MPa 時，閥體各處包括軸、四連桿、壓緊座和閥板的受力情況，閥板受力及對閥板對密封圈的壓縮力。 考察密封圈參數(shù)和性能對密封的影響。

首先研究下密封圈的壓緊力。針對翻板閥，復(fù)原出簡化的三維模型如圖3 所示。

圖3 簡化的翻板閥三維模型圖

根據(jù)該四連桿機構(gòu)，進行了受力分析，受力圖見圖4。

（1）進行受力計算。

已知：根據(jù)氣缸樣本得知，單缸扭矩為34.75 N·m/bar，現(xiàn)場采用4 缸扭轉(zhuǎn)，氣源壓力為0.74 MPa，計算扭矩為M=1028.6 N·m。

圖4 四連桿受力分析圖

列出計算式：

得出：F2=8269.15（N）

對閥板列出平衡式：

其中：

F1、F2 為圖4 中四連桿機構(gòu)各分力。

解出：F1=8131.2（N）

即：該氣源壓力為0.74 MPa 時，關(guān)閉狀態(tài)法蘭對閥板的壓緊力為7422 N。

（2）對翻板閥的受力進行數(shù)值模擬分析，應(yīng)力、位移和應(yīng)變分析結(jié)果分別如圖5～圖7 所示。

圖5 閥體應(yīng)力分布圖

從分析得知， 閥體結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力位于軸與四連桿機構(gòu)連接處，為1.74612×107Pa，即17.46 MPa，遠小于閥體材料304 不銹鋼的屈服力206 MPa，結(jié)構(gòu)安全。 最大位移位于閥板的下端，為3.98624×10-5m，即0.0398 mm，屬于安全形變范圍。

圖6 閥體位移分布圖

圖7 閥體應(yīng)變分布圖

4 密封圈壓縮量計算

在法蘭和閥板的受力和形變得到確認后， 進一步查看密封圈受力和參數(shù)對密封的影響。

（1）根據(jù)該計算及分析，已知閥板上密封圈周長為8038.6 mm。 根據(jù)《真空設(shè)計手冊》（第三版）關(guān)于密封圈受壓公式：

式中：f—壓縮系數(shù)，通過《真空設(shè)計手冊》（第三版）圖6-11 可查出變形率

d—密封圈截面直徑，mm

D—密封圈大徑，mm

E—密封圈彈性模量，與硬度有關(guān)，由《真空設(shè)計手冊》（第三版）圖6-10 可查出，MPa

根據(jù)計算壓力F=7422 N

試驗密封圈截面直徑d=14.7 mm

試驗密封圈長度取整圈長度πD=8038.6 mm

硬度取55，對應(yīng)彈性模量為E=2.85 MPa

代入公式（4），計算得f=0.022

查表并計算得到密封圈壓縮后高度為H=14.06 mm，壓縮量為14.7-14.06=0.64 mm。

由此得知，在目前氣缸作用下壓縮量仍不足。

如試取硬度為50 密封圈，重新計算，對應(yīng)彈性模量為E=2.35 MPa。

取d=14.8 代入公式（4），計算得f=0.0265。

查表并計算得到密封圈壓縮后高度為H=13.6 mm，壓縮量為14.8-13.6=1.2 mm。

由此可見， 降低密封圈硬度， 可得到較大壓縮量，起到較好密封效果?；蛘呷绻麣飧资┘拥呐ぞ卦龃髸箟嚎s量進一步增大，密封效果會更好。

（2）作者查看了現(xiàn)場翻板閥密封圈，得知原裝配密封圈為硬度為70～75 的氟橡膠， 現(xiàn)場關(guān)閉后閥板上下都有較大縫隙。為此，對閥板密封圈建議采用硬度較低（邵氏硬度不大于HA50）的硅橡膠，并向各供應(yīng)廠家索要了樣品進行試驗。 其中一供應(yīng)商寄來硬度為48 的硅橡膠和氟膠樣品各一條（截面直徑14.7 mm）。

裝上硬度為48 的硅橡膠密封圈后，用塞尺測量閥板與法蘭間隙，結(jié)果見表4。

表4 閥板與法蘭間隙測量結(jié)果 （mm）

在間隙得到控制且均勻后， 在密封圈上用有色記號筆做上標記，涂完液體硅膠后關(guān)閉閥門，再打開后，得到閥板上完整的密封印記。

至此，閥板間隙調(diào)整完成。隨后經(jīng)抽真空檢測無泄漏，滿足使用要求。

5 結(jié)論

從以上分析和計算可知， 該閥板不能完全密封的原因及解決措施有：

（1）經(jīng)過對法蘭和閥板的形變及間隙測量，發(fā)現(xiàn)各處間隙變化趨勢，通過調(diào)整壓緊座螺釘，調(diào)整閥板與法蘭之間的間隙，使最大間隙縮小，間隙均勻。

（2）由于氣缸作用力有限，如果密封圈硬度大，致使壓縮量不足，不能產(chǎn)生有效密封，為此在不能改變氣缸及其作用力情況下，通過減小密封圈硬度，增加壓縮量，改進密封效果。

（3）在通過對閥體受力計算和分析滿足受力安全可靠基礎(chǔ)上， 可以通過增加氣缸氣源壓力來增加對閥板上密封圈的壓力，提高密封的可靠。