氣動流量閥閥座密封性能研究及結(jié)構(gòu)優(yōu)化*

黎遠(yuǎn)航 劉 偉 李其朋 陳歲繁 王樹飛

(1.浙江科技學(xué)院機(jī)械與能源工程學(xué)院 浙江杭州 310000；2.江蘇奕隆機(jī)電科技有限公司 江蘇南通 226500)

電控空氣懸架系統(tǒng)(Electronically Controlled Air Suspension，ECAS)由于可調(diào)節(jié)剛度和阻尼特性，能有效改善汽車的平順性，得到越來越廣泛的使用。電磁閥作為ECAS系統(tǒng)的重要元件，通過調(diào)節(jié)空氣壓力和過流流量，防止空氣發(fā)生倒流，起到分流、卸壓和管路超壓保護(hù)作用，因此其流量特性、密封性能等直接影響ECAS系統(tǒng)的可靠性[1-2]。閥門的密封性能是首要問題，由于密封性能差或密封壽命短而產(chǎn)生介質(zhì)的外漏或內(nèi)漏，會造成環(huán)境污染和經(jīng)濟(jì)損失[3]。

按所采用的材料，閥的密封結(jié)構(gòu)可分為軟密封和硬密封。氣動流量閥主要采用平面密封結(jié)構(gòu)的軟密封。軟密封是利用非金屬材料易于壓縮變形的特性來減小泄漏通道以保證密封，其比硬密封所需的密封比壓更小[4]。隨著軟密封技術(shù)的發(fā)展，其在實(shí)際工作中已經(jīng)可以勝任很多苛刻的工況條件，如高溫(可達(dá)300 ℃)、高壓及腐蝕性介質(zhì)等，相較于金屬硬密封展現(xiàn)出很多優(yōu)越性。

國內(nèi)外學(xué)者主要針對O形、鞍形、D形等類型的橡膠密封圈的密封性能進(jìn)行了研究。沈偉等人[5]通過經(jīng)驗(yàn)公式和ANSYS有限元軟件相結(jié)合的方式，對某型核電用軟密封旋塞閥進(jìn)行模態(tài)分析，分析和驗(yàn)證閥門分別在正常工況、異常工況、緊急工況和事故工況下的力學(xué)性能。周池樓等[6-7]建立了考慮吸氫膨脹效應(yīng)的高壓氫氣橡膠O形圈密封有限元模型，研究了橡膠O形環(huán)和楔形環(huán)組合密封結(jié)構(gòu)在超高壓氣體氫作用下的密封性能。JING等[8]針對X-O形密封圈，研究了X形密封圈高度、徑向弧半徑、軸向弧半徑對應(yīng)力及接觸應(yīng)力分布的影響。然而針對平面密封結(jié)構(gòu)的密封性能，目前少有學(xué)者進(jìn)行研究。馮春宇等[9]針對影響金屬平面氣密封性能的因素進(jìn)行探究，設(shè)計了金屬平面氣密封性能試驗(yàn)裝置，探究了表面粗糙度和密封脂黏度對金屬平面氣密封性能的影響規(guī)律。周旭輝等[10]應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)公式與ANSYS有限元法，研究了球面與平面2種密封面形狀對密封性能的影響規(guī)律。

由于氣動流量閥平面閥座密封結(jié)構(gòu)中橡膠件的超彈性本構(gòu)模型，大變形接觸導(dǎo)致求解問題高度非線性，運(yùn)用傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)方法設(shè)計的密封結(jié)構(gòu)性能上難以滿足要求。為滿足氣動流量閥封堵密封技術(shù)要求，本文作者運(yùn)用ANSYS軟件對比分析橡膠平面密封結(jié)構(gòu)在不同密封參數(shù)(介質(zhì)壓力、預(yù)緊彈簧力及閥座結(jié)構(gòu)參數(shù))下的密封特性，并通過正交試驗(yàn)對關(guān)鍵密封參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化，為橡膠平面軟密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計與優(yōu)化提供了參考。

1 氣動流量閥密封方案

1.1 氣動流量閥結(jié)構(gòu)

氣動流量閥通常由閥體、隔磁管、支撐座、閥座、定鐵、動鐵組件和彈簧組成。氣動流量閥通電時，動鐵組件受電磁力作用，克服彈簧力向上運(yùn)動，電磁閥打開，介質(zhì)氣體通流；氣動流量閥斷電時，動鐵組件失去電磁力作用，彈簧力作用使動鐵組件閉合到閥座上，介質(zhì)氣體斷流。此時，需要?dú)鈩恿髁块y閥座密封結(jié)構(gòu)有足夠的密封性能，以避免介質(zhì)氣體泄漏。

1.2 氣動流量閥閥座密封結(jié)構(gòu)

氣動流量閥的密封結(jié)構(gòu)由閥座和動鐵上的密封橡膠墊組成，如圖1所示。閥座的材料為結(jié)構(gòu)鋼，橡膠墊的材料為氟橡膠。氣動流量閥斷電閉合時，由彈簧提供彈簧力，將橡膠墊和閥座擠壓到一起，橡膠墊受力變形使得橡膠墊內(nèi)部或橡膠墊與閥座接觸面間的微小泄漏通道被阻塞，并提供初始的接觸應(yīng)力。同時，受到內(nèi)部介質(zhì)壓力作用，閥座密封面會發(fā)生變形分離。此時，需要合理的設(shè)計來減少變形分離的影響，從而使密封面上有足夠的接觸應(yīng)力以保證密封。

圖1 閥座密封結(jié)構(gòu)示意

2 閥座密封性能分析

2.1 閥座接觸應(yīng)力分析

在工程應(yīng)用中，密封結(jié)構(gòu)的性能是通過接觸應(yīng)力和接觸長度來評估的。為了獲得良好的密封能力，必須達(dá)到一個相對較大的接觸應(yīng)力，同時接觸的長度應(yīng)盡可能長。為了保證閥座的密封性，在閥座密封面上必須存在一條壓應(yīng)力帶，其判斷標(biāo)準(zhǔn)[11]為

qmf≤q≤[q]

(1)

式中：qmf為最小密封臨界比壓；q為實(shí)際密封比壓；[q]為密封材料許用密封比壓。

實(shí)際密封比壓q的大小受預(yù)緊彈簧力F與流體壓力pFluid的影響，其與兩者關(guān)系如下：

(2)

式中：A1為橡膠件受流體壓力的面積；A2為密封面接觸部分的面積；α為密封面法向與彈簧力之間的夾角。

2.2 密封接觸能判據(jù)

最大接觸應(yīng)力不能反映接觸寬度對密封性能的影響，可以引入金屬密封接觸能理論，用以描述密封性能。密封接觸能機(jī)制認(rèn)為，阻止氣體通過密封結(jié)構(gòu)的流動阻力可由密封接觸強(qiáng)度fs表征，它定義為密封接觸應(yīng)力在有效密封長度上的積分值[12-13]：

(3)

式中：L為有效密封接觸長度。

2.3 橡膠疲勞壽命分析

彈簧力的增加會引起壓縮量增加，隨著壓縮量增加，壓縮應(yīng)力增加，當(dāng)壓縮達(dá)到一定程度時，會極大地影響橡膠件的可靠性[14]。

以等效應(yīng)變?yōu)閾p傷參量，預(yù)測橡膠件的疲勞壽命，疲勞壽命預(yù)測模型[15-16]為

Nf=1.456×106(εE，max)-4.696

(4)

式中：Nf為橡膠材料壽命；εE，max為最大等效應(yīng)變。

2.4 有限元模型建立

由于閥座密封面接觸屬于高度非線性問題，很難對其進(jìn)行精確的理論求解分析，可對閥座密封面接觸問題開展數(shù)值仿真研究。

氣動流量閥的閥座密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，為簡化計算，將其密封結(jié)構(gòu)簡化為中心軸對稱的規(guī)則密封結(jié)構(gòu)，其幾何結(jié)構(gòu)、材料、載荷與邊界條件呈軸對稱分布。橡膠件和閥座的網(wǎng)格劃分以四邊形為主，為使計算結(jié)果更加精確，對接觸區(qū)域進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化。經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)，確定網(wǎng)格模型有107 816個節(jié)點(diǎn)，34 784個單元，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 閥座密封結(jié)構(gòu)有限元模型

文中研究選擇兩參數(shù)的Mooney-Rivlin本構(gòu)模型[17-18]。橡膠墊材料為氟橡膠，Rivlin系數(shù)為C10=2.2 MPa，C01=0.057 MPa，彈性模量E=13.5 MPa，橡膠材料的硬度Hr=85，泊松比為0.49，密度為1 800 kg/m3。閥座材料為結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量為206 GPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3。

2.5 邊界條件及載荷

氣動流量閥閥座與橡膠件的接觸是高度非線性接觸，屬于柔體與剛體的面-面接觸，屬于摩擦接觸，摩擦因數(shù)為0.15，接觸求解過程中，必須滿足接觸界面不可貫入條件。閥座與橡膠件的接觸行為為非線性對稱行為，且兩構(gòu)件之間為摩擦接觸，選用Normal Lagrange算法，來提高求解精度；由于橡膠件變形較大，導(dǎo)致其接觸狀態(tài)變化程度較大，故強(qiáng)制選擇Finite Sliding滑移計算模型；選取橡膠件為接觸面，閥座為目標(biāo)面，通過施加分步載荷分析氣動流量閥在不同工況下的密封性能。在閥座底端施加固定約束，閥座所受載荷介質(zhì)力與預(yù)緊彈簧力如圖1所示。

3 仿真計算合理性驗(yàn)證

為驗(yàn)證文中仿真計算的正確性，結(jié)合工程實(shí)際，根據(jù)研究需求，設(shè)計了一種典型閥座密封結(jié)構(gòu)的實(shí)驗(yàn)裝置，其原理和測試回路分別如圖3、4所示。初始結(jié)構(gòu)參數(shù)閥座的最大有效密封壓力與預(yù)緊彈簧力關(guān)系的試驗(yàn)結(jié)果與仿真計算結(jié)果如圖5所示。由于實(shí)際閥座零件表面加工精度與橡膠材料的隨機(jī)性等因素的影響[19-20]，試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值仿真結(jié)果有一定的偏差，但兩者變化趨勢基本相同，且最大有效密封壓力隨預(yù)緊彈簧力的增大呈線性增長的變化規(guī)律。由此可見，計算模型滿足工程設(shè)計要求。

圖3 試驗(yàn)回路原理

圖4 測試裝置

圖5 最大有效密封壓力隨彈簧力變化

4 仿真結(jié)果與分析

4.1 流體壓力對閥座密封性能的影響

根據(jù)邊界條件設(shè)置進(jìn)行初始密封參數(shù)的仿真計算，施加不同流體壓力，分析介質(zhì)壓力對閥座密封的影響。初始密封參數(shù)為預(yù)緊彈簧力F=6 N，密封面外徑D=1.9 mm，密封面內(nèi)徑d=1.5 mm，斜面傾角θ=164°，流體壓力為0～1.95 MPa，仿真計算得到的密封面處橡膠件等效應(yīng)變分布見圖6。

由圖6可知：不受流體壓力時，橡膠件受預(yù)緊彈簧力后向下擠壓，并出現(xiàn)明顯變形，使得接觸范圍擴(kuò)大，等效應(yīng)變集中在密封面上方，最大等效應(yīng)變分布在密封面內(nèi)徑位置；隨內(nèi)部介質(zhì)壓力的升高，最大等效應(yīng)變先是逐漸降低，且分布位置逐漸由密封面內(nèi)環(huán)轉(zhuǎn)移到外環(huán)再轉(zhuǎn)移到橡膠件中部；在密封結(jié)構(gòu)失效前，最大等效應(yīng)變值會有少量回升。

仿真計算得到的不同流體壓力下的接觸應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力分布分別如圖7和圖8所示。由圖7可知，不承受流體壓力時，密封面接觸應(yīng)力呈雙峰分布，接觸應(yīng)力內(nèi)峰位于接觸面內(nèi)環(huán)位置，接觸應(yīng)力外峰位于接觸面外環(huán)位置；隨內(nèi)部介質(zhì)壓力的升高，接觸應(yīng)力分布整體變化趨勢為：流體壓力為0.5、1 MPa時，接觸應(yīng)力內(nèi)峰峰值快速下降，外峰峰值緩慢下降；流體壓力為1.5 MPa時，接觸應(yīng)力內(nèi)峰峰值降為0，密封接觸起始點(diǎn)向接觸應(yīng)力外峰位置移動，外峰峰值緩慢下降；流體壓力為1.9 MPa時，密封接觸起始點(diǎn)接近接觸應(yīng)力外峰位置，外峰峰值快速下降；流體壓力為1.95 MPa時，最大接觸應(yīng)力小于內(nèi)部介質(zhì)壓力，密封失效。

圖7 不同流體壓力下接觸應(yīng)力分布

圖8 最大接觸應(yīng)力隨流體壓力變化

由圖8可知：隨著介質(zhì)壓力的增大，最大接觸應(yīng)力先快速降低，再平緩下降，最后快速降低，與圖7所示的接觸應(yīng)力分布相符。初始密封參數(shù)下的最大有效密封壓力為1.926 MPa。

綜合可知，不承受內(nèi)部介質(zhì)壓力時，閥座密封結(jié)構(gòu)的接觸應(yīng)力分布呈雙峰分布；當(dāng)內(nèi)部介質(zhì)壓力較低時，接觸應(yīng)力內(nèi)峰位置接觸應(yīng)力最大，起主要密封作用；隨著內(nèi)部介質(zhì)壓力的升高，接觸應(yīng)力內(nèi)峰位置接觸應(yīng)力降低直至到0，在此過程中，接觸應(yīng)力外峰位置的接觸應(yīng)力最大，起主要密封作用。因此，需要密封一定壓力的內(nèi)部介質(zhì)時，優(yōu)化接觸應(yīng)力外峰位置的接觸應(yīng)力分布有利于密封性能的提高。

4.2 彈簧力對閥座密封性能的影響

為研究彈簧力對閥座密封性能的影響，設(shè)置如表1的密封參數(shù)進(jìn)行數(shù)值模擬，得到的不同介質(zhì)壓力下的密封接觸強(qiáng)度、最大等效應(yīng)變分別如圖9和圖10所示。

表1 不同預(yù)緊彈簧力下密封參數(shù)設(shè)定

圖9 不同彈簧力下密封接觸強(qiáng)度隨介質(zhì)壓力的變化

圖10 不同彈簧力下等效應(yīng)變隨介質(zhì)壓力的變化

由圖9可知：隨內(nèi)部介質(zhì)壓力的增大，密封接觸強(qiáng)度呈下降趨勢，且不同彈簧力時下降趨勢相同；相同介質(zhì)壓力下，隨彈簧力的增大，密封接觸強(qiáng)度呈增大趨勢；隨彈簧力由4 N增大到8 N，最大有效密封壓力呈增大趨勢，由1.38 MPa增大到2.35 MPa。

由圖10可知：隨流體壓力的升高，不同彈簧力下的最大等效應(yīng)力均呈現(xiàn)先快速下降，再平緩下降，再快速下降，最后小幅回升的趨勢；彈簧力由4 N增大到8 N時，不受流體壓力時橡膠件等效應(yīng)變呈增大趨勢，由0.25增大到0.37，對橡膠件壽命產(chǎn)生極大的影響。如當(dāng)彈簧力為8 N時，預(yù)估橡膠件壽命相較初始彈簧力時降低了50.1%。

4.3 閥座結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響

閥座的結(jié)構(gòu)參數(shù)會影響接觸應(yīng)力的分布，從而影響密封性能。由4.1節(jié)可知，閥座密封面的結(jié)構(gòu)尺寸對密封性能的影響更大，故選取閥座密封面外徑、斜面夾角及密封面內(nèi)徑3個結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，分析閥座結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響。

4.3.1 閥座密封面外徑

密封面外環(huán)直徑會在介質(zhì)壓力升高后，影響橡膠件受介質(zhì)壓力的面積。設(shè)置密封面外徑分別為1.6、1.7、1.8、1.9、2.0、2.1、2.2 mm，預(yù)緊彈簧力為6 N，其他參數(shù)按表1，數(shù)值模擬得到的不同介質(zhì)壓力下的密封接觸強(qiáng)度、最大等效應(yīng)變分別如圖11和圖12所示。

圖11 不同密封面外徑時密封接觸強(qiáng)度隨介質(zhì)壓力的變化

圖12 不同密封面外徑時等效應(yīng)變隨介質(zhì)壓力的變化

由圖11可知：隨內(nèi)部介質(zhì)壓力和密封面外徑的增大，密封接觸強(qiáng)度均呈下降趨勢。密封面外徑由1.6 mm增大到2.2 mm時，最大有效密封壓力由2.44 MPa降低到1.52 MPa。

由圖12可知：隨內(nèi)部介質(zhì)壓力的升高，不同密封面外環(huán)直徑的最大等效應(yīng)變均呈先快速下降，然后平緩下降，再快速下降，最后小幅上升的趨勢；密封面外徑由2.2 mm降低到1.6 mm時，不受流體壓力的橡膠件等效應(yīng)變呈增大趨勢，由0.24增大到0.50，對橡膠件壽命產(chǎn)生極大的影響。如當(dāng)密封面外徑為1.6 mm時，預(yù)估橡膠件壽命相較初始密封面外徑時降低了88.6%。

密封面外徑為2.2 mm時最大有效密封壓力相對密封面外徑為2.1 mm時降低了9.6%，降幅明顯；密封面外徑為1.6 mm時最大等效應(yīng)變相對密封面外徑為1.7 mm時增長了25.2%，預(yù)估橡膠件壽命降低了65.2%，降幅明顯。綜合考慮密封結(jié)構(gòu)密封性能和橡膠件壽命，選定密封面外徑范圍為1.7～2.1 mm。

4.3.2 閥座斜面傾角

閥座斜面傾角會影響接觸應(yīng)力外峰的接觸應(yīng)力分布。設(shè)置斜面傾角分別為160°、162°、164°、166°、168°，預(yù)緊彈簧力為6 N，其他參數(shù)按表1，數(shù)值模擬得到的不同介質(zhì)壓力下的密封接觸強(qiáng)度、最大等效應(yīng)變分別如圖13和圖14所示。

圖13 不同斜面傾角密封接觸強(qiáng)度變化曲線

圖14 不同斜面傾角下等效應(yīng)變隨介質(zhì)壓力的變化

由圖13可知：隨斜面傾角和流體壓力的增大，密封接觸強(qiáng)度均呈下降趨勢。斜面傾角由160°增大到168°時，最大有效密封壓力由2.03 MPa下降到1.75 MPa。

由圖14可知：隨流體壓力的升高，不同斜面傾角的最大等效應(yīng)變的變化趨勢相同；當(dāng)斜面傾角由168°降低到160°時，不受流體壓力的橡膠件等效應(yīng)變呈增大趨勢，由0.29增大到0.33，橡膠件壽命降低。如當(dāng)斜面傾角為160°時，預(yù)估橡膠件壽命相較初始斜面傾角時降低了29.5%。

閥座斜面傾角為168°時最大有效密封壓力相對斜面傾角為166°時減少了5.2%，降幅較??；斜面傾角為160°時最大等效應(yīng)變相對斜面傾角為162°時增長了2.2%，預(yù)估橡膠件壽命降低了9.7%，降幅較小。斜面傾角減小會使密封性能提高，同時導(dǎo)致橡膠件壽命降低，但影響較小，故選定斜面傾角為160°～168°。

4.3.3 閥座密封面內(nèi)徑

在流體壓力較低時閥座密封面內(nèi)徑會影響接觸應(yīng)力分布，但在流體壓力升高后，閥座密封面內(nèi)徑不再對接觸應(yīng)力分布產(chǎn)生影響。設(shè)置密封面內(nèi)徑分別為1.3、1.4、1.5、1.6、1.7 mm，預(yù)緊彈簧力為6 N，其他參數(shù)按表1，數(shù)值模擬得到的不同介質(zhì)壓力下的密封接觸強(qiáng)度、最大等效應(yīng)變分別如圖15和圖16所示。

圖15 不同密封面內(nèi)徑時密封接觸強(qiáng)度隨介質(zhì)壓力的變化

圖16 不同密封面內(nèi)徑時等效應(yīng)變隨介質(zhì)壓力的變化

由圖15可知：在流體壓力較低時，隨密封面內(nèi)徑的增大，密封接觸強(qiáng)度呈下降趨勢；在流體壓力達(dá)到1.5 MPa后，不同密封面內(nèi)徑的密封接觸強(qiáng)度會趨于相同。隨密封面內(nèi)徑的增大，最大有效密封壓力基本不變，保持在1.92～1.94 MPa之間。

由圖16可知：隨流體壓力的升高，不同密封面內(nèi)徑的最大等效應(yīng)變的變化趨勢相同，呈先大幅下降，然后平緩下降，再小幅下降，最后小幅上升的趨勢；且隨流體壓力的升高，不同密封面內(nèi)徑的最大等效應(yīng)變會趨于相同。密封面內(nèi)徑由1.3 mm增大到1.7 mm時，不受流體壓力的橡膠件等效應(yīng)變呈增大趨勢，由0.27增大到0.38，對橡膠件壽命產(chǎn)生極大的影響。如當(dāng)密封面內(nèi)徑為1.7 mm時，預(yù)估橡膠件壽命相較初始密封面內(nèi)徑時降低了60.7%?？紤]到該密封面內(nèi)徑同時影響閥的過流性能，在保證閥過流性能的同時，可取較小的密封面內(nèi)徑。

5 數(shù)值模擬優(yōu)化與驗(yàn)證

5.1 正交試驗(yàn)設(shè)計與試驗(yàn)結(jié)果

利用正交試驗(yàn)對彈簧力F、密封面外徑D、斜面夾角θ進(jìn)行優(yōu)化，分別記為A、B、C。結(jié)合單因素分析結(jié)果和實(shí)際零件結(jié)構(gòu)的參數(shù)范圍，設(shè)計3因素5水平正交試驗(yàn)，見表2。表3給出了正交試驗(yàn)結(jié)果。

表2 試驗(yàn)因素水平

表3 正交試驗(yàn)結(jié)果

5.2 正交試驗(yàn)結(jié)果分析

采用熵權(quán)TOPSIS方法[21]對表3中25組結(jié)果進(jìn)行評分，計算各方案貼近度，如表3所示，可見第24 組方案貼近度最高。根據(jù)正交試驗(yàn)結(jié)果計算3種因素在不同水平的最大有效密封壓力的平均值k、最大等效應(yīng)變的平均值K與極差R，結(jié)果見表4。

表4 無介質(zhì)壓力下的最大等效應(yīng)變極差分析

由表4可知：彈簧力F對最大有效密封壓力的影響最大，密封面外徑D次之，斜面夾角θ的影響相對較??；密封面外徑D對無介質(zhì)壓力下的最大等效應(yīng)變影響最大，彈簧力F次之，斜面傾角θ對最大等效應(yīng)變的影響最小。

圖17示出了有效密封壓力與各密封參數(shù)關(guān)系，圖18示出了無介質(zhì)壓力最大等效應(yīng)變與各密封參數(shù)關(guān)系。結(jié)合圖17和18可知，針對最大有效密封壓力和最大等效應(yīng)變進(jìn)行優(yōu)化后的密封結(jié)構(gòu)參數(shù)為A5B1C1和A1B5C5。

圖17 有效密封壓力與各密封參數(shù)關(guān)系

圖18 無介質(zhì)壓力最大等效應(yīng)變與各密封參數(shù)關(guān)系

對2組密封結(jié)構(gòu)分別進(jìn)行數(shù)值模擬，得出A5B1C1組的最大有效密封壓力為2.936 8 MPa，最大等效應(yīng)變?yōu)?.548 9；A1B5C5組的最大有效密封壓力為1.133 4 MPa，最大等效應(yīng)變?yōu)?.2。結(jié)合第24組參數(shù)A5B4C3，采用較大的彈簧力A5時最大有效密封壓力相對更大，采用較大的密封面外徑B5時最大等效應(yīng)變相對更小，因此選擇A5B5C1作為優(yōu)化后的參數(shù)。

5.3 優(yōu)化結(jié)果驗(yàn)證

優(yōu)化后的參數(shù)為A5B5C1，即彈簧力為8 N，密封面外徑為2.1 mm，斜面傾角為160°。對優(yōu)化后密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行數(shù)值仿真，計算結(jié)果如下：優(yōu)化后密封結(jié)構(gòu)最大有效密封壓力為2.20 MPa，相較初始密封結(jié)構(gòu)提高了14.14%；無介質(zhì)壓力時最大等效應(yīng)變?yōu)?.32，相較初始密封結(jié)構(gòu)僅增大了1.87%。將該結(jié)果加入到原正交試驗(yàn)結(jié)果中，采用熵權(quán)TOPSIS方法分析各組結(jié)果貼近度，發(fā)現(xiàn)A5B5C1組參數(shù)貼近度最高。

對有限元仿真結(jié)果進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。試制了密封面外徑2.1 mm、斜面傾角160°的閥座，并進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試，測試結(jié)果為最大有效密封壓力1.87 MPa，相較初始結(jié)構(gòu)提高了11.7%，與模擬結(jié)果基本吻合，證明了模擬的準(zhǔn)確性。

6 結(jié)論

(1)利用有限元分析軟件ANSYS研究介質(zhì)壓力、預(yù)緊彈簧力及閥座結(jié)構(gòu)參數(shù)對其密封特性的影響，確定閥座密封面外徑取值范圍為1.7～2.1 mm，斜面傾角取值范圍為160°～168°，密封面內(nèi)徑在不影響閥過流性能條件下取最小值。

(2)隨彈簧力增大，最大有效密封壓力提高，同時無介質(zhì)壓力下的最大等效應(yīng)變增大；隨密封面外徑及斜面傾角增大，最大有效密封壓力降低，無介質(zhì)壓力下的最大等效應(yīng)變降低；隨內(nèi)徑增大，最大有效密封壓力不受影響，但較低介質(zhì)壓力下密封性能提高，無介質(zhì)壓力下的最大等效應(yīng)變降低。

(3)結(jié)合單一密封參數(shù)對閥座密封結(jié)構(gòu)的影響規(guī)律與正交試驗(yàn)結(jié)果的極差分析，得出優(yōu)化后的密封參數(shù)：彈簧力8 N，密封面外徑2.1 mm，斜面傾角160°。優(yōu)化后密封結(jié)構(gòu)的最大有效密封壓力提高了14.14%，而最大等效應(yīng)變僅增大1.87%。