熱冰娣，王 旭，帥志軍，姚建功，金盈池

（1.北京航天拓?fù)涓呖萍加邢挢?zé)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(jī)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(tái)真空爐順序連接以進(jìn)行連續(xù)生產(chǎn)。 而在各真空爐之間， 需要通過(guò)一種截面為長(zhǎng)方形的大型真空閥門(mén)進(jìn)行連接。

本設(shè)備閥門(mén)結(jié)構(gòu)為長(zhǎng)截面翻板閥， 閥門(mén)開(kāi)關(guān)采用軸兩端旋轉(zhuǎn)氣缸作為動(dòng)力， 通過(guò)軸旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)軸上的多個(gè)四連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)作實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的開(kāi)關(guān)。 其中在閥板上裝有密封圈， 用以在關(guān)閉時(shí)實(shí)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(jìn)而調(diào)整閥板與法蘭在各處的間隙。 閥門(mén)結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 閥門(mén)結(jié)構(gòu)示意圖

在實(shí)際使用過(guò)程中，經(jīng)常發(fā)現(xiàn)翻板閥關(guān)閉不嚴(yán)，即閥板與法蘭存在間隙，導(dǎo)致真空密封泄漏。通過(guò)測(cè)量、分析和計(jì)算逐步查找泄漏原因，并通過(guò)計(jì)算獲得適當(dāng)?shù)慕鉀Q方案和參數(shù)。

1 法蘭平面度測(cè)量

對(duì)于翻板閥真空密封泄漏問(wèn)題， 筆者首先查看了閥體，包括閥門(mén)法蘭、閥板以及四連桿機(jī)構(gòu)和軸。檢查發(fā)現(xiàn)各部件結(jié)構(gòu)正常，沒(méi)有較大變形。

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

圖2 法蘭平面度測(cè)量方式示意圖

表1 法蘭各處h 值測(cè)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(duì)閥板和法蘭的間隙進(jìn)行測(cè)量，以進(jìn)一步查出原因。

2 閥板間隙測(cè)量

對(duì)于尺寸較大的閥板和法蘭， 沿閥板長(zhǎng)度方向分成7 個(gè)測(cè)量點(diǎn)，取出閥板上密封圈后關(guān)閉閥門(mén)，采用塞尺等測(cè)量閥板與法蘭間隙，數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。

表2 閥板與法蘭間隙測(cè)量值 （mm）

從表2 看出， 間隙沿長(zhǎng)度方向呈現(xiàn)中間低兩側(cè)高趨勢(shì)，且間隙差值為上部1.5 mm，下部2.5 mm?？梢?jiàn)各測(cè)量點(diǎn)間隙差別較大，需要調(diào)整。

為此， 關(guān)閉時(shí)對(duì)閥板后的各壓緊座與閥板間隙（上下位置）進(jìn)行了測(cè)量，數(shù)據(jù)見(jiàn)表3。

表3 壓緊座與閥板間隙測(cè)量值 （mm）

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

通過(guò)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(rèn)和調(diào)整后，進(jìn)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(shí)，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(duì)閥板對(duì)密封圈的壓縮力。 考察密封圈參數(shù)和性能對(duì)密封的影響。

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

圖3 簡(jiǎn)化的翻板閥三維模型圖

根據(jù)該四連桿機(jī)構(gòu)，進(jìn)行了受力分析，受力圖見(jiàn)圖4。

（1）進(jìn)行受力計(jì)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(chǎng)采用4 缸扭轉(zhuǎn)，氣源壓力為0.74 MPa，計(jì)算扭矩為M=1028.6 N·m。

圖4 四連桿受力分析圖

列出計(jì)算式：

得出：F2=8269.15（N）

對(duì)閥板列出平衡式：

其中：

F1、F2 為圖4 中四連桿機(jī)構(gòu)各分力。

解出：F1=8131.2（N）

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

（2）對(duì)翻板閥的受力進(jìn)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(jī)構(gòu)連接處，為1.74612×107Pa，即17.46 MPa，遠(yuǎn)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(jì)算

在法蘭和閥板的受力和形變得到確認(rèn)后， 進(jìn)一步查看密封圈受力和參數(shù)對(duì)密封的影響。

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

式中：f—壓縮系數(shù)，通過(guò)《真空設(shè)計(jì)手冊(cè)》（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(jì)手冊(cè)》（第三版）圖6-10 可查出，MPa

根據(jù)計(jì)算壓力F=7422 N

試驗(yàn)密封圈截面直徑d=14.7 mm

試驗(yàn)密封圈長(zhǎng)度取整圈長(zhǎng)度πD=8038.6 mm

硬度取55，對(duì)應(yīng)彈性模量為E=2.85 MPa

代入公式（4），計(jì)算得f=0.022

查表并計(jì)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(jì)算，對(duì)應(yīng)彈性模量為E=2.35 MPa。

取d=14.8 代入公式（4），計(jì)算得f=0.0265。

查表并計(jì)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(jiàn)， 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?huì)使壓縮量進(jìn)一步增大，密封效果會(huì)更好。

（2）作者查看了現(xiàn)場(chǎng)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(chǎng)關(guān)閉后閥板上下都有較大縫隙。為此，對(duì)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(jìn)行試驗(yàn)。 其中一供應(yīng)商寄來(lái)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(cè)量閥板與法蘭間隙，結(jié)果見(jiàn)表4。

表4 閥板與法蘭間隙測(cè)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(hào)筆做上標(biāo)記，涂完液體硅膠后關(guān)閉閥門(mén)，再打開(kāi)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(cè)無(wú)泄漏，滿足使用要求。

5 結(jié)論

從以上分析和計(jì)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(guò)對(duì)法蘭和閥板的形變及間隙測(cè)量，發(fā)現(xiàn)各處間隙變化趨勢(shì)，通過(guò)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(guò)減小密封圈硬度，增加壓縮量，改進(jìn)密封效果。

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