耿鵬逞,胡高林,孫兵兵,羅 亮,許慶合

(洛陽(yáng)雙瑞特種裝備有限公司 中國(guó)船舶集團(tuán)有限公司第七二五研究所,河南 洛陽(yáng) 471000)

0 引言

盤閥是通過滑動(dòng)圓盤來實(shí)現(xiàn)開關(guān)的一種快開快關(guān)型閥門。近幾年來,盤閥在國(guó)內(nèi)的煤化工氣化爐裝置、海綿鈦冶煉等粉料輸送系統(tǒng)的顆粒介質(zhì)工況應(yīng)用中,表現(xiàn)出了優(yōu)異的性能,其耐高溫、耐磨損、耐沖刷、自研磨等結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和性能優(yōu)勢(shì),受到了客戶的廣泛關(guān)注[1]。這些工況一般要求閥門工作溫度為250～550 ℃,規(guī)格在DN50～DN450 之間,并要求閥門開關(guān)頻率比較高,一般為3～6 次/h,全天連續(xù)運(yùn)行。盤閥開關(guān)頻率高、工作時(shí)間長(zhǎng)的應(yīng)用特點(diǎn),對(duì)盤閥驅(qū)動(dòng)鏈的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度和運(yùn)動(dòng)性能有著更高的要求,同時(shí)驅(qū)動(dòng)鏈的合理設(shè)計(jì)對(duì)制造成本的優(yōu)化意義重大,而國(guó)內(nèi)外對(duì)這方面相關(guān)介紹資料很少,因此本文將從優(yōu)化制造成本、提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度以及減小運(yùn)動(dòng)沖擊等方面來對(duì)驅(qū)動(dòng)鏈進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),為后續(xù)盤閥驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)提供參考。

1 結(jié)構(gòu)組成和工作原理

氣動(dòng)盤閥的結(jié)構(gòu)如圖1 所示,其中驅(qū)動(dòng)鏈主要由固定架、閥盤、閥桿組件、搖臂、氣動(dòng)執(zhí)行器(活塞桿、活塞、氣缸等)組成,屬于一種滑塊搖桿機(jī)構(gòu)。

圖1 氣動(dòng)盤閥的驅(qū)動(dòng)鏈組成

盤閥的驅(qū)動(dòng)裝置通過閥桿與搖臂驅(qū)使閥盤轉(zhuǎn)動(dòng)一定的角度來實(shí)現(xiàn)閥門的開關(guān)。閥盤密封面借助彈簧與閥座緊密貼合,這有利于克服背壓變化對(duì)密封的影響并能防止顆粒介質(zhì)進(jìn)入密封面之間[2]。

在盤閥啟閉過程中,閥座密封面與閥盤在切線方向上的摩擦力之差,使閥盤在一個(gè)啟閉循環(huán)過程中產(chǎn)生自轉(zhuǎn),并可以不斷剪切與清掃在工藝過程中有可能堆積在閥腔內(nèi)的介質(zhì),這些特點(diǎn)是其他閥門不具備的。

2 驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)

驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)內(nèi)容主要包括:

(1)分析氣缸行程與輸出力之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系,通過合理選擇設(shè)計(jì)參數(shù),優(yōu)化制造成本。

(2)討論如何在不改變氣缸行程和輸出力的前提下減小執(zhí)行器固定架的結(jié)構(gòu)長(zhǎng)度,以此來提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度,保證驅(qū)動(dòng)鏈能夠高頻次長(zhǎng)時(shí)間地正常工作。

圖2 閥盤運(yùn)動(dòng)過程中的自轉(zhuǎn)

(3)對(duì)執(zhí)行器進(jìn)行合理選型,滿足使用要求。

下面以義馬煤業(yè)綜能新能源U-GAS 煤氣化裝置研制的盤閥為例來說明驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)過程。

2.1 盤閥轉(zhuǎn)矩的計(jì)算

執(zhí)行器的輸出力通過活塞桿傳遞到閥桿,然后帶動(dòng)閥盤轉(zhuǎn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)盤閥的開啟和關(guān)閉,因此驅(qū)動(dòng)鏈設(shè)計(jì)的第一步是計(jì)算出盤閥開關(guān)所需理論轉(zhuǎn)矩Mz。Mz主要包括閥盤繞閥桿中心轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)密封面的摩擦轉(zhuǎn)矩Mpz和閥桿與填料的摩擦轉(zhuǎn)矩Mt;

(1)密封面摩擦轉(zhuǎn)矩Mpz的計(jì)算

閥盤密封面為圓環(huán)面,其摩擦轉(zhuǎn)矩通過積分的方法計(jì)算,該計(jì)算方法還可用于其他形狀密封面的轉(zhuǎn)矩計(jì)算,具體的計(jì)算模型如圖3 所示:

圖3 閥盤與閥座摩擦轉(zhuǎn)矩計(jì)算模型圖

式中Mpz—閥盤的摩擦轉(zhuǎn)矩;

l—閥盤中心與閥桿中心的間距(l=320 mm);

μ—閥盤與閥座間的摩擦系數(shù)(μ=0.4);

p—盤閥密封面壓力(p=10 MPa);

R—閥盤圓環(huán)密封面外徑(R=195 mm);

r—閥盤圓環(huán)密封面內(nèi)徑(r=160 mm);

x—閥盤密封面上某一點(diǎn)到閥桿中心的距離。

(2)閥桿與填料摩擦力矩Mt的計(jì)算[3]

式中μT—閥桿與填料間的摩擦系數(shù)(μT=0.2);

z—填料圈數(shù)(z=5);

h—單圈填料高度(h=20 mm);

dT—閥桿與填料接觸部分直徑(dT=200 mm);

p—工作壓力(p=10 MPa)。

閥桿的輸入力矩至少為:

Mz=Mpz+Mt=49 964 +15 072=65 036 N/m

2.2 執(zhí)行器活塞桿與搖臂的角度設(shè)計(jì)

執(zhí)行器的制造成本主要由缸徑和行程長(zhǎng)度兩個(gè)因素決定,而決定缸徑和行程的設(shè)計(jì)變量是活塞桿與搖臂的初始角度,因此如何設(shè)計(jì)出合理的初始角度對(duì)優(yōu)化執(zhí)行器的制造成本意義重大。

相比其他旋轉(zhuǎn)類閥門,盤閥驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)較為復(fù)雜,其中執(zhí)行器活塞桿與搖臂的初始角度選擇范圍較大,對(duì)驅(qū)動(dòng)鏈結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化并建立幾何模型,通過幾何計(jì)算和圖像分析的方法來確定合理的角度和位置。

對(duì)盤閥驅(qū)動(dòng)鏈結(jié)構(gòu)通過簡(jiǎn)化并建立幾何模型,如圖4 所示。

圖4 活塞桿與搖臂角度變化示意簡(jiǎn)圖

其中,P為氣缸轉(zhuǎn)軸軸心,圖中不同的軸心位置(P1、P″、P、P2、P3)代表執(zhí)行器活塞桿與搖臂不同的初始角度,B為執(zhí)行器活塞桿與搖臂連接位置中心,O表示閥桿中心,A表示閥盤中心。以P點(diǎn)為例說明開關(guān)過程,盤閥工作前,執(zhí)行器活塞桿與搖臂的初始角度為α,盤閥在開關(guān)過程中,B點(diǎn)以O(shè)點(diǎn)為中心運(yùn)動(dòng)到B″,終點(diǎn)位置處活塞桿與搖臂的角度為β。

為了便于分析執(zhí)行器初始位置對(duì)盤閥行程和輸出力的影響,將執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸中心到活塞桿與搖臂連接點(diǎn)距離設(shè)定為固定值,則理論上執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸P的位置可以設(shè)定在以B為圓心的圓上任意一點(diǎn)。考慮到氣缸輸出力需要最大效率地轉(zhuǎn)化為盤閥的輸入轉(zhuǎn)矩,閥門在開關(guān)過程中活塞桿與搖臂的角度需要經(jīng)歷一個(gè)從鈍角到銳角的變化過程,同時(shí)以盤閥的旋轉(zhuǎn)方向作為約束條件,最終可以確定執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸中心有效設(shè)置范圍在圓弧P1 和P2 之間,其中P1B⊥OB。

從圖中可以看出,當(dāng)執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸中心位于P1和P之間時(shí),執(zhí)行器在行程終點(diǎn)需要更大的輸出力,而位于P和P2 之間時(shí),執(zhí)行器在行程始點(diǎn)需要更大的輸出力。

氣缸在行程過程中需要輸出的理論最小作用力可表示為:

式中F—執(zhí)行器理論上至少需要輸出作用力;

Mz—理論上盤閥開關(guān)所需最小轉(zhuǎn)矩;

α—執(zhí)行器活塞桿與搖臂所呈角度;

θ—OB與BB″所呈夾角(θ=0.3π);

L—搖臂長(zhǎng)度(L=590 mm);

a—初始位置時(shí)執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸與活塞桿搖臂連接中心的距離(a=990 mm);

b—單個(gè)行程中活塞桿和搖臂連接中心的總位移(b=715 mm);

S—盤閥開關(guān)所需氣缸行程。

根據(jù)氣缸輸出力和氣缸行程的表達(dá)式在MATLAB 中分別繪制出輸出力、行程和角度α的關(guān)系曲線圖,計(jì)算結(jié)果如圖5 所示。從圖像中可以看出,行程先逐漸變大,在P點(diǎn)達(dá)到最大值,然后又逐漸變小;而輸出力則是先逐漸變小,在P點(diǎn)時(shí)達(dá)到最小值,然后又逐漸變大。

圖5 執(zhí)行器輸出力、行程與α 的關(guān)系曲線圖

從圖中可以看出,P2 位置所對(duì)應(yīng)的氣缸行程最小,但是氣缸輸出力確是無限大,因此這個(gè)位置可以忽略。如果考慮氣缸輸出力和氣缸行程兩個(gè)因素,將執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸定在P點(diǎn)和P1 點(diǎn)較為理想,表1 對(duì)兩個(gè)位置所對(duì)應(yīng)的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了對(duì)比。

表1 P1 和P2 點(diǎn)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)比表

氣缸的缸徑d可表示為:

式中d—?dú)飧椎母讖?

F—執(zhí)行器輸出作用力;

η—?dú)飧椎呢?fù)載率;

P—?dú)飧變?nèi)氣體壓力。

從表1 中可以得到,P點(diǎn)對(duì)應(yīng)的氣缸行程比P1點(diǎn)多81 mm,而根據(jù)缸徑d與輸出作用力的關(guān)系可知,P點(diǎn)對(duì)應(yīng)的氣缸缸徑是P1 點(diǎn)的0.67 倍。

由上可得出以下結(jié)論:(1)將執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸中心設(shè)置在P點(diǎn),氣缸缸徑最小,相比于行程的略微增加,執(zhí)行器制造成本相對(duì)更低;(2)P點(diǎn)所對(duì)應(yīng)行程始點(diǎn)和行程終點(diǎn)α相同,盤閥在開關(guān)過程中的動(dòng)作會(huì)更加平穩(wěn),沖擊更小。

2.3 搖臂與閥桿的角度設(shè)計(jì)

固定架作為連接執(zhí)行器和閥體的結(jié)構(gòu)件,從固定方式來看,可以將其看成一個(gè)懸臂梁結(jié)構(gòu)。其主要承受執(zhí)行器的重載以及盤閥開關(guān)時(shí)沿活塞桿方向的推力,同時(shí)還有速度變化引起的沖擊影響?？紤]到盤閥高頻率、長(zhǎng)時(shí)間開關(guān)的使用特點(diǎn),固定架必須具有足夠的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度來承受這些載荷,同時(shí)還必須有足夠的剛度來保證氣缸活塞桿不會(huì)因?yàn)楣潭艿淖冃味霈F(xiàn)運(yùn)動(dòng)卡澀的情況。

縮短固定架的長(zhǎng)度可以有效提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度,下面討論在不改變執(zhí)行器缸徑和輸出力的前提下,如何通過對(duì)搖臂和閥桿的角度設(shè)計(jì)來縮短固定架長(zhǎng)度,以此提高其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度。

搖臂與閥桿角度變化過程如圖6 所示,圖中可以看出,將搖臂與閥桿組件呈一定角度時(shí)(小于180度),在搖臂長(zhǎng)度和閥桿組件位置不變的情況下,氣缸對(duì)閥桿轉(zhuǎn)軸的力臂長(zhǎng)度不會(huì)發(fā)生變化,執(zhí)行器不需要增加輸出力來保證閥桿的轉(zhuǎn)動(dòng),同時(shí)氣缸的行程也保持不變。

由于固定架的形狀不是規(guī)則的,其長(zhǎng)度很難精確計(jì)算。根據(jù)固定架的安裝方式和三角形理論,可以通過閥體到執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸的距離來考量固定架的長(zhǎng)度變化。閥體中心搖臂與閥桿角度變化對(duì)固定架的長(zhǎng)度的影響通過圖6 來簡(jiǎn)單說明,其中,O為閥桿軸心,O″為盤閥閥體中心,P和P″為氣缸轉(zhuǎn)軸中心,θ為搖臂與閥桿由共線狀態(tài)繞閥桿中心旋轉(zhuǎn)的角度,搖臂在相對(duì)于閥桿轉(zhuǎn)動(dòng)角度θ后,氣缸轉(zhuǎn)軸中心由P移動(dòng)到了P″,從圖中可以明顯看出固定架的長(zhǎng)度逐漸縮短。

圖6 搖臂與閥桿角度變化示意簡(jiǎn)圖

固定架的長(zhǎng)度可以簡(jiǎn)單表示為:

式中S′—固定架的理論長(zhǎng)度;

c—執(zhí)行器轉(zhuǎn)軸中心到閥桿中心的距離(c=1 430 mm);

d—閥桿中心到閥體中心的距離(d=320 mm);

θ—搖臂相對(duì)于閥桿由共線狀態(tài)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度;

e—閥體半徑(e=1 080 mm)。

在MATLAB 中進(jìn)行圖形繪制,結(jié)果如圖7 所示。

圖7 固定架長(zhǎng)度與θ 的關(guān)系曲線圖

從圖7 中可以看出,在其他參數(shù)條件不變的情況下,當(dāng)搖臂與閥桿所呈夾角越大,固定架的長(zhǎng)度越短,結(jié)構(gòu)強(qiáng)度越高,剛度越大。該種分析方法主要是討論搖臂與閥桿所呈角度對(duì)固定架長(zhǎng)度的影響,模擬結(jié)果可以作為參考,實(shí)際設(shè)計(jì)中還需考慮實(shí)際情況(安裝空間,零件干涉等因素)來確定夾角大小。

2.4 執(zhí)行器的選型

盤閥執(zhí)行器的選型對(duì)盤閥驅(qū)動(dòng)鏈的性能和制造成本都有著很緊密的聯(lián)系,而執(zhí)行器的選型要素主要包括氣缸缸徑和行程,缸徑主要由氣缸輸出力決定,而行程則與執(zhí)行器氣缸方向和位置有關(guān)。其他選型要素還包括增加緩沖裝置等。在確定盤閥所需輸入轉(zhuǎn)矩、行程、安裝空間以及其他特殊要求后,可根據(jù)這些條件對(duì)執(zhí)行器進(jìn)行選型。執(zhí)行器選型基本包括如下內(nèi)容。

2.4.1 氣缸的缸徑

決定氣缸缸徑的因素主要包括:

(1)氣缸輸出力大小。氣缸輸出力根據(jù)閥桿所需轉(zhuǎn)矩和搖臂長(zhǎng)度計(jì)算得到,實(shí)際選用中,執(zhí)行器輸出力應(yīng)比理論計(jì)算輸出力至少大一倍,此設(shè)計(jì)因素主要考慮由于頻繁操作和有害碎物影響而允許增加推動(dòng)或扭矩[4]。一般情況下,輸出力越大,氣缸缸徑選擇越大。

(2)負(fù)載率。負(fù)載率是反應(yīng)負(fù)載對(duì)象工作狀態(tài)的一種參數(shù),工作狀態(tài)越復(fù)雜,負(fù)載率越低,數(shù)值在0～1 之間選擇,對(duì)于同樣大小的氣缸輸出力,負(fù)載率越低,所需氣缸缸徑越大。

(3)減壓閥設(shè)定壓力,即考慮現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際使用工況條件。減壓閥設(shè)定壓力直接決定氣缸內(nèi)壓力大小,對(duì)于同樣的輸出力,減壓閥設(shè)定壓力越大,所需缸徑越小。

2.4.2 氣缸的行程

在確定驅(qū)動(dòng)鏈的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)后,氣缸的行程可以根據(jù)執(zhí)行器活塞桿和搖臂的運(yùn)動(dòng)軌跡計(jì)算得到,但考慮裝配誤差等因素,氣缸需要能夠?qū)π谐踢M(jìn)行適當(dāng)?shù)恼{(diào)節(jié),通常通過在氣缸頭部或端部增設(shè)調(diào)節(jié)螺母來實(shí)現(xiàn)。除此之外,對(duì)應(yīng)行程較大的氣缸,還應(yīng)考慮活塞桿和缸筒承受的橫向載荷對(duì)氣缸的影響。

2.4.3 考慮行程終端的沖擊

在盤閥開啟或關(guān)閉過程中,到達(dá)行程終端時(shí),活塞具有一定的運(yùn)動(dòng)速度,如果不設(shè)置緩沖裝置,執(zhí)行器的壽命會(huì)大大減小,對(duì)使用非常不利。一般氣缸通過墊緩沖和氣緩沖來實(shí)現(xiàn)氣缸的緩沖能力。墊緩沖是指在缸內(nèi)裝入聚氨酯墊,避免活塞撞擊氣缸端蓋,該措施因成本較低,應(yīng)用比較廣泛。氣緩沖的原理是在活塞接近氣缸端蓋之前,使排氣側(cè)氣體受壓縮,利用其反作用吸收負(fù)載的動(dòng)能,使活塞緩慢停止。

3 結(jié)語(yǔ)

本文通過幾何和數(shù)值計(jì)算的方法確定了氣缸驅(qū)動(dòng)力初始方向與氣缸行程、氣缸輸出力大小之間的關(guān)系,通過對(duì)兩個(gè)參數(shù)的合理設(shè)計(jì),優(yōu)化了驅(qū)動(dòng)鏈的制造成本和運(yùn)動(dòng)性能。在此基礎(chǔ)上,討論了活塞桿與搖臂的角度設(shè)計(jì)對(duì)固定架結(jié)構(gòu)長(zhǎng)度的影響,通過縮短固定架的長(zhǎng)度,提高了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度,減小了盤閥高頻次、長(zhǎng)時(shí)間開關(guān)所帶來的運(yùn)動(dòng)沖擊。最后對(duì)執(zhí)行器的選型要素進(jìn)行了討論,為驅(qū)動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)提供了參考。