甘啟義， 曾堯， 孫宇恒

（1.成都高新技術創(chuàng)業(yè)服務中心，成都 610041；2.西華大學，成都 610039）

0 引言

薄膜閥是自動調(diào)節(jié)系統(tǒng)不可缺少的組成部分，薄膜閥是通過接受來自調(diào)節(jié)器的輸出信號來改變閥節(jié)介質(zhì)流量，從而完成調(diào)節(jié)功能。它的性能和動作完成的好壞直接影響調(diào)節(jié)的質(zhì)量和效果，是自動調(diào)節(jié)系統(tǒng)中的一個重要環(huán)節(jié)。因此，驗證該閥門在一定工作環(huán)境下是否能夠正常工作具有重要意義。

薄膜閥在使用中，殼體需要承擔一定的工作壓力，如果其上下端蓋材料強度不夠，可能導致變形甚至發(fā)生泄漏，進而造成閥門失效，所以分析其殼體結構的承載能力有著重要的意義。隨著計算機技術的發(fā)展，薄壁殼體結構的工程強度校核分析常采用有限元分析方法。本文針對某管路薄膜閥建立了殼體的三維模型，運用Abaqus有限元分析軟件進行強度分析，通過分析結果判定其是否滿足設計要求[1]。

1 設計需求及材料特性

薄膜閥主要由上端蓋和下端蓋通過M6螺栓連接成一個整體，其結構模型如圖1所示。

圖1 薄膜閥殼體結構模型

薄膜閥體設計工作壓力是1.5 MPa，在該工作壓力下殼體本身強度應滿足工作壓強，并且螺栓可以緊密連接上下殼體，即薄膜閥殼體縫隙最大位移量應小于該閥選用的A系列O形密封圈的截面直徑公差為0.20 mm。

薄膜閥殼體材料為鋁合金ADC12，螺栓材料為45鋼，查閱資料可知其材料特性系數(shù)如表1所示。

表1 薄膜閥殼體和螺栓材料特性系數(shù)表

2 薄膜閥殼體有限元模型的建立

2.1 有限元建模

分析閥門的強度需要考慮兩個方面的要求，一是殼體本身的強度是否滿足工作壓強，二是螺栓連接上下殼體是否緊密。Abaqus 是一套功能強大的有限元分析軟件，致力于解決高度非線性問題，能夠滿足薄膜閥強度分析的功能需求。根據(jù)薄膜閥的設計尺寸、結構在SolidWorks中構建模型并導入Abaqus。

在Abaqus中采用四面體單元（C3D4）對整個殼體進行網(wǎng)格劃分，為提高計算精度，網(wǎng)格數(shù)量經(jīng)過精細化處理[2]。這種情況下，選取整個殼體進行分析。薄膜閥長寬高尺寸分別為240 mm×210 mm×230 mm，共計生成了364 238個節(jié)點與1 788 096個單元，建立的有限元網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 殼體有限元網(wǎng)格模型

2.2 載荷及邊界條件設置

根據(jù)薄膜閥實際使用工況，下端蓋法蘭盤底部施加固定約束，即限制模型六個方向的自由度，并且在整個殼體內(nèi)部均勻施加1.5 MPa壓力。

本文不關注螺栓上螺紋的實際特征，螺紋處應力不是分析重點。為簡化模型，僅在Abaqus的接觸定義中設置跟螺栓有關聯(lián)的參數(shù)，就可以模擬連接接觸狀況并得到工程上可以接受的結果，而無需對螺紋進行精確建模[3]。

按實際工況，對整組8個螺栓施加了如下綁定約束（Abaqus中為Tie）：螺栓與下殼體螺孔之間采用面與面綁定約束，螺帽與上殼體表面之間采用接觸約束。同時在螺桿中部建立預緊面，在預緊面上通過參數(shù)設定來模擬緊固連接的行為。

3 有限元分析結果及討論分析

定義邊界條件及載荷后，即可對模型進行計算，求得在整個殼體內(nèi)部均勻施加1.5 MPa壓力工況下薄膜閥的受力及屈服情況。

殼體材料變形情況如圖3所示，由于薄膜閥結構的不對稱性使得薄膜閥的變形并不均勻，進而使薄膜閥殼體不同位置的縫隙具有不同位移量。

圖3 殼體材料變形圖

安全系數(shù)取1.5，則許用應力為113.3 MPa。從圖4薄膜閥應力分布中可以看出，最大應力區(qū)域出現(xiàn)在螺栓連接的法蘭處199.9 MPa，大于許用應力范圍。

圖4 殼體的應力分布圖

由于讓載荷和接觸關系的變化逐步出現(xiàn)在不同的分析步中，可減少求解時迭代的次數(shù)進而縮短計算時間。因此螺栓預緊力分三個載荷步施加：第一階段100 N，第二階段1000 N，第三階段5000 N。螺栓最大軸向力2725 N，M6螺栓的有效面積為28.27 mm2，計算得到圖5所示螺栓應力分布，圖中最大螺栓應力為96.39 MPa，小于表1中45鋼材料的屈服強度240 MPa[4]，因此螺栓的強度滿足要求。

泄漏是管道及密封裝置常見的現(xiàn)象。由于機械加工原因，當存在壓力差時，介質(zhì)（如液體、氣體、固體等）從有限空間內(nèi)部通過接觸處的微小間隙流到外部，或從外部進入有限空間內(nèi)部。

泄漏所發(fā)生的部位相當廣泛，有密封裝置本身（墊片）的泄漏、設備本體（殼體、管壁等）的泄漏及關閉件（閥瓣、閘板、旋塞等）的泄漏。

本文討論的泄漏為直接包容密封腔的殼體與密封腔體連接并托撐靜止環(huán)組件的密封端蓋相互貼合不緊密，無相對運動的密封副密封端面之間的交界面由于殼體本身材料強度不夠所造成的閥體泄漏。該殼體在設計壓力下產(chǎn)生的縫隙分布如圖6所示。

圖6 密封界面縫隙分布圖

薄膜閥體在設計工況下，由于壓力的作用，殼體屈服變形會造成法蘭與密封面之間的泄漏。根據(jù)Abaqus的計算結果提取出變形后的長邊、短邊縫隙值并導入Origin軟件繪制出密封界面不同位置縫隙值如圖7所示。寬邊縫隙最大值為0.1548 mm，滿足A系列O形密封圈的要求。長邊的縫隙值由0.1104 mm擴大至0.2258 mm后，已經(jīng)超過A系列O形密封圈極限偏差12.9%，不滿足A系列O 形密封圈 的 要求，進而使該薄膜閥的結構設計無法滿足其對密封性能的需求。

圖7 密封界面縫隙值

4 結論

1）如圖3所示，薄膜閥殼體在1.5 MPa工作壓力，實際模型已經(jīng)產(chǎn)生塑性變形[5]。法蘭處的應力最大為199 MPa，該值超過ADC12鋁合金材料的屈服強度170 MPa，說明殼體的強度不夠。

2）如圖5所示，螺釘擰緊裝配后，最大軸向應力為96.39 MPa，小于表1中45鋼材料的抗拉應力，能有效地固定上下端蓋，并且滿足美國石油學會標準API 6A標準規(guī)定螺栓設計應力SA≤0.83Sy最小屈服應力的要求[6]，這說明螺栓的強度滿足要求。

圖5 螺栓應力分布圖

3）如圖6所示，密封界面最大縫隙值為0.2258 mm，薄膜閥殼體縫隙最大位移量應小于A系列O形圈截面直徑公差0.20 mm[7]，說明殼體結構設計不滿足密封性能設計要求。