氣動控制截止閥氣缸力計算 上海申弘閥門有限公司 之前介紹高壓減壓閥，現在介紹氣動控制截止閥氣缸力計算氣動控制截止閥一般為全開全閉式。從流量特性考慮，截止閥和球閥具有啟閉行程短，速度快，密封可靠，啟閉靜態力矩小等特點，因而兩類產品都得到應用。但從可靠性考慮，主流產品仍然是氣動截止閥。近年來隨著加工工藝技術的發展,球面密封結構氣動截止閥在航天試驗系統中得到了廣泛應用。航天氫氧火箭發動機試驗系統(以下簡稱試驗系統)有些部分處于低溫或高壓工作環境中,操作介質主要有液氧、液氮和液氫等低溫介質及其他一些易燃有毒介質。所以試驗系統中截止閥的閥座一般采用不銹鋼或鋁合金等耐低溫材料,而閥瓣一般采用F4、F46、聚酰亞胺或銅合金等材料。由于非金屬密封材料在高壓下工作時泄漏嚴重,所以試驗系統中廣泛應用了金屬密封結構。本文以閥瓣為銅合金球形結構,閥座為不銹鋼錐形結構的氣動截止閥為例,介紹氣動截止閥氣缸力計算方法。 氣動控制裝置的氣缸為定型產品，依作用方式可分單作用和雙作用兩種。單作用產品帶復位圓柱彈簧，具有失氣自動復位功能，即失氣時氣缸活塞（或膜片）在彈簧作用下，驅動氣缸推桿回復到氣缸初始位置（行程的原始位置）。雙作用氣缸無復位彈簧，推桿進退須依靠變換氣缸氣源的進出口位置。氣源從活塞上腔進時，推桿向下運動。氣源從活塞下腔進時，推桿向上運動。由于不帶復位彈簧，雙作用氣缸對比同徑單作用氣缸具有更大的推力，但不具備自動復位功能。顯然不同的進氣位置使推桿有不同的方向運動。當進氣位置在推桿的背腔時，進氣使推桿前進，這種方式稱為正作用氣缸。反之進氣位置在推桿同側時，進氣使推桿后退，這種方式稱反作用氣缸。氣動截止閥因為一般需要失氣保護功能，通常選用單作用氣缸。 
一、氣動控制截止閥氣缸力計算氣動截止閥的密封原理分析
在氣動截止閥中為保證流體的密封性,必須在密封表面間有一個相互作用的力(圖1),即在密封表面上產生一定的比壓,引起密封面微觀不平度的變形,如果變形是在材料的彈性極限范圍內,并造成不大的殘余變形,那么接觸面上的比壓大于必須比壓時,即可以保證其密封性。而在球面密封中,球面與錐面在氣缸力作用下,根據接觸表面的粘著理論,在簡單載荷作用下真實接觸點上的接觸應力足以產生塑性變形,形成小的平面接觸直到接觸面承受全部載荷為止。由于銅合金球面的屈服強度比不銹鋼閥座的屈服強度低,易于發生塑性變形。所以球面密封的形成過程就是球面和錐面之間相互接觸發生彈塑性變形的過程,變形材料的塑性流動使接觸面上的微觀空隙逐漸填滿,達到密封效果。
二、氣動截止閥的氣缸設計
在氣源壓力一定時氣動截止閥的氣缸力主要與氣缸內徑有關,氣缸內徑主要與閥桿的受力有關。氣動截止閥閥桿軸向受力有介質靜壓力QMJ、密封力QMF、摩擦力QT和閥桿自重G等。對閥桿進行初期受力分析時,可以忽略摩擦力和自重的影響,待氣缸內徑確定后再復驗氣缸力是否能夠克服摩擦力。介質靜壓力在截止閥口徑、壓力和密封結構確定的條件下為已知力,密封力需要計算。在已有資料中,球面密封的線接觸比壓ql只有在工作壓力P≤2.5MPa的情況下才有準確的數據可以借鑒,高于該壓力的情況目前沒有可以參考的數據。
上海申弘閥門有限公司主營閥門有：截止閥,電動截止閥從分析可知，當閥門保護方式為失氣打開時，必須選擇單作用的正作用氣缸。當閥門的保護方式為失氣關閉時，必須選擇單作用的反作用氣缸。單作用的正作用氣缸在閥門關閉時必須維持持久的穩定氣源壓力，對氣源的穩定性和持久性要求較高常閉閥盡可能地避免選擇這種設計，此結構適用于常開閥。單作用的反作用氣缸適用于常閉閥，但對于彈簧的要求較高，應具有穩定持久的彈力。
(1) 彈性閘板和閥座密封可靠，零滲漏。且彈性閥座流阻小，水頭損失少。 (2) 氣動- 手動轉換機構裝在氣缸蓋的上部，在閘閥開啟和關閉過程的任何位置上，都可十分方便地轉動操作手柄，直接地進行由氣動至手動或由手動至氣動的操作方式轉換。轉換操作手柄采用定位銷式自鎖設計，定位可靠。電磁閥及其控制電路或供風系統發生故障時，不需其他輔助工具，即可迅速轉換成手動操作狀態，保證線路正常運行，避免事故發生。在新建工程的自控系統未完成之前，本系列閘閥可以作為手動閘閥使用，操作時靈活輕快。 (3) 關閥時間可調，通過調整安裝在隔板上的緩沖機構，還可以在一定范圍內調整閘閥關閉的時間。 (4) 可以配用電的或氣的回訊器，用以發送閥門開關狀態信息( 其中防爆行程開關有國產和進口兩種) 。因此，使用本閥可以實現遠距離控制、集中控制和自動控制。 (5) 的氣缸選用無縫鋼管制造，內表面鍍鉻，并經拋光處理，具有摩擦力小、不易銹蝕、高硬度和壽命長等優點。 (6) 氣缸中的密封圈采用耐油橡膠O 形圈，密封性能可靠，維修時更換方便。 
氣缸推力計算 除了作用方式的選擇，計算所選氣缸推力是計的重要工作，以常見的常閉式氣動截止閥（圖2）為例分析。因壓力較高，為盡可能選擇較小的氣缸，采用了上進流（倒流）的閥門設計方式。為提高密封比壓，采用了錐形密封面。 1．氣動截止閥氣缸的傳統設計方法
由于球體與平面接觸時,在接觸應力的作用下發生彈塑性變形,球體上會出現一個小的錐形帶狀密封面。假定密封寬度為b,可以確定必須密封比壓qMF和氣缸直徑。根據確定的氣缸直徑驗算密封面的實際比壓q是否大于必須密封比壓qMF且小于許用比壓〔q〕,氣缸力是否能夠克服閥桿摩擦力,如果不能滿足要求,重新假定b值直到滿足要求為止。舉例,工作壓力P=10MPa,截止閥公稱直徑D=65mm,密封面直徑DP=71.48mm,錐半角α=15°,氣缸操縱氣壓力Pg=5MPa,球體材料為H62(屈服強度σsT=160MPa,許用比壓〔q）=80MPa),閥體材料為0Cr18Ni9(屈服強度σsG=205MPa),法蘭式截止閥氣缸內徑<115mm,介質從閥瓣下方流入。假定密封面寬度b=3mm,計算qMF、QMJ和QMF。 
氣動截止閥傳統氣缸的氣缸力設計方法
式中：qMF———密封面上的必需比壓,MPa
C———與密封面材料有關的系數(C=3)
K———介質壓力對比壓值的影響系數(K=1)
P———工作壓力(P=10),MPa
b———密封面寬度(b=0.3),cm
QMJ———介質靜壓力,N
Dp———密封面中徑(Dp=71.48),mm
QMF———密封面上密封力,N
α———錐半角,(°)
fm———密封面摩擦系數(fm=0.2)
將數值帶入式得到qMF=23.7MPa,QMJ=40109N,QMF=7213N。在忽略摩擦力的情況下得到閥桿軸向力QMZ=QMJ+QMF=47322N。閥桿軸向力即為氣缸力F。
F=0.785D2P(4)
式中：F———氣缸力,N
D———氣缸內徑,mm
Pg———氣缸操縱氣壓力(Pg=5),MPa
將數值代入式(4),得D=109mm。取D=115mm。依該直徑對密封面比壓進行校核,取摩擦力QT=3000N。
氣動截止閥密封比計算方法示意圖
由計算結果知道,假定密封面寬度b=3mm時,滿足qMF<q<[q]的要求。實際測量2臺已經使用的手動截止閥,其密封面寬度分別為2.4mm與2.6mm,與計算結果接近,證明該計算方法具有一定的科學性。
2．氣動截止閥的彈塑性分析
由于傳統設計方法在設計之初對于假定密封面沒有依據,只能是隨意假定后經過試差取得滿意的結果,這樣計算試差的次數比較多也比較繁瑣。為了實現設計過程的簡化和使得密封面的假定更有理論依據少走彎路,筆者進行了研究并通過大量的數學計算,在傳統設計方法的基礎上進行了假設。既然普遍認為在球形密封結構中的球體在接觸應力的作用下發生了彈塑性變形,也正是球體的彈塑性變形實現密封性能。那么截止閥空載時在氣缸力的作用下(即管道沒有介質,截止閥為常閉狀態時),密封面上的應力就不應該大于材料的屈服極限,如果大于屈服極限,塑性變形勢必會繼續加大,直到密封面的應力等于或小于屈服極限。以此理論為依據對截止閥受力進行分析。首先是根據介質靜壓力QMJ估算氣缸直徑并圓整,再根據氣缸直徑計算密封面寬度b,根據密封面寬度b計算必須比壓qMF,確定實際比壓q。如果實際比壓q不能滿足qMF<q<〔q〕的要求,則對氣缸重新假設,重復以上計算過程直到滿足要求為止。舉例,由傳統計算方法知介質靜壓力QMJ=40109N,F=QMJ,計算氣缸內徑D=101mm,取D=115mm進行試算(試差過程省略)。
氣動截止閥彈塑性分析法示意圖
計算結果滿足qMF<q<[q]的要求,密封面寬度3.19mm與實際測量值2.4mm和2.6mm的誤差分別為25%和18.5%。筆者認為造成該結果的原因應該主要是材料標準中規定H62的屈服強度為zui低要求,而實際材料均高于該值要求。以工作壓力P=20MPa,密封面直徑DP=73.36mm,錐半角α=30°,氣缸內徑<=180mm,其他條件相同的氣動氣動截止閥為例進行計算(計算過程先忽略所有摩擦力)。介質靜壓力QMJ=84492N,F=QMJ,計算氣缸內徑D=147mm,取D=180mm,QT=6000N,試差過程省略。則F=127170N,b=5.16mm,qMF=32.0MPa,q=45.8MPa,計算結果滿足qMF<q<[q]的要求。
在傳統設計方法和彈塑性分析方法中均沒有考慮氣缸效率,所以相應對截止閥加工精度要求較高,并且在氣缸與活塞之間涂抹了潤滑油,實際摩擦力很小。現在在設計該類截止閥時均引入了氣缸效率η,這樣使得截止閥氣缸內徑增大,設計完成以后需要校核不考慮氣缸效率時在工作狀態密封面的實際比壓,使之小于材料的許用比壓。
三、編后語
設計過程中傳統設計法直接假定密封面寬度進行氣缸設計,而彈塑性分析法以粘著理論為依據認為球體發生了彈塑性變形,也正是球體的彈塑性變形實現了密封性能,所以彈塑性分析法是實際計算密封面寬度。與本文相關的論文：電動調節閥執行器的開關量控制
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