气动控制截止阀气缸力计算 上海申弘阀门有限公司 之前介绍高压减压阀，现在介绍气动控制截止阀气缸力计算气动控制截止阀一般为全开全闭式。从流量特性考虑，截止阀和球阀具有启闭行程短，速度快，密封可靠，启闭静态力矩小等特点，因而两类产品都得到应用。但从可靠性考虑，主流产品仍然是气动截止阀。近年来随着加工工艺技术的发展,球面密封结构气动截止阀在航天试验系统中得到了广泛应用。航天氢氧火箭发动机试验系统(以下简称试验系统)有些部分处于低温或高压工作环境中,操作介质主要有液氧、液氮和液氢等低温介质及其他一些易燃有毒介质。所以试验系统中截止阀的阀座一般采用不锈钢或铝合金等耐低温材料,而阀瓣一般采用F4、F46、聚酰亚胺或铜合金等材料。由于非金属密封材料在高压下工作时泄漏严重,所以试验系统中广泛应用了金属密封结构。本文以阀瓣为铜合金球形结构,阀座为不锈钢锥形结构的气动截止阀为例,介绍气动截止阀气缸力计算方法。 气动控制装置的气缸为定型产品，依作用方式可分单作用和双作用两种。单作用产品带复位圆柱弹簧，具有失气自动复位功能，即失气时气缸活塞（或膜片）在弹簧作用下，驱动气缸推杆回复到气缸初始位置（行程的原始位置）。双作用气缸无复位弹簧，推杆进退须依靠变换气缸气源的进出口位置。气源从活塞上腔进时，推杆向下运动。气源从活塞下腔进时，推杆向上运动。由于不带复位弹簧，双作用气缸对比同径单作用气缸具有更大的推力，但不具备自动复位功能。显然不同的进气位置使推杆有不同的方向运动。当进气位置在推杆的背腔时，进气使推杆前进，这种方式称为正作用气缸。反之进气位置在推杆同侧时，进气使推杆后退，这种方式称反作用气缸。气动截止阀因为一般需要失气保护功能，通常选用单作用气缸。 
一、气动控制截止阀气缸力计算气动截止阀的密封原理分析
在气动截止阀中为保证流体的密封性,必须在密封表面间有一个相互作用的力(图1),即在密封表面上产生一定的比压,引起密封面微观不平度的变形,如果变形是在材料的弹性极限范围内,并造成不大的残余变形,那么接触面上的比压大于必须比压时,即可以保证其密封性。而在球面密封中,球面与锥面在气缸力作用下,根据接触表面的粘着理论,在简单载荷作用下真实接触点上的接触应力足以产生塑性变形,形成小的平面接触直到接触面承受全部载荷为止。由于铜合金球面的屈服强度比不锈钢阀座的屈服强度低,易于发生塑性变形。所以球面密封的形成过程就是球面和锥面之间相互接触发生弹塑性变形的过程,变形材料的塑性流动使接触面上的微观空隙逐渐填满,达到密封效果。
二、气动截止阀的气缸设计
在气源压力一定时气动截止阀的气缸力主要与气缸内径有关,气缸内径主要与阀杆的受力有关。气动截止阀阀杆轴向受力有介质静压力QMJ、密封力QMF、摩擦力QT和阀杆自重G等。对阀杆进行初期受力分析时,可以忽略摩擦力和自重的影响,待气缸内径确定后再复验气缸力是否能够克服摩擦力。介质静压力在截止阀口径、压力和密封结构确定的条件下为已知力,密封力需要计算。在已有资料中,球面密封的线接触比压ql只有在工作压力P≤2.5MPa的情况下才有准确的数据可以借鉴,高于该压力的情况目前没有可以参考的数据。
上海申弘阀门有限公司主营阀门有：截止阀,电动截止阀从分析可知，当阀门保护方式为失气打开时，必须选择单作用的正作用气缸。当阀门的保护方式为失气关闭时，必须选择单作用的反作用气缸。单作用的正作用气缸在阀门关闭时必须维持持久的稳定气源压力，对气源的稳定性和持久性要求较高常闭阀尽可能地避免选择这种设计，此结构适用于常开阀。单作用的反作用气缸适用于常闭阀，但对于弹簧的要求较高，应具有稳定持久的弹力。
(1) 弹性闸板和阀座密封可靠，零渗漏。且弹性阀座流阻小，水头损失少。 (2) 气动- 手动转换机构装在气缸盖的上部，在闸阀开启和关闭过程的任何位置上，都可十分方便地转动操作手柄，直接地进行由气动至手动或由手动至气动的操作方式转换。转换操作手柄采用定位销式自锁设计，定位可靠。电磁阀及其控制电路或供风系统发生故障时，不需其他辅助工具，即可迅速转换成手动操作状态，保证线路正常运行，避免事故发生。在新建工程的自控系统未完成之前，本系列闸阀可以作为手动闸阀使用，操作时灵活轻快。 (3) 关阀时间可调，通过调整安装在隔板上的缓冲机构，还可以在一定范围内调整闸阀关闭的时间。 (4) 可以配用电的或气的回讯器，用以发送阀门开关状态信息( 其中防爆行程开关有国产和进口两种) 。因此，使用本阀可以实现远距离控制、集中控制和自动控制。 (5) 的气缸选用无缝钢管制造，内表面镀铬，并经抛光处理，具有摩擦力小、不易锈蚀、高硬度和寿命长等优点。 (6) 气缸中的密封圈采用耐油橡胶O 形圈，密封性能可靠，维修时更换方便。 
气缸推力计算 除了作用方式的选择，计算所选气缸推力是计的重要工作，以常见的常闭式气动截止阀（图2）为例分析。因压力较高，为尽可能选择较小的气缸，采用了上进流（倒流）的阀门设计方式。为提高密封比压，采用了锥形密封面。 1．气动截止阀气缸的传统设计方法
由于球体与平面接触时,在接触应力的作用下发生弹塑性变形,球体上会出现一个小的锥形带状密封面。假定密封宽度为b,可以确定必须密封比压qMF和气缸直径。根据确定的气缸直径验算密封面的实际比压q是否大于必须密封比压qMF且小于许用比压〔q〕,气缸力是否能够克服阀杆摩擦力,如果不能满足要求,重新假定b值直到满足要求为止。举例,工作压力P=10MPa,截止阀公称直径D=65mm,密封面直径DP=71.48mm,锥半角α=15°,气缸操纵气压力Pg=5MPa,球体材料为H62(屈服强度σsT=160MPa,许用比压〔q）=80MPa),阀体材料为0Cr18Ni9(屈服强度σsG=205MPa),法兰式截止阀气缸内径<115mm,介质从阀瓣下方流入。假定密封面宽度b=3mm,计算qMF、QMJ和QMF。 
气动截止阀传统气缸的气缸力设计方法
式中：qMF———密封面上的必需比压,MPa
C———与密封面材料有关的系数(C=3)
K———介质压力对比压值的影响系数(K=1)
P———工作压力(P=10),MPa
b———密封面宽度(b=0.3),cm
QMJ———介质静压力,N
Dp———密封面中径(Dp=71.48),mm
QMF———密封面上密封力,N
α———锥半角,(°)
fm———密封面摩擦系数(fm=0.2)
将数值带入式得到qMF=23.7MPa,QMJ=40109N,QMF=7213N。在忽略摩擦力的情况下得到阀杆轴向力QMZ=QMJ+QMF=47322N。阀杆轴向力即为气缸力F。
F=0.785D2P(4)
式中：F———气缸力,N
D———气缸内径,mm
Pg———气缸操纵气压力(Pg=5),MPa
将数值代入式(4),得D=109mm。取D=115mm。依该直径对密封面比压进行校核,取摩擦力QT=3000N。
气动截止阀密封比计算方法示意图
由计算结果知道,假定密封面宽度b=3mm时,满足qMF<q<[q]的要求。实际测量2台已经使用的手动截止阀,其密封面宽度分别为2.4mm与2.6mm,与计算结果接近,证明该计算方法具有一定的科学性。
2．气动截止阀的弹塑性分析
由于传统设计方法在设计之初对于假定密封面没有依据,只能是随意假定后经过试差取得满意的结果,这样计算试差的次数比较多也比较繁琐。为了实现设计过程的简化和使得密封面的假定更有理论依据少走弯路,笔者进行了研究并通过大量的数学计算,在传统设计方法的基础上进行了假设。既然普遍认为在球形密封结构中的球体在接触应力的作用下发生了弹塑性变形,也正是球体的弹塑性变形实现密封性能。那么截止阀空载时在气缸力的作用下(即管道没有介质,截止阀为常闭状态时),密封面上的应力就不应该大于材料的屈服极限,如果大于屈服极限,塑性变形势必会继续加大,直到密封面的应力等于或小于屈服极限。以此理论为依据对截止阀受力进行分析。首先是根据介质静压力QMJ估算气缸直径并圆整,再根据气缸直径计算密封面宽度b,根据密封面宽度b计算必须比压qMF,确定实际比压q。如果实际比压q不能满足qMF<q<〔q〕的要求,则对气缸重新假设,重复以上计算过程直到满足要求为止。举例,由传统计算方法知介质静压力QMJ=40109N,F=QMJ,计算气缸内径D=101mm,取D=115mm进行试算(试差过程省略)。
气动截止阀弹塑性分析法示意图
计算结果满足qMF<q<[q]的要求,密封面宽度3.19mm与实际测量值2.4mm和2.6mm的误差分别为25%和18.5%。笔者认为造成该结果的原因应该主要是材料标准中规定H62的屈服强度为zui低要求,而实际材料均高于该值要求。以工作压力P=20MPa,密封面直径DP=73.36mm,锥半角α=30°,气缸内径<=180mm,其他条件相同的气动气动截止阀为例进行计算(计算过程先忽略所有摩擦力)。介质静压力QMJ=84492N,F=QMJ,计算气缸内径D=147mm,取D=180mm,QT=6000N,试差过程省略。则F=127170N,b=5.16mm,qMF=32.0MPa,q=45.8MPa,计算结果满足qMF<q<[q]的要求。
在传统设计方法和弹塑性分析方法中均没有考虑气缸效率,所以相应对截止阀加工精度要求较高,并且在气缸与活塞之间涂抹了润滑油,实际摩擦力很小。现在在设计该类截止阀时均引入了气缸效率η,这样使得截止阀气缸内径增大,设计完成以后需要校核不考虑气缸效率时在工作状态密封面的实际比压,使之小于材料的许用比压。
三、编后语
设计过程中传统设计法直接假定密封面宽度进行气缸设计,而弹塑性分析法以粘着理论为依据认为球体发生了弹塑性变形,也正是球体的弹塑性变形实现了密封性能,所以弹塑性分析法是实际计算密封面宽度。与本文相关的论文：电动调节阀执行器的开关量控制
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