基于有限元分析的FYH型密封裝置撥叉優化設計方法

劉彥昌，孫旭燦，韓正霖，范俊霞，劉志勇

(1.青島科技大學，山東 青島266061；2.青島科高橡塑機械技術裝備有限公司，山東 青島266042；3.江蘇中宏環保科技有限公司，江蘇 江陰214437)

密封裝置是密煉機重要的組成部分，位于轉子軸頸與密煉室側壁所形成的間隙處，其作用是阻止膠料、粉料及油料等物料從密煉室內向外泄漏。密封裝置的密封性能不僅影響膠料的配方比例，而且與拆卸維修和清理膠料的次數有直接關系。密煉機轉子端面密封裝置具有不同的結構類型，主要分為內壓式密封和外壓式密封。FYH型密封裝置是一種常用的外壓式密封形式，具有端面比壓穩定、比壓快速可調和拆裝維修方便等優點，其密封性能要優于彈簧式密封[1～2]。每個轉子左右兩端軸徑處各有一組FYH密封裝置，實現對環形間隙的密封。圖1為FYH密封裝置的結構簡圖。油缸固定在撥叉頂部的凹槽內，撥叉的球形支撐面處安裝有球形墊片，撥叉通過螺釘與側面壁聯接，撥叉的下部通過銷軸與靜環座聯接，靜環座與靜環固定連接，轉子軸上套裝動環，動環與靜環形成接觸密封。當壓力油進入油缸時，使活塞右移，直至與側面壁相接觸，當液壓繼續升高時，撥叉以中間的球形墊片為支點，將油缸的壓力傳到撥叉的另一端，使靜環緊貼在動環上，從而達到密封目的。

撥叉作為FYH型密封裝置的重要零件，在正常運行時，要保證其規定的強度。同時，撥叉與靜環座相聯接處的變形量要小，防止靜環出現偏磨現象，從而影響密封性能。目前對于撥叉的設計，主要是靠經驗，而采用有限元分析可以對結構進行優化設計，確定較為合理的結構及尺寸，因此有重要的實際意義。

圖1 FYH密封裝置結構簡圖

本文以1.5 L密煉機的FYH密封裝置為例，來進行FYH型密封裝置撥叉的設計及優化。

1 撥叉的有限元分析

1.1 撥叉有限元模型

第一步，利用SolidWorks三維軟件，建立其三維實體模型，將實體模型導入到Workbench分析系統中。由于撥叉的形狀不復雜，實體模型不需要做簡化處理，與撥叉相接觸有力作用的零件以約束和載荷的形式加載到撥叉上。然后對撥叉網格化處理，建立離散模型。網格劃分是力學分析的第一步，網格劃分質量直接影響后期計算結果的精度[3]。根據撥叉的形狀特點，在其支撐部位采用較為密集的網格，單元大小選擇為0.5 mm，其余部位采用相對稀疏的網格，單元大小選擇為1 mm。整個撥叉模型共生成81 447個單元， 141 462個節點，最終得到網格劃分后的撥叉模型，如圖 2所示。

圖2 撥叉網格劃分模型

1.2 材料屬性

撥叉的材料為45鋼，該材料的各種參數如表1所示。

表1 材料力學屬性表

圖3 撥叉約束和載荷

1.3 邊界條件和加載

約束添加的位置及載荷作用的大小直接影響計算結果，根據FYH密封裝置撥叉的工作條件，對其添加約束和載荷。如圖3所示，在撥叉的球形支撐面A處進行約束，由于油缸對撥叉的壓力和靜環座對撥叉的壓力都只是作用在撥叉的局部區域，因此添加載荷時采用局部載荷，壓力分別作用在B、C、D處，虛線區域為壓力作用區域。油缸的中心到球形墊片中心的距離為110 mm，與銷軸相接觸的圓孔的中心到球形墊片的中心距離為70 mm，油缸缸筒的有效直徑為30 mm，工作壓力為5 MPa，求得B處的壓力為6.95 MPa，C、D處的壓力各為11.82 MPa。

1.4 求解及分析

圖4 撥叉有限元分析結果

求解完成后，圖4為撥叉在正常工作時的應力云圖和變形云圖。計算表明，其最大應力值為403.15 MPa，位于撥叉背面與螺釘孔的交界處；其最大形變量為0.88 mm，位于撥叉的頂部，與銷軸相接觸C、D區域的變形約為0.50 mm。由表1可知，45鋼的屈服強度σs=355 MPa，且考慮其力學性能及撥叉的實際運行情況，規定其許用安全系數[η]=1.2，求得撥叉的安全應力值為：

可知撥叉的最大應力值大于其安全應力，該設計不滿足強度要求。一方面，撥叉的最大應力處未做過渡圓角，出現應力集中，可能導致最大應力值大于該材料的安全應力值；另一方面，撥叉寬度或者厚度的設計值可能較小，使得撥叉背面與螺栓孔交界處的應力值超過安全應力，導致強度不滿足要求。

2 撥叉的優化及分析

2.1 撥叉的優化

由上述分析得，影響原設計方案的主要因素是強度不足，因此通過提高撥叉強度，使其滿足設計要求。提高強度的措施包括兩部分，一是在撥叉背面與螺栓孔的交界處做圓角處理，防止應力集中；二是適當增加撥叉的設計尺寸，來提高強度。圖 5（a）、（b）和（c）為增加撥叉的強度而提出的三種優化。

優化方案一：圖 5（a）是在撥叉背面與螺栓孔交界處做2 mm過渡圓角，避免應力集中。

優化方案二：圖 5（b）是將撥叉兩側的平行面改為4°的傾斜面，通過提高撥叉支點處的寬度來增加強度。

優化方案三：圖 5（c）增加撥叉的整體厚度，在原設計值的基礎上增加2 mm，來增加強度。

2.2 三種優化結構的分析

將改進后的三維實體模型導入到Workbench中，設置與原設計相同的求解條件，經計算，得到3種優化結構的分析結果，圖6為3種優化的應力云圖，圖6（a）、（b）和（c）分別對應優化方案一、二和三。從圖中可知，方案一的最大應力值為366.33 MPa，位于撥叉背面與螺栓孔的交界處，與原設計的計算值相比，最大應力值減小9.13%；方案二的最大應力值為379.68 MPa，位于撥叉背面與螺栓孔的交界處，與原設計的計算值相比，最大應力值減小5.82%；方案三的最大應力為298.19 MPa，位于撥叉背面與螺栓孔的交界處，與原設計的計算值相比，最大應力值減小26%。3種優化的最大應力均大于其安全應力，因此3種優化都不可行(由于3種優化方案的強度均不滿足要求，故不再分析其剛度)。

圖5 撥叉優化方案

對比優化前后的計算結果，發現最大應力均位于撥叉背面與螺栓孔交界處。雖然優化后撥叉的強度有所增加，但這3種優化的撥叉最大應力都超過其安全應力，其強度不滿足設計條件。從圖6可知，寬度對強度的影響較小，而增加厚度可以大大降低撥叉的最大應力值，故厚度是影響撥叉強度的主要原因。

由于撥叉的加工成本及空間限制等因素的影響，單純地提高撥叉的厚度是不可行的。所以滿足強度要求的方案為：適當增加撥叉的厚度，并且在撥叉背面與螺栓孔的交界處設置過渡圓角。

2.3 FYH型密封裝置撥叉的二次優化與分析

綜合上述分析結果，對撥叉的結構進行二次優化。優化方案為撥叉整體厚度增加2 mm，并且在撥叉背面與螺栓孔的交界處做半徑為2 mm的圓角，圖7為撥叉的三維實體模型。

將二次優化后的三維模型導入到Workbench中，在相同的約束和載荷條件下，進行分析計算。圖8（a）為二次優化后撥叉的應力云圖，結果顯示撥叉的最大應力為275.56 MPa，與原設計的計算值相比，減小了31.65%，并且沒有超過其安全應力，達到設計要求。圖8（b）為二次優化后撥叉的總變形云圖，撥叉的最大形變量為0.57 mm，位于撥叉的頂部，與銷軸相接觸的C、D區域的形變量約為0.37 mm，C、D區域的形變量與原設計的計算值相比，減小26%，且變形量在其允許范圍之內。

圖6 撥叉的3種優化方案的應力云圖

圖7 撥叉的三維實體模型

3 結論

通過對FYH型密封裝置撥叉受力的分析，建立撥叉的三維模型，然后導入到Workbench中，求解得到撥叉的應力及變形量。由于設計不滿足強度要求，對撥叉結構進行優化。對比不同的優化結果，發現撥叉的最大應力均出現在撥叉背面與螺栓孔的交界處。影響強度的主要因素是撥叉的厚度；撥叉背面與螺栓孔交接處的圓角也是影響強度的重要因素。

圖8 撥叉二次優化后的三維模型分析

[1]韓幫闊，于進，于江，等.密煉機轉子外壓式密封裝置常見故障分析及對策[J].橡塑技術與裝備，2012,38(7):45～48.

[2]金民哲，張普義.淺談密煉機轉子端面液壓式密封裝置的試制[J].橡塑技術與裝備，1988(3):34～37.

[3]凌桂龍. ANSYS Workbench 15.0從入門到精通.清華大學出版社，2014.