基于ANSYS對液壓-卡扎里密封頂緊器碟簧組設計及有限元分析

時 黛， 林國慶

(吉林化工學院 機電工程學院， 吉林 吉林 132022)

引言

自動底蓋機是焦化裝置的關鍵設備，通常操作條件苛刻、內部溫度高(操作溫度可達500 ℃以上)，并且自動底蓋機開閉頻繁，導致底蓋機密封墊密封力不足發生泄漏事故。為保證密封墊有足夠的密封力，通常使用一種“液壓-卡扎里密封頂緊器”的預緊螺栓裝置來實現卡扎里密封，簡稱液壓頂緊器[1]，而液壓頂緊器的密封力由碟形彈簧(碟簧)組提供。關于碟簧組特性的研究較多，王朝暉等[2]借助有限元手段對某發動機用碟形彈簧進行了彈性和彈塑性仿真計算，研究了摩擦系數對碟簧組合特性的影響；邢佶慧等[3]利用 ANSYS軟件對不同數量的組合碟形彈簧進行靜、動力加載性能試驗，計算碟形彈簧錐面間摩擦系數等效值；李文華等[4]根據碟簧液壓機構的組成及工作原理，對碟簧液壓機構在工程應用中的常見故障原因進行了分析；郭松等[5]分析了碟形彈簧特性曲線的主要影響因素，提出了碟形彈簧優化改進措施。而對于工作在高溫且操作條件苛刻情況下的焦化裝置自動底蓋機的碟簧組特性研究較少，特別是碟簧組在承受較大的工作負荷(密封力)作用時，其應力和變形受到很大影響，若應力和變形過大，導致密封力不足，嚴重威脅設備的安全運行[6]。為此，在相同應用條件及密封力作用下，有必要對自動底蓋機中的碟簧組進行設計與研究，尋求符合底蓋機實際的組合方式，為碟簧組的選擇提供一種參考方法。

1 碟簧組設計

液壓頂緊器的結構是由單個伸縮液壓缸和碟簧組組成，如圖1所示。碟簧組置于碟簧套筒內，碟簧套筒與液壓缸體通過螺紋連接[7]，用鎖緊螺母防松。在液壓缸活塞桿上有螺母，可預緊碟簧組。當在密封狀態時，液壓系統卸壓，碟簧組伸長，碟簧力通過螺母、活塞桿桿頂面壓緊壓環，壓環壓緊密封墊[8]，使焦炭塔底蓋機實現密封。如果要卸載密封力，則在液壓缸中高壓油的作用下克服碟簧力即可。

1.筒體端部 2.壓環 3.平蓋 4.碟簧組 5.碟簧套筒 6.密封函 7.液壓缸體 8.活塞 9.缸蓋 10.鎖緊螺母 11.密封墊圖1 液壓頂緊器結構示意圖

因為碟簧結構是軸對稱的，所以可以看成淺錐狀截面回轉體，單片碟簧的形狀及其結構示意圖如圖2所示，由于使用要求和結構的特點，碟簧以承受軸向的載荷P為主，并且載荷分別作用于碟片內側的圓周及碟片外側的圓周上。通常，碟簧的內徑d、外徑D、厚度t和碟簧壓平時的變形量h0等都有嚴格的尺寸要求，需要根據GB/T 1972—2005進行選擇與計算[9]。

圖2 單片碟簧結構示意圖

1.1 密封力

焦炭塔底蓋機共有32個液壓頂緊器。由于設計碟簧時要考慮到施加在頂緊器上的密封力，為了增加碟簧的承載、變形能力及加工方便，本研究選擇三角形截面的密封墊設計[10]。相關參數如表1所示。

表1 密封墊參數

液壓頂緊器提供軸向的密封力Fa，取下式中的較大者：

(1)

將已知數據代入式(1)，得：Fa1=3583.64 kN，Fa2=2839.08 kN，Fa1為螺母在活塞桿預緊時軸向密封力，Fa2為操作狀態時軸向密封力。取兩者中較大者作為液壓頂緊器提供的密封力F，即：

F=max{Fa1,Fa2}=Fa1=3583.64 kN

在后續研究中，取密封力近似為3600 kN ，假設密封力平均作用在32個液壓頂緊器上，所以每個液壓頂緊器中的碟簧組的密封力F1為：

F1=3600/32=112.5 kN

1.2 碟簧組型式

由于液壓頂緊器頂緊力和工作行程的大小受安裝空間的影響，要求其自由高度小于170 mm，同時為滿足承載能力和變形量在3.6～7.1 mm 之間等設計條件，獲得良好的組合方式。根據GB/T 1972—2005規定組合碟簧有疊合組合、對合組合和復合組合3種型式，疊合可以提高承載能力，對合可以增加變形，復合組合則承載能力和變形都可以提高。

依據GB/T 1972—2005對碟簧組合形式進行優化設計，碟簧尺寸規格為[11]：內徑d=36 mm，外徑D=71 mm；碟形彈簧材料選用60Si2MnA，許用應力[σ]=1400 MPa，彈性模量E=2.06×105MPa，泊松比μ=0.3。已知標準中各系列碟簧參數如表2所示。

表2 各系列碟簧參數

研究的主要目的是確定相應系列的碟簧并求出碟簧最合理的組合方式，即確定復合組合中并聯碟簧的片數n及串聯碟簧組數i的數目。

在實際應用中，相鄰的碟片之間必然存在摩擦，由于摩擦力的阻尼作用，外力的傳遞對各片也將依次遞減，因此必須對碟簧的載荷進行計算，在忽略摩擦力時的碟簧載荷Pf可按式(2)計算：

(2)

式中,K1為與碟簧外徑和內徑有關的計算系數，經過計算K1=0.69；K4為與碟簧支撐面有關的系數，此處假設碟簧無支承面，系數K4=1。

在考慮摩擦力時，對于組合碟簧，疊合碟簧中各個碟簧錐面間的接觸面很大，而對合之間的接觸相對就很小，因此可以只考慮疊合碟簧錐面間的摩擦影響。對碟簧負荷予以修正，僅考慮疊合表面的摩擦，取碟簧錐面間的摩擦系數A系列fM=0.015，B系列fM=0.01，C系列fM=0.008，每個液壓頂緊器中的碟簧組密封力為F1=112.5 kN，修正的碟簧載荷Pz可按(3)式計算：

(3)

加載時取負號，卸載時取正號。

碟簧組自由高度按式(4)計算：

HZ=i[H0+(n-1)t]

(4)

根據碟簧密封結構要求碟簧組變形量在3.6～7.1 mm 之間，按照GB/T 1972—2005中碟簧特性曲線計算可得在密封力為112.5 kN時，確定A系列、B系列以及C系列復合組合碟簧方案，見表3所示。

由表3可知，B系列、C系列碟簧結構的碟簧組自由高度、變形量在上述方案中不符合使用要求，且受安裝位置所限碟簧組的片數不宜過多[12]，故綜合考慮各方面條件及要求，選擇A系列碟簧作為該碟簧組的碟簧類型。碟簧型式確定后進行應力分析尋求A系列中最佳的碟簧組合型式。

表3 碟簧復合組合型式方案

2 有限元數值模擬

2.1 建立有限元模型

首先按照A系列的碟簧尺寸(如表2)進行建模，內徑d=36 mm，外徑D=71 mm，單元類型使用三維實體單元20 node solid186，接觸面通過Contanct 175單元和Target170單元實現，通過設置面-面接觸直接對控制點施加載荷，并設置其摩擦系數為0.015；之后劃分網格，由于本模型形狀較規則，所以使用映射(Mapped) 網格劃分方式，以n=6，i=5時的碟簧組為例，其劃分網格后共有8379個單元，27222個節點。有限元模型如圖3所示。

圖3 碟簧組有限元模型

在進行應力分析時，為了模擬碟簧在真實情況下的工作狀態，把液壓頂緊器中的頂桿補充上，如圖4所示，對模型施加約束與載荷，限制碟簧底部支承(圖2中III位置)處的豎直方向的位移[13]，即Uy=0，對頂緊器的頂桿施加全約束，在頂桿上施加密封力F1=112.5 kN，碟簧組的載荷及約束設置與其相同，之后對單片碟簧和碟簧組進行應力分析。

圖4 碟簧組施加載荷及約束模型

2.2 應力分析結果

1) 單片碟簧應力分析結果

利用ANSYS后處理功能，求解得到單片碟簧在承受密封力作用下的應力強度及位移分布圖，如圖5所示。

圖5 單片碟簧應力

由圖5可以看出，碟簧在承受載荷時，單片碟簧最大應力均發生在內孔上邊緣處，即受力點周圍(圖2位置Ⅰ處)應力水平最高，最大應力值為637.73 MPa，碟簧中間層部分應力較小，4個位置處應力大小關系為σⅠ>σⅢ>σⅡ>σⅣ；在軸向載荷的作用下，最大位移發生在碟簧的外邊緣，最大值為0.179134 mm，碟簧變形有一定的變化趨勢，碟簧的內側圓周沿著軸向方向收縮，碟簧的外側圓周沿著徑向向外擴張，碟簧的圓錐角變小，高度降低，于是碟簧發生軸向位移。

2) 碟簧組應力分析結果

分別對前述內容符合密封力的要求的A型復合碟簧組進行應力分析，其約束與載荷施加等均與單片碟簧分析時一致，得到并聯碟簧數n=6時，串聯組數i=4， 5， 6以及并聯碟簧數n=7時，串聯組數i=5, 6時的應力和位移分布圖，如圖6所示。

圖6 并聯碟簧數n=6和n=7與不同串聯組數時碟簧應力分布圖

從圖6中可以看出無論并聯碟簧數n=6還是n=7，其最大應力發生的位置均為碟簧上表面內孔邊緣處，應力與位移計算結果匯總如表4所示。

表4 不同碟簧組應力應變計算結果

由于力的可傳性，串聯碟簧每組中單片碟簧的應力從上至下逐漸降低。碟簧組變形有一定的變化趨勢，最大位移均位于對合組合碟簧接觸錐面位置處的外邊緣，碟簧的內側圓周沿著軸向方向收縮，碟簧的外側圓周沿著徑向向外擴張。隨著并聯碟簧數n及串聯碟簧組數i的增加，其最大應力及位移隨之增大，特別是當碟簧并聯數n=7時，其最大應力已超過了材料的許用應力1400 MPa。所以，當并聯碟簧數n=6時滿足使用條件。

3 應力線性化強度校核分析

將碟簧簡化成具有初始曲率大撓度板的彎曲問題，需綜合考慮薄膜內力、彎曲內力和中面變形對碟簧的共同效應。為了判斷碟簧組合設計是否合理，在獲得碟簧組合的最大應力及發生位置后，需要對碟簧進行強度校核分析，把每一類的應力分別進行疊加而算出應力的分量，進而算得應力的強度，不一樣的應力強度其使用目的是不一樣的；為了避免由于塑性變形導致的增量的破壞，使用一、二次應力強度疊加；為了避免由周期載荷導致的疲勞失效而使用峰值應力強度。

由JB 4732-1995對所建模型進行分析評定[14]，在模型的關鍵部位定義路徑[15]，碟簧的最大應力位置大體相當，均是在碟簧的I位置處，故沿著碟簧軸向定義應力分析路徑a-a，如圖7所示，然后利用ANSYS后處理功能調取定義節點應力。校核應力強度時，Sm=1400 MPa (碟形彈簧的設計應力強度)[16]，最終碟簧應力強度校核結果如表5所示。

圖7 線性化應力分析路徑圖

從表5中可以看出，不同串聯組數的碟簧組合方式的一次總體薄膜應力強度SI、一次局部薄膜應力強度SII、一次加二次應力強度SIV均滿足各自的強度要求。碟簧并聯可以提高承載能力，串聯可以增加變形，為了保證碟簧在密封力作用下有足夠的承載能力，經過以上應力分析以及應力線性化強度校核計算，綜合考慮碟簧的應力、變形量、自由高度以及使用空間等條件，最終確定當n=6，i=5時是上述復合碟簧組合方式中最佳的組合方式。

表5 復合碟簧組應力評定結果 MPa

4 結論

(1) 考慮碟簧自由高度、變形量及使用空間的限制，最終確定A系列碟簧符合使用要求；

(2) 在軸向載荷的作用下，不同數量碟簧并聯和串聯的碟簧組其應力、位移分布規律基本一致，最大應力均位于碟簧組的最上端，且應力和位移與碟簧片數和組數成正比關系；碟簧組最大位移均位于對合組合碟簧接觸錐面位置處的外邊緣，且每一組中的疊合組合碟簧的位移上層均大于下層；

(3) 經過線性化應力強度校核，并聯碟簧數n=6且串聯碟簧組數i為4, 5, 6時的復合碟簧組均滿足強度要求，而并聯碟簧數n=7時的復合碟簧組不滿足強度要求；

(4) 綜合考慮碟簧的性能及使用要求，當并聯碟簧數n=6，串聯碟簧組數i=5時是上述復合碟簧組合方式中最佳的，可以為液壓頂緊器提供足夠的密封力。