時(shí) 黛， 林國慶

(吉林化工學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院， 吉林 吉林 132022)

引言

自動(dòng)底蓋機(jī)是焦化裝置的關(guān)鍵設(shè)備，通常操作條件苛刻、內(nèi)部溫度高(操作溫度可達(dá)500 ℃以上)，并且自動(dòng)底蓋機(jī)開閉頻繁，導(dǎo)致底蓋機(jī)密封墊密封力不足發(fā)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(yù)緊螺栓裝置來實(shí)現(xiàn)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(guān)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(fā)動(dòng)機(jī)用碟形彈簧進(jìn)行了彈性和彈塑性仿真計(jì)算，研究了摩擦系數(shù)對碟簧組合特性的影響；邢佶慧等[3]利用 ANSYS軟件對不同數(shù)量的組合碟形彈簧進(jìn)行靜、動(dòng)力加載性能試驗(yàn)，計(jì)算碟形彈簧錐面間摩擦系數(shù)等效值；李文華等[4]根據(jù)碟簧液壓機(jī)構(gòu)的組成及工作原理，對碟簧液壓機(jī)構(gòu)在工程應(yīng)用中的常見故障原因進(jìn)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(yōu)化改進(jìn)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(dòng)底蓋機(jī)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(fù)荷(密封力)作用時(shí)，其應(yīng)力和變形受到很大影響，若應(yīng)力和變形過大，導(dǎo)致密封力不足，嚴(yán)重威脅設(shè)備的安全運(yùn)行[6]。為此，在相同應(yīng)用條件及密封力作用下，有必要對自動(dòng)底蓋機(jī)中的碟簧組進(jìn)行設(shè)計(jì)與研究，尋求符合底蓋機(jī)實(shí)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(shè)計(jì)

液壓頂緊器的結(jié)構(gòu)是由單個(gè)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(nèi)，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(yù)緊碟簧組。當(dāng)在密封狀態(tài)時(shí)，液壓系統(tǒng)卸壓，碟簧組伸長，碟簧力通過螺母、活塞桿桿頂面壓緊壓環(huán)，壓環(huán)壓緊密封墊[8]，使焦炭塔底蓋機(jī)實(shí)現(xiàn)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(huán) 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(jié)構(gòu)示意圖

因?yàn)榈山Y(jié)構(gòu)是軸對稱的，所以可以看成淺錐狀截面回轉(zhuǎn)體，單片碟簧的形狀及其結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示，由于使用要求和結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，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(nèi)側(cè)的圓周及碟片外側(cè)的圓周上。通常，碟簧的內(nèi)徑d、外徑D、厚度t和碟簧壓平時(shí)的變形量h0等都有嚴(yán)格的尺寸要求，需要根據(jù)GB/T 1972—2005進(jìn)行選擇與計(jì)算[9]。

圖2 單片碟簧結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 密封力

焦炭塔底蓋機(jī)共有32個(gè)液壓頂緊器。由于設(shè)計(jì)碟簧時(shí)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(shè)計(jì)[10]。相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 密封墊參數(shù)

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(shù)據(jù)代入式(1)，得：Fa1=3583.64 kN，F(xiàn)a2=2839.08 kN，F(xiàn)a1為螺母在活塞桿預(yù)緊時(shí)軸向密封力，F(xiàn)a2為操作狀態(tài)時(shí)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(xù)研究中，取密封力近似為3600 kN ，假設(shè)密封力平均作用在32個(gè)液壓頂緊器上，所以每個(gè)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(shí)為滿足承載能力和變形量在3.6～7.1 mm 之間等設(shè)計(jì)條件，獲得良好的組合方式。根據(jù)GB/T 1972—2005規(guī)定組合碟簧有疊合組合、對合組合和復(fù)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(fù)合組合則承載能力和變形都可以提高。

依據(jù)GB/T 1972—2005對碟簧組合形式進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，碟簧尺寸規(guī)格為[11]：內(nèi)徑d=36 mm，外徑D=71 mm；碟形彈簧材料選用60Si2MnA，許用應(yīng)力[σ]=1400 MPa，彈性模量E=2.06×105MPa，泊松比μ=0.3。已知標(biāo)準(zhǔn)中各系列碟簧參數(shù)如表2所示。

表2 各系列碟簧參數(shù)

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

在實(shí)際應(yīng)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(jìn)行計(jì)算，在忽略摩擦力時(shí)的碟簧載荷Pf可按式(2)計(jì)算：

(2)

式中,K1為與碟簧外徑和內(nèi)徑有關(guān)的計(jì)算系數(shù)，經(jīng)過計(jì)算K1=0.69；K4為與碟簧支撐面有關(guān)的系數(shù)，此處假設(shè)碟簧無支承面，系數(shù)K4=1。

在考慮摩擦力時(shí)，對于組合碟簧，疊合碟簧中各個(gè)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(fù)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(shù)A系列fM=0.015，B系列fM=0.01，C系列fM=0.008，每個(gè)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(jì)算：

(3)

加載時(shí)取負(fù)號，卸載時(shí)取正號。

碟簧組自由高度按式(4)計(jì)算：

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

(4)

根據(jù)碟簧密封結(jié)構(gòu)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(jì)算可得在密封力為112.5 kN時(shí)，確定A系列、B系列以及C系列復(fù)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(jié)構(gòu)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(shù)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(jìn)行應(yīng)力分析尋求A系列中最佳的碟簧組合型式。

表3 碟簧復(fù)合組合型式方案

2 有限元數(shù)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(jìn)行建模，內(nèi)徑d=36 mm，外徑D=71 mm，單元類型使用三維實(shí)體單元20 node solid186，接觸面通過Contanct 175單元和Target170單元實(shí)現(xiàn)，通過設(shè)置面-面接觸直接對控制點(diǎn)施加載荷，并設(shè)置其摩擦系數(shù)為0.015；之后劃分網(wǎng)格，由于本模型形狀較規(guī)則，所以使用映射(Mapped) 網(wǎng)格劃分方式，以n=6，i=5時(shí)的碟簧組為例，其劃分網(wǎng)格后共有8379個(gè)單元，27222個(gè)節(jié)點(diǎn)。有限元模型如圖3所示。

圖3 碟簧組有限元模型

在進(jìn)行應(yīng)力分析時(shí)，為了模擬碟簧在真實(shí)情況下的工作狀態(tài)，把液壓頂緊器中的頂桿補(bǔ)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(shè)置與其相同，之后對單片碟簧和碟簧組進(jìn)行應(yīng)力分析。

圖4 碟簧組施加載荷及約束模型

2.2 應(yīng)力分析結(jié)果

1) 單片碟簧應(yīng)力分析結(jié)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(yīng)力強(qiáng)度及位移分布圖，如圖5所示。

圖5 單片碟簧應(yīng)力

由圖5可以看出，碟簧在承受載荷時(shí)，單片碟簧最大應(yīng)力均發(fā)生在內(nèi)孔上邊緣處，即受力點(diǎn)周圍(圖2位置Ⅰ處)應(yīng)力水平最高，最大應(yīng)力值為637.73 MPa，碟簧中間層部分應(yīng)力較小，4個(gè)位置處應(yīng)力大小關(guān)系為σⅠ>σⅢ>σⅡ>σⅣ；在軸向載荷的作用下，最大位移發(fā)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(nèi)側(cè)圓周沿著軸向方向收縮，碟簧的外側(cè)圓周沿著徑向向外擴(kuò)張，碟簧的圓錐角變小，高度降低，于是碟簧發(fā)生軸向位移。

2) 碟簧組應(yīng)力分析結(jié)果

分別對前述內(nèi)容符合密封力的要求的A型復(fù)合碟簧組進(jìn)行應(yīng)力分析，其約束與載荷施加等均與單片碟簧分析時(shí)一致，得到并聯(lián)碟簧數(shù)n=6時(shí)，串聯(lián)組數(shù)i=4， 5， 6以及并聯(lián)碟簧數(shù)n=7時(shí)，串聯(lián)組數(shù)i=5, 6時(shí)的應(yīng)力和位移分布圖，如圖6所示。

圖6 并聯(lián)碟簧數(shù)n=6和n=7與不同串聯(lián)組數(shù)時(shí)碟簧應(yīng)力分布圖

從圖6中可以看出無論并聯(lián)碟簧數(shù)n=6還是n=7，其最大應(yīng)力發(fā)生的位置均為碟簧上表面內(nèi)孔邊緣處，應(yīng)力與位移計(jì)算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

表4 不同碟簧組應(yīng)力應(yīng)變計(jì)算結(jié)果

由于力的可傳性，串聯(lián)碟簧每組中單片碟簧的應(yīng)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(nèi)側(cè)圓周沿著軸向方向收縮，碟簧的外側(cè)圓周沿著徑向向外擴(kuò)張。隨著并聯(lián)碟簧數(shù)n及串聯(lián)碟簧組數(shù)i的增加，其最大應(yīng)力及位移隨之增大，特別是當(dāng)?shù)刹⒙?lián)數(shù)n=7時(shí)，其最大應(yīng)力已超過了材料的許用應(yīng)力1400 MPa。所以，當(dāng)并聯(lián)碟簧數(shù)n=6時(shí)滿足使用條件。

3 應(yīng)力線性化強(qiáng)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(nèi)力、彎曲內(nèi)力和中面變形對碟簧的共同效應(yīng)。為了判斷碟簧組合設(shè)計(jì)是否合理，在獲得碟簧組合的最大應(yīng)力及發(fā)生位置后，需要對碟簧進(jìn)行強(qiáng)度校核分析，把每一類的應(yīng)力分別進(jìn)行疊加而算出應(yīng)力的分量，進(jìn)而算得應(yīng)力的強(qiáng)度，不一樣的應(yīng)力強(qiáng)度其使用目的是不一樣的；為了避免由于塑性變形導(dǎo)致的增量的破壞，使用一、二次應(yīng)力強(qiáng)度疊加；為了避免由周期載荷導(dǎo)致的疲勞失效而使用峰值應(yīng)力強(qiáng)度。

由JB 4732-1995對所建模型進(jìn)行分析評定[14]，在模型的關(guān)鍵部位定義路徑[15]，碟簧的最大應(yīng)力位置大體相當(dāng)，均是在碟簧的I位置處，故沿著碟簧軸向定義應(yīng)力分析路徑a-a，如圖7所示，然后利用ANSYS后處理功能調(diào)取定義節(jié)點(diǎn)應(yīng)力。校核應(yīng)力強(qiáng)度時(shí)，Sm=1400 MPa (碟形彈簧的設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度)[16]，最終碟簧應(yīng)力強(qiáng)度校核結(jié)果如表5所示。

圖7 線性化應(yīng)力分析路徑圖

從表5中可以看出，不同串聯(lián)組數(shù)的碟簧組合方式的一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SI、一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SII、一次加二次應(yīng)力強(qiáng)度SIV均滿足各自的強(qiáng)度要求。碟簧并聯(lián)可以提高承載能力，串聯(lián)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(jīng)過以上應(yīng)力分析以及應(yīng)力線性化強(qiáng)度校核計(jì)算，綜合考慮碟簧的應(yīng)力、變形量、自由高度以及使用空間等條件，最終確定當(dāng)n=6，i=5時(shí)是上述復(fù)合碟簧組合方式中最佳的組合方式。

表5 復(fù)合碟簧組應(yīng)力評定結(jié)果 MPa

4 結(jié)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(shù)量碟簧并聯(lián)和串聯(lián)的碟簧組其應(yīng)力、位移分布規(guī)律基本一致，最大應(yīng)力均位于碟簧組的最上端，且應(yīng)力和位移與碟簧片數(shù)和組數(shù)成正比關(guān)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(jīng)過線性化應(yīng)力強(qiáng)度校核，并聯(lián)碟簧數(shù)n=6且串聯(lián)碟簧組數(shù)i為4, 5, 6時(shí)的復(fù)合碟簧組均滿足強(qiáng)度要求，而并聯(lián)碟簧數(shù)n=7時(shí)的復(fù)合碟簧組不滿足強(qiáng)度要求；

(4) 綜合考慮碟簧的性能及使用要求，當(dāng)并聯(lián)碟簧數(shù)n=6，串聯(lián)碟簧組數(shù)i=5時(shí)是上述復(fù)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。