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小型高壓球閥扭矩的影響因素分析及其控制措施

來源：塑膠五金網發(fā)布時間：2015-01-06 15:09:06點擊率：

　　球閥按結構分為兩類：浮動式和固定式。浮動式球閥因具有結構簡單、密封可靠、動作平穩(wěn)等特點而得到廣泛使用。高壓浮動式球閥的結構見圖1。

　　圖1 高壓浮動式球閥的結構

　　浮動球閥的性能主要取決于密封性及動作靈活性，裝配質量直接影響球閥的性能。浮動球閥的球體處于浮動狀態(tài)，在介質作用下，球體產生一定位移而緊壓在出口腔閥座上，保證密封可靠。球閥的動作靈活性取決于其啟閉扭矩，文中以DN6的高壓浮動式球閥為例，在受力分析的基礎上進行扭矩計算，分析影響啟閉扭矩的因素，以得出合理的設計扭矩并在裝配中采取控制措施。

　　若裝配后扭矩過大，可能使閥座的碟形彈簧壓縮變形量達到上限，甚至被壓平，處于過壓狀態(tài)。此時，密封圈將受到較大的作用力，導致扭矩大幅度增加、動作靈活性變差，球體與密封圈磨損嚴重甚至損壞密封圈等情況。若裝配后扭矩過小，則碟形彈簧壓縮變形量不足，甚至處于自由狀態(tài)。此時，密封圈受到的作用力很小，甚至根本不受力，球閥扭矩很小。在介質作用下，球體向出口腔閥座的位移大，處于較大的偏心位置，將直接影響球閥的動作性能。

　　零件的制造誤差亦會影響球閥的裝配扭矩，裝配時的綜合誤差將導致扭矩過大或過小的情況。

　　1 扭矩分析

　　分析可見，浮動式球閥的總扭矩由球體與閥座的摩擦力矩、填料與閥桿的摩擦力矩、閥桿臺肩與止推墊的摩擦力矩三部分組成。

　　球閥使用過程可處于承壓和無壓狀態(tài)。承壓狀態(tài)的扭矩稱為工作扭矩，無壓狀態(tài)的扭矩稱為裝配扭矩。

　　1.1 工作扭矩

　　球閥處于關閉狀態(tài)時的受力情況如圖2所示。

　　圖2 關閉狀態(tài)球閥的受力情況

　　圖中：DMW為圖中閥座密封面外徑;DMN為閥座密封面內徑;R為球體半徑;dF為閥桿直徑;DT為臺肩外徑;h為單圈填料與閥桿接觸高度;φ為密封面法向與流道中心線夾角;Z為填料圈數;p為介質壓力。

　　以某小型高壓球閥為例進行扭矩計算，相關參數為：

　　球閥關閉時，在壓差作用下，介質所產生的載荷全部由出口閥座承受?？偱ぞ赜上率接嬎悖?/p>

　　MF=MQZ+MFT+MMJ

　　式中：MF為球閥的總扭矩，N•mm;

　　MQZ為球體與閥座的摩擦力矩，N•mm;

　　MFT為填料與閥桿的摩擦力矩，N•mm;

　　MMJ為閥桿臺肩與止推墊的摩擦力矩，N•mm。

　　1.1.1 球體與閥座的摩擦力矩

　　球體與閥座的總摩擦力矩MQZ可看成兩部分力矩的疊加，即介質壓力導致的摩擦力矩MQZ1和碟形彈簧導致的摩擦力矩MQZ2。

　　(1)介質壓力導致的摩擦力矩

　　式中：Q為球體與閥座間的載荷;

　　fm為球體與閥座的摩擦因數，聚醚醚酮fm=0.18。

　　(2)碟形彈簧導致的摩擦力矩

　　球閥選用的碟形彈簧規(guī)格為B12.5GB/T1975，屬無支撐面碟形彈簧。

　　彈簧外徑D=12.5mm，內徑d=6.2mm，厚度t=0.5mm;彈簧壓平時的變形量ho=0.35mm，示例球閥為2片彈簧疊合結構。

　　現以彈簧壓縮變形量分別為f=ho、f=0.75ho和f=0.5ho3種狀態(tài)進行分析、計算。

　?、賳纹瑥椈墒芰?/p>

　　變形量f=ho=0.35mm時，彈簧被壓平，其載荷FC為：

　　式中：E為彈簧的彈性模量，E=206000MPa;

　　μ為泊松比，μ=0.3。

　　系數K1的計算公式為：

式中：

　　變形量f=0.75ho=0.26mm時，彈簧的載荷F'為：

　　變形量f=0.5ho=0.175mm時，彈簧的載荷F″為：

　?、?片碟彈簧疊合組合后的受力

　　依據①的計算結果，顯然：

　　f=ho=0.35mm時，即壓平時彈簧的載荷FZ=nFC=734N

　　f=0.75ho=0.26mm時，彈簧的載荷FZ'=2×F'=590N

　　f=0.5ho=0.175mm時，彈簧的載荷FZ″=2×F″=435N

　?、凵鲜?種壓縮狀態(tài)下彈簧產生的摩擦力矩

　　變形量f=ho時：

　　單側閥座的摩擦力矩：

　　兩側閥座的總摩擦力矩：

　　MQZ2=2MQF=1806N•mm

　　變形量f=0.75ho時：

　　單個閥座的摩擦力矩：

　　兩側閥座的總摩擦力矩：

　　M'QZ2=2M'QF=1452N•mm

　　變形量f=0.5ho時：

　　單個閥座的摩擦力矩：

　　兩側閥座的總摩擦力矩：

　　M″QZ2=2M″QF=1070N•mm

　　1.1.2 填料與閥桿的摩擦力矩

　　MFT=0.6πfmZhdF2p=1140N•mm

　　式中：fm為閥桿與填料的摩擦因數，聚四氟乙烯成型填料fm=0.05;

　　Z為填料片數，Z=4;

　　h為單片填料高度，h=2mm;

　　dF為閥桿直徑，dF=6mm。

　　1.1.3 閥桿臺肩與止推墊的摩擦力矩

　　式中：fm為摩擦因數，對聚醚醚酮fm=0.18;

　　DT為閥桿臺肩直徑，DT=9mm。

　　依據計算，可知在彈簧處于上述狀態(tài)壓縮狀態(tài)下的工作扭矩為：

　　彈簧變形量f=0.5ho時，球體在介質壓差作用下，向出口端位移為0.5ho=0.18mm，出口端彈簧被壓平。此時，進口端彈簧變形量為0，不產生摩擦力矩。

　　球體與閥座的摩擦力矩MQZ=MQZ1=1848N•mm，則工作總扭矩MF=MQZ+MFT+MMJ=1848+1140+1252=4240N•mm

　　彈簧變形量f=0.75ho時，球體在介質壓差作用下，向出口端位移為0.25ho=0.09mm，出口端彈簧被壓平。此時，進口端彈簧變形量為f=0.5ho。彈簧產生的總摩擦力矩為M″QZ2=2M″QF=1070N•mm。

　　球體與閥座的摩擦力矩：

　　MQZ=MQZ1+M″QZ2=1848+1070=2918N•mm

　　則工作總扭矩：

　　MF=MQZ+MFT+MMJ=2918+1140+1252=5310N•mm

　　彈簧變形量f=ho時，由于兩端彈簧均剛好被壓平，球體在介質壓差作用下不產生位移。球體與閥座的摩擦力矩：

　　MQZ=MQZ1+MQZ2=1848+1806=3654N•mm

　　則工作總扭矩：MF=MQZ+MFT+MMJ=3654+1140+1252=6046N•mm

　　1.2 裝配扭矩

　　球閥裝配時，理論上裝配扭矩應小于工作扭矩，相應的裝配扭矩為：

　　(1)球閥處于無壓狀態(tài)時，p=0。因此，閥桿臺肩與止推墊的摩擦力矩MMJ=0。

　　(2)填料與閥桿的摩擦力矩受填料壓蓋預緊力作用的影響。設定預緊力等于介質的作用力，因此，MFT=1140N•mm。

　　(3)由于裝配時p=0，MQZ1=0。因此，球體與閥座的摩擦力矩只有彈簧導致的摩擦力矩MQZ2。

　　球閥裝配時，若彈簧變形量為f=0.5ho時，總裝配扭矩：MZ=MQZ+MFT+MMJ=2210N•mm

　　若彈簧變形量f=0.75ho時，總裝配扭矩：

　　MZ=MQZ+MFT+MMJ=2592N•mm

　　若彈簧變形量f=ho時，總裝配扭矩：

　　MZ=MQZ+MFT+MMJ=2946N•mm

　　2 綜合分析

　　通過對球閥裝配扭矩與工作扭矩的計算，得出以下結論：

　　(1)彈簧變形量f=0.75ho時的裝配扭矩約為2.6N•m，對應的工作扭矩約為5.3N•m。球體在介質壓差作用下，向出口端位移約為0.09mm。此時，球體中心偏離閥桿中心小于0.1mm，處于比較合理的偏差內，對球閥的動作性能不造成影響。

　　同時彈簧壓縮量75%時，可保證良好的性能，適應長期存放，可延長使用壽命。在使用期間，若球閥長期處于開啟狀態(tài)，兩端彈簧壓縮量仍為75%，可長期保持彈簧性能;若球閥長期處于關閉狀態(tài)，出口端彈簧受介質載荷作用，壓縮量達100%，長期處于壓平狀態(tài)，會導致剛度性能逐漸降低。而進口端彈簧壓縮量約為50%，可長期保持性能。

　　使用狀態(tài)時，出口端彈簧性能雖然有所降低，但綜合來看，長期使用的球閥的球體在進口端彈簧的作用下，低壓狀態(tài)仍能保持良好密封。

　　(2)彈簧變形量f<0.75ho時，球體在介質壓差作用下，中心偏離閥桿中心將大于0.1mm，在一定程度上會影響球閥的動作性能。同時，彈簧的性能降低也將影響球閥的密封性能。

　　(3)彈簧變形量f=ho時，裝配扭矩約為2.9N•m，對應的工作扭矩約為6N•m。此時，彈簧處于壓平狀態(tài)，長期存放會導致性能降低，從而影響球閥性能。

　　分析認為，裝配過程控制彈簧的變形量約為f=0.75ho為 狀態(tài)。即 裝配扭矩約為2.6N•m，對應的 工作扭矩約為5.3N•m。

　　3 控制措施

　　生產實際中，加工誤差導致的零件不一致性會造成球閥裝配扭矩達不到理想的控制值。甚至發(fā)生彈簧未產生壓縮變形或過壓的現象，導致密封圈不受壓縮，達不到需要的密封比壓或者發(fā)生超過材料的許用比壓而損壞的情況。

　　因此，設計中合理地確定運動副、密封副的尺寸公差和形位公差參數，加工過程中有效控制零件的加工誤差，是控制球閥扭矩的重要環(huán)節(jié)。球閥的裝配尺寸如圖3所示。

　　圖3 球閥運動副、密封副的裝配尺寸

　　圖中L0=L/2=24mm，L1=R•cosβ=0.81R=0.405SΦ，SΦ=12.5mm，R=6.25mm，L2=3.5mm，L3=2mm，L4=12.5mm，β=36°，t=0.5+0.02-0.06。

　　單側理論裝配尺寸鏈為：L0=L1+L2+2t+L3+L4

　　裝配后總偏差為：e=L1+L2+2t+L3+L4-L0

　　為了分析設計精度等級選擇和加工誤差對球閥裝配扭矩的影響，對組成零件的結構尺寸按IT6～IT12級公差值計算尺寸鏈的極限偏差和不同精度等級時產生的 大、 小偏差對彈簧壓縮變形量的影響，進而分析其對精度等級對裝配扭矩的影響，以確定合理的結構精度等級。

　　分析認為：零件公差要求為IT6、IT7級時，可滿足一次性裝配即可達到扭矩控制值的要求;IT8級以上不能滿足一次性裝配達到扭矩控制值的要求，會產生彈簧過壓或無變形的極端情況。

　　對于不能滿足一次性裝配達到扭矩控制值要求的球閥，需要進行調整。雖然一般可通過改變尺寸鏈中某個零件的尺寸來達到要求的裝配扭矩。但是，這樣的調整將影響產品的互換性和維修性，作為通用型產品是不可行的。

　　但是，就機械產品而言，加工過程產生的在設計公差范圍內的誤差是允許的。也就是說，零件的不一致性在設計要求范圍內是合理的。那么，對于裝配發(fā)生的綜合性偏差，可采取的措施之一是選擇合適的調整墊片來彌補誤差，如圖4所示。調整墊片為不同厚度的成組件，裝配時視誤差情況選用。

　　圖4 調整墊片在球閥扭矩調整中的應用

　　雖然選擇調整墊片可滿足裝配扭矩的控制要求，但此方法對裝配、維修工人的技術水準要求較高;反復測量、調整導致工作效率較低;維修難度大，不符合規(guī)模化生產的需求。

　　根本的措施在于設計中合理確定結構參數和精度等級;加工過程嚴格實施工藝控制，減少加工誤差，提高零件的符合性、一致性?，F代制造技術的發(fā)展，為實現球閥的精細制造創(chuàng)造了條件，如采用三維技術、仿真技術，進行模擬裝配，分析誤差的影響;采用數控設備加工，保證零件的符合性等。

　　4 結束語

　　通過對高壓小型球閥扭矩影響因素的計算、分析，得出了球閥彈簧變形量為0.75ho時為 設計狀態(tài)的結論，此時的 裝配扭矩約為2.6N•m，對應的 工作扭矩約為5.3N•m。在實際裝配過程中，零件加工偏差引起的裝配扭矩波動情況可通過選擇合適的調整墊片來調整彈簧的變形量，達到控制適宜的裝配扭矩的目的。對于規(guī)?；a，采用新的設計、制造技術，才是解決問題的根本途徑。

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