通過有限元分析方法，考慮各部件間的相互影響，建立閘閥系統(tǒng)級(jí)的三維非線性有限元模型。計(jì)算鈦合金閥體、座圈與閘板在外載荷作用下的應(yīng)力值和變形量，分析各部件的力學(xué)性能、密封性能以及扭矩的合理性，為進(jìn)一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作提供有效的參考依據(jù)。

一、前言

　　閥門的強(qiáng)度、剛度以及密封性能是閥門最重要的技術(shù)性能指標(biāo)。在設(shè)計(jì)時(shí)要求必須具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以保證長(zhǎng)期使用而不發(fā)生破裂或產(chǎn)生變形;要求閥門各密封部位有合理的密封比壓，以保證密封部件不損傷而又能有良好的緊密度，以阻止介質(zhì)泄漏。而基于經(jīng)典力學(xué)理論的常規(guī)設(shè)計(jì)計(jì)算方法由于其固有的局限性，對(duì)于復(fù)雜幾何結(jié)構(gòu)、多載荷作用下的計(jì)算是無能為力的，即使對(duì)于受簡(jiǎn)單邊界條件的結(jié)構(gòu)，也會(huì)因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)較復(fù)雜使得計(jì)算不準(zhǔn)確，甚至與實(shí)際相差甚遠(yuǎn)。因此，基于有限法的數(shù)值模擬成為解決這些復(fù)雜問題的利器，很多學(xué)者及技術(shù)人員，對(duì)閥門單個(gè)零部件進(jìn)行了有限元計(jì)算和結(jié)構(gòu)分析。

　　本文以閘閥為對(duì)象，考慮部件之間的接觸作用，建立起閥體、座圈與閘板一體化的三維非線性有限元模型，同時(shí)獲得閥體、座圈與閘板各部件的應(yīng)力與變形計(jì)算結(jié)果，以及能綜合評(píng)價(jià)密封性能的座圈接觸應(yīng)力、座圈與閘板的間隙值等重要數(shù)據(jù)，據(jù)此分析各部件結(jié)構(gòu)的合理性并提出結(jié)構(gòu)優(yōu)化思路。

二、閘閥結(jié)構(gòu)計(jì)算分析

1.閘閥結(jié)構(gòu)

　　由于本分析主要考察閥體、座圈與閘板等零部件的力學(xué)性能和密封性能，因此在三維建模時(shí)，忽略其他不考慮且對(duì)分析結(jié)果影響甚微的部件，通過三維建模軟件SolidWorks建立如圖1所示的三維幾何模型。

圖1 閘閥三維幾何模型

　　閥體使用純鈦材料，其泊松比0.35，彈性模量為1.08×105MPa，約為鋼的1/2，剛性差，易變形，屈服強(qiáng)度僅275MPa。閥門的關(guān)閉通過座圈與閘板之間緊緊擠壓在一起，接觸面形成大小適宜的壓應(yīng)力，以阻止介質(zhì)的泄漏。

2.有限元計(jì)算模型

　　由于幾何及載荷的對(duì)稱性，取1/4模型進(jìn)行有限元建模。利用強(qiáng)大的前處理軟件HyperMesh建立三維有限元模型，模型采用SOLID95實(shí)體單元和TARGE170、CONTA174接觸單元，為了提高計(jì)算精度，手工控制進(jìn)行全六面體網(wǎng)格劃分，共82456個(gè)單元，176324個(gè)節(jié)點(diǎn)。模型各部件之間的聯(lián)系通過MPC約束，建立接觸對(duì)的方法進(jìn)行處理。建立的有限元模型及兩個(gè)接觸對(duì)單元如圖2、圖3所示。

圖2 有限元模型

圖3 接觸對(duì)單元

　　建模時(shí)，閥體與座圈、座圈和閘板之間建立面-面接觸模擬部件之間的相互作用。由于座圈與閥體是通過焊接連接，之間無相對(duì)滑動(dòng)和穿透，為了減小系統(tǒng)方程求解的波前大小，采用MPC多點(diǎn)約束算法進(jìn)行線性求解。而座圈和閘板之間存在有摩擦的滑動(dòng)，接觸狀態(tài)是急劇變化的，屬于狀態(tài)非線性問題，根據(jù)實(shí)際情況及結(jié)果精度需要，采用增廣拉格朗日算法非線性求解接觸面的接觸狀態(tài)、接觸應(yīng)力和接觸間隙。

　　本分析僅計(jì)算關(guān)閉工況，在進(jìn)出口法蘭端面進(jìn)行全約束，中法蘭端面進(jìn)行Z軸向約束，同時(shí)施加對(duì)稱約束，在閥體、座圈和閘板受壓表面施加2MPa的均布?jí)毫Γ�閘板推力2280N(1/4倍總推力)通過處理為面力作用在閘板上。

3.求解

　　有限元計(jì)算模型利用ANSYS牛頓—拉普森方法求解，為了增強(qiáng)求解的收斂性和提高計(jì)算精度，對(duì)自適應(yīng)下降，線性搜索，自動(dòng)載荷步進(jìn)行必要的設(shè)置，同時(shí)，為了防止座圈與閘板接觸分離，采取弧長(zhǎng)方法迭代來幫助穩(wěn)定求解。

4.計(jì)算結(jié)果與分析

　　計(jì)算在內(nèi)壓、閘板推力作用下的閥體變形量、應(yīng)力強(qiáng)度，座圈的接觸應(yīng)力(比壓)及應(yīng)力強(qiáng)度、軸向變形量，閘板的應(yīng)力、軸向變形及垂向移動(dòng)量，座圈與閘板的間隙量等重要場(chǎng)量。從而考察各部件的強(qiáng)度與剛度性能、密封性能以及扭矩是否合理。

　　圖4、圖5分別為閥體的應(yīng)力強(qiáng)度和變形云圖，在內(nèi)壓及閘板推力作用下，閥體的變形主要是Y向(流道方向)的變形，這里主要考量座圈位置處的變形量(如圖5中方框指示區(qū)域)，最大變形達(dá)0.0148mm，如圖中所標(biāo)示數(shù)值，這個(gè)數(shù)值僅是對(duì)1/4閥體而言，對(duì)整個(gè)閥體而言，座圈位置處Y向(即流道方向)的變形量為0.0148mm的兩倍，即0.0296mm，在可接受的范圍內(nèi)，但偏大。閥體的圓角過渡區(qū)域由于變形擠壓而引起以壓縮應(yīng)力為主的合成應(yīng)力，最大應(yīng)力強(qiáng)度值為52.4MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度值275MPa，而且對(duì)大部分區(qū)域來說，無論是總應(yīng)力強(qiáng)度還是薄膜應(yīng)力強(qiáng)度大大小于52.4MPa，因此有足夠的安全余量，且有很大的結(jié)構(gòu)優(yōu)化減重空間。

圖4 閥體應(yīng)力強(qiáng)度

圖5 閥體變形量