开云体育 开云平台开云体育 开云平台开云体育 开云平台金属透镜垫密封特性研究30FLUIDMACHINERYVo140,No9,2011文章编号:1005—0329201109—0030—04金属透镜垫密封特性研究哈尔滨工程大学,黑龙江哈尔滨150001摘要:通过ANSYS对卡爪高颈透镜垫连接器进行接触分析,研究透镜垫接触应力,压缩变形,接触宽度和接触载荷之间关系及自紧性结果表明透镜垫接触载荷线性变化,接触应力分布不均匀,接触宽度非线性变化,密封面与轴向夹角增大和自紧性与垫片的结构型式,几何尺寸和材料有关关键词:透镜垫;金属垫片;自紧;高压密封;有限元中图分类号:TB42文献标识码:Adoi:103969jissn1005—0329201109007ResearchonSealingCharacteristicsofMetallicLensRingANShao-jun,WANGLi—quanHarbinEngineeringUniversity,Harbin150001,ChinaAbstracts:ThroughcontactanalysisofclawhublensringconnectorbyusingANSYS,self-energizingandtherelationshipbe—tweencontactstress,compressivedeformation,contactwidthandcontactloadoflensringwerestudiedTheresultsshowedthatcontactloadvariedlinearly,contactstressdistributedunevenly,contactwidthvariednonlinearly,theanglebetweensealingsur-faceandaxisoflensringincreased,andtheprope~yofself-energizingsealingwasrelatedtostructuretype,geometricdimensionandmaterialofgasketKeywords:lensring;metallicgasket;self-energizing;highpressureseal;finiteelement前言高压管道末端通常采用螺栓法兰透镜垫连接,由于需要紧固多个螺栓,在特殊环境如海底就极为不便卡爪高颈透镜垫连接结构紧凑,装拆方便,适于高压及对连接速度有要求的工况透镜垫表面为球面,与高颈锥形密封面配合,对中性好在预紧力作用下,球面与锥面之间相互接触发生弹塑性变形,有效密封宽度增加l2J由于从环线接触变成环带接触,接触面积小,可以获得较高的接触应力除了预紧产生的接触载荷以外,还有介质内压在透镜垫侧面的压力产生的自紧载荷应用ANSYS121的Workbench空间对卡爪高颈透镜垫连接模型进行接触分析,对透镜垫接触载荷,接触应力,压缩变形和接触宽度之间关系收稿日期:2011—01—10基金项目:中国海洋石油总公司课题水下分离器及相关技术研究进行研究,获得接触载荷,接触应力和接触宽度的变化过程及自紧特性计算模型21设计参数材料采用适于海底腐蚀工况的奥氏体不锈钢,ASMESA182F316,腐蚀裕量为零,材料性能如表1所示管径为6in,设计内压为345MPa卡爪高颈透镜垫连接模型如图1所示接管与高颈焊缝性能超过材料性能,不予考虑接管长度取25~R6JR为接管半径,6为接管壁厚,板壳理论研究表明:当离开不连续处超过25硒时,边缘应力的影响可以忽略不计在卡爪锥面4加载预紧压力P,利用卡爪与高颈接触面的楔紧作用实现预紧2011年第40材料参数参数数值弹性模量MPa19510泊松比031最小抗拉强度blPa5l5最小屈服强度MPa205最大许用应力MPal3822有限元模型卡爪高颈透镜垫连接结构轴对称,模型简化为环向的112进行计算边界条件处理如图1所示,在对称边界上加载无摩擦支持约束,右侧接管端面给定z方向位移为零约束,预紧状态卡爪锥面加载预紧压力P,操作状态左侧接管端面施加管道内径介质压力引起的拉应力P:,接管,高颈和透镜垫与介质接触表面施加介质压力P接管高颈透镜垫P卡爪高颈透镜垫连接模型网格划分如图1所示,采用sweep共划分39350个单元,177675个节点模型采用六面体20节点HEX20划分,在保证精度的同时允许使用不规则的形状适用于曲线边界的建模,能有效提高计算速度计算结果及分析令P,=3833,5587MPa侧高颈和卡爪,透镜垫和高颈接触面为研究对象图2,3状态高颈和透镜垫各自接触载荷随时间步连续变化过程,1～l1时间步为预紧状态,11～21时间步为操作状态其中环向载荷为零,可以忽略表2所示为A,B状态高颈及透镜垫预紧和操作载荷39752稻936231l121时间步图2A状态高颈透镜垫载荷变化挺13642112l时间步为了研究不同工况下透镜垫密封特性,分别图3B状态高颈透镜垫载荷变化状态B状态工况径向轴向合力径向轴向合力预紧操作预紧224透镜垫操作79299581879835l31预紧载荷如图4所示,预紧时透镜垫密封面环向单位长度受法向接触压力Y,有向内径方向收缩的趋势,产生垂直于接触压力并指向外径方向的摩擦力,摩擦角P为85,为透镜垫接触直径切线;合力的垂直分量为透镜垫轴32FLUIDMACHINERYVo140,No9,2011向预紧载荷z,水平分量为径向预紧载荷y透镜垫预紧受力分析如图2,3所示,预紧状态透镜垫轴向载荷线性增大,且与高颈轴向载荷重合,说明预紧状态高颈轴向载荷与透镜垫轴向载荷完全相等透镜垫径向载荷随预紧压力和介质压力增大而连续线;可求得A,B状态透镜垫预紧角+P有限元值,如表3所示,误差较小且均大于理论值,这是由于理论上假设透镜垫为刚性,实际透镜垫密封面受压发生偏转,与轴线;透镜垫预紧角有限元值与理论值对比有限元值理论值对象相对误差状态801517852132操作载荷如图5所示,操作状态介质压力升起,透镜垫轴向接触载荷线性减小,密封压紧面有分开趋势,透镜垫有向外扩张趋势,摩擦力方向与预紧时相反高颈轴向载荷与透镜垫轴向载荷差值为介质压力P在透镜垫接触直径G压力日,计算公式为:H:—,ffG2pf1透镜垫操作受力分析有限元计算模型为整体模型的112,操作状态高颈轴向载荷与透镜垫轴向载荷有限元总差值 F,计算公式为: Fc=12F 式中Fm——操作状态高颈轴向载荷,NF——操作状态透镜垫轴向载荷,N 端部总静压力有限元值与理论值对比对象有限元值Pa理论值Pa相对误差% 可见,介质端部总静压力有限元模型计算结果与理论值误差较小且均偏小,这是由于 实际密封接触面积为环带,而理论分析时使用的 是密封接触宽度中心直径 如图3,4 所示,操作状态高颈径向载荷变化很小,视为常数说明所施加的预紧载荷 克服由介质压力引起的负载 33 自紧特性 如图5 所示,透镜垫受介质压力P 作用产生 径向载荷F,通过透镜垫球面与高颈锥面的接触 产生轴向载荷,具有一定的轴向自紧能力,径向载 荷计算公式为: Fyp=,rrGhGP3 式中^——接触直径处垫片厚度,mm 轴向自紧载荷F 计算公式为: Fzp=L-~tan—D4 ASME 规范对垫片操作比压建议为设计压力 的m倍,垫片操作载荷的定义为:Hp=2,rrGbmP5 式中6——垫片有效接触宽度,mm m——垫片系数 垫片轴向操作载荷日陀计算公式为: 由式7可以得出,透镜垫轴向自紧特性值与垫片的结构型式,几何尺寸和材料有关 对透镜垫密封的分类有些观点认为属强制密 封,通过以上分析应属半自紧密封 2011 年第40 期流体机械3334 载荷与变形 垫片的载荷与变形关系反映垫片的压缩及回 弹性能压缩回弹特性部分地反映了垫片表面与 法兰密封面嵌合形成初始密封的能力J压缩 性能指压缩后垫片厚度的变化量,表征垫片刚性 大小,反映了垫片受压时的变形能力回弹性能 反映垫片载荷减少后对密封面分离的补偿能力, 即压力波动时保持密封的能力预紧变形与操作 变形的差值就是操作工况下回弹量,计算公式为: 式中8——垫片预紧载荷下变形,mm6——垫片操作载荷下变形,mm 160O 在相同预紧载荷下施加不同介质压力时,操 作状态透镜垫压缩变形与载荷变化的关系如图6 所示从图可知预紧状态,随着接触载荷线性增 大,压缩变形非线性增加,曲线斜率逐渐减小,这 是由于随着载荷的增加,透镜垫密封面发生塑性 变形,接触宽度非线;操作状态,介 质压力升起,透镜垫接触载荷线性减小,垫片回 弹,压缩变形减少载荷减小到一定程度压缩变 形急剧下降,说明透镜垫密封面应力急剧减少,可 能发生泄漏相同载荷下操作状态压缩变形小于 预紧状态是由于预紧过程中垫片密封面部分塑性 变形,产生硬化现象所致 接触载荷N aP=345MPa 接触载荷N bP=41185MPa 透镜垫载荷与压缩变形曲线MPa 35 接触应力转,与轴线; 预紧及操作状态透镜垫接触应力变化如图7 所示,最大值处为预紧加载结束状态 透镜垫应力变化过程预紧状态接触应力非线性增大,曲线斜率逐 渐减小,这是由于初始接触为环线密封,随着接触 载荷线性增大,发生部分塑性变形,变成环带接触 所致操作状态由于不再发生塑性变形,表现出 弹性变形,随着内压升起,接触载荷线性减小,接 触应力也线; 操作状态透镜垫接触应力分布如图8 所示, 密封接触直径两侧应力分布并不均匀,外径方向 分布大于内径方向,这是由于密封接触面发生偏 透镜垫操作状态应力分布1透镜垫接触载荷随卡爪预紧线性增大, 随内压升起线;透镜垫轴向自紧特性与垫片的结构型 式,几何尺寸和材料有关; 3透镜垫预紧过程发生塑性变形,接触宽 度非线;透镜垫密封接触面发生偏转,与轴线夹 角增大,应力分布不均匀 下转第53 2011年第4O 期流体机械53个泵的振动 示出原焊接底板及改进后的铸造底座模态前十阶频率,整个水泵系统中,泵的转动轴频约 在50Hz 处,泵的叶频约在300Hz 处,通过比较可 知,铸造底座比焊接底座具有更高的各阶固有频 率,其影响较大的第一,二,三阶固有频率,远远超 过水泵叶频,不易发生共振,因此采用铸造底座更 有利于减振降噪 改进前后底板固有频率对比Hz固有频率焊接底座铸造底座 阶581O39825二阶5916211025 三阶6134814215 四阶7412314395 五阶7459714573 六阶7803417107 七阶8o92817726 八阶8358819579 九阶9531620233 十阶9674421357 示出改进后泵在额定工况下运行时振动噪声指标的测试结果,由表可知:实测的所有指标 均低于要求值,改进效果明显 改进后振动噪声实测值与要求值对比表机脚振动振机身振动空气噪声项目 级指标dB烈度mms指标dB 要求值1423079 结语从离心泵产生振动噪声的因素出发,对某型 船用离心泵进行了设计,制造改进,对改进后泵进 行流场模拟与底板模态分析,并对泵运行时的振 动噪声进行测试,最终试验结果表明,改进后泵的 振动噪声指标满足要求由此可知,将泵与电机 由刚性联接改为弹性联接,对泵体进行改型设计 以使得泵内流动更加顺畅,提高泵加工装配精度, 改变泵脚板加强筋位置并增加数量,泵进口设置 加强筋,将电机支座由焊接件改为铸件,合理地布 置轴承以保证弹性联接后泵本身轴承承受轴向 力,这些改进措施可以有效地降低船用离心泵的 振动噪声 参考文献 [1]沈阳水泵研究所叶片泵设计基础[M]北京:机 械工业出版社,1979 [2]查森叶片泵原理及水力设计[M]江苏:江苏工 学院,1987 [3]关醒凡现代泵技术手册[M]北京:宇航出版社, 1995 [4]用户服务手册长沙水泵厂有限公司内部参考书 [Z]2007 [5]黄国富,常煜,张海民基于CFD 的船用离心泵流体 动力振动噪声源分析[J]水泵技术,2008,3:23 27作者简介:高新民1971 一,男,高级工程师,主要从事泵类 产品的研究,设计开发工作,通讯地址:410205 湖南长沙市湘电 长沙水泵有限公司设计部 上接第33 参考文献[1]周鑫,庞贺伟,刘宏阳球面密封结构密封状态的力 学分析及验证[J]中国空间科学技术,2007,27 2:42 [2]冯秀,魏龙金属垫片有效密封宽度有限元分析 [J]流体机械,2008,369:4548 [3]郑津洋,苏文献,徐平,等基于整体有限元应力分 析的齿啮式快开压力容器设计[J]压力容器, 2003,207:2O_24 [4]ASMEW-2--2007,A]ternativeRulesforConstruction ofPressureVessels[S] [5]朱瑞松,周寒秋,黄星路,等金属椭圆环垫压缩回 弹特性的数值分析[J]压力容器,2010,271:27— 30 作者简介:安少军1978 一,男,博士,主要从事水下连接器 与流体密封的研究,通讯地址:150001 黑龙江哈尔滨市哈尔滨工 程大学机电工程学院海洋智能机械研究所Kaiyun App下载 全站Kaiyun App下载 全站Kaiyun App下载 全站
