另一方面,在 ANSYS 模擬時也并未考慮密封圈的緩沖作用。密封圈工作錐面的錐度一般與閥盤(或閥座)錐度相同,而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當閥盤下落時,密封圈首先與閥座接觸,對閥盤與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時,由于密封圈首先與閥座接觸,在閥盤與閥座之間密封液體,這樣在閥盤與閥座金屬尚未接觸之前便在金屬間形成“液墊”,從而可以減少閥最后關(guān)閉時的沖擊。
綜上分析可知,模擬求出的集中應(yīng)力與實際有一定差距。為了使結(jié)果更接近于實際數(shù)據(jù),可在該模型求出的應(yīng)力基礎(chǔ)上,再乘一個考慮實際阻力和緩沖的折減系數(shù),該系數(shù)可通過實驗測量得出。假設(shè)阻力折減系數(shù)為φf,緩沖折減系數(shù)為φt,則總折減系數(shù)φ=φf×φt,實際應(yīng)力σ=φ×σˊ(σˊ為理論應(yīng)力),然后參照泵閥疲勞壽命圖,可以求得泵閥的使用壽命。需要強調(diào)的是,用理論應(yīng)力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量,可以為現(xiàn)場人員及時更換泵閥提供參考。
從圖 2 上可以看到閥盤下錐角部位呈現(xiàn)出最大應(yīng)力區(qū)域。原因主要是閥盤與閥座沖擊閉合時,閥盤錐面與閥座接觸,承受沖擊載荷,在錐面 與閥盤底部過渡處結(jié)構(gòu)尺寸急劇變化產(chǎn)生應(yīng)力集中。應(yīng)力集中使局部區(qū)域的應(yīng)力值超過了材料按預(yù)定壽命所能承受的應(yīng)力水平,由此萌生裂紋。疲勞源系在應(yīng)力集中較大的尖角根部萌生,并向芯部擴展,所以泵閥主要從錐角與閥盤底部改進。在泵閥其它結(jié)構(gòu)及性能不變的情形下,為了減少應(yīng)力集中,底面設(shè)計為圓弧型,并與錐面采用圓滑過渡(此時圓弧半徑為 88.54mm)。泵閥改進前后的零件圖如圖 6 所示。
對改進后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動態(tài)模擬分析,建立模型,剖視圖如圖 7。
圖 7 泵閥改進前后結(jié)構(gòu)圖
得到閥盤在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時的應(yīng)力分布圖,如圖 8。
圖 8 改進后泵閥三維模型剖視圖
由圖 8 可知,最大局部應(yīng)力出現(xiàn)在錐角偏上方,為 0.834×109Pa,比原來泵閥承受的最大應(yīng)力 0.955×109Pa 減小了 12.67%。將求出的應(yīng)力代入泵閥疲勞壽命圖 6,得到泵閥的壽命為 210h~320h。結(jié)構(gòu)改進后,泵閥的壽命大大提高。
此外,改進后的閥體在流體中運動時還能有效地減小水力摩阻,減緩流體中磨礪性物質(zhì)對底部及錐面的沖蝕磨損,閥盤落在閥座上時的密封效果也有所改善。
(1)利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對閥盤沖擊閥座做三維實體動態(tài)模擬,得到?jīng)_擊過程中泵閥產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時的應(yīng)力分布圖,分析閥盤下錐角處應(yīng)力集中的受力形式與程度。