CN113255140B - 快速球阀的阀杆设计方法 - Google Patents

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CN113255140B CN202110600047.1A CN202110600047A CN113255140B CN 113255140 B CN113255140 B CN 113255140B CN 202110600047 A CN202110600047 A CN 202110600047A CN 113255140 B CN113255140 B CN 113255140B
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Abstract

本发明公开了一种快速球阀的阀杆设计方法，其特征在于，基于阀杆在动应力载荷下的发生过程建立对应的理论模型，以得到对应的动载荷安全评估值作为有限元强度结构应力分析设计评估软件的理论参数值。本发明提供一种快速球阀的阀杆设计方法，解决目前通用的材料力学计算公式只针对阀杆材料及结构的静载荷应力强度进行了设计评估，不适用于快速球阀高频动载荷工况下的安全评估的问题，通过提供一种简洁、可靠、高效的理论计算设计方法，来减轻设计者的前期设计周期、降低制造成本，同时不影响快速球阀的整体使用性能。

Description

快速球阀的阀杆设计方法
技术领域
本发明涉及球阀设计领域。更具体地说，本发明涉及在风洞试验系统中，对快速球阀阀杆传动链动态结构进行设计时使用的一种快速球阀的阀杆设计方法。
背景技术
在航空航天类高超声速风洞试验系统中，快速球阀作为主供气系统的重要控制设备，要求具有承压高（42MPa）、启闭压差大（40MPa）、快速开启（≤1s）、频繁启闭的功能特性，因此对快速球阀阀杆的结构提出了较高的设计要求。
在实际试验时，快速球阀与普通球阀开启失效的扭曲方向正好相反，经过研究发现，快速球阀在开启过程初始，执行器以较高的初始加速度对阀杆进行做功，由于阀杆与球体采用机械连接，进而带动球体作旋转运动，在开启末端时，由于机械式结构限位作用，阀杆“瞬时”停止，加速度变为0，而与之相连接的球体经过90°的加速度旋转，获得了较大的动能角速度，作用在阀杆上，使阀杆受到了较大的冲击载荷，进而发生反向扭转失效变形，降低了设备整体的传动定位精度，严重时发生传动链失效的事故发生。
目前为解决这一问题现象的发生：普遍的做法是加大阀杆传动链部分的安全系数，提高阀杆材料的强度等级及热处理方式等措施来保证快速球阀阀杆的应用性能，这种做法的弊端是使阀门整体结构加大，造成项目现场安装空间造价高；阀杆直径加大后相对应的轴承摩擦力矩增大，也因此造成了快速球阀的执行器选型不合理与冗余浪费。
进一步地，目前通用的材料力学计算公式只针对阀杆材料及结构的静载荷应力强度进行了设计评估，不适用于快速球阀高频动载荷工况下的安全评估，而有限元强度结构应力分析是现在较为先进的设计评估软件，但局限于操作者的理论水平与软件载体设备的性能，因此在此类工程中需要一种简洁、可靠、高效的理论计算设计方法，来减轻设计者的前期设计周期、降低制造成本的同时不影响快速球阀的整体使用性能。
发明内容
本发明的一个目的是解决至少上述问题和/或缺陷，并提供至少后面将说明的优点。
本发明为解决高压大口径快速球阀在启闭过程中传动链机构反扭曲失效的现象，在快速球阀阀杆传动链动态结构设计及计算方法领域中，采用一种基于《材料力学》中能量法的动载荷阀杆应力强度衍生计算方法，即提供了一种快速球阀的阀杆设计方法，基于阀杆在动应力载荷下的发生过程建立对应的理论模型，以得到对应的动载荷安全评估值作为有限元强度结构应力分析设计评估软件的理论参数值。
优选的是，所述理论模型被配置为包括：快速球阀在末位角速度所形成的冲击应力理论模型，以及阀杆的变形承受能力理论公式。
优选的是，所述冲击应力理论模型是基于动力加速度理论进行推导，进而得出快速球阀从启动至90度运动结束关闭时，所形成的末位角速度理论模型。
优选的是，所述阀杆的变形承受能力理论公式是基于材料固有能量法对阀杆传动链冲击动载荷工况下的阀杆变形承受能力进行推导以得到。
优选的是，所述末位角速度理论模型的建立被配置为包括：
S1、直线运动与回转运动的模型关联；
S2、基于模型关联得到快速球阀球体关闭末位角速度的计算公式。
优选的是，所述模型关联被配置为包括：
在初始动速度为0的直线运动中，具有公式一：
S=ѵt；
在初始角速度为0的回转运动中，具有公式二：
Figure DEST_PATH_IMAGE002
；
其中，
Figure DEST_PATH_IMAGE004
为角行程，t为时间，ω为角行程末速度，ѵ为直行程匀加速度，S为直行程末速度；
所述快速球阀球体关闭末位角速度计算公式的推导方式被配置为包括：
在初始角速度为0的匀加速度状态下，通过对等加速运动，已得知球阀角行程末速度的行程为
Figure DEST_PATH_IMAGE006
，得到快速球阀球体关闭角行程末速度对应的公式三：
Figure DEST_PATH_IMAGE008
。
优选的是，所述阀杆的变形承受能力理论公式的推导步骤被配置为包括：
S3、通过直线运动末端动能推导出旋转运动末位动能I；
S4、在球体末位动能作用下，推导阀杆发生的最大动载剪应力
Figure DEST_PATH_IMAGE010
。
优选的是，在S3中，所述球体转动的末角速度为
Figure DEST_PATH_IMAGE012
末，则球体终了时的末位动能I具有公式四：
Figure DEST_PATH_IMAGE014
；
其中，I2为球体对阀杆的转动惯量；
在直线运动方程中，有公式五：
Figure DEST_PATH_IMAGE016
；
其中，m为质量，V为直行程速度，E为动能；
在S4中，阀杆受球体的冲击下发生变形，令阀杆的动角位移为
Figure DEST_PATH_IMAGE018
；
如果球体对阀杆的冲击扭矩为
Figure DEST_PATH_IMAGE020
；
则阀杆像一只弹簧，其弹性变形能
Figure DEST_PATH_IMAGE022
具有公式六：
Figure DEST_PATH_IMAGE024
；
而球体的动能应等于阀杆扭转的弹性变形能，即
Figure DEST_PATH_IMAGE026
，其中，
Figure DEST_PATH_IMAGE028
为球体极惯性矩，得出对应的公式七，
Figure DEST_PATH_IMAGE030
；
而阀杆的扭转弹性模量是阀杆的结构参数，冲击扭矩
Figure 443630DEST_PATH_IMAGE020
与动角位移
Figure 100002_DEST_PATH_IMAGE031
之比，应等于静力扭矩
Figure 100002_DEST_PATH_IMAGE033
与静角位移
Figure DEST_PATH_IMAGE035
之比，即
Figure DEST_PATH_IMAGE037
=扭转弹性模量，代入即有
Figure DEST_PATH_IMAGE039
；
令K为冲击载荷，K是动角位移
Figure 282142DEST_PATH_IMAGE018
与静角位移
Figure 593038DEST_PATH_IMAGE035
之比，则
Figure DEST_PATH_IMAGE041
，
Figure DEST_PATH_IMAGE043
为球体转动惯量，
Figure DEST_PATH_IMAGE045
为动角位移，
Figure DEST_PATH_IMAGE047
为静力扭矩；
因球体转动
Figure DEST_PATH_IMAGE049
，代入即有
Figure DEST_PATH_IMAGE051
，用来表示动应力引起阀杆变形与静应力引起阀杆变形之间的关系；
基于扭转的基本公式：
Figure DEST_PATH_IMAGE053
（公式八），其中，G为剪切弹性模量，其公式为
Figure DEST_PATH_IMAGE055
，
Figure DEST_PATH_IMAGE057
为极惯性矩，
Figure DEST_PATH_IMAGE059
为阀杆长度，A为阀杆材料弹性模量，
Figure DEST_PATH_IMAGE061
为阀杆材料泊松比；
则
Figure DEST_PATH_IMAGE063
；
其中，J为阀杆极惯性矩，C为阀杆刚度，
Figure DEST_PATH_IMAGE065
为角位移阀杆动力扭矩；
可得出阀杆上的最大动载剪应力
Figure DEST_PATH_IMAGE066
为：
Figure DEST_PATH_IMAGE068
；
其中，W为阀杆抗扭转截面系数。
本发明至少包括以下有益效果：
其一，本发明通过直线运动的加速度模型（公式一）推导出旋转运动的加速度理论模型（公式二），为角行程快速启闭阀门传动链设计加速度测算提供了基础的物理理论基础；
其二，通过直线运动突然终止动能计算（公式五）推导出旋转运动突然终止动能计算（公式四），为传动链在启闭末端受球体终止动能安全评估提供了理论来源支撑；
其三，现有《材料力学》的计算领域只针对阀杆材料及结构的静载荷应力强度进行了设计评估，不适用于快速球阀高频动载荷工况下的安全评估，而有限元强度结构应力分析是现在较为先进的设计评估软件，但局限于操作者的理论水平与软件载体设备的性能，因此在此类工程中需要一种简洁、可靠、高效的理论计算设计方法，来减轻设计者的前期设计周期、降低制造成本的同时不影响快速球阀的整体使用性能，本发明通过分析快速球阀运动过程建立了动载荷发生过程的理论模型，解决了动态载荷工况下快速球阀传动链的破坏动能，保障了传动链的基本设计强度问题，可以根据不同的工况为有限元强度结构应力分析设计评估软件提供相应基础数据作为输入参数。
其四，通过公式八可以得出，传动链整体扭转应力强度大小与阀杆的长度有着直接的关系，假设阀杆是一根吸收球体转动动能的扭转弹簧，因此阀杆的长度决定了阀杆扭转应力强度的刚度，因此在工程设计时应尽量延长阀杆受力长度。
其五，通过公式五推导公式四可以得出，传动链受终止动能大小与球体终止动能运动质量大小有着直接的关系，因此在工程设计时应通过变换球体材质，改变球体结构形状等措施来降低球体运动质量，从而降低对传动链破坏的球体终止动能。
本发明的其它优点、目标和特征将部分通过下面的说明体现，部分还将通过对本发明的研究和实践而为本领域的技术人员所理解。
具体实施方式
下面对本发明做进一步的详细说明，以令本领域技术人员参照说明书文字能够据以实施。
为解决快速球阀在动载荷工况下传动链失效的难题，提高此类工况设备的整体使用寿命，本发明推导出了阀杆动应力载荷发生的过程以及理论模型，并通过动载荷冲击扭矩对阀杆应力强度进行评判，具体步骤如下：
第一步：直线运动与回转运动的模型关联，由于现有资料没有角行程的加速度理论模型，因此在本实施方式中，通过直线运动的加速度推导出角行程的加速度理论模型；
（1）直线运动时：
在初始动速度为0的直线运动中，具有公式一：
S=ѵt；
在初始角速度为0的回转运动中，具有公式二：
Figure 381390DEST_PATH_IMAGE002
；
其中，
Figure 726921DEST_PATH_IMAGE004
为角行程，t为时间，ω为角行程末速度，ѵ为直行程匀加速度，S为直行程末速度；
第二步：求快速球阀球体关闭角行程匀加速度，在实际工况中阀杆传动链受执行器初始加速度的作用，整个运动过程中是以递增的形式进行运动，而此类理论模型无法采用公式推导，因此在实施中假设加速度呈匀速度形式动作；
已得知球阀角行程末速度的行程为
Figure 64230DEST_PATH_IMAGE006
，时间：t（秒），求角行程末速度ω；
对于初始角速度为0的匀加速度状态（理论简化）：
Figure 862422DEST_PATH_IMAGE002
；
代入：
Figure DEST_PATH_IMAGE070
；
得出：快速球阀角行程末速度
Figure 123639DEST_PATH_IMAGE008
（公式三）；
第三步：通过直线运动末端动能推导出旋转运动末位动能
1、球体转动的末角速度为ω末，球体终了的动能：
Figure DEST_PATH_IMAGE071
（公式四）；
注：
Figure DEST_PATH_IMAGE072
（直线运动方程，m为质量，V为直行程速度，E为动能）（公式五）；
I2为球体对阀杆的转动惯量；
第四步：求出在球体末位动能作用下，阀杆发生的变形能
2、阀杆受球体的冲击下发生变形，令阀杆的动角位移为
Figure 402304DEST_PATH_IMAGE031
；
如果球体对阀杆的冲击扭矩为
Figure DEST_PATH_IMAGE073
；
则阀杆像一只弹簧，其弹性变形变形能
Figure DEST_PATH_IMAGE074
；
Figure DEST_PATH_IMAGE075
（公式六）；
3、球体的动能应等于阀杆扭转的弹性变形能：
Figure DEST_PATH_IMAGE077
即：
Figure DEST_PATH_IMAGE078
，其中，
Figure 597267DEST_PATH_IMAGE028
为球体极惯性矩；
得出：
Figure DEST_PATH_IMAGE079
（公式七）；
4、阀杆的扭转弹性模量是阀杆的结构参数，动力扭矩
Figure DEST_PATH_IMAGE080
与动角位移
Figure 459919DEST_PATH_IMAGE018
之比，应等于静力扭矩
Figure DEST_PATH_IMAGE081
与静角位移
Figure DEST_PATH_IMAGE082
之比：
Figure DEST_PATH_IMAGE083
=扭转弹性模量（弹簧刚度）；
代入：
Figure DEST_PATH_IMAGE084
；
令K为冲击载荷，K是动角位移
Figure DEST_PATH_IMAGE085
与静角位移
Figure 665772DEST_PATH_IMAGE082
之比：
Figure DEST_PATH_IMAGE087
；
则：
Figure DEST_PATH_IMAGE088
，
Figure 34830DEST_PATH_IMAGE043
为球体转动惯量，
Figure DEST_PATH_IMAGE089
为动角位移，
Figure 277724DEST_PATH_IMAGE047
为静力扭矩；
我们知道力与加速度关系
Figure DEST_PATH_IMAGE091
：
对球体转动则写为：
Figure DEST_PATH_IMAGE092
；
代入：可得
Figure DEST_PATH_IMAGE093
；
用来表示动应力引起阀杆变形与静应力引起阀杆变形之间的关系，即动应力引起阀杆变形是静应力引起阀杆变形的倍数；
根据扭转的基本公式：
Figure DEST_PATH_IMAGE094
（公式八）；
注：G：剪切弹性模量；
Figure DEST_PATH_IMAGE095
；
Figure DEST_PATH_IMAGE096
为极惯性矩，
Figure DEST_PATH_IMAGE097
为阀杆长度，A为阀杆材料弹性模量，
Figure 34196DEST_PATH_IMAGE061
为阀杆材料泊松比；
Figure DEST_PATH_IMAGE098
；
其中，J为阀杆极惯性矩，C为阀杆刚度，
Figure 371636DEST_PATH_IMAGE065
为角位移阀杆动力扭矩；
得出：阀杆上的最大动载剪应力
Figure 546266DEST_PATH_IMAGE010
为：
Figure DEST_PATH_IMAGE099
；
其中，W为阀杆抗扭转截面系数。
由上式可得出：对于口径较大的快速球阀，可通过结构设计、更换材料从而减轻球体的质量，降低球体转动末位角速度，进而降低阀杆的冲击载荷；
由于阀杆在理论推导时理论模型为扭转弹簧的刚度公式，因此在工程应用时应尽量减少阀杆的结构复杂性设计，且加长阀杆的扭转长度，进而获得较低的扭转角。
本发明通过动力加速度理论推导得出快速球阀在启闭初始加速度为0至90度运动结束时，末位角速度所形成的冲击应力理论模型；
本发明运用材料固有能量法推导出阀杆传动链冲击动载荷工况下，阀杆的变形承受能力理论公式；
本发明进一步总结出了快速球阀传动链性能的寿命保护措施及结构设计特点，具体来说参照如下实施例：
已知快速球阀的设计条件包括：阀门口径DN100，公称压力2500Lb，初始设计：球体半径R=83mm，球体重量m=9.5kg，阀杆直径d=45mm，阀杆长度l=185mm，开启时间t≤1s，阀门扭矩为M=1100N.m，阀杆材料为17-4PH，许用剪切应力[τ]=291MPa，弹性模量G=196000MPa。
如采用普通计算方法，只能得到阀杆最薄弱处剪切应力为τ1=130.8MPa，无法获得其处于运动状态时所承受的最大剪应力；
而根据本专利的快速球阀阀杆的理论模型以及计算方法计算如下：
（1）根据（公式一）~（公式三）推导，角位移
Figure DEST_PATH_IMAGE101
；
（2）根据（公式四）推导，球体终了的动能；
Figure DEST_PATH_IMAGE103
；
其中：—球体转动惯量，
Figure DEST_PATH_IMAGE105
；
（3）根据（公式四）~（公式七）推导，最大剪切应力
Figure DEST_PATH_IMAGE107
；
其中：—惯性矩，
Figure DEST_PATH_IMAGE109
；
则可知阀杆在工作时需要承受的最大剪切应力为291MPa，故应在设计时根据快速球阀阀杆计算方法，适当延长阀杆设计长度、降低球体总体质量或将阀杆选用更好的材料来满足具体的工况需求。
以上方案只是一种较佳实例的说明，但并不局限于此。在实施本发明时，可以根据使用者需求进行适当的替换和/或修改。
这里说明的设备数量和处理规模是用来简化本发明的说明的。对本发明的应用、修改和变化对本领域的技术人员来说是显而易见的。
尽管本发明的实施方案已公开如上，但其并不仅仅限于说明书和实施方式中所列运用。它完全可以被适用于各种适合本发明的领域。对于熟悉本领域的人员而言，可容易地实现另外的修改。因此在不背离权利要求及等同范围所限定的一般概念下，本发明并不限于特定的细节。

Claims (1)

1.一种快速球阀的阀杆设计方法，其特征在于，基于阀杆在动应力载荷下的发生过程建立对应的理论模型，以得到对应的动载荷安全评估值作为有限元强度结构应力分析设计评估软件的理论参数值；
所述理论模型被配置为包括：快速球阀在末位角速度所形成的冲击应力理论模型，以及阀杆的变形承受能力理论公式，且所述阀杆的变形承受能力理论公式是基于材料固有能量法对阀杆传动链冲击动载荷工况下的阀杆变形承受能力进行推导以得到；
所述冲击应力理论模型是基于动力加速度理论进行推导，进而得出快速球阀从启动至90度运动结束关闭时，所形成的末位角速度理论模型；且所述末位角速度理论模型的建立被配置为包括：
S1、直线运动与回转运动的模型关联；
S2、基于模型关联得到快速球阀球体关闭末位角速度的计算公式；
所述模型关联被配置为包括：
在初始动速度为0的直线运动中，具有公式一：
S=ѵt；
在初始角速度为0的回转运动中，具有公式二：
Figure DEST_PATH_IMAGE001
；
其中，
Figure 727032DEST_PATH_IMAGE002
为角行程，t为时间，ω为角行程末速度，ѵ为直行程匀加速度，S为直行程末速度；
所述快速球阀球体关闭末位角速度计算公式的推导方式被配置为包`括：
在初始角速度为0的匀加速度状态下，通过对等加速运动，已得知球阀角行程末速度的行程为
Figure DEST_PATH_IMAGE003
，得到快速球阀球体关闭角行程末速度对应的公式三：
Figure 955757DEST_PATH_IMAGE004
；
所述阀杆的变形承受能力理论公式推导步骤被配置为包括：
S3、通过直线运动末端动能推导出旋转运动末位动能I；
S4、在球体末位动能作用下，推导阀杆发生的最大动载剪应力
Figure DEST_PATH_IMAGE005
；
在S3中，所述球体转动的末角速度为
Figure 936544DEST_PATH_IMAGE006
末，则球体终了时的末位动能I具有公式四：
Figure DEST_PATH_IMAGE007
；
其中，I2为球体对阀杆的转动惯量；
在直线运动方程中，有公式五：
Figure 581021DEST_PATH_IMAGE008
；
其中，m为质量，V为直行程速度，E为动能；
在S4中，阀杆受球体的冲击下发生变形，令阀杆的动角位移为
Figure DEST_PATH_IMAGE009
；
如果球体对阀杆的冲击扭矩为
Figure 333076DEST_PATH_IMAGE010
；
则阀杆像一只弹簧，其弹性变形能
Figure DEST_PATH_IMAGE011
具有公式六：
Figure 470053DEST_PATH_IMAGE012
；
而球体的动能应等于阀杆扭转的弹性变形能，即
Figure DEST_PATH_IMAGE013
，其中，
Figure 612452DEST_PATH_IMAGE014
为球体极惯性矩，得出对应的公式七：
Figure DEST_PATH_IMAGE015
；
而阀杆的扭转弹性模量是阀杆的结构参数，冲击扭矩
Figure 185254DEST_PATH_IMAGE010
与动角位移
Figure 791815DEST_PATH_IMAGE009
之比，应等于静力扭矩
Figure 660545DEST_PATH_IMAGE016
与静角位移
Figure DEST_PATH_IMAGE017
之比，即
Figure 729389DEST_PATH_IMAGE018
=扭转弹性模量，代入即有
Figure DEST_PATH_IMAGE019
；
令K为冲击载荷，K是动角位移
Figure 777985DEST_PATH_IMAGE009
与静角位移
Figure 301371DEST_PATH_IMAGE020
之比，则，
Figure DEST_PATH_IMAGE021
为球体转动惯量，
Figure 983412DEST_PATH_IMAGE022
为动角位移，
Figure DEST_PATH_IMAGE023
为静力扭矩；
因球体转动
Figure 536622DEST_PATH_IMAGE024
，其中，
Figure DEST_PATH_IMAGE025
为角加速度，代入即有
Figure 749429DEST_PATH_IMAGE026
，用来表示动应力引起阀杆变形与静应力引起阀杆变形之间的关系；
基于扭转的基本公式即公式八：
Figure DEST_PATH_IMAGE027
，其中，G为剪切弹性模量，其公式为
Figure 268266DEST_PATH_IMAGE028
，
Figure DEST_PATH_IMAGE029
为极惯性矩，
Figure 968545DEST_PATH_IMAGE030
为阀杆长度，A为阀杆材料弹性模量，
Figure DEST_PATH_IMAGE031
为阀杆材料泊松比；
则
Figure 9051DEST_PATH_IMAGE032
；
其中，J为阀杆极惯性矩，C为阀杆刚度，
Figure DEST_PATH_IMAGE033
为角位移阀杆动力扭矩；
可得出阀杆上的最大动载剪应力
Figure 25548DEST_PATH_IMAGE005
为：
Figure 461209DEST_PATH_IMAGE034
；
其中，W为阀杆抗扭转截面系数。
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