电动执行机构推力输出部件壳体设计优化

周祥态 ，纪慧泉，龚九洲 ，汤占峰

(1.扬州电力设备修造厂有限公司，江苏 扬州 225003；2.江苏旅游职业学院，江苏 扬州 225127；3.中国能建工程研究院过程驱动控制研究所，江苏 扬州 225003)

电动执行机构按最终动力输出方式可分为转矩输出和直线推力输出。推力输出装置是连接推力型电动执行机构一级装置与阀门的纽带，它将转矩转化为直线方向的推力，用于启闭闸阀和截止阀等阀门。推力型电动执行机构一般处在高负荷、动作频繁、恶劣工况环境下工作。

市场上推力型电动执行机构目前主要存在推力部件外壳被拉断、铜螺母牙嵌挤溃、阀杆失稳以及阀杆卡死等问题。上述情况导致阀门工作异常，严重影响工业生产流程，甚至导致安全事故，因此提升推力输出部件关键件的可靠性显得意义重大。采用传统的经验类比设计方法在设计过程中难以预知其整体性能和可靠性，要做到高效、可靠的设计，需要在传统设计方法基础上引入现代化的设计方法理念——有限元分析方法。本文将传统设计理念和有限元法结合起来，着重对推力输出部件壳体进行强度和受力分析，根据分析结果，优化改进结构，从而提高整个部件的可靠性。

1 载荷工况分析

电动执行机构一级装置产生的扭矩传递到输出轴，输出轴与推力输出部件(扭矩转推力装置)联轴器之间通过牙嵌啮合，将扭矩传递到联轴器。联轴器内孔与阀杆通过梯形螺纹副传动，联轴器输出的扭矩通过梯形螺纹副转换成开启、关闭阀门的推力。根据力与反作用力之间的关系，此时阀门阀杆对推力输出部件会产生一个反方向的作用力，两者大小相等，该反作用力最终全部传递到推力输出部件壳体。针对调节型电动执行机构而言，由于一级装置可以停止于客户设定在全开、全关之间的的任意位置，此时推力输出部件除满足上述功能外，还可以起到调节阀门流量的作用。

2 壳体结构设计及强度分析

2.1 结构介绍

推力输出部件结构一般分为以下几个部分组成：①上法兰：它主要连接推力输出部件与一级装置；②推力部件壳体：它是整个部件的载体，承受着部件全部载荷；③联轴器及推力轴承：联轴器是整个阀门的动力转换载体，将扭矩转换成推力，推力轴承主要作用是减小联轴器转动时与其他零件之间的摩擦，减少零部件之间的磨损；④下法兰：主要用来连接阀门与推力部件。本文设计的推力输出部件结构见图1。

2.2 结构设计

推力输出部件作为扭矩——推力转换装置——直接关系着整个阀门管道系统整体运行的正常与否，而壳体作为推力部件的载体，承载着全部的拉力，直接关系到整个推力部件的可靠性。壳体设计安全系数过大会造成成本的浪费、体积的增大；安全系数过小，则有可能造成壳体变形过大，甚至损坏，因此壳体强度的设计是很重要的一个环节。考虑批量生产工艺性，壳体材料选用HT200，初步设计的壳体结构见图2。

图1 电动执行机构推力输出推力部件结构图

图2 外壳三维图

2.3 强度有限元分析

电动执行机构整机设计最大输出推力25.85 kN，外壳在轴向方向承受推力，考虑到阀杆的导程角及摩擦系数，阀杆对外壳还有一个转矩载荷，经过计算，约为转矩的1/10，即5 N·m，经过分析，简化得到图3。

根据实际工作情况，在有限元软件里对模型进行适当简化，设定边界、载荷约束条件，具体的壳体有限元载荷模型见图4。外壳边界条件设定：RP－1、RP－2两点为边界约束参考点，分别将上下法兰的四个螺钉孔(统一简化为光孔)与该点耦合(耦合约束能够保证二者的自由度完全一致)。将RP－2设置为全约束(三个直线自由度和转动自由度全为零)，对RP－1点施加拉力及转矩载荷，转矩设定为5 N·m，拉力载荷按25 kN，30 kN，35 kN，40 kN四档进行施加，分析外壳处在此四种载荷下的受力情况。

图3 外壳载荷工况简图

图4 壳体有限元载荷模型简图

壳体在承受四档拉力时最大应力部位均处在壳体上法兰与中间回转圆柱的过渡处。承受前两档载荷时，外壳最大应力均处于安全范围。当壳体处在35 kN载荷时，薄弱部位的应力接近HT200的抗拉极限，40 kN时外壳薄弱处应力超过其抗拉极限。截取35 kN、40 kN载荷时的受力情况云图分别见图5、图6。

图5 壳体在35 kN拉力下的应力云图

图6 壳体在40 kN拉力下的应力云图

从云图上看，当载荷为35 kN时，处在壳体上法兰与中间回转圆柱的过渡处最大应力大约为180 MPa。HT200抗拉强度为200 MPa，接近断裂极限，考虑到铸造时的尺寸偏差及材料的致密度等因素，外壳处在该载荷下工作有出现断裂失效的可能性。当载荷为40 kN时，处在壳体上法兰与中间回转圆柱的过渡处最大应力大约为215.9 MPa，超出HT200的抗拉极限，壳体此处会出现断裂破坏。

2.4 壳体样品抗拉实验

根据图纸参数，设计砂芯模并浇铸壳体样品，取样品5个在拉伸试验机上进行样品的抗拉实验，当拉力达到30～36 kN时，5个样品均被拉断，且拉断的部位高度一致，均出现在上法兰与回转圆柱过渡处。

实际设计最大承载拉力F=25.85 kN，安全系数

考虑到实际工作时载荷波动，批量生产时的各种铸造因素，如铸缺、实体偏离等因素，该设计系数过小，因此需对壳体进行优化。

3 壳体优化及有限元分析

3.1 壳体优化方案

根据有限元分析结果及实际拉伸断裂情况，将外壳中间回转结构壁厚由原来的6 mm增大至7 mm，中间回转圆柱与上法兰过渡处采取均匀光滑过渡，增大过渡圆角。材料力学相关理论及实验表明，零件尺寸突然改变处的横截面上，应力并不是均匀分布的，尺寸改变越剧烈，角越尖、孔越小，应力集中的程度就越严。根据该理论，本文中采用光滑过渡，增大过渡圆角能有效避免应力集中，减小受拉时该处产生应力集中而导致壳体出现裂纹或断裂的可能性。同时将过渡处壁厚增大，增强其抗拉抗压强度。其他相关部位同时做出相应优化改动，优化前后具体结构对比见图7、图8。

图7 优化前结构

图8 优化后对应处结构 薄弱处结构

3.2 壳体优化后模型有限元分析

将优化后的模型导入有限元分析软件，根据电动执行机构工作时，推力输出部件实际载荷工况，建立符合实际工况的边界载荷条件后进行有限元分析，不断增大载荷，当载荷F=48 kN时，得到受力云图见图9。

图9 优化后的壳体有限元分析分析结果

云图中最大应力值为216.2 MPa,处于螺钉孔位置，考虑到模型及载荷的简化，此处应力值的超差并不需要过多关心。影响整个壳体强度的区域仍然处在上法兰与中间回转圆柱壳体的过渡处，此区域的最大应力在云图上处于橙色区域，约为178 MPa。接近HT200的抗拉极限。按此值计算得安全系数

该安全系数较大，因此优化后的壳体满足要求。

4 结语

本文以传统机械设计方法为基础，结合现代化的设计思想方法和理论，对电动执行机构推力部件外壳的设计进行了较为详细的研究。通过两者的相互比对，得出外壳薄弱的部位高度一致，都处在壳体上法兰与中间回转圆柱的过渡处，为外壳的优化指明了方向。通过有限元平台，不断对外壳进行可视化模拟，优化改进零部件结构，提高了壳体的强度和安全系数，确保了整个产品的可靠性。

通过先进的有限元设计平台，结合传统的理论知识，可快速准确的模拟分析出产品设计可能存在的薄弱处，并有针对性地进行优化改进，该方法相对于传统设计方法，具有快速、灵活多变、低成本等优点，能够满足现代化工业快速更新换代的节奏。

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