高溫高壓直驅電動閥門屏蔽式永磁電機結構研究*

吳青松,厲 偉,張 威,馮桂宏*,張炳義

(1.沈陽工業大學 電氣工程學院,遼寧 沈陽 110870;2.沈陽盛世五寰科技有限公司,遼寧 沈撫示范區 113122)

0 引 言

電動閥門是流體輸送系統中的核心部件,具有截止疏通流體、調節流量大小、穩定壓力壓強等功能。尤其是在航天、水處理、核工業、高溫、高壓領域,電動閥門扮演著舉足輕重的角色[1-3]。

核級電動閥門廣泛應用于高溫高壓核動力反應堆回路中,用戶在保證可靠性的同時,追求電動閥門小型化設計。電動閥門運行過程中,高溫填料不斷磨損,密封性能逐漸降低。因此,迫切需要一種新型傳動結構來解決上述問題。永磁電機具有較高的轉矩密度和功率因數、較小的體積以及精準的伺服控制[4-6],能夠滿足電動閥門嚴苛的工作環境,為閥門領域的發展帶來了新的機遇。

目前,眾多學者對閥門可靠性進行了大量的研究,且大多集中于閥體強度設計、閥蓋尺寸參數優化、填料密封方面。王廷棟等人[7]針對流體節流處溫升造成閥芯處變形和卡滯的現象,對閥芯處進行了流固耦合仿真,研究結果為閥芯的結構設計提供了理論支撐。張波等人[8]針對電子水閥在冷卻液流量調節過程中存在壓力損失過大的問題,基于計算流體動力學軟件,對電子水閥流道結構進行了壓降仿真分析,對流道結構進行了優化設計。陳意等人[9]針對高溫引起材料熱膨脹、熱疲勞問題,研究了密封結構的優化和改進。馬月等人[10]研究了核級閥門的抗震情況,對其在地震工況下的結構完整性進行了評估。

然而上述研究僅僅局限于對閥體與密封結構的研究,并沒有對閥門電機的電磁-機械結構性能進行綜合研究。

筆者提出了一種新型高溫、高壓直驅電動閥門屏蔽式永磁電機(DDEAV-CPMSM)一體式結構,該結構取消了齒輪、聯軸器等傳動裝置,以及填料函、壓板、壓套等密封裝置,解決了電動閥門傳動鏈過長和動密封問題,增強了高溫電動閥門的可靠性。但高溫、高壓工況卻為一體式電動閥門承壓結構帶來巨大考驗。

安躍軍等人[11]主要研究了幾種屏蔽套材料下的渦流損耗和熱應力大小,但并沒有提出優化結構強度的改進措施。在綜合考慮了電磁和屏蔽套屈曲性能的基礎上,刁立民等人[12]研究了屏蔽套厚度對效率和失穩壓力的影響。胡月等人[13]計算了定子屏蔽套屈曲臨界載荷和極限載荷,研究了其隨厚度、半徑、長度以及初始缺陷變化的規律。

但是,對于高溫、高壓下的特殊工況,屏蔽套的完整性會受到破壞,如何有效補償屏蔽套強度至關重要。

CHANG D等人[14]對壓力容器的薄弱部位進行了結構優化,總結了隨壓力變化下的容器加強環設計。張正[15]對鋼制安全殼加強環設計進行了研究,對其在外壓及自重載荷組合作用下的穩定性進行了評定。王春華等人[16]研究了有加強環和無加強環及不同結構加強環滾筒的應力及變形情況,并對比了不同形狀的加強環對變形量的影響,但該研究也僅僅局限于其常溫工況下的設計。

筆者重點研究高溫、高壓對屏蔽套性能的影響,對危險截面進行應力評定,對不同屏蔽套參數下的電磁性能進行分析;同時,對危險截面增加加強環結構,比較不同加強環尺寸下的等效應力,建立危險截面下等效應力隨加強環厚度、寬度、位置變化的函數曲線,并通過實驗證明仿真模型的準確性。

1 一體式電動閥門結構

傳統高溫、高壓電動閥門的分體式結構如圖1所示。

圖1 電動閥門分體式結構模型

圖1中,閥門開關原理如下:

當閥門開啟時,電機正向轉動,通過閥桿與閥桿螺母傳動副,推動閘板沿通道垂直向上運動,達到閥門開啟預設的高度時,電機停止驅動,閥門達到開啟狀態;當閥門關閉時,電機反向轉動,通過閥桿與閥桿螺母傳動副推動閘板沿通道垂直向下運動,達到閥門關閉預設的高度時,電機停止驅動,閥門達到關閉狀態。

分體式結構特點是閥門整機高度較高、傳動鏈過長,難以滿足核工業的需求。工作環境特殊的電動閥門需要將系統的重心盡可能降低,減少在傾斜搖擺條件下重心偏移對閥門的沖擊。因此,迫切需要采用高溫電動閥門一體式結構來解決上述問題。

筆者提出一種新型高溫、高壓直驅電動閥門屏蔽式永磁電機(DDEAV-CPMSM)一體式結構。

DDEAV-CPMSM的轉子直接帶動閥桿螺母轉動,使閥桿升降運動,實現了閥門的啟閉,其結構模型如圖2所示。

圖2 DDEAV-CPMSM結構模型

該結構不需要減速機和聯軸器,縮短了系統傳動鏈的長度。DDEAV-CPMSM只需要定子屏蔽套隔絕高溫高壓液體,并與機殼、閥體通過法蘭盤實現靜密封,不需要任何動密封裝置,從根本上消除閥門液體泄露的可能。

與常規分體式結構相比,高溫電動閥門一體式結構具有整機尺寸小、重心高度低、質量小、可靠性高的特點。

高溫、高壓直驅電動閥門屏蔽式永磁電機的基本參數,如表1所示。

表1 高溫、高壓直驅電動閥門屏蔽式永磁電機基本參數

電動閥門閥體,機殼材料為022Cr19Ni10,螺母、閥桿材料為06Cr19Ni9,定子鐵心為50WW800,轉子鐵心為12Cr13,永磁體為YXG-30H,繞組為240級聚酰亞胺漆包圓銅線。

2 高溫、高壓一體式電動閥門分析

DDEAV-CPMSM一體式電動閥門內部充滿高溫高壓液體,極易造成屏蔽套鼓包、破損,影響系統的電磁-機械性能。

筆者采用ANSYS軟件對其進行結構優化設計,找到屏蔽套及支撐結構的薄弱環節,并進行有針對性的改進,提升系統的可靠性。

2.1 高溫分析

一體式電動閥門DDEAV-CPMSM的三維模型如圖3所示。

圖3 DDEAV-CPMSM一體式結構三維模型

由圖3可知:定子鐵心緊壓屏蔽套上端,而屏蔽套在繞組端部處沒有約束,所以屏蔽套最大變形出現在繞組端部,即電機繞組端部處為屏蔽套受力的薄弱位置;端部處極易發生破損,為系統的危險截面,軸向長度定義為L。

為探究屏蔽套材料對高溫、高壓一體式電動閥門結構應力-應變的影響,筆者列出的3種屏蔽套材料的應力參數,如表2所示。

表2 3種不銹鋼屏蔽套材料的應力參數

為準確描述高溫、高壓下,DDEAV-CPMSM系統薄弱位置的應力大小及變形情況,筆者對比分析3種類型不銹鋼屏蔽套,在高溫200 ℃、高壓20 MPa下的應力-應變情況。

其中,屏蔽套最薄處的厚度均為0.5 mm,忽略定子槽開口對應力的影響。

考慮熱應力后的廣義胡克定律為:

(1)

高溫、高壓下,屏蔽套承受內壓與熱應力的影響。

不同屏蔽套材料的應力-應變如圖4所示。

圖4 3種屏蔽套材料應力-應變模型

由圖4可知:相較于Sus304、Sus316L材料,屏蔽套采用Sus430等效應力和徑向變形均較小,故DDEAV-CPMSM采用Sus430屏蔽套。

筆者舍去建模過程帶來的應力奇異點,以相同應力評定線為基準,評估不同厚度屏蔽套最大等效應力隨溫度變化趨勢。

不同厚度屏蔽套最大等效應力隨溫度變化曲線如圖5所示。

圖5 不同厚度屏蔽套最大等效應力隨溫度變化曲線

由圖5可知:

DDEAV-CPMSM閥腔溫度越高,屏蔽套最大等效應力越大,呈逐漸上升趨勢;在相同溫度下,0.3 mm厚度屏蔽套熱應力最大,但此時已經發生塑性變形,極易造成屏蔽套破損;隨著屏蔽套厚度的增加,最大等效應力逐漸降低,但降低趨勢減緩,說明不能單純增加屏蔽套厚度來降低熱應力。

屏蔽套徑向變形隨溫度和屏蔽套厚度變化,如圖6所示。

圖6 不同厚度屏蔽套徑向最大變形隨溫度變化

由圖6可知:不同溫度下熱應力大小不同,屈曲變形情況不同;溫度越高,變形越嚴重;隨厚度的增加,變形呈下降趨勢。

屏蔽套等效彈性應變與溫度和屏蔽套厚度的關系,如圖7所示。

圖7 不同厚度屏蔽套等效彈性應變與溫度關系

由圖7可知:等效彈性應變隨溫度的增高而增大,屏蔽套厚度對彈性形變的影響十分顯著;隨著厚度的增加,等效彈性應變逐漸減小,但減小的趨勢漸緩。

2.2 高溫、高壓分析

高溫、高壓同時存在時,屏蔽套最大等效應力更為明顯,該系統運行時為15 MPa,此處筆者以20 MPa進行考量。

屏蔽套最大等效應力與屏蔽套厚度關系,如圖8所示。

圖8 最大等效應力與屏蔽套厚度關系

由圖8可知:隨著溫度的升高,等效應力越來越大,雖然屏蔽套厚度的增加能降低最大等效應力,但降低過程呈現減緩趨勢;

當溫度為160 ℃時,0.5 mm屏蔽套最大等效應力達到292.38 MPa,滿足材料的屈服強度,但此時的安全系數僅為1.094。如果一味增加屏蔽套厚度,還需要額外的措施來保證系統穩定性。

接下來,筆者探究壓強對DDEAV-CPMSM最大應力的影響。

在200 ℃內腔溫度下,徑向最大變形量隨壓強變化趨勢,如圖9所示。

圖9 徑向最大變形量與壓強關系

由圖9可知:隨著壓強增加,變形量略有增加;屏蔽套厚度對變形量影響顯著,0.3 mm屏蔽套厚度時,變形量最大;隨著屏蔽套厚度的增加,變形量逐漸降低。

2.3 電磁分析

一體化結構不僅要考慮機械性能的影響,同時要兼顧其電磁性能。

屏蔽套厚度不僅影響機械性能,對電磁性能也具有顯著影響,故筆者從機械和電磁兩個角度對高溫高壓下系統的性能進行分析[17-18]。

電磁參數隨屏蔽套厚度的變化如圖10所示。

圖10 電磁參數隨屏蔽套厚度的變化

由圖10可知:隨著屏蔽套厚度的增加,DDEAV-CPMSM的熱負荷和電流越來越大;電磁角度希望屏蔽套厚度更小,從而氣隙磁阻更小,所需的電流和熱負載更小,減少系統的發熱。

但在系統可靠性方面,由圖5和圖8可知:屏蔽套厚度不能太小,否則將出現較大的塑性變形,進而導致屏蔽套破損。

綜合考慮電磁與機械性能,最終筆者采用0.5 mm厚度屏蔽套作為DDEAV-CPMSM的承壓結構。

一體式結構DDEAV-CPMSM在高溫200 ℃、高壓20 MPa下的電磁性能,如圖11所示。

圖11 DDEAV-CPMSM運行平面

由圖11可知:該運行平面由電流極限圓、最大轉矩電流比曲線、恒轉矩曲線組成;該一體式結構充分利用內置永磁同步電機的磁阻分量,采用最大轉矩電流比(maximum torque per ampere, MTPA)控制,以最大限度降低電流,減少銅耗。

2.4 危險截面評定

為分析0.5 mm厚度屏蔽套危險截面具體的應力成分與應力數值,筆者選取一條沿危險截面軸向長度方向的應力評定線,分解出薄膜應力σm和薄膜應力+彎曲應力σm+σb,對薄弱位置進行應力線性化評定。

高溫、高壓下等效應力與危險截面軸向長度L的關系曲線,如圖12所示。

圖12 應力與危險截面軸向長度L關系

由圖12可知:薄膜應力為136.94 MPa,而在兩端處由于厚度的急劇變化,導致出現較大的彎曲應力。

筆者沿厚度方向進行應力線性化評定,其中,一點選取內壁最大應力點,另一點選取對應貫穿屏蔽套壁厚外壁上的點。

應力與屏蔽套厚度的關系如圖13所示。

圖13 應力與屏蔽套厚度關系

由圖13可知:沿厚度方向,薄膜應力+彎曲應力σm+σb逐漸減小,最大值高達357.39 MPa,已經大于材料的屈服強度,故此時的結構強度難以滿足系統穩定性要求。若增加屏蔽套厚度,應力降低并不明顯,且電磁性能也會受到相應影響。

綜上所述,筆者從高溫、高壓下系統應力的角度分析了0.5 mm屏蔽套厚度下DDEAC-CPMSM的危險截面,并從危險截面的長度和厚度兩個方向進行應力強度評定;若進一步改善危險截面,需進行承壓結構優化。

3 承壓結構優化設計

針對危險截面,筆者提出了加強環結構,并進行了優化設計,以防止屏蔽套失穩。

加強環可以減小屏蔽套變形,但其結構的設計具有一定的盲目性;加強環結構越厚越容易接觸線圈,造成齒尖加高,槽加深,影響電磁-結構性能。故需對加強環尺寸參數進行優化,提高其機械強度,同時為其電磁設計提供理論參考。

筆者在200 ℃、20 MPa工況,分析加強環不同厚度、寬度、位置對屏蔽套可靠性的影響。

3.1 加強環厚度的影響

危險截面長度為24 mm,加強環寬度為24 mm時,最大等效應力與安全系數隨加強環厚度的變化曲線,如圖14所示。

圖14 屏蔽套性能與加強環厚度關系

由圖14可知:引入加強環后,最大等效應力迅速減小,屏蔽套的安全系數得到提高,表明加強環對屏蔽套承壓薄弱部分起到增強作用;但當屏蔽套厚度增加到一定程度時,最大等效應力減小趨于緩慢,說明增加加強環厚度降低應力的效果逐漸降低。

由此可見,加強環并非越厚越好,盲目地增加加強環厚度會導致定子鐵心齒部加高,惡化DDEAV-CPMSM的電磁性能。

筆者將圖14中最大等效應力與加強環厚度進行二次多項式擬合,即:

Y(x)=8.452x2-76.58x+372.6

(2)

由式(2)可預測出不同加強環厚度下,屏蔽套最大等效應力的變化,這可為加強環厚度的設計提供借鑒。

在高溫、高壓下,加強環的最大等效應力與形變量隨加強環厚度變化的關系曲線,如圖15所示。

圖15 加強環性能與厚度關系

由圖15可知:隨著加強環厚度的增加,等效應力及形變量降低的幅度均逐漸減小;當加強環厚度增加至3 mm后,形變量基本穩定,設計壁厚為3 mm，滿足承壓結構需求。

3.2 加強環寬度的影響

以3 mm厚度加強環為基準,不同加強環寬度尺寸對屏蔽套性能的影響,如圖16所示。

圖16 屏蔽套性能與加強環寬度關系

由圖16可知:隨著加強環寬度逐漸增加,最大等效應力呈拋物線式下降,安全系數逐漸增加。

筆者將圖16中最大等效應力與加強環寬度進行二次多項式擬合,即:

Y(x)=-0.202x2-1.433x+373.4

(3)

由式(3)可預測出不同加強環寬度下最大等效應力的變化,為加強環寬度的設計提供借鑒。

高溫、高壓下,加強環的最大等效應力與形變量隨加強環寬度變化的曲線,如圖17所示。

圖17 加強環性能與加強環寬度關系

由圖17可知:加強環寬度較小時,形變量和等效應力較大,隨著加強環寬度的增加,形變量和等效應力逐漸降低。在一定范圍內,加強環對節點強度的提高隨著加強環寬度的增加而增大。

3.3 加強環位置的影響

加強環具體的位置與屏蔽套承載力有極大的關系,提取點距離鐵心端部的距離用Ls表示,探討加強環不同位置下,屏蔽套等效應力的變化。

筆者以設置1道加強環為例,危險截面總長度L=24 mm,令加強環寬度為16 mm,加強環厚度h=3 mm。

屏蔽套性能與加強環位置關系如圖18所示。

圖18 屏蔽套性能與加強環位置關系

由圖18可知:不同位置處加強環發揮的效果有很大差異。當Ls≤4 mm時,最大等效應力隨著Ls值的增大而減小;當Ls≥4 mm,最大等效應力隨著Ls值的增大而增大。拾取點距鐵心端部距離Ls=4 mm時,最大等效應力取得最小值271.34 MPa,此時的安全系數最高為1.179,發揮的作用最大。

筆者將圖18中最大等效應力與加強環位置進行二次多項式擬合,如下:

Y(x)=1.967x2-16.48x+308.3

(4)

由式(4)可預測出不同加強環位置下最大等效應力變化,這可為加強環安裝位置設計提供借鑒。

加強環不同位置處的形變量有些許變化,屏蔽套形變量與加強環位置關系曲線,如圖19所示。

圖19 屏蔽套形變量與加強環位置關系

由圖19可知:在Ls=4 mm位置,即危險截面的中間節點處,加強環的形變量最小為0.033 76 mm,無論加強環靠近還是遠離鐵心端部,屏蔽套變形量均稍大一些。當加強環與鐵心端部距離為0 mm時,加強環下側的變形量達到0.038 72 mm,為加強環規格16 mm×3 mm下的最大值。

4 實驗驗證

DDEAV-CPMSM的結構組件和實驗平臺,如圖20所示。

圖20 DDEAV-CPMSM結構組件與實驗平臺

高溫、高壓下,屏蔽套和加強環的變形難以恢復,因此,筆者將溫度、壓強逐步增加,進行5次系統性能試驗;實驗后,加強環無法與屏蔽套拆除,只能量取加強環外徑尺寸大小,加強環初始厚度為3 mm,外徑為126 mm。

筆者分別測取加強環水平方向(X方向)和垂直方向(Y方向)的加強環外徑值。

加強環沿圓周方向測點分布,如圖21所示。

圖21 加強環圓周上的測點分布圖

筆者用千分尺測量加強環在X、Y方向的變形數值大小,并與仿真結果進行對比。

因為該實驗存在加工條件的誤差,以及千分尺測量的誤差,導致各測點情況不可能與仿真理想模型完全一致。

千分尺測量結果如表3所示。

表3 加強環形變量

由表3可知:

隨著溫度、壓強的增大,加強環外徑逐步增加,但X、Y方向加強環外徑值的變化情況不同。取X、Y方向尺寸的平均值,計算出單邊變形量,數值變化范圍在0.027 mm～0.086 mm區間;隨溫度、壓強升高,實驗測量值與仿真模擬值的變化趨勢相同,測量結果與仿真結果較為接近;

在20 MPa、200 ℃下,加強環的形變量最大,測得的加強環外徑平均值為126.172 mm,仿真模擬的加強環外徑值為126.060 24 mm,仿真值比實驗值略低,它們之間相對誤差大約為0.088%,符合工程需求,證明了仿真模型的準確性。

5 結束語

筆者對所提出的一體式電動閥門在高溫、高壓下應力-應變及電磁性能進行了計算,總結了溫度、壓強對屏蔽套性能的影響;同時,對屏蔽套的危險截面提出了加強環結構,為高溫、高壓下一體式電動閥門承壓結構設計提供了理論依據。

研究結論如下:

(1)高溫、高壓使屏蔽套等效應力逐漸增加,等效應力隨屏蔽套厚度的增加而降低,從屏蔽套材料和厚度兩方面降低等效應力,提出了使用Sus430材質屏蔽套,并得出0.5 mm厚度屏蔽套在160 ℃高溫、20 MPa壓強下最大等效應力高達292.38 MPa,臨近材料屈服強度,作為高溫、高壓試驗臨界參考數值;

(2)綜合電磁-機械性能,評估不同屏蔽套厚度下的應力-應變情況以及電流和熱負荷大小,選定0.5 mm厚度屏蔽套為該結構最優尺寸;并對屏蔽套危險截面的長度和厚度兩個方向進行了應力強度評定,為高溫高壓下一體式電動閥門承壓結構設計提供了理論依據;

(3)針對高溫、高壓下屏蔽套危險截面提出了加強環結構。在一定范圍內,隨加強環厚度和寬度的增加,屏蔽套最大等效應力均降低,但隨厚度降低趨勢趨于平緩;加強環處在危險截面中間處時,最大等效應力最小。綜上所述,加強環能提高屏蔽套的安全系數,進而加強DDEAV-CPMSM的可靠性;

(4)擬合出危險截面下最大等效應力隨加強環厚度、寬度、位置變化的函數曲線,為加強環的標準化設計提供了理論依據;

(5)加強環的仿真模擬結果與實驗結果吻合較好,證明了仿真模型的準確性。

在接下來的工作中,筆者將對電動閥門承壓槽型設計進行電磁-結構方面的分析,對一體式電動閥門結構在地震載荷、沖擊載荷下的可靠性方面進行深入研究。