菏泽龙泵车辆有限公司是专门生产石油机械的厂家，生产制造平板阀多年，如图1。生产的平板阀，结构形式非常简单，是油田上最常见的。密封原理也是大家所熟悉的，就是靠镶装在阀体里的一对波形弹簧分别在阀板的两侧推动阀座，使其密封端面始终贴合在阀板的密封侧面上，从而实现密封，如图2。而且阀板还可以在两个阀座之间自由挪动，从而实现开启和关闭的功能如图3。在对平板阀进行设计时，按照以往的类比方法，只要根据老产品对主要零件进行比例放大就可以了。这是一种非常快捷的设计方法。在对PFF78－70进行初步试制时就是简单地运用了这种方法。本想缩短制造周期，但试制结果却证明这是一个不可靠的策略。由于阀座尾部受力截面太小，局部应力大，产生了危险截面如图4A，试制平板阀阀座承受不了来自阀板的压力，致使阀座尾部由于局部应力过大而变形扩张成喇叭状，造成阀座与阀体配合孔过盈卡死，使波形回位弹簧失效，进而造成阀板与阀座之间的密封面无法贴合而产生缝隙，最终使得密封失效，型式试验失败。
找到了密封失效的原因，更加认识到对受力零件进行全面受力分析的重要性。但只凭传统的计算方法对形状不规则零件进行分析计算很难做到面面俱到。如对阀体进行应力校核计算也只是把阀体结构由一个复杂的四通结构简化为一个直通的厚壁筒体，对结构本身的复杂特点未能充分考虑，造成模型与实际受力偏差较大，给设计计算带来较大的误差。幸好掌握了以solidWorks和CosMos为平台的有限元分析法，这就使设计和验证工作变得快捷、全面，而且可靠。以下是通过两次设计的对比把三维建模软件solidWorks和有限元分析软件CosMos相结合，进行阀门的三维设计和有限元分析的过程。
分析阀座受力状态
如图2所示，在平板阀关闭的状态下，来自上游封闭流体的压力分为两部分作用在阀板上。一部分力是直接作用在阀板上，若设定：d———阀座外径；d———阀座内径；P———平板阀的额定工作压力；这部分力就是：F1＝π/4.d2.P。另一部分力作用于上游阀座的尾部端面上：F2＝π/4.（d2－d2）.P。由于上游阀座内侧端面贴靠在阀板上，所以F2又被上游阀座传递给了阀板，这样封闭状态下阀板的受力就是F＝F1+F2。阀板又把力F传递给下游阀座。所以最终下游阀座受力为F＝F1+F2＝π/4.d2.P。
DolidWorks建立三维实体模型
利用solidWorks强大的实体建模功能为阀座按图4中a、b截面分别建立实体模型：
①初试模型。
c ②优化模型。
建模过程中应特别注意单位的设置，应保证在solid－Works和CosMos里使用的单位一致。但有时也需要直接输入一些导出量（如力、压力等），这时就要确保这些导出量与基本物理量属于同一个单位制，否则需要量纲换算。所以在solidWorks中建立每一种零部件的单位最好设定为国际单位制“MKS”（MeterKilogramSecond）。
在solidWorks中建立阀座的三维实体模型分以下2个过程：
①绘制二维平面草图。
②旋转草图生成实体。
阀座的有限元分析
阀座模型的导入
由于阀座结构为前后左右对称结构，依据模型简化理论，将阀座分割成1/2。通过CosMos和solidWorks软件的无缝接口，将阀座模型导入CosMos软件的情况下进行，从而实现了二者之间的数据互换，真正做到了CAd、CAE的一体化。
设置单元类型并划分网格
网格划分是建模中非常重要的一个环节，网格形式的选取是决定网格品质和结果精度的重要因素。如果使用足够小的单元大小，基于不同首选项设定的结果应彼此收敛。根据该阀座的结构特点、载荷类型以及分析的需要，选择网格类型为实体网格。网格划分尺寸应不大于阀座的最小壁厚值。最后采用自由网格划分的方法进行网格的划分，有关网格模型的设置信息见表1。网格模型如图5。
设置材料属性
按照APisPEC6A《井口装置和采油树设备规范》的分类，阀座属控压件，对于Psl2级以上的产品应采用优质锻件。打开CosMos的材质编辑器ProPErtYMANAGEr，设置其材料的性能参数，见表2。
施加约束和载荷
按照阀座的工作受力状态，对初次试制阀座和优化设计后阀座的模型分别施加以下约束条件：
（1）添加对称约束：在模型的对称截面上施加对称约束。
（2）添加固定约束：为了使模拟与实际情况更接近，对阀座的密封端面（与阀板贴合的端面）给予“固定”的约束类型（即限制所有平移和旋转自由度），如图6。
（3）施加面力载荷：载荷特征为均匀分布，根据阀座的试验压力和2中给出的阀座受力公式，在阀座的尾部端面分别施加载荷：初次试制时阀座受力F初＝606132N；优化设计后阀座受力F优＝665234N，如图7。
因为阀座的危险区在靠近尾部端面的位置（如图4a），所以这样定义约束和载荷更能获得危险区的准确分析值。
求解
选择FFEPlus解算器，由计算机自动完成求解运算。
对比有限元分析输出结果
进行有限元分析的后处理与结果显示，后处理的主要目的是检查分析结果，由于本例属于静态结构分析，所以选用通用后处理器来进行结果的检查。结果如图8～9。
从图8和图9给出的结果，可以找到初次试制产品密封失败的根本原因，由于初次试制时阀座的受力截面太小，造成局部应力过大而使阀座尾部扩张成喇叭状，并与阀体过盈卡死，使阀座回位弹簧失效，从而最终造成密封失效。还有一点应当注意，阀座上密封槽的位置不恰当，密封槽太靠近尾部是形成阀座受力危险截面出现的原因之一。正是由于从有限元分析的结果里找到了问题的根源，为开展优化设计指明了方向，确定了优化设计后阀座的结构形式，如图4b。可以看出优化方案采取了两项优化措施：第一，密封槽远离尾部端面，第二，增加阀座外径d的尺寸。采取这两项措施的目的都是为了增加危险截面的面积，减小其应力值。通过进一步的分析，如图8b和图9b，证明这些措施是十分有效的。为最终取得产品的试制成功提供了保证。
通过以上实例证明了利用三维建模软件solidWorks以及有限元分析软件CosMos的无缝连接，完全可以成功地对阀座的受力状态进行精确地分析。此方法可大大简化产品的设计过程，大大缩短开发周期，提高了生产效率及设计的可靠性和完整性，对促进油田专用阀门的发展有十分重要的意义。
从图8b“优化设计后阀座的应力云图”可以看出：SE＝510MPA＜SY＝517MPA（式中SE为“在按变形能理论方法计算的压力容器壁内最大受压位置处的最大允许等效应力”；SY为“材料规定的最小屈服强度”），此关系满足APisPEC6A《井口装置和采油树设备规范》之4.3.3.3节的规定要求。
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