高壓硬密封固定球球閥密封性
點(diǎn)擊數(shù)：1515 發(fā)布時(shí)間：2017/11/13
由于高壓硬密封固定球球閥結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性導(dǎo)致在密封狀態(tài)下的受力變得更加復(fù)雜，很難運(yùn)用傳統(tǒng)解析法很好地完成。為了確保其安全運(yùn)行，本文針對(duì)Class1500NPS14型渦輪蝸桿傳動(dòng)硬密封固定球球閥應(yīng)用有限元法對(duì)其在關(guān)閉狀態(tài)下的密封性及應(yīng)力分布進(jìn)行了分析。分析結(jié)果為：在介質(zhì)載荷作用下，閥桿、壓蓋安裝孔根部周圍將出現(xiàn)嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，宏觀貫通泄漏流量為5268.594mL/min，密封比壓嚴(yán)重不足。
球閥由于具有流體阻力小、操作方便、啟閉迅速、密封性好和可靠性高等優(yōu)點(diǎn)，在石油化工特別是煤化工行業(yè)得到廣泛的應(yīng)用。而煤化工原料因含有腐蝕性介質(zhì)、硬物顆粒等，所以需要采用耐高壓、耐腐蝕、耐磨損、適合溫度范圍廣的金屬硬密封球閥，此類球閥是通過預(yù)緊力和流體壓力的雙重作用，使球體與閥座壓緊來(lái)實(shí)現(xiàn)密封。
對(duì)金屬硬密封球閥密封副的接觸特性特別是粗糙接觸平面的密封性能做了研究。研究結(jié)果表明：在滿足密封條件下，選擇較大壓力角可減小摩擦轉(zhuǎn)矩；密封面寬度徑向投影寬度大于7mm時(shí)密封不嚴(yán)，小于5mm時(shí)造成應(yīng)力集中；橫向紋理特征所需密封比壓遠(yuǎn)小于縱向紋理特征表面；密封寬度越大，所需密封比壓越?。幌嗤孤┝壳闆r下，高溫所需的密封比壓明顯大于常溫時(shí)的密封比壓。蘭州理工大學(xué)郁勇、李連翠等人也對(duì)硬密封球閥的密封性能做了分析研究，其主要是關(guān)于材料、低壓、超低溫對(duì)閥座密封性能的影響。查閱相關(guān)文獻(xiàn)可知，目前還未見壓力20MPa級(jí)以上的大口徑固定球球閥相關(guān)研究的報(bào)道?；诖耍疚尼槍?duì)Class1500NPS14型渦輪蝸桿傳動(dòng)硬密封固定球球閥（以下簡(jiǎn)稱：硬密封固定球球閥）在關(guān)閉狀態(tài)下的受力進(jìn)行密封性分析與優(yōu)化，為硬密封固定球球閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)和使用提供參考。
硬密封固定球球閥密封原理
由機(jī)械設(shè)計(jì)及材料強(qiáng)度的相關(guān)理論可知，硬密封固定球球閥的主要失效形式為在保證閥體、球體、閥座、閥桿等不發(fā)生塑性變形的基礎(chǔ)上發(fā)生泄漏，因此有必要預(yù)先了解此類球閥的密封副密封原理，從而對(duì)其進(jìn)行深入探討。圖1為球閥整體半剖模型，圖2為圖1中紅框內(nèi)局部放大視圖。當(dāng)球體轉(zhuǎn)動(dòng)90°后使閥門處于關(guān)閉狀態(tài)時(shí)，以密封環(huán)、O型圈為界將流體截?cái)啵藭r(shí)閥座（進(jìn)口端）受到彈簧預(yù)緊力F、流體壓力P及球體對(duì)閥座作用力共同作用，由于F與G的左向合力大于右向合力（圖2中水平方向白色箭頭為作用力所對(duì)應(yīng)區(qū)域），所以右向力需要球體對(duì)閥座作用力來(lái)抵消，此力所提供的壓力即為密封比壓，若密封比壓大于密封必需比壓，則不會(huì)泄漏。
密封性能分析及優(yōu)化
2.1模型主要尺寸
涉及本次分析模型的主要尺寸有：球閥總長(zhǎng)：1276mm；閥體最小壁厚：156mm；球體半徑：260mm；進(jìn)口、出口、球體及閥座內(nèi)徑315mm；閥座最小外徑：332mm；閥座全長(zhǎng)：89mm；上閥桿直徑：130mm；壓蓋外徑：220mm；壓蓋最小壁厚：32mm；下閥桿直徑：100mm。
2.2
模型簡(jiǎn)化策略
本文在對(duì)各零部件賦予同一材料屬性（材料名稱：ASTMA182F304鎳合金，彈性模量：195GPa，泊松比：0.29，屈服強(qiáng)度：215MPa）進(jìn)行了初步試算。試算時(shí)對(duì)閥體兩端法蘭處施加固定約束，上下閥桿施加軸向約束，對(duì)通過螺栓連接和過盈配合的接觸對(duì)設(shè)置為綁定接觸，閥座和墊圈也采用綁定接觸，忽略O(shè)型密封圈，對(duì)其它可能會(huì)產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)的接觸對(duì)設(shè)置為有摩擦接觸，其摩擦系數(shù)設(shè)置為0.15。根據(jù)應(yīng)力及變形分布的特點(diǎn)制定球閥有限元分析模型簡(jiǎn)化策略為：
1）因閥體剛度很大，變形量甚微，省略閥體。
2）球體上下方向是由上下閥桿做支撐，并無(wú)流體在該方向的作用，所以此方向上下閥桿的支撐作用也可視為無(wú)窮大，省略上閥桿，做軸向固定。
3）球體進(jìn)出口方向分別由壓蓋和下閥桿支撐，因其剛度足夠大到流體作用后變形量忽略的程度，所以該方向壓蓋和下閥桿的支撐作用也視為無(wú)窮大，省略壓蓋和下閥桿，做進(jìn)出口方向的軸向固定。
4）O型圈、墊圈對(duì)球體與閥座的接觸無(wú)影響，故建模時(shí)將O型圈及墊圈的凹槽填平，并省略O(shè)型圈、墊圈。
5）因是固定球閥，所以做對(duì)稱即可，即最終由1/8球體和1/4閥座組成。
2.3邊界條件
邊界條件的施加如圖4所示，圖中A（斜線部分）為壓蓋對(duì)球體的限制作用，設(shè)為沿Z軸固定約束；B（“#”線部分）為上閥桿對(duì)球體的限制作用，設(shè)為沿X軸固定約束；C（顏色加深部分）處為閥體對(duì)閥座起徑向限制作用，設(shè)為徑向固定約束；在各個(gè)剖切面施加對(duì)稱約束。
閥座與球體之間設(shè)為不銹鋼－不銹鋼接觸對(duì)，為了有效模擬實(shí)際接觸情況，設(shè)置為非對(duì)稱條件的有摩擦接觸，因密封面加工精度高、表面粗糙度小，故摩擦系數(shù)取0.15。
由美標(biāo)與國(guó)標(biāo)換算關(guān)系可知流體施加壓力P=（1500×2+1500/2）×0.00689=26MPa，其作用位置如圖4b、圖4c所示（顏色加深部分）；設(shè)彈簧預(yù)壓縮量6mm，彈性系數(shù)63N/mm，數(shù)量40個(gè)，則1/4閥座所受彈簧預(yù)緊力F=40×63×6/4N=3740N，其作用位置如圖4c所示，即圖4c圓圈位置既受到F同時(shí)也受到P的作用。流體壓力P與彈簧預(yù)緊力F分2個(gè)時(shí)步進(jìn)行加載，第一個(gè)時(shí)步加載F，第二個(gè)時(shí)步加載P，同時(shí)保持F不變。
2.4網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證
有限元分析中網(wǎng)格的疏密程度對(duì)求解精度有一定的影響，通常網(wǎng)格越密求解結(jié)果越精確，但計(jì)算量大，計(jì)算機(jī)的配置需求增高，同時(shí)求解時(shí)間冗長(zhǎng)，因此在保證計(jì)算精度的前提下，尋求最佳網(wǎng)格尺寸，以縮短計(jì)算時(shí)長(zhǎng)是有必要的。
按2.2節(jié)材料屬性及邊界條件進(jìn)行設(shè)置，以最小網(wǎng)格尺寸為基準(zhǔn)核算閥座相對(duì)變形量0.1%誤差為求解目標(biāo)，球體和接觸面分別由網(wǎng)格尺寸16mm和4mm的1/2n遞減進(jìn)行自適應(yīng)網(wǎng)格化分（n=0，1，2，3，4）。其結(jié)果見表1，由表1可知，第3組數(shù)據(jù)的誤差已經(jīng)小于0.1%，故基于計(jì)算時(shí)間的考慮，最終取球體單元尺寸4mm，接觸面單元尺寸1mm，而閥座體積較小，計(jì)算機(jī)配置及運(yùn)算時(shí)間影響不大，不做網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，取1mm，劃分結(jié)果為六面體為主導(dǎo)結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，節(jié)點(diǎn)數(shù)3394370，單元數(shù)899007，網(wǎng)格質(zhì)量0.827。
2.5泄漏分析
中紅色部分為VonMises等效應(yīng)力高于球體材料屈服強(qiáng)度的區(qū)域。由圖6a可知球體表面VonMises等效應(yīng)力均低于屈服強(qiáng)度215MPa，基本不會(huì)發(fā)生塑性變形。圖6b中出現(xiàn)了高于屈服強(qiáng)度的紅色區(qū)域，主要分布在閥桿、壓蓋的安裝孔根部周圍，其主要原因?yàn)樵撎幒穸容^小剛度不足所造成的?？梢灶A(yù)測(cè)圖示紅色區(qū)域，即VonMises等效應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度的部分將產(chǎn)生塑性變形，并最終導(dǎo)致球體表面的變形。此時(shí)引起的屈服變形可通過改變閥桿為花鍵連接或采用增加倒圓角的方式來(lái)改善。圖7a中可見閥座基本不會(huì)發(fā)生屈服變形，即使圖7b中最大處VonMises等效應(yīng)力218.38MPa大于屈服強(qiáng)度215MPa，其原因是閥座內(nèi)側(cè)受到流體高壓力而導(dǎo)致閥座變形，使其外側(cè)與球體發(fā)生線面接觸導(dǎo)致的。因本文重點(diǎn)研究密封性能，所以此處的改良不再深入分析優(yōu)化。
密封環(huán)面的開口狀態(tài)如圖8所示。
開口度云圖
中紅框內(nèi)標(biāo)示的即為分離區(qū)域，該區(qū)域的貫通將導(dǎo)致密封環(huán)面開口而產(chǎn)生宏觀的泄漏，提取密封環(huán)面上各個(gè)節(jié)點(diǎn)的變形值，取最小開口截面繪制其截面形狀，圖9實(shí)線為1/4環(huán)面所對(duì)應(yīng)最小截面形狀圖（因開口高度數(shù)值較小，故對(duì)其進(jìn)行放大100倍進(jìn)行繪制），由離散點(diǎn)擬合曲線為二次多項(xiàng)式所示（圖9虛線，R2=0.9986），因貫通開口為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，利用擬合公式積分可計(jì)算出整個(gè)貫通開口截面積為0.1174mm2。
進(jìn)一步計(jì)算可以得到閥門通過開口的泄漏量，必須說明的是該泄漏量并不包括因?yàn)槊芊獗葔翰蛔愣a(chǎn)生的滲透泄漏。應(yīng)用孔口流量公式得密封環(huán)面泄漏流量為：
其中：Q為泄漏流量，單位m3/s；μ為流阻系數(shù)，取0.82；A為通流截面積，單位m2；ΔP為孔口兩側(cè)壓強(qiáng)差，單位Pa；ρ為介質(zhì)密度，單位kg/m3。
2.6響應(yīng)面設(shè)計(jì)及分析
采用DOE（DesignofExperiments）試驗(yàn)設(shè)計(jì)法以球體彈性模量、彈簧預(yù)緊力、球體半徑、閥座相關(guān)尺寸L1、L2、L3為影響因素（如圖10），以密封環(huán)面開口度為目標(biāo)響應(yīng)做了45組試驗(yàn)，從而找出眾多因素中重要影響因素，以期為優(yōu)化分析奠定基礎(chǔ)。
密封環(huán)面最小開口處截面形狀為在DOE的基礎(chǔ)上利用響應(yīng)面設(shè)計(jì)所得各因素對(duì)密封環(huán)面開口度的敏感度變化趨勢(shì)圖，由圖中可知，對(duì)密封環(huán)面開口度影響較大的4個(gè)因素由大到小依次為：L1、球體半徑、彈性模量及L3，因此只需對(duì)上述參數(shù)進(jìn)行合理篩選、組合設(shè)計(jì)，應(yīng)能得到理想結(jié)果。
2.7優(yōu)選優(yōu)化
經(jīng)2.5節(jié)分析可知，影響密封環(huán)面開口度最大的因素為L(zhǎng)1，即隨著L1的減小可在一定程度上防止閥門泄漏問題。同時(shí)，為了減少加工工作量及不更換材料為目的，本文試著僅減小L1至36mm來(lái)進(jìn)一步考查泄漏問題。
（1）密封必需比壓。
對(duì)鋼、硬質(zhì)合金密封副，密封必需比壓為： （2）
其中：qb為密封必需比壓，單位MPa，m為介質(zhì)系數(shù)，常溫1，高溫1.4；a、c為與密封面材料有關(guān)的系數(shù)，對(duì)于鋼、硬質(zhì)合金a取3.5，c取1；P為介質(zhì)壓力，單位MPa；b為密封在垂直于流體流動(dòng)方向上的投影寬度，單位mm。
（2）優(yōu)化結(jié)果泄漏分析
模擬所得密封環(huán)面的開口度如圖12所示，圖12中標(biāo)示的Max與Min分別為開口的最大最小值，而紅色區(qū)域是開口度為0的區(qū)域，由圖中可見紅色區(qū)域并未被其他顏色中斷。
圖13為密封比壓云圖。由圖13可知，密封面密封比壓較大值主要分布在密封面外徑處，并且越接近外徑其值越大。在密封面外徑附近的密封比壓172.120MPa遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于密封必需比壓9.080MPa，故不存在密封泄漏問題。圖13中紅框內(nèi)出現(xiàn)了淺藍(lán)色區(qū)域，此區(qū)域有可能出現(xiàn)密封比壓不足。對(duì)其進(jìn)行徑向線性壓力分析，如圖14，從圖中可看出，密封比壓最大值為17.739MPa，其大于密封必需比壓9.080MPa，說明最有可能出現(xiàn)泄漏的區(qū)域也不會(huì)發(fā)生滲透泄漏。即使該閥門用于高壓、高溫場(chǎng)合（介質(zhì)系數(shù)m=1.4），其密封必需比壓12.715MPa也小于了密封比壓17.739MPa。為了更可靠的密封性能要求可采用繼續(xù)減小L1或減小閥座彈性模量（剛度）或增加球體半徑來(lái)改善密封比壓效果，在此不再多述。
由于L1的減小導(dǎo)致閥座剛度的降低，固閥座隨著球體變形的隨動(dòng)作用更明顯，但應(yīng)力集中現(xiàn)象還會(huì)發(fā)生，同時(shí)也不難預(yù)測(cè)閥座的最大VonMises等效應(yīng)力會(huì)有所下降，如圖15，已小于屈服強(qiáng)度215MPa。
本次優(yōu)化僅對(duì)L1做了變化，由2.5節(jié)分析可知L2的大小對(duì)密封性能是沒有影響的，所以L2可作為調(diào)整L1的距離來(lái)改善閥座其它零件的協(xié)調(diào)安裝（比如O型密封圈）。
結(jié)論
3、本文采用有限元方法，對(duì)硬密封固定球球閥在關(guān)閉狀態(tài)下的靜應(yīng)力進(jìn)行了分析。確定了1/8球體和1/4閥座為基本研究模型，在26MPa高壓下的模擬結(jié)果為：閥桿、壓蓋安裝孔根部周圍將出現(xiàn)嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，密封環(huán)面出現(xiàn)開口，開口最高處已達(dá)0.0041275mm，貫通開口截面積0.1174mm2，宏觀貫通泄漏流量5268.594mL/min。
為了解決閥門泄漏問題，本文首先通過DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)及響應(yīng)曲面分析法確定了對(duì)密封環(huán)面開口度影響較大的4個(gè)因素，然后對(duì)密封環(huán)面開口度影響最大的L1做了單因素優(yōu)化仿真試驗(yàn)，結(jié)果表明：密封環(huán)面已不存在宏觀貫穿開口，密封環(huán)面密封比壓最小值也大于密封必需比壓，泄漏問題已解決。
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