硬密封球閥主密封副接觸的特性分析

偶國(guó)富, 肖定浩, 易玉微, 劉 旭, 金浩哲

(浙江理工大學(xué)流動(dòng)腐蝕研究所, 杭州 310018)

硬密封球閥主密封副接觸的特性分析

偶國(guó)富, 肖定浩, 易玉微, 劉 旭, 金浩哲

(浙江理工大學(xué)流動(dòng)腐蝕研究所, 杭州 310018)

為研究金屬硬密封球閥主密封面密封比壓變化規(guī)律,建立了球閥的主密封結(jié)構(gòu)有限元模型及密封性能評(píng)價(jià)模型,采用硬接觸小滑移算法對(duì)密封副接觸進(jìn)行非線性有限元分析。計(jì)算了不同壓力角、密封寬度以及密封面平均直徑與進(jìn)口閥座套筒外徑比值下的密封比壓并評(píng)價(jià)其密封性能,討論了這三個(gè)變量在設(shè)計(jì)時(shí)的取值范圍。結(jié)果表明:在不同壓力角與密封寬度下,密封面上比壓分布分別呈現(xiàn)拋物線與反比例函數(shù)趨勢(shì);在滿足密封條件下,盡可能選擇較大的壓力角以減小摩擦轉(zhuǎn)矩;密封面寬度選擇存在一個(gè)最優(yōu)值,當(dāng)徑向投影寬度大于7 mm時(shí)密封不嚴(yán),小于5 mm時(shí)造成應(yīng)力集中。

硬密封; 密封比壓; 壓力角; 密封寬度; 有限元分析

0 引 言

金屬密封耐磨球閥是近年來技術(shù)發(fā)展最快的一類閥[1],現(xiàn)代煤化工由于工況及工藝介質(zhì)的特殊性,嚴(yán)格要求金屬硬密封球閥的密封性能[2],閥座密封等級(jí)要達(dá)到美國(guó)流體控制學(xué)會(huì)ANSI/FCI70-2的Class Ⅴ級(jí)閥座泄漏標(biāo)準(zhǔn)。密封失效是此類閥門最常見的失效形式之一[3],而決定一對(duì)密封副密封性的重要因素是比壓、不平度和壓差[4]。在壓差和加工精度確定的情況下,密封性能在很大程度上取決于密封面上的密封比壓(密封面上單位面積上的壓力)[5]。影響球閥主密封結(jié)構(gòu)密封比壓的參數(shù)主要有密封寬度、壓力角、壓差、預(yù)緊力等。如果這些參數(shù)設(shè)計(jì)不當(dāng),會(huì)出現(xiàn)碟簧過載,啟閉扭矩過大,導(dǎo)致閥座及球體表面涂層應(yīng)力集中,從而產(chǎn)生裂紋,甚至剝落[6-7],高溫時(shí)形成球體“卡死”的現(xiàn)象。在實(shí)際計(jì)算過程中,金屬硬密封球閥的比壓計(jì)算采用近似公式。由于該公式在計(jì)算時(shí)采用密封面平均直徑得出平均密封比壓,因此不能準(zhǔn)確反映密封副上的密封比壓分布[8];若用數(shù)學(xué)分析方法獲得密封面上的理論值,計(jì)算程序復(fù)雜而且結(jié)果不精確。目前,各類高校及科研院所對(duì)閥門密封性開展了大量研究,針對(duì)球閥軟密封的有限元分析已趨于成熟[9-12],而對(duì)于硬密封球閥的密封性能報(bào)道甚少[13-14],特別是采用有限元分析方法進(jìn)行球閥主密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)鮮有報(bào)道。

鑒于此,本文以硬密封球閥典型進(jìn)口端密封結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象,建立主密封結(jié)構(gòu)的有限元模型,并結(jié)合密封比壓的評(píng)價(jià)模型,采用大型通用非線性分析軟件ABAQUS作為求解工具,重點(diǎn)研究硬密封球閥的密封比壓與各參數(shù)之間的關(guān)系,進(jìn)而建立不同密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)的模型,揭示密封結(jié)構(gòu)的密封寬度、壓力角、DMP/DJH等影響因素對(duì)密封的影響,以期得到密封與啟閉扭矩的平衡參數(shù),完善硬密封閥門的設(shè)計(jì)理論與方法。

1 密封性能評(píng)價(jià)模型

選擇合適的密封比壓是保證閥門密封、壽命和結(jié)構(gòu)緊湊的關(guān)鍵因素。當(dāng)球閥在預(yù)緊狀態(tài)下球體相對(duì)閥座轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),密封副之間由于切向應(yīng)力產(chǎn)生摩擦磨損。目前研究表明,金屬材料摩擦副之間的摩擦磨損率隨著載荷的增加有一個(gè)臨界載荷,即在臨界載荷下,磨損率較小,而大于臨界載荷,磨損率迅速增大,產(chǎn)生比較嚴(yán)重的磨損[15]。因此,為避免鎖渣閥在頻繁地啟閉過程中出現(xiàn)嚴(yán)重的摩擦磨損,密封面的比壓必須盡量小,但又要保證足夠密封。因此,閥門的密封比壓必須滿足以下條件:

qb

(1)其中:qb為保證密封必需比壓,單位MPa;q為實(shí)際比壓,單位MPa;[q]為密封面材料的許用比壓,單位MPa。

根據(jù)不同的密封面寬度、壓力及材料進(jìn)行試驗(yàn),得到當(dāng)密封面材料為鋼或是硬質(zhì)合金時(shí)的球閥必需比壓經(jīng)驗(yàn)公式[5]可表示為:

(2)

其中:h2為密封面徑向投影寬度,單位cm;m為與流體性質(zhì)有關(guān)的系數(shù),常溫水m=1,高溫液體、氣體m=1.4;p為介質(zhì)壓力,單位MPa;qb為密封必需比壓,單位MPa。

在本文中,當(dāng)p=15 MPa、h2=5 mm(設(shè)計(jì)值)時(shí),必需比壓按式(2)計(jì)算得到qb=32 MPa,而[q]=150 MPa。

2 計(jì)算模型

球閥的主密封結(jié)構(gòu)由閥球和閥座密封面組成,密封副主要采用兩平整光滑的密封面相互擠壓來阻止介質(zhì)通過,從而實(shí)現(xiàn)密封。本文選取煤化工氣化爐鎖渣閥為研究對(duì)象,該閥的密封副二維結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示,閥球中心為原點(diǎn),圖中變量及主要設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)如表1所示;采用通用有限元分析軟件ABAQUS建立固定球閥的三維模型,如圖2所示。閥座材料為ASTM A182 F304,各向同性,彈性模量E=190 GPa,泊松比υ=0.3,球體為解析剛體,不賦予材料屬性;法向接觸行為選擇“硬”接觸,切向無摩擦;密封面接觸采用罰函數(shù)法[16]求解;穩(wěn)態(tài)計(jì)算與分析步時(shí)間無關(guān),默認(rèn)設(shè)置為1;網(wǎng)格劃分技術(shù)選擇掃掠進(jìn)階算法,閥座整體劃分為六面體網(wǎng)格,單元類型為八節(jié)點(diǎn)六面體線性減縮積分單元(C3D8R),并在接觸面處細(xì)化網(wǎng)格,如圖3所示。

在進(jìn)行接觸分析時(shí),首先要判斷接觸主從面是否有效接觸,ABAQUS判斷的標(biāo)準(zhǔn)是當(dāng)COPEN(從面節(jié)點(diǎn)與主面的距離)為0或非常接近于0時(shí)表示此節(jié)點(diǎn)與主面相接觸。本文中球體表面為主面,與球體接觸的閥座部分為從面。圖4所示的是主從面的接觸狀態(tài),COPENmax=3.618×10-14,該值非常接近于0,因此可以認(rèn)為本模型所建立的接觸有效。

3 有限元與近似理論計(jì)算的對(duì)比驗(yàn)證

結(jié)合閥座密封結(jié)構(gòu)的受力分析,推導(dǎo)出固定球閥的密封比壓q的近似計(jì)算公式為[5]:

(3)

其中:q為密封比壓,單位MPa;N為球體對(duì)密封面的法向力,單位N;FMN為密封環(huán)帶面積,單位mm2;h為閥座密封面寬度,單位mm;p為工作壓力,單位MPa。

比較不同壓力角下密封面中部的比壓值如表2所示。理論計(jì)算時(shí)取密封面寬度h=6.6 mm,R=125 mm,DJH=187 mm,p=15 MPa,其他參數(shù)見表2。以設(shè)計(jì)壓力角(α=41.34)為例,有限元分析所得(DMN+DMW)/2處密封比壓是36.74 MPa,而理論計(jì)算的密封比壓通過式(3)得到,為36.59 MPa,兩者間誤差為0.41%,因此有限元計(jì)算值是可信的。理論計(jì)算值相對(duì)于有限元分析值偏大,但誤差均在5%以內(nèi),這是由于理論值計(jì)算公式是取密封面平均直徑計(jì)算造成的。

4 固定球閥密封比壓分析

密封面的壓力角、密封面寬度以及密封面平均直徑DMP與閥座套筒外徑DJH之比對(duì)密封比壓影響較大。因此,下面主要將從這三個(gè)因素開展研究,探討閥門密封性能與其之間的關(guān)系。

4.1 壓力角影響

在保持密封面寬度不變的情況下,改變閥座密封面外徑與內(nèi)徑的大小來調(diào)整壓力角的大小,α范圍在40.13～45.12°之間變化。不同壓力角下密封比壓分布如圖5所示。由圖5可知,密封面上比壓分布規(guī)律不隨壓力角的變化而改變,整體上呈現(xiàn)兩側(cè)比壓值較大,中間數(shù)值相對(duì)較小的趨勢(shì)。越靠近密封面中部,密封比壓分布越均勻,而在兩側(cè)端部,密封比壓變化較大。隨著壓力角的增加,密封比壓整體偏小。當(dāng)球體與閥座接觸時(shí),因?yàn)槊?xì)現(xiàn)象在密封副之間存在流體,當(dāng)閥座在介質(zhì)作用下沿流向有相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí),使得球體與閥座更加緊密接觸,從而密封副邊緣到中部的流體介質(zhì)會(huì)越來越少,因此密封面內(nèi)徑處在球體與介質(zhì)的雙重作用下,使得受力略大于密封面中部。

當(dāng)滿足公式(2)建立的密封條件時(shí),要求最大密封比壓小于許用比壓[q]=150 MPa,最小比壓大于必需比壓qb=32 MPa。由表3可知,實(shí)現(xiàn)有效密封的壓力角范圍是41.34～42.57°。在這個(gè)壓力角范圍內(nèi),球閥在啟閉過程中受到的摩擦轉(zhuǎn)矩MQ在2 130～2 564 N·m范圍內(nèi),如圖6所示。隨著壓力角增加,摩擦轉(zhuǎn)矩呈線性減小的趨勢(shì),有利于閥門啟閉及壽命延長(zhǎng)。因此,在滿足密封比壓的條件下,可以適當(dāng)選取較大的壓力角。

4.2 密封面寬度影響

在保持壓力角不變的條件下,改變閥座密封面內(nèi)外徑大小來研究閥座密封面寬度對(duì)密封性能的影響。不同密封面寬度密封比壓曲線如圖7所示,從圖中可以看出,在不同閥座密封面寬度下,密封比壓分布規(guī)律一致,基本呈反比例函數(shù)分布。隨著密封面寬度增加,接觸面積增加,密封比壓整體減小,以至于不能滿足密封條件,但是密封比壓分布更加均勻;當(dāng)密封面較窄時(shí),接觸面積小,密封比壓大,且分布不均,導(dǎo)致閥門在啟閉過程中,密封面摩擦磨損嚴(yán)重,縮短閥門的使用壽命。從表4可知,當(dāng)h2=4 mm時(shí),qmax=240 MPa,大于許用比壓[q]=150 MPa;而當(dāng)h2=7，8 mm時(shí),qmin均小于必需比壓。因此上述兩種情況都不滿足密封條件。因此在本文設(shè)計(jì)條件下滿足密封的閥座密封面垂直投影寬度h2在5～7 mm范圍內(nèi)。

4.3DMP/DJH對(duì)密封比壓影響規(guī)律

針對(duì)單向密封球閥,在球體關(guān)閉時(shí),依靠進(jìn)口閥座套筒外徑DJH與閥座密封面內(nèi)徑DMN所形成的環(huán)面上的流體作用力壓緊球體,從而實(shí)現(xiàn)閥球的密封。因此密封面平均直徑DMP((DMN+DMW)/2)與套筒外徑DJH之比在很大程度上決定了球閥密封的可靠性。當(dāng)DMP與DJH的比值太小時(shí),密封副將不能保證可靠密封。其次,如果套筒外徑過大有可能壓潰閥座密封面,使得球閥的開關(guān)扭矩增大,密封副磨損加劇。對(duì)此,本文分別針對(duì)不同壓力角與密封面寬度下進(jìn)行了DMP與DJH比值比較。壓力角與DMP/DJH比值曲線如圖8所示,從圖中可以看出,當(dāng)密封面寬度一定時(shí),壓力角α在41.34～42.57°范圍內(nèi)可實(shí)現(xiàn)有效密封,因此推斷出當(dāng)DMP/DJH在0.882 4～0.903 2之間時(shí)可以保證密封。密封寬度與DMP/DJH比值的關(guān)系曲線如圖9所示,當(dāng)保持壓力角α=41.34°不變時(shí),由4.2分析可知對(duì)應(yīng)有效的投影寬度h2為5～7 mm,由圖9可得DMP/DJH取值范圍在0.882 4～0.893 0之間時(shí)可以保證密封。

定義K=DMP/DJH,通過圖7插值求得K與壓力角α之間的關(guān)系式:K=0.016 8α+0.186 816(h2=5 mm)。當(dāng)壓力角α=41.34°時(shí),從圖9中的規(guī)律可以發(fā)現(xiàn)K與h2之間的線性關(guān)系式:K=0.005 35h2+0.855 6。

5 結(jié) 論

a) 基于有限單元法建立了硬密封球閥的主密封結(jié)構(gòu)有限元模型以及密封性能評(píng)價(jià)模型,通過與近似理論計(jì)算結(jié)果的對(duì)比,驗(yàn)證了本文所建立的硬接觸密封有限元模型的可靠性。分析了壓力角、密封面寬度以及DMP/DJH與密封性能的關(guān)系,并明確給出了設(shè)計(jì)過程中α、h2及DMP/DJH的取值范圍。

b) 有限元分析得到固定球閥的密封比壓分布規(guī)律:不同壓力角下,整個(gè)密封環(huán)面內(nèi)呈拋物線分布,兩端值大,中間小,且較平穩(wěn);不同密封面寬度下,密封比壓在整個(gè)密封環(huán)面內(nèi)呈反比例函數(shù)分布,密封外徑比壓值大,內(nèi)徑小,中間較平穩(wěn)。

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(責(zé)任編輯： 康 鋒)

Characteristic Analysis of Primary Seal and Auxiliary Contact theMain Seal in Metal to Metal Sealed Ball Valve

OU Guo-fu, XIAO Ding-hao, YI Yu-wei, LIU Xu, JIN Hao-zhe

(Institute of Flow Induced Corrosion, Zhejiang Sci-Tech University, Hangzhou 310018, China)

In order to study the variation law of sealing specific pressure of primary sealing face of metal sealed ball valve, this paper establishes primary seal finite element model and sealing performance evaluation model of ball valve, and employs the hard contact and small sliding algorithm to conduct nonlinear finite element analysis of auxiliary contact of seal. Sealing specific pressure is figured out under different pressure angle, sealing width, and specific value between mean diameter of sealing face and external diameter of inlet valve seat sleeve, and the sealing performance is evaluated. Meanwhile, this paper discusses the value range of these three variavles in the design process. The results show that, under different pressure angle and sealing width, the specific pressure distribution on the sealing face presents a trend of parabola and inverse proportional function respectively. The pressure angle should be chosen as large as possible, to reduce the friction torque under the condition of meeting the sealing condition. There exists an optimal value of the width of the sealing face. If the projection width at the radial direction is more than 7 mm, the sealing is not tight; when the value is less than 5mm, stress concentration will be caused.

metal sealing; sealing specific pressure; pressure angle; sealing width; finite element analysis

1673- 3851 (2015) 05- 0669- 06

2014-11-19

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(U1361107);浙江省公益技術(shù)應(yīng)用研究計(jì)劃項(xiàng)目(2015C31013);浙江省教育廳科研項(xiàng)目(Y201329372);浙江理工大學(xué)521人才培養(yǎng)計(jì)劃項(xiàng)目;浙江理工大學(xué)研究生創(chuàng)新研究項(xiàng)目(YCX13030)

偶國(guó)富(1965-),男,江蘇太倉(cāng)人,教授,博士,主要從事流動(dòng)腐蝕預(yù)測(cè)及特種設(shè)備安全保障技術(shù)方面的研究。

金浩哲,E-mail:haozhe2007@163.com

TK730.2

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