基于微觀接觸力學(xué)的旋塞閥密封面疲勞壽命數(shù)值研究

陸俊杰， 吳 晨， 安 琦

（1. 華東理工大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200237；2. 安策閥門（太倉(cāng)）有限公司 江蘇太倉(cāng) 215400）

旋塞閥的密封依靠閥芯與閥座表面的壓緊接觸，其密封性能主要由閥芯和閥座接觸表面的力學(xué)性能決定[1-2]。旋塞閥在正常工作過(guò)程中，由于所密封的管道內(nèi)的流體壓力始終處于變化狀態(tài)，導(dǎo)致密封接觸面易于發(fā)生疲勞破壞，如何對(duì)旋塞閥接觸面的疲勞壽命進(jìn)行計(jì)算，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)其疲勞壽命的預(yù)測(cè)，是目前面臨的問(wèn)題之一。

Yuzawa等[3]基于閥座泄漏流量不能超過(guò)閥可控的最小流量的準(zhǔn)則，提出了一種估計(jì)閥壽命的方法。王杭州等[4]研究PEEK閥芯在峰值為70 MPa脈動(dòng)工作壓力下的疲勞壽命，運(yùn)用傳統(tǒng)名義應(yīng)力法，由PEEK材料的應(yīng)力-疲勞壽命曲線求得PEEK閥芯在工作過(guò)程中的應(yīng)力-疲勞壽命曲線，結(jié)合疲勞損傷累積理論估算出閥芯的疲勞壽命。李玉坤等[5]利用有限元分析軟件Workbench建立RMG530減壓閥閥體有限元模型，根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)得的隨機(jī)振動(dòng)載荷對(duì)減壓閥進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)疲勞分析。高揚(yáng)[6]基于修正古德曼曲線并結(jié)合有限元分析實(shí)際應(yīng)用的閥芯，實(shí)現(xiàn)在長(zhǎng)時(shí)間的疲勞試驗(yàn)前就預(yù)判出失效點(diǎn)。王海濤等[7]對(duì)隔離閥閥體的高溫蠕變疲勞特性進(jìn)行研究，計(jì)算了閥體關(guān)鍵部位的蠕變與疲勞損傷程度，并進(jìn)一步探索閥體壽命對(duì)應(yīng)力類型和水平的敏感性。Richins等[8]根據(jù)USNRC Generic Letter 89-10的測(cè)試要求在閥門關(guān)閉期間，利用閥芯和閥座之間的超調(diào)負(fù)載和打開閥門所需的閥桿推力，確定了峰值應(yīng)力范圍以估計(jì)由于較高的閥桿推力載荷而導(dǎo)致的疲勞使用系數(shù)的增加。陳浩等[9]通過(guò)有限元方法對(duì)方鉆桿旋塞閥本體的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了分析和試驗(yàn)。金靜靜等[10]通過(guò)宏觀分析、化學(xué)成分分析、力學(xué)性能測(cè)試、金相分析及微觀形貌分析，對(duì)某油田發(fā)生的一起鉆桿旋塞閥橫向斷裂事件進(jìn)行了研究，結(jié)果表明旋塞閥的斷裂機(jī)理為疲勞斷裂。馮文榮等[11]采用CFD軟件對(duì)方鉆桿旋塞閥流場(chǎng)進(jìn)行了三維數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)旋鈕水平面處的作用力存在3 MPa差異，增加了在該處疲勞損壞的可能性。

綜上所述，目前雖然有一些關(guān)于閥體密封面疲勞壽命的研究，但這些研究仍然處于較為宏觀的層面，鮮有從基于接觸面微凸體真實(shí)接觸的力學(xué)行為對(duì)旋塞閥接觸性能進(jìn)行的研究，且無(wú)法有效地對(duì)旋塞閥性能進(jìn)行定量計(jì)算。本文通過(guò)采用自相關(guān)函數(shù)構(gòu)建真實(shí)的旋塞閥三維粗糙接觸表面，且基于微凸體接觸理論構(gòu)建旋塞閥預(yù)緊及密封面接觸的力學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上，也對(duì)旋塞閥疲勞失效過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值模擬。

1 旋塞閥芯與閥座接觸力學(xué)模型構(gòu)建

旋塞閥的結(jié)構(gòu)及工作原理如圖1所示，旋塞閥分別由螺釘、閥芯、壓力盤、墊片、聚四氟乙烯（PTFE）墊片、旋塞閥閥蓋與閥體聯(lián)接螺栓、閥座等組成。密封面接觸為閥座金屬表面和旋塞金屬表面接觸，其微觀的接觸是粗糙表面接觸，接觸面間的壓力主要來(lái)自螺栓擰緊力以及管路中的流體壓力。

圖 1 旋塞閥結(jié)構(gòu)及工作原理圖Fig. 1 Scheme of the plug valve structure and working principle

旋塞閥截?cái)嚓P(guān)閉時(shí)，管道內(nèi)流體由于外部因素干擾引起壓力波動(dòng)，進(jìn)而引起旋塞與閥體密封面間接觸壓力波動(dòng)，導(dǎo)致了旋塞和閥座密封面微觀接觸的疲勞積累損傷。隨著工作時(shí)間增加旋塞與閥座密封面微凸體由于疲勞積累損傷而脫落，接觸密封面微凸體脫落個(gè)數(shù)增加最終導(dǎo)致旋塞與閥座密封面發(fā)生泄漏失效。

1.1 旋塞閥閥芯與閥座接觸力分析

在安裝過(guò)程中，旋塞閥螺釘擰緊 N 圈后實(shí)現(xiàn)閥芯與閥座的接觸面壓緊，此時(shí)螺釘、壓力盤、墊片等發(fā)生彈性變形。螺釘擰緊 N 圈后，將有 n 對(duì)內(nèi)外螺紋相互嚙合，根據(jù)文獻(xiàn)[12]，建立緊定螺釘擰緊圈數(shù)與壓緊力變形協(xié)調(diào)關(guān)系，通過(guò)數(shù)值計(jì)算，可以求出螺釘擰緊 N 圈后對(duì)旋塞所產(chǎn)生的壓緊力 FN。

工作過(guò)程中旋塞閥閥芯受力示意圖如圖2所示。旋塞處于閉合狀態(tài)時(shí)，進(jìn)口端壓力為 pin，出口端壓力為 pout，旋塞左、右側(cè)密封面接觸應(yīng)力分別為σl、σr，這時(shí)旋塞和閥座之間的接觸壓力使其產(chǎn)生密封效果，管內(nèi)流體壓力作用在旋塞上的合力（進(jìn)出口壓 力積分得） FP為：

式中：p=pin-pout；r為xoy平面旋塞曲率半徑；α為旋塞相位角（如圖3(a)所示）；R2、R3為管道流體壓力在z方向上的作用界曲率半徑。

旋塞閥密封面接觸模型示意圖如圖3所示，當(dāng)管內(nèi)通有流體時(shí)，旋塞與閥座接觸面上的壓力呈不均勻分布狀態(tài)，由于受力的不平衡，導(dǎo)致閥座沿圓周方向上的彈性接觸變形不均勻，表面微觀接觸面積遠(yuǎn)小于宏觀尺度上接觸面積，閥芯宏觀尺度上雖然幾乎不發(fā)生改變，但密封接觸面的彈性壓縮量的不均勻?qū)?huì)導(dǎo)致閥芯受壓發(fā)生偏移。將旋塞接觸面沿軸向展開，并進(jìn)行網(wǎng)格化，如圖2所示，每個(gè)網(wǎng)格上的接觸壓力都不相等。

每個(gè)網(wǎng)格的彈性壓縮量 Δsi,j可以表達(dá)為：

式中： Δsx為閥芯位移； Rvi為接觸微單元上閥芯平均半徑； Rpi為接觸微單元上閥座內(nèi)圈平均半徑， Rpi=Rvitan2°×Δs，Δs為閥芯在 z 方向上的位移。

微單元接觸面積 Ai,j為

式中：ΔR為旋塞密封面微單元曲率半徑的增量。

微單元接觸高度 Δsi的數(shù)值計(jì)算基于赫茲接觸力學(xué)，每個(gè)接觸單元的接觸力 Fi,j，水平方向上的合力p為

圖 2 工作過(guò)程中旋塞閥閥芯受力示意圖Fig. 2 Force diagram of the plug valve cock during working

1.2 密封面接觸力學(xué)模型構(gòu)建

旋塞與閥座密封面實(shí)際的接觸表面是粗糙的表面，在計(jì)算每個(gè)接觸單元的接觸力時(shí)，應(yīng)考慮微觀接觸的受力變形。為此，本文采用自相關(guān)函數(shù)[13-15]構(gòu)建旋塞閥座套筒的接觸表面：

其中， σ 為表面均方根粗糙度； x 為密封圈接觸面圓周方向坐標(biāo)，y為密封圈接觸面軸向坐標(biāo)，分別為 x 、y方向任意兩點(diǎn)之間的距離；分別為x、y方向上的相關(guān)長(zhǎng)度。

旋塞閥密封面微單元接觸模型如圖4所示，數(shù)值計(jì)算微單元的三維隨機(jī)粗糙表面（粗糙度Ra=0.5），采用接觸密性數(shù)值計(jì)算拋光后加工的不銹鋼材料三維粗糙表面，并賦予隨機(jī)表面相應(yīng)的力學(xué)性能參數(shù)。旋塞閥螺釘擰緊 N 圈后，管內(nèi)流體壓力波動(dòng)值在時(shí)，旋塞與閥座兩表面第(i, j)對(duì)密封微單元疊放接觸（如圖4(c)所示），該微單元接觸應(yīng)力云圖如圖4(d)所示。

微觀上，兩密封表面的接觸實(shí)際上是兩個(gè)表面上微凸體之間的接觸。對(duì)于單個(gè)微凸體間的接觸，可以將接觸面近似看作球面接觸，兩微凸體的微觀接觸狀態(tài)如圖5所示。其中：分別為兩微凸體接觸面曲率半徑；為單對(duì)微凸體的接觸高度；為單對(duì)微凸體接觸力平衡的外載荷；為單對(duì)微凸體的接觸面積。

本文假設(shè)接觸過(guò)程中微凸體只發(fā)生彈性變形，采用赫茲接觸理論來(lái)研究接觸力、接觸變形與外載荷之間關(guān)系。根據(jù)赫茲接觸理論，兩球形微凸體發(fā)生點(diǎn)接觸，接觸力最大接觸應(yīng)力與微凸體的 接觸高度關(guān)系式為[16-17]：

結(jié)合旋塞閥密封面粗糙度的影響，利用上述模型可計(jì)算出在不同過(guò)盈量下旋塞閥閥芯與閥座在不同過(guò)盈量下密封面接觸力分布。根據(jù)文獻(xiàn)[18]中油氣管道雨流計(jì)數(shù)的波動(dòng)壓力采集數(shù)據(jù)進(jìn)行結(jié)果分析，得到旋塞閥管道流體壓力波動(dòng)分布規(guī)律為隨機(jī)分布。按此分布規(guī)律使用Matlab內(nèi)置函數(shù)randsample數(shù)值模擬管道內(nèi)壓力隨時(shí)間波動(dòng)，結(jié)果如圖6所示，可進(jìn)一步得到旋塞閥管內(nèi)流體壓力隨時(shí)間波動(dòng)值，管內(nèi)流體壓力極限pmax、流體壓力平均值 pmean、流體壓力幅值 pa和管內(nèi)流體壓力幅值比 rp。

圖 3 旋塞閥密封面接觸模型示意圖Fig. 3 Diagram of plug valve sealing surface contact model

圖 4 旋塞閥密封面微單元接觸模型Fig. 4 Plug valve sealing surface micro unit contact model

圖 5 單個(gè)微凸體接觸簡(jiǎn)化模型Fig. 5 Simplified model of a single pair of asperities contact

管道內(nèi)流體壓力隨機(jī)變化引起旋塞閥密封面接觸應(yīng)力變化，將導(dǎo)致接觸面的疲勞破壞。根據(jù)文獻(xiàn)[19]提出的線性疲勞累積損傷計(jì)算方法，將各應(yīng)力相對(duì)應(yīng)的累積循環(huán)次數(shù)與材料發(fā)生疲勞破壞時(shí)的極限循環(huán)次數(shù)商的總和定義為材料的總壽命損傷，理論上該值為1，即：

其中：D為總壽命損傷； σi為密封圈接觸表面的應(yīng)力幅；Ni為各應(yīng)力相對(duì)應(yīng)的累積循環(huán)次數(shù)； Ni′為與各應(yīng)力相對(duì)應(yīng)材料發(fā)生疲勞破壞時(shí)的極限循環(huán)次數(shù)。

圖 6 管道內(nèi)流體壓力波動(dòng)隨時(shí)間變化曲線Fig. 6 Curve of fluid pressure fluctuation over time in a pipe

考慮工程應(yīng)用數(shù)據(jù)難易度，本文選取丁氏的估算公式[20]：

其中：σr為應(yīng)力比為 r 時(shí)交變應(yīng)力中最大應(yīng)力的極限值； f 為材料的疲勞比（ f=σ-1/σb，σ-1為對(duì)稱循環(huán)下材料的疲勞極限，σb為材料靜抗拉強(qiáng)度極限）；n 為材料常數(shù)，與 f有關(guān)， n=1/(cf)（ c 為待定系數(shù)）；σf為應(yīng)力比為r 時(shí)交變應(yīng)力中應(yīng)力幅的極限值；m是疲勞曲線指數(shù)； N′f為達(dá)到疲勞極限的循環(huán)次數(shù)。

微凸體發(fā)生疲勞失效后密封面微觀接觸示意圖如圖7所示。計(jì)算微凸體發(fā)生疲勞失效后密封面微觀接觸微單元的彈性壓縮量 Δsi,j，得到該狀態(tài)下旋塞閥接觸單元的接觸力 Fi,j。根據(jù)文獻(xiàn)[21]中的密封面泄漏識(shí)別算法，判定密封面是否泄漏，如果密封面出口通道出現(xiàn)標(biāo)記值-1，即旋塞閥密封面發(fā)生泄露，則判定旋塞閥與閥座密封失效,如圖7(b)所示。

1.3 旋塞閥密封面疲勞壽命數(shù)值計(jì)算流程

旋塞閥密封性能數(shù)值計(jì)算流程圖如圖8所示，具體步驟如下：

（1）給定旋塞閥預(yù)緊圈數(shù) N ，密封面粗糙度 Ra，旋塞閥工作時(shí)間 Ti=Ti-1+ΔT ，進(jìn)、出口端流體波動(dòng)壓力值為 pin、pout；

（2）計(jì)算管內(nèi)流體壓力作用在旋塞上的合力 FP，旋塞所產(chǎn)生的壓緊力 FN，微凸體發(fā)生點(diǎn)接觸最大接觸應(yīng)力 σimax；

（3）判斷密封面每一個(gè)微凸體是否發(fā)生疲勞失效,如果微凸體發(fā)生失效，則失效微凸體不再參與密封面接觸力計(jì)算；否則，密封面保持不變；

（4）根據(jù)文獻(xiàn)[21]中的密封面泄漏識(shí)別算法，判定密封面是否泄漏，如果密封面發(fā)生泄露，那么旋塞閥密封面失效；否則，重復(fù)計(jì)算步驟（1）至步驟（4）。

（5）輸出旋塞閥密封面關(guān)閉狀態(tài)的疲勞壽命t。

2 算例研究

基于上述計(jì)算模型，以金屬接觸密封圓錐形旋塞閥為對(duì)象，研究了旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期壽命 t 隨著緊定螺栓預(yù)緊圈數(shù) N 、旋塞壓緊力 FN、密封面粗糙度 Ra以及管內(nèi)入口處流體波動(dòng)壓力 pin等參數(shù)的變化規(guī)律。以安策閥門公司F-2 ISOSTANDARD（1''）旋塞閥外形尺寸為數(shù)值計(jì)算研究對(duì)象，具體參數(shù)如表1所示。

圖 7 微凸體發(fā)生疲勞失效后密封面微觀接觸示意圖Fig. 7 Schematic diagram of micro-contact on sealing surface after fatigue failure of asperities

2.1 旋塞閥疲勞壽命分析

根據(jù)文獻(xiàn)[18]中油氣管道雨流計(jì)數(shù)的波動(dòng)壓力集數(shù)據(jù)結(jié)果，分析得到管道流體壓力波動(dòng)分布規(guī)律，同時(shí)探討了管道入口壓力隨時(shí)間波動(dòng)的變化情況，得到流體壓力平均值為 2.5MPa ，流體壓力幅為2.5MPa，流體壓力比為 0 。旋塞閥密封機(jī)構(gòu)基體疲勞失效壽命即為密封面最大接觸應(yīng)力引起的疲勞失效壽命，根據(jù)文獻(xiàn)[22]的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，得到304不銹鋼疲勞壽命實(shí)驗(yàn)常數(shù)為 8.8496，疲勞極限（=107時(shí)）為 187.51MPa 。

圖 8 旋塞閥密封性能計(jì)算流程圖Fig. 8 Calculation flow chart of sealing performance of plug valve

旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期疲勞壽命隨旋塞壓緊螺釘擰緊圈數(shù)變化規(guī)律如圖9所示。在相同粗糙度下，旋塞閥密封面疲勞泄漏前的預(yù)期疲勞壽命隨著旋塞閥緊定螺釘擰緊圈數(shù)的減小而增加，這是由于擰緊圈數(shù)減少，其接觸面的接觸應(yīng)力也會(huì)減少。在相同螺釘擰緊圈數(shù)的情況下，接觸面的粗糙度越大，預(yù)期疲勞壽命也會(huì)越大。研究發(fā)現(xiàn)當(dāng)旋塞閥密封面粗糙度為 1.1 ，緊定螺釘擰緊圈數(shù)小于0.11時(shí)，旋塞閥密封面泄漏通道已經(jīng)形成，此時(shí)該密封面預(yù)期疲勞壽命最大值為 6.382×106h ，將不會(huì)出現(xiàn)密封面無(wú)限疲勞壽命區(qū)。

表 1 F-2 ISO-STANDARD（1''）旋塞閥的基本參數(shù)Table 1 Parameters of plug valve F-2 ISO-STANDARD (1'')

為了對(duì)圖9的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，不考慮微觀粗糙表面接觸泄漏，僅考慮最大接觸應(yīng)力旋塞與閥座疲勞失效前的旋塞閥疲勞壽命與螺釘擰緊圈數(shù)之間的關(guān)系（如圖10所示）。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，本文建立旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期壽命與考慮最大接觸應(yīng)力旋塞與閥座疲勞失效前的旋塞閥工作壽命對(duì)應(yīng)的緊定螺釘擰緊圈數(shù)的變化規(guī)律基本一致。數(shù)值上，在相同旋塞閥密封面粗糙度，相同螺釘擰緊圈數(shù)下，根據(jù)本文建立密封面疲勞泄漏模型數(shù)值計(jì)算的旋塞閥密封面疲勞壽命較高，表明本文建立的旋塞閥密封面疲勞壽命算法是可靠的。

圖 9 旋塞閥密封面泄漏前疲勞壽命與螺釘擰緊圈數(shù)之間的關(guān)系Fig. 9 Relationship between fatigue life and numbers of screw tightening cycles before sealing surface leakage of plug valve

圖 10 旋塞與閥座疲勞失效前的旋塞閥疲勞壽命與螺釘擰緊圈數(shù)之間的關(guān)系Fig. 10 Relationship between the fatigue life of plug valve and the numbers of screw tightening cycles before the fatigue failure of cock and valve seat

旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期疲勞壽命隨旋塞壓緊力變化規(guī)律如圖11所示。在相同粗糙度下，隨著旋塞壓緊力減小，旋塞閥密封面疲勞泄漏前的預(yù)期疲勞壽命將會(huì)增加。在相同旋塞壓緊力下，接觸面的粗糙度越大，預(yù)期疲勞壽命越小。這是由于相同的旋塞壓緊力下，粗糙度高的接觸微觀表面實(shí)際接觸面積較小。研究發(fā)現(xiàn)當(dāng)旋塞閥密封面粗糙度為1.1、旋塞壓緊力小于 3 .25×104N 時(shí)，旋塞閥密封面泄漏通道已經(jīng)形成，導(dǎo)致旋塞壓緊力繼續(xù)減小，密封面預(yù)期疲勞壽命都為0，將不會(huì)出現(xiàn)密封面無(wú)限疲勞壽命區(qū)。

圖 11 旋塞閥密封面泄漏前疲勞壽命與對(duì)應(yīng)的旋塞壓緊力之間的關(guān)系Fig. 11 Relationship between the fatigue life of the sealing surface of the plug valve before leakage and the corresponding pressure of the cock

基于接觸表面微觀疲勞泄漏模型研究管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值對(duì)旋塞閥密封面疲勞壽命影響，結(jié)果如圖12所示。當(dāng)管內(nèi)流體平均壓力值為 5 MPa 、螺釘擰緊圈數(shù)為 0 .05 時(shí)，旋塞閥密封面疲勞壽命隨管內(nèi)流體壓力幅值的增加而減小，增速隨管內(nèi)流體壓力幅值的增加而增加。這是由于管內(nèi)平均壓力不變時(shí)，管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值增加，其密封面微凸體波動(dòng)接觸應(yīng)力幅值增加且微凸體接觸應(yīng)力比減小所致。

圖 12 旋塞閥密封面疲勞壽命與管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值之間的關(guān)系Fig. 12 Relationship between the fatigue life of the sealing surface of the plug valve and the amplitude of fluctuation fluid pressure in the pipe

基于接觸表面微觀疲勞泄漏模型研究管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值比對(duì)旋塞閥密封面疲勞壽命的影響，結(jié)果如圖13所示。當(dāng)管內(nèi)流體壓力極限值為 1 0MPa 、螺釘擰緊圈數(shù)為 0 .05 時(shí)，旋塞閥密封面疲勞壽命隨管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值比增加而增加，增速隨管內(nèi)流體壓力幅值比增加而放緩。這是由于管內(nèi)流體壓力幅值比增加，管內(nèi)流體壓力極限值不變時(shí)，其密封面微凸體接觸應(yīng)力比增加且接觸應(yīng)力幅值減小所致。

圖 13 旋塞閥密封面疲勞壽命與管內(nèi)波動(dòng)流體壓力幅值比之間的關(guān)系Fig. 13 Relationship between the fatigue life of the sealing surface of the plug valve and the amplitude ratio of fluctuation fluid pressure in the pipe

基于接觸表面微觀疲勞泄漏模型進(jìn)一步研究管內(nèi)波動(dòng)流體平均壓力對(duì)旋塞閥密封面疲勞壽命影響，結(jié)果如圖14所示。當(dāng)管內(nèi)流體壓力幅值為1 MPa、螺釘擰緊圈數(shù)為0.05時(shí)，旋塞閥密封面疲勞壽命隨管內(nèi)波動(dòng)流體平均壓力的增加先增加且增速放緩，達(dá)到極值后減小，且減速變大。這是由于管內(nèi)流體壓力波動(dòng)幅值不變時(shí)，平均壓力增加，其密封面微凸體接觸平均應(yīng)力增加且接觸應(yīng)力波動(dòng)幅值減小，管內(nèi)流體在相對(duì)低壓處接觸面微凸體疲勞壽命受接觸應(yīng)力幅值減小的影響較大，在相對(duì)高壓處受平均接觸應(yīng)力增加的影響較大所致。

圖 14 旋塞閥密封面疲勞壽命與管內(nèi)波動(dòng)流體平均壓力之間的關(guān)系Fig. 14 Relationship between the sealing surface fatigue life of plug valve and the mean pressure of fluctration fluid in the pipe

3 結(jié) 論

（1）以旋塞閥密封性能為研究對(duì)象，對(duì)旋塞閥的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，考慮流體壓力波動(dòng)作用，建立了旋塞閥緊定螺釘和旋塞閥閥芯的變形協(xié)調(diào)關(guān)系模型；同時(shí)采用自相關(guān)函數(shù)構(gòu)建微觀粗糙表面，對(duì)旋塞閥密封面接觸進(jìn)行受力分析，建立旋塞閥密封面泄漏識(shí)別算法；通過(guò)數(shù)值計(jì)算方法對(duì)旋塞閥密封面微凸體線性疲勞損傷進(jìn)行求解，并對(duì)旋塞閥閥芯與閥座接觸面密封疲勞壽命進(jìn)行計(jì)算。

（2）隨著螺釘擰緊圈數(shù)、旋塞壓緊力增加，旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期壽命將減??；在相同螺釘擰緊圈數(shù)下，旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期壽命隨粗糙度增加而增加；在相同旋塞壓緊力下，旋塞閥密封面疲勞泄漏前預(yù)期疲勞壽命隨粗糙度增加而減小。應(yīng)用本文建立的基于微觀接觸微凸體線性疲勞積累損傷引起密封面泄漏模型的旋塞閥密封面疲勞壽命數(shù)值計(jì)算結(jié)果，由于考慮密封面微觀泄漏失效，因而不會(huì)出現(xiàn)無(wú)限壽命區(qū)。

（3）若管內(nèi)流體平均壓力值相等，則旋塞閥密封面疲勞壽命隨管內(nèi)流體壓力幅值增加而減??；若管內(nèi)流體壓力極限值保持不變，則旋塞閥密封疲勞壽命隨管內(nèi)流體壓力幅值比增大而增大；若管內(nèi)流體壓力幅值保持不變，則旋塞閥密封疲勞壽命隨管內(nèi)流體平均壓力的增加先增加再減小。