三偏心蝶閥熱棘輪效應(yīng)的數(shù)值模擬

李樹勛 張建正 尹會全 康雯宇 張博浩 王宜雪

（1.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院，甘肅 蘭州 730050；2.機(jī)械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，甘肅 蘭州 730050；3.陜西藍(lán)箭航天技術(shù)有限公司，陜西 西安 710199）

在石油化工、核電與火電等高溫低壓大口徑管線切斷及控制領(lǐng)域，蝶閥以其結(jié)構(gòu)緊湊、流阻小及啟閉迅速等優(yōu)勢被廣泛應(yīng)用于管路系統(tǒng)。工程構(gòu)件如管道、閥門、壓力容器在使用中多數(shù)處于循環(huán)應(yīng)力載荷狀態(tài)，而棘輪效應(yīng)的累積會致使構(gòu)件產(chǎn)生過大的塑性應(yīng)變［1-5］。棘輪效應(yīng)的發(fā)生是隨著循環(huán)周期的遞增出現(xiàn)漸增性塑性應(yīng)變累積，每個循環(huán)周期結(jié)束后變形不能恢復(fù)原狀，出現(xiàn)殘余變形。三偏心金屬硬密封蝶閥在常溫與高溫交變循環(huán)載荷下會出現(xiàn)密封失效現(xiàn)象，此現(xiàn)象很大程度上可能與密封結(jié)構(gòu)發(fā)生塑性變形有關(guān)。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對于棘輪效應(yīng)的研究主要分為兩個方面：一方面是對材料棘輪效應(yīng)的研究，另一方面是對結(jié)構(gòu)棘輪效應(yīng)的研究。對于材料棘輪效應(yīng)的研究，通常是利用彈塑性理論及本構(gòu)理論建立材料的本構(gòu)模型。Chellapandi等［6］采用Chaboche模型對G91鋼的各種循環(huán)變形模式進(jìn)行了研究，預(yù)測棘輪邊界的累積棘輪應(yīng)變。Rajpurohit等［7］通過改變應(yīng)力參數(shù)，研究200個循環(huán)非對稱循環(huán)加載對2.25Cr-Mo微合金鋼室溫拉伸行為的累積塑性應(yīng)變的影響。Dwivedi等［8］研究了高強(qiáng)度低合金鋼組織結(jié)構(gòu)演變與棘輪變形的關(guān)系。Mishra等［9］研究了平均應(yīng)力對9Cr-1Mo在室溫和600 ℃下棘輪行為的影響規(guī)律，對比分析不同溫度下，平均應(yīng)力分別為0.26 MPa和0.20 MPa時的棘輪行為。姜金朋等［10］采用CS1026試驗的應(yīng)力應(yīng)變滯回曲線和棘輪應(yīng)變歷程曲線確定不同Chaboche非線性隨動強(qiáng)化模型的參數(shù)。

對于結(jié)構(gòu)棘輪效應(yīng)的研究，大多數(shù)文獻(xiàn)通過有限元分析對真實工程構(gòu)件進(jìn)行棘輪行為研究及循環(huán)塑性分析。Varvani-Farahani等［11］通過棘輪-安定區(qū)域的邊界和劃分評價應(yīng)力循環(huán)過程中的塑性變形累積。Tian等［12］利用用戶材料子程序（UMAT）在ABAQUS有限元軟件中對SA508-3鋼的溫度棘輪行為進(jìn)行了數(shù)值模擬。Saravanan等［13］對304不銹鋼直管在內(nèi)壓和循環(huán)彎曲聯(lián)合載荷作用下的棘輪行為進(jìn)行了數(shù)值模擬。Shi等［14］研究了Z2CND18.12N不銹鋼彎管在恒內(nèi)壓和負(fù)載控制下反向彎曲作用下的棘輪變形。劉雪林等［15］基于RCC-M規(guī)范并采用薄壁圓筒近似公式對管道的熱棘輪效應(yīng)進(jìn)行評價。王明毓等［16］采用Chaboche非線性隨動強(qiáng)化模型對穩(wěn)壓器噴淋管線三通的熱棘輪變形進(jìn)行評定。陳小輝等［17］通過試驗方式分析內(nèi)壓及循環(huán)位移對核電管道棘輪應(yīng)變的影響。綜上，目前在結(jié)構(gòu)的棘輪效應(yīng)方面，很少有學(xué)者采用非線性隨動強(qiáng)化模型對復(fù)雜異形結(jié)構(gòu)進(jìn)行棘輪效應(yīng)模擬分析與預(yù)測。

本研究以三偏心蝶閥為載體，采用Chaboche非線性隨動強(qiáng)化模型進(jìn)行熱棘輪有限元分析，分析熱棘輪效應(yīng)對蝶閥密封副熱變形及密封性能的影響，探究閥在數(shù)次常溫與高溫交變循環(huán)載荷下出現(xiàn)密封失效問題的原因。

1 棘輪效應(yīng)及循環(huán)載荷下結(jié)構(gòu)的力學(xué)行為

1.1 棘輪效應(yīng)

在材料力學(xué)中，棘輪效應(yīng)指材料在非對稱應(yīng)力控制循環(huán)加載下非彈性變形的累積，又稱為棘齒效應(yīng)或循環(huán)蠕變。當(dāng)金屬材料受到拉伸或壓縮載荷作用時，如果應(yīng)力過大超出材料的屈服強(qiáng)度，材料將會發(fā)生塑性變形。外力卸載并反向加載時，材料首先在彈性階段恢復(fù)，繼而發(fā)生反向塑性變形，如果反向施加的載荷小于初始正向載荷，那么材料的反向總變形就會小于正向總變形，進(jìn)而產(chǎn)生殘余應(yīng)變。如此循環(huán)反復(fù)，就會出現(xiàn)塑性應(yīng)變累積的現(xiàn)象，即材料發(fā)生棘輪效應(yīng)［18］。三偏心蝶閥在數(shù)次常溫與高溫交變循環(huán)溫度載荷下出現(xiàn)的密封失效問題，是由于蝶閥密封結(jié)構(gòu)發(fā)生棘輪效應(yīng)后產(chǎn)生漸增性塑性變形導(dǎo)致的密封失效。

1.2 循環(huán)載荷下結(jié)構(gòu)的力學(xué)行為

在石油化工、航空航天及核電等特殊領(lǐng)域，壓力容器和管道等承壓設(shè)備工作條件較為復(fù)雜，往往同時承受循環(huán)的溫度載荷、機(jī)械載荷及其他循環(huán)作用的耦合載荷，致使設(shè)備由于塑性變形累積而發(fā)生塑性垮塌或斷裂［19］。

結(jié)構(gòu)在承受循環(huán)載荷作用時，所產(chǎn)生的塑性應(yīng)變不斷累積增加，并最終導(dǎo)致結(jié)構(gòu)破壞，這種效應(yīng)就是棘輪效應(yīng)。結(jié)構(gòu)出現(xiàn)的棘輪效應(yīng)力學(xué)行為如圖1所示。圖中：σS為屈服壓力，σ為等效應(yīng)力，ε為等效應(yīng)變。

圖1 棘輪效應(yīng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of ratchet effect

2 Chaboche模型參數(shù)確定

Chaboche模型是由Lemaitre和Chaboche提出的一種基于Von Mises屈服準(zhǔn)則的非線性隨動強(qiáng)化模型，該模型表達(dá)式如下［20］：

式中：α為背應(yīng)力張量；αi為第i個背應(yīng)力分量，MPa；i為背應(yīng)力的個數(shù)；σ為等效應(yīng)力，MPa；dεp為等效塑性應(yīng)變增量；Ci為初始運(yùn)動硬化模量；γ為材料的特性參數(shù)。

對式（2）進(jìn)行積分，可得

采用3組參數(shù)的Chaboche強(qiáng)化模型，則式（3）可寫為

式中，γ1為增加的塑性變形個數(shù)，CF8的Chaboche本構(gòu)模型參數(shù)參照文獻(xiàn)［21］，屈服極限Sy為207 MPa，C1、C2、C3分別為115 000、65 000和1 310 MPa，γ1、γ2、γ3分別為3 700、600和2.75。

3 三偏心蝶閥熱棘輪效應(yīng)的有限元分析

由于蝶閥承受高低溫循環(huán)載荷作用，因此蝶閥棘輪效應(yīng)數(shù)值模擬是一個高度復(fù)雜并涉及3種非線性行為的有限元問題，蝶閥棘輪效應(yīng)數(shù)值模擬流程圖如圖2所示。

圖2 棘輪效應(yīng)數(shù)值模擬流程圖Fig.2 Flow chart of numerical simulation of ratchet effect

增加載荷步是為了使迭代合力值線低于收斂準(zhǔn)則線，而細(xì)化網(wǎng)格是為了使網(wǎng)格質(zhì)量達(dá)到0.7以上，這兩種方法都有助于計算收斂。

3.1 材料屬性

三偏心蝶閥密封結(jié)構(gòu)采用金屬硬密封的形式。蝶閥工況參數(shù)為：公稱通徑DN200，公稱壓力PN16，工作溫度650 ℃，適用于高溫空氣、熔鹽、煤氣等介質(zhì)。閥體、密封圈等材料選用A351 CF8，屈服強(qiáng)度207 MPa（22 ℃）、98 MPa（650 ℃），閥桿、軸套等材料選用Inconel 625，屈服強(qiáng)度345 MPa（22 ℃）、266 MPa（650 ℃），主要零部件材料性能如表1所示。

表1 蝶閥主要零部件材料性能參數(shù)Table 1 Material performance parameters of main parts of butterfly valve

3.2 幾何模型

三偏心蝶閥二維剖視圖如圖3所示。對蝶閥常溫工況與高溫工況下的密封性能進(jìn)行分析主要針對的是密封結(jié)構(gòu)部分，并不涉及蝶閥散熱架與驅(qū)動裝置，因此只對閥體及密封結(jié)構(gòu)建模，幾何模型如圖4所示。

圖3 三偏心蝶閥二維剖視圖Fig.3 Two dimensional sectional view of three eccentric butterfly valve

圖4 三偏心蝶閥幾何模型Fig.4 Geometric model of three eccentric butterfly valve

3.3 網(wǎng)格劃分與網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

將三偏心蝶閥簡化后的幾何模型導(dǎo)入ANSYS Workbench有限元分析軟件，采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分和局部網(wǎng)格控制技術(shù)進(jìn)行網(wǎng)格劃分［22］?？紤]到網(wǎng)格數(shù)量和網(wǎng)格質(zhì)量對計算結(jié)果的影響，通過不斷細(xì)化網(wǎng)格以保證相鄰網(wǎng)格密度之間具有較小的數(shù)值分析誤差。對模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，單元數(shù)目為429 832時最大應(yīng)力值是77.42 MPa，單元數(shù)目為478 236時最大應(yīng)力值是81.01 MPa，單元數(shù)目為509 531時最大應(yīng)力值是83.33 MPa，單元數(shù)目為530 612時最大應(yīng)力值是83.89 MPa，單元數(shù)目為587 324時最大應(yīng)力值是83.63 MPa。隨著網(wǎng)格單元數(shù)目的增加，最大應(yīng)力值相應(yīng)增大，網(wǎng)格單元數(shù)目為429 832與478 236時的最大應(yīng)力值相差4.6%，網(wǎng)格單元數(shù)目為478 236與509 531時的最大應(yīng)力值相差2.8%，網(wǎng)格單元數(shù)目為509 531與530 612時的最大應(yīng)力值相差0.67%，網(wǎng)格單元數(shù)目為530 612與587 324時的最大應(yīng)力值相差0.31%，最終確定網(wǎng)格節(jié)點數(shù)目為805 186，網(wǎng)格單元數(shù)目為509 531，網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格模型Fig.5 Mesh model

3.4 載荷與約束施加

高溫蝶閥在整個壽命周期內(nèi)承受恒定的內(nèi)壓和循環(huán)溫度載荷，循環(huán)溫度載荷為22 ℃升溫到650 ℃的過程以及650 ℃降溫到22 ℃的過程，即隨著介質(zhì)溫度的升高蝶閥內(nèi)部與介質(zhì)接觸部位逐漸升溫，升溫到650 ℃以后保持一段時間，然后介質(zhì)溫度開始降低，內(nèi)壁面溫度相應(yīng)地逐漸降低到常溫22 ℃，如此反復(fù)。在閥桿上端環(huán)面施加扭矩800 N·m，在蝶閥內(nèi)壁面與介質(zhì)接觸表面施加壓力0.25 MPa，前10次循環(huán)工況下的載荷條件如圖6所示。三偏心蝶閥進(jìn)行循環(huán)溫度載荷試驗時外壁面與空氣自然對流換熱，自然對流換熱系數(shù)取10 W/（m2·℃）。對閥體入口端法蘭端面施加遠(yuǎn)端位移約束，閥體出口端法蘭端面施加軸向自由約束。

圖6 前10次循環(huán)載荷Fig.6 Load of the first 10 cycles

3.5 棘輪效應(yīng)有限元分析

3.5.1 循環(huán)溫度場分析

根據(jù)第3.4節(jié)循環(huán)載荷邊界條件對閥體內(nèi)部施加循環(huán)溫度載荷，為了保證計算的收斂性，升溫與降溫過程采用多載荷步方式施加，0～80個載荷步內(nèi)共進(jìn)行了10次溫度循環(huán)，其中一個溫度循環(huán)中升溫過程與降溫過程均采用4個載荷步完成。對蝶閥進(jìn)行多載荷步循環(huán)溫度場分析，得到蝶閥溫度隨載荷步的變化曲線，如圖7所示。從圖中可以看出，每個溫度循環(huán)過程中蝶閥的溫度場分布均相同，在高溫工況時蝶閥最低溫度、最高溫度及平均溫度分別為265.53、650.00和589.44 ℃。

圖7 蝶閥溫度隨載荷步的變化曲線Fig.7 Variation curves of butterfly valve temperature with load step

高溫工況下蝶閥溫度場分布云圖如圖8所示，蝶閥最高溫度分布在與介質(zhì)接觸的內(nèi)壁面，最高溫度為650 ℃，溫度沿閥體壁厚方向呈梯度分布，從閥體內(nèi)壁面到閥體外壁面逐漸減小，在兩側(cè)法蘭處溫度達(dá)到最低，最低溫度為265.53 ℃。由于閥桿孔也有介質(zhì)存在，閥體豎直方向的溫度梯度較水平方向小，閥體上、下凸臺及相鄰法蘭處的溫度比法蘭其他區(qū)域的溫度高。

圖8 蝶閥溫度分布云圖Fig.8 Temperature distribution nephogram of butterfly valve

高溫工況下閥體溫度場分布云圖如圖9所示，從閥座內(nèi)環(huán)面到閥體外壁面溫度逐漸降低，且閥座水平中心面沿厚度方向的溫差梯度較豎直中心面明顯，閥座內(nèi)環(huán)面與閥體外壁面的最大溫差大約為60 ℃。

3.5.2 熱棘輪效應(yīng)分析

將蝶閥各載荷步溫度場分布結(jié)果導(dǎo)入結(jié)構(gòu)場進(jìn)行熱棘輪效應(yīng)有限元分析，溫度場與結(jié)構(gòu)場載荷步一一對應(yīng)。導(dǎo)入所有的溫度場結(jié)果，打開大變形開關(guān)以考慮幾何非線性的影響；設(shè)置自動時間步，對蝶閥進(jìn)行循環(huán)溫度載荷下的有限元分析。根據(jù)有限元計算結(jié)果，可得到前10個溫度循環(huán)閥座的最大塑性應(yīng)變變化曲線，如圖10所示。

圖10 前10個溫度循環(huán)閥座的最大塑性應(yīng)變變化曲線Fig.10 Maximum plastic strain curve of valve seat in the first 10 temperature cycles

從圖10中可以看出，在溫度循環(huán)的第1個周期內(nèi)，隨著介質(zhì)溫度從常溫22 ℃到高溫650 ℃的升溫過程中，閥座最大塑性應(yīng)變不斷增大，在650 ℃時閥座最大塑性應(yīng)變?yōu)?.034 98。當(dāng)介質(zhì)溫度在650 ℃的高溫保持階段時，閥座最大塑性應(yīng)變值不變，隨著溫度的降低，閥座最大塑性應(yīng)變隨之減小，在常溫22 ℃時的塑性應(yīng)變值為0.012 58。蝶閥在經(jīng)歷一個從常溫到高溫再到常溫的循環(huán)之后，閥座最大塑性應(yīng)變未能減小到0，即閥座發(fā)生塑性變形之后未能恢復(fù)原狀。在隨后的幾個溫度循環(huán)之后，閥體塑性應(yīng)變不斷累積，前10個溫度循環(huán)中閥座的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.050 56，10個溫度循環(huán)后最終在常溫22 ℃時的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.021 16。

10個溫度循環(huán)后閥座的塑性應(yīng)變云圖如圖11所示。從圖11可以看出，10個溫度循環(huán)周期后閥座塑性應(yīng)變云圖沿豎直中心面與水平中心面均呈對稱分布，即閥座斜錐面與直邊面塑性應(yīng)變云圖大致相同、閥座上過渡面與下過渡面塑性應(yīng)變云圖大致相同，閥座最大塑性應(yīng)變位于直邊面大徑邊緣處，其值為0.021 6。閥座上、下過渡面局部區(qū)域塑性應(yīng)變?yōu)?，這是由于閥體上、下側(cè)設(shè)有凸臺結(jié)構(gòu)，壁厚相對較大，造成閥體上、下側(cè)內(nèi)外壁面的溫差極小，因此未發(fā)生棘輪變形。閥體豎直中心面兩側(cè)為等壁厚的環(huán)面結(jié)構(gòu)，內(nèi)外壁面溫差相對較大，因此閥座在常溫和高溫交變循環(huán)載荷的作用下發(fā)生棘輪變形。

圖11 閥座內(nèi)環(huán)面各區(qū)域塑性應(yīng)變分布云圖Fig.11 Cloud diagram of plastic strain distribution in each area of inner ring surface of valve seat

為了研究10個溫度循環(huán)后閥座內(nèi)環(huán)面周向塑性應(yīng)變分布情況，將閥座內(nèi)環(huán)面沿軸向方向劃分為五等份，即形成5條環(huán)線，對其依次編號如圖12所示。在閥座內(nèi)環(huán)面周向方向以15°為間隔提取一個節(jié)點塑性應(yīng)變信息，監(jiān)測點分布圖如圖13所示。

圖12 閥座內(nèi)環(huán)面等分示意圖Fig.12 Isometric diagram of inner ring surface of valve seat

圖13 閥座監(jiān)測點分布Fig.13 Distribution of valve seat monitoring points

10個溫度循環(huán)后閥座內(nèi)環(huán)面周向塑性應(yīng)變分布圖如圖14所示，閥座斜錐面（45°～135°）與直邊面（225°～315°）區(qū)域的塑性應(yīng)變大于閥座上過渡面（315°～45°）與下過渡面（135°～225°）區(qū)域的塑性應(yīng)變，其中閥座1#環(huán)線（閥座大徑）在直邊面與斜錐面處的塑性應(yīng)變最大。閥座各個環(huán)線的塑性應(yīng)變均在0°與180°處達(dá)到最小，沿閥座軸向方向從1#環(huán)線（閥座大徑）到5#環(huán)線（閥座小徑）塑性應(yīng)變逐漸減小，且上、下過渡面區(qū)域整體的塑性應(yīng)變分布較直邊面與斜錐面區(qū)域均勻。

圖14 閥座內(nèi)環(huán)面周向塑性應(yīng)變分布Fig.14 Circumferential plastic strain distribution of inner ring surface of valve seat

為了研究閥座發(fā)生棘輪變形后對蝶閥密封性能的影響，對10個溫度循環(huán)后閥座內(nèi)環(huán)面與密封圈外環(huán)面的徑向變形進(jìn)行分析。前10個溫度循環(huán)閥座內(nèi)環(huán)面徑向變形變化曲線如圖15所示。圖中Dr表示閥座徑向變形。從圖中可以看出，閥座內(nèi)環(huán)面的最大徑向變形在一個循環(huán)周期內(nèi)隨升溫過程逐漸增大，隨降溫過程逐漸減小，同時每個循環(huán)周期溫度降低到常溫后的最大徑向變形隨著循環(huán)周期的增加而不斷增大，呈現(xiàn)出與最大塑性應(yīng)變相同的變化趨勢，10個溫度循環(huán)后閥座內(nèi)環(huán)面的最大徑向變形為0.337 7 mm；最小徑向變形在一個循環(huán)周期內(nèi)的變化趨勢與最大徑向變形變化趨勢相同，每個循環(huán)周期溫度降低到常溫后閥座內(nèi)環(huán)面最小徑向變形的變化趨勢與最大徑向變形變化趨勢相反，10個溫度循環(huán)后閥座內(nèi)環(huán)面的最小徑向變形為-0.273 2 mm，負(fù)號表示變形為徑向收縮。

圖15 前10個溫度循環(huán)的閥座徑向變形變化曲線Fig.15 Radial deformation curves of valve seat in the first 10 temperature cycles

在前10個溫度循環(huán)過程中，密封圈與閥座隨循環(huán)次數(shù)的最大徑向變形如圖16所示，密封圈在每個溫度循環(huán)過程均為彈性變形，未發(fā)生棘輪效應(yīng)，密封圈的最大徑向變形為0.275 3 mm。從圖中可以看出，在第5次溫度交變循環(huán)之后，閥座的最大徑向變形為0.284 4 mm，密封圈的最大徑向變形為0.275 3 mm，閥座的最大徑向變形大于密封圈最大徑向變形，密封面出現(xiàn)間隙，間隙值為0.009 1 mm。在隨后的溫度循環(huán)過程中密封面間隙逐漸增大，最終導(dǎo)致三偏心蝶閥密封失效，出現(xiàn)泄漏現(xiàn)象。

圖16 密封圈與閥座隨循環(huán)次數(shù)的最大徑向變形Fig.16 Maximum radial deformation of seal ring and valve seat with the number of cycles

5個溫度循環(huán)后閥座與密封圈環(huán)面的徑向變形云圖分別如圖17、圖18所示。從圖17中可以看出，溫度降低到常溫后閥座斜錐面與直邊面表現(xiàn)為徑向膨脹，上、下過渡面表現(xiàn)為徑向收縮，且對稱區(qū)域的變形程度基本相同，其中最大徑向膨脹量為0.284 4 mm，分布在閥座斜錐面大徑處，最小徑向收縮量為0.221 0 mm，分布在閥座下過渡面小徑處。從圖18中可以看出，溫度降低到常溫后密封圈上、下過渡面的徑向變形一致且接近于0，而斜錐面區(qū)域的徑向變形變現(xiàn)為向外膨脹，直邊面區(qū)域的徑向變形表現(xiàn)為向內(nèi)收縮，因此密封圈在溫度降低到常溫后的徑向變形實質(zhì)上是由閥座直邊面向閥座斜錐面平移的行為。密封圈最大徑向膨脹量為0.275 3 mm，分布在密封圈斜錐面小徑處，最小徑向收縮量為0.155 8 mm，分布在閥座直邊面小徑處。

圖17 5個溫度循環(huán)后閥座環(huán)面徑向變形云圖Fig.17 Nephogram of radial deformation of valve seat ring after 5 temperature cycles

圖18 5個溫度循環(huán)后密封圈環(huán)面徑向變形云圖Fig.18 Nephogram of radial deformation of sealing ring after 5 temperature cycles

根據(jù)合作方對試驗現(xiàn)象的描述，三偏心蝶閥在經(jīng)歷6次溫度循環(huán)后出現(xiàn)內(nèi)漏，數(shù)值模擬分析結(jié)果與合作方試驗結(jié)果基本吻合。證明三偏心蝶閥出現(xiàn)密封失效現(xiàn)象是由于在常溫與高溫交變循環(huán)載荷的作用下蝶閥發(fā)生了熱棘輪效應(yīng)，閥座的殘余變形導(dǎo)致密封面出現(xiàn)了間隙，進(jìn)而引發(fā)泄漏。

4 蝶閥密封失效的防范措施

在第3節(jié)中三偏心蝶閥閥體外壁面與空氣對流換熱，閥體內(nèi)壁面承受常溫與高溫交變循環(huán)載荷，在高溫650 ℃時，閥座內(nèi)環(huán)面與閥體外壁面的最大溫差大約為60 ℃。閥座內(nèi)環(huán)面與閥體外壁面之間的溫差導(dǎo)致閥座產(chǎn)生較大熱應(yīng)力，在交變溫度循環(huán)載荷的作用下閥座發(fā)生熱棘輪效應(yīng)，最終溫度卸載到常溫后閥座出現(xiàn)殘余變形，閥座與密封圈存在間隙導(dǎo)致三偏心蝶閥密封失效。

英國壓力容器規(guī)范BS 5500中對殼體的熱棘輪效應(yīng)作了定性說明：即在高溫或低溫下工作的壓力容器應(yīng)該緩慢加熱或冷卻，保冷和保熱的效果要好，以盡量減小殼體上的溫度梯度。因此，考慮對閥體外壁面進(jìn)行保溫處理。常用的保溫措施有設(shè)置保溫層、保溫夾套、電伴熱等，文章采用設(shè)置保溫層［23］。在閥門熱固耦合的時候，保溫層的設(shè)置通常簡化為絕熱邊界條件［24］。因此對保溫良好的三偏心蝶閥進(jìn)行常溫與高溫交變循環(huán)載荷下的熱棘輪效應(yīng)數(shù)值模擬分析，分析時對閥體外壁面施加絕熱邊界條件，進(jìn)行網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無關(guān)性檢驗。

通過有限元計算，得到10個溫度循環(huán)后閥座環(huán)面的塑性總應(yīng)變云圖，如圖19所示，最大總應(yīng)變?yōu)?.000 124，閥座未發(fā)生熱棘輪效應(yīng)。10個溫度循環(huán)后密封圈環(huán)面的塑性總應(yīng)變云圖如圖20所示，最大總應(yīng)變?yōu)?.000 366，密封圈未發(fā)生熱棘輪效應(yīng)。因此，密封圈與閥座在10個溫度循環(huán)周期中所產(chǎn)生的變形均為彈性變形。

圖19 閥座環(huán)面總應(yīng)變云圖Fig.19 Total strain nephogram of valve seat ring

圖20 密封圈環(huán)面總應(yīng)變云圖Fig.20 Total strain nephogram of sealing ring

閥座與密封圈在經(jīng)歷10個溫度循環(huán)周期后均未發(fā)生熱棘輪效應(yīng)，由此可見，對蝶閥閥體外壁面進(jìn)行保溫處理可以有效避免因熱棘輪效應(yīng)引發(fā)的密封失效問題。此外，對于承受常溫與高溫交變循環(huán)工況及常溫與低溫交變循環(huán)工況的閥門、壓力容器及管道等設(shè)備進(jìn)行保溫處理也是避免發(fā)生熱棘輪效應(yīng)的有效措施之一。

5 結(jié)論

（1）基于Chaboche非線性隨動強(qiáng)化模型對三偏心蝶閥進(jìn)行10次常溫與高溫交變循環(huán)載荷下的熱棘輪效應(yīng)分析，在每個溫度循環(huán)過程中蝶閥的溫度場分布均相同，高溫工況下閥座內(nèi)環(huán)面與閥體外壁面的最大溫差約為60 ℃。溫度降低到常溫后閥座的最大塑性應(yīng)變隨循環(huán)周期的增加出現(xiàn)漸增性塑性累積，10次溫度循環(huán)后閥座的最大塑性應(yīng)變?yōu)?.021 16，閥座在溫度循環(huán)載荷的作用下發(fā)生熱棘輪效應(yīng)。

（2）第5次溫度交變循環(huán)之后，閥座與密封圈的最大徑向變形分別為0.284 4 mm和0.275 3 mm，閥座的最大徑向變形大于密封圈的最大徑向變形，閥座的殘余變形導(dǎo)致密封面出現(xiàn)間隙，證明三偏心蝶閥出現(xiàn)密封失效現(xiàn)象是由于閥座發(fā)生熱棘輪效應(yīng)導(dǎo)致的。

（3）閥體外壁面進(jìn)行良好保溫后閥座未發(fā)生熱棘輪效應(yīng)，可以有效避免蝶閥在常溫與高溫交變循環(huán)載荷下出現(xiàn)密封失效問題。