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    固定式硬密封球閥的密封特性有限元分析

    2024-03-01 11:00:50耿鵬逞胡高林孫兵兵
    化工機(jī)械 2024年1期
    關(guān)鍵詞:壓值閥座球閥

    耿鵬逞 胡高林 孫兵兵

    (中船雙瑞(洛陽)特種裝備股份有限公司)

    球閥作為一種壓力管道元件, 具有啟閉迅速、流阻系數(shù)小、可靠性高等優(yōu)點(diǎn),主要在裝置上承擔(dān)對(duì)介質(zhì)的切斷、調(diào)節(jié)和分流作用,在化工、冶金、船舶、航天等領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。 固定式硬密封球閥由于具有使用溫度高、耐高壓、耐磨損、耐沖蝕的特性,在行業(yè)內(nèi)的應(yīng)用最為廣泛。 目前,硬密封球閥的密封設(shè)計(jì)主要依靠理論公式計(jì)算,而在實(shí)際工況中,由于應(yīng)力變形和表面粗糙度的影響,球形密封面的比壓分布是不均勻的,由公式計(jì)算得出的平均密封比壓值無法真實(shí)反映實(shí)際密封比壓的分布[1],結(jié)果可能會(huì)導(dǎo)致密封面加速磨損或密封失效。 隨著工業(yè)生產(chǎn)參數(shù)的不斷提高,對(duì)球閥的耐久性和可靠性有了更高的要求[2],為此筆者通過有限元技術(shù)對(duì)固定式硬密封球閥的密封特性進(jìn)行分析,研究密封面寬度、壓力角對(duì)密封特性的影響,為后續(xù)密封面的合理設(shè)計(jì)提供參考借鑒。

    1 密封工作機(jī)理

    固定硬密封球閥密封結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。 球體通過閥桿固定,碟簧安裝時(shí)通過壓縮產(chǎn)生的彈力將閥座推向球體,為密封面提供一個(gè)預(yù)緊比壓。 當(dāng)閥門關(guān)閉后,介質(zhì)形成作用于閥座的壓力邊界,在介質(zhì)的合力作用下,介質(zhì)力將閥座推向球體一側(cè),閥座緊密貼合在球體上,密封面產(chǎn)生彈、塑性變形,并達(dá)到密封所需的密封比壓。

    圖1 固定硬密封球閥密封結(jié)構(gòu)示意圖

    實(shí)際上密封面不能達(dá)到理想的完全接觸,間隙和通道是一直存在的,因此密封不可能在密封面的內(nèi)沿實(shí)現(xiàn)。 當(dāng)密封面存在一定密封比壓時(shí),表面部分波峰被擠入波谷,增大了密封副的接觸面積,形成有效的密封環(huán),經(jīng)過類似迷宮式的溝槽通道后介質(zhì)壓力逐漸降低, 最后在中途被阻斷。

    筆者以某多晶硅裝置反應(yīng)器上游NPS2 CLASS1500球閥作為分析對(duì)象,介質(zhì)為液態(tài)鈉,工況溫度150 ℃。 球體、 閥座采用F304, 彈性模量193 GPa,泊松比0.29,碟簧為密封面提供預(yù)緊比壓,設(shè)計(jì)參數(shù)如下:

    球面半徑R 47.5 mm

    活塞套筒外徑DJH68 mm

    密封面外徑DMY65 mm

    密封面內(nèi)徑DMN54 mm

    密封面中徑DMP59.5 mm

    壓力角α 39°

    許用比壓[q] 150 MPa

    將影響密封條件的密封面材料彈性模量、表面粗糙度等關(guān)鍵參數(shù)限制在計(jì)算式的常數(shù)項(xiàng)c和K中,根據(jù)不同的密封面寬度、壓力和材料進(jìn)行試驗(yàn),依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[3]得到當(dāng)密封面材料為鋼或硬質(zhì)合金時(shí)球閥必需比壓qMF為:

    其中,密封面材料系數(shù)c=3.5,比壓值影響系數(shù)K=1,p為工作壓力,bm為密封面寬度。

    經(jīng)計(jì)算密封面工作比壓q為[4]:

    其中,h為密封面在流道軸線上的投影寬度。

    由于qMF<q<[q],故密封面能夠達(dá)到實(shí)現(xiàn)密封的比壓值。

    2 球面密封分析

    球面密封比壓的選擇是否合理直接決定著閥門的密封性和可靠性, 球閥在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中,球體和閥座密封副發(fā)生摩擦損耗,損耗率與密封面壓力值存在一定的關(guān)系,當(dāng)比壓值在臨界值以下時(shí),材料損耗量較小,當(dāng)比壓值超過臨界值時(shí),損耗率劇增。 因此為保證閥門密封面較小的損耗,密封比壓的選擇應(yīng)盡量小,同時(shí)必須保證閥門的密封性。 因此對(duì)密封面密封比壓的研究至關(guān)重要。

    另外,密封面寬度選擇過大或過小都會(huì)導(dǎo)致球閥可靠性下降,結(jié)合密封面寬度設(shè)計(jì)原則及設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn), 選擇3、5、7、9 mm4個(gè)能夠涵蓋正常設(shè)計(jì)范圍的寬度尺寸。 根據(jù)閥門設(shè)計(jì)手冊(cè),壓力角一般選擇45°,而對(duì)于高壓工況可以適當(dāng)減小,結(jié)合上述4個(gè)密封面寬度的限制 (壓力角太小閥座密封面會(huì)脫離球面),壓力角分別選擇39、41、43、45°進(jìn)行密封性能分析。

    2.1 密封比壓的分布規(guī)律

    由于理論計(jì)算只能近似計(jì)算密封面的平均比壓,而計(jì)算機(jī)數(shù)值分析技術(shù)使得對(duì)密封比壓的分布和精確求解成為可能,因此筆者采用ANSYS Workbench模擬球體和閥座接觸時(shí)密封面的壓力分布情況。

    2.1.1 前處理

    由于閥體等零件對(duì)球面密封特性影響較小,故無需對(duì)整個(gè)裝配體進(jìn)行分析。 為方便建模和提高計(jì)算速度,將分析模型簡(jiǎn)化為球體和閥座兩個(gè)零件,根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)在Design Modeler中創(chuàng)建球體與閥座的裝配模型, 同時(shí)為便于分析及求解,單獨(dú)對(duì)球體和閥座進(jìn)行建模,并去除不影響分析結(jié)果的局部特征,創(chuàng)建的模型如圖2所示。 球體和閥座材料為F304, 由于模型幾何形狀并不規(guī)則,采用自動(dòng)劃分方法進(jìn)行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格單元尺寸3 mm,系統(tǒng)自動(dòng)根據(jù)模型的形狀和尺寸、模型局部的曲率選擇合適的網(wǎng)格密度進(jìn)行劃分,同時(shí)考慮到網(wǎng)格密度對(duì)計(jì)算精度的影響,將密封面接觸區(qū)域的網(wǎng)格加密處理, 網(wǎng)格單元尺寸為0.2 mm,最終得到網(wǎng)格數(shù)量為751 451個(gè)。球面接觸定義設(shè)定為Frictional,摩擦系數(shù)0.2,接觸行為為非對(duì)稱。

    圖2 球體閥座裝配模型

    2.1.2 加載及求解

    根據(jù)固定式球閥的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),將球體上下端與閥桿接觸環(huán)面設(shè)置為Cylindrical Support, 并限制接觸面在軸向、切向及徑向的位移,閥座安裝密封圈的外側(cè)環(huán)面上設(shè)置Cylindrical Support,限制切向和徑向位移,軸向保持自由。 在閥座端面施加3 kN的預(yù)緊載荷,結(jié)合實(shí)際工況,在與介質(zhì)接觸的表面施加CLASS1500(25 MPa)的公稱壓力,在結(jié)果工具中添加Contact Tool,并添加求解項(xiàng)目Pressure。 密封面的接觸比壓分布結(jié)果如圖3所示,可以看出,比壓值在密封面寬度方向上呈現(xiàn)兩端大、中間小的特點(diǎn),這是因?yàn)樵诿芊膺^程中,球體與閥座的密封面相對(duì)固定,在受到彈簧預(yù)緊力和介質(zhì)壓力后,密封面內(nèi)外徑軸向相對(duì)于中部變形裕量小,受到的擠壓力較大。 越靠近密封面中部,密封比壓分布越均勻,兩端形成了有效的密封環(huán),最大壓力為55.8 MPa,最小壓力為21.9 MPa,平均比壓為33.9 MPa,相比理論值35 MPa,兩者相對(duì)誤差為3%。 最大比壓小于密封面的許用比壓,密封面可以實(shí)現(xiàn)介質(zhì)阻斷,理論計(jì)算值介于兩者之間,平均比壓仿真結(jié)果在允許誤差范圍內(nèi),由此可以證明,仿真模型具有準(zhǔn)確性,可以作為后續(xù)密封性分析的依據(jù)。

    圖3 壓力角39°、密封面寬度7 mm時(shí)密封面比壓分布情況

    2.1.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

    保持約束和載荷不變,通過比較不同網(wǎng)格數(shù)量下的計(jì)算結(jié)果, 判斷結(jié)果與網(wǎng)格的無關(guān)性,不同網(wǎng)格數(shù)量與結(jié)果的對(duì)應(yīng)關(guān)系見表1。 可以看出,隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加, 比壓值的相對(duì)變化率減小,當(dāng)網(wǎng)格單元數(shù)量增加到751 451時(shí),計(jì)算結(jié)果的變化率僅為1.1%, 在仿真誤差允許范圍之內(nèi),因此可以認(rèn)為此時(shí)獲得了網(wǎng)格無關(guān)解。

    表1 球座模型網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證結(jié)果

    2.1.4 結(jié)果后處理

    沿密封面寬度方向?qū)卧谋葔簲?shù)據(jù)進(jìn)行提取并在Excel中進(jìn)行整理分析,得到比壓沿徑向的分布情況, 然后借助Matlab軟件將數(shù)據(jù)繪制成曲線,結(jié)果如圖4所示。 將密封比壓大于理論計(jì)算比壓的區(qū)域視為有效密封區(qū)域,由圖4可以看出,有效密封區(qū)域的徑向長(zhǎng)度為1 mm,密封面寬度為1.3 mm,主要分布在密封面的外側(cè)區(qū)域,內(nèi)側(cè)區(qū)域范圍較小。 環(huán)向的密封比壓數(shù)值變化較小,基本保持一致,整體上密封環(huán)的密封比壓分布十分規(guī)律。 由于網(wǎng)格特點(diǎn)的關(guān)系,所提取的單元節(jié)點(diǎn)并非嚴(yán)格按照徑向分布,故比壓結(jié)果曲線存在一定的波動(dòng),但曲線的走勢(shì)可以準(zhǔn)確反映密封比壓的變化規(guī)律。 密封面內(nèi)側(cè)部分區(qū)域?yàn)橛行芊鈪^(qū)域,根據(jù)密封機(jī)理,介質(zhì)經(jīng)過密封面內(nèi)側(cè)時(shí)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)較大的壓降,隨后由于毛細(xì)現(xiàn)象和迷宮式的溝槽通道,泄漏到密封面之間的介質(zhì)壓力逐漸減小到零,停止向密封面外側(cè)泄漏,再加上球座密封面存在有效的密封區(qū)域,因此球體和閥座可以實(shí)現(xiàn)有效密封。

    圖4 密封面壓力分布曲線

    2.2 壓力角對(duì)密封特性的影響

    球閥密封面的壓力角對(duì)密封性和操作扭矩都有著重要影響, 在密封面寬度固定的情況下,壓力角過大可能導(dǎo)致無法密封, 而壓力角過小,閥門的操作扭矩會(huì)大幅增加,加速密封面的磨損同時(shí)導(dǎo)致密封失效,因此選擇合適的壓力角對(duì)閥門的使用性能至關(guān)重要。 采用控制變量法,保證密封面寬度7 mm不變, 在改變壓力角的同時(shí),通過調(diào)整DMY、DMN、DJH的值來保證理論計(jì)算密封比壓不變, 探究壓力角對(duì)密封比壓分布情況的影響。 39°對(duì)應(yīng)的分析結(jié)果(圖3)前文已經(jīng)表述,這里不再重復(fù),圖5~8為41、43、45°壓力角的分析結(jié)果。

    圖5 壓力角41°時(shí)的比壓分布情況

    圖6 壓力角43°時(shí)的比壓分布情況

    圖7 壓力角45°時(shí)的比壓分布情況

    圖8 不同壓力角時(shí)密封面徑向壓力分布曲線

    對(duì)仿真分析結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)匯總,結(jié)果見表2,可以看出,在密封面寬度和理論計(jì)算密封比壓不變的情況下, 隨著壓力角逐漸增大,DMP/DJH的數(shù)值基本保持不變, 有效密封寬度先增大后減小,有效密封區(qū)域從密封面外側(cè)逐漸向內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)移,這是載荷作用下密封面變形情況發(fā)生改變的結(jié)果。根據(jù)密封機(jī)理, 較理想的密封面比壓分布情況是,密封面的最大比壓小于許用比壓值,密封面內(nèi)側(cè)和外側(cè)都有一定寬度的有效密封區(qū)域,介質(zhì)經(jīng)過密封面內(nèi)側(cè)產(chǎn)生一次較大的壓降,最終在泄漏路徑上停止流動(dòng)。 綜合分析結(jié)果,較理想的壓力角在41°附近,密封比壓徑向分布情況呈“馬鞍”型,有效密封區(qū)域最寬,同時(shí)內(nèi)外側(cè)壓力分布較為對(duì)稱。

    表2 不同壓力角下的設(shè)計(jì)參數(shù)和密封面分析結(jié)果

    2.3 密封面寬度對(duì)密封特性的影響

    密封面寬度是影響球閥密封的另一個(gè)關(guān)鍵因素,直接影響球閥的密封性和使用壽命,較窄的密封面平均比壓較大, 材料磨損相對(duì)更快,磨損到一定程度后出現(xiàn)密封失效的情況,較寬的密封面平均比壓值較小, 可能出現(xiàn)無法密封的情況,因此選擇合理的密封面寬度對(duì)于球閥設(shè)計(jì)至關(guān)重要,在給定41°壓力角的情況下,通過調(diào)整DMY、DMN、DJH的值保證理論計(jì)算密封比壓不變,分析密封面寬度在3、5、7、9 mm時(shí)密封面的比壓分布,7 mm對(duì)應(yīng)的分析結(jié)果(圖5)前文已經(jīng)表述,這里不再重復(fù),在相同的前處理、約束和加載條件下, 圖9~12為其他3個(gè)密封寬度下的仿真分析結(jié)果。

    圖9 密封面寬度為3 mm時(shí)的比壓分布

    圖10 密封面寬度為5 mm時(shí)的比壓分布

    圖11 密封面寬度為9 mm時(shí)的比壓分布

    圖12 不同密封面寬度下密封面分析結(jié)果

    密封面仿真分析結(jié)果與設(shè)計(jì)參數(shù)匯總見表3, 隨密封面寬度的逐漸增大有效密封區(qū)域逐漸由密封面內(nèi)側(cè)向外側(cè)轉(zhuǎn)移,與壓力角變化時(shí)的情況剛好相反,DMP/DJH的值減小了10%左右,有效密封區(qū)域的寬度先增加后減小,相對(duì)密封面寬度的比例逐漸降低, 當(dāng)密封面寬度增加到9 mm時(shí),有效密封面寬度比例減小較多。 當(dāng)密封面寬度為3、5 mm時(shí),局部比壓值較大,不利于密封面的長(zhǎng)期使用;當(dāng)密封面寬度為9 mm時(shí),有效密封寬度比例較低,密封效果較差;當(dāng)密封面寬度為7 mm時(shí),有效密封寬度最大且泄漏路徑較長(zhǎng),密封比壓的分布情況呈對(duì)稱分布,內(nèi)外兩側(cè)都有較大的密封比壓且小于許用比壓。 因此從密封性及比壓分布情況綜合考慮,7 mm是較為理想的密封面寬度。

    表3 不同密封面寬度下的設(shè)計(jì)參數(shù)和分析結(jié)果

    3 結(jié)論

    3.1 相比理論計(jì)算得到的平均比壓,實(shí)際密封比壓的分布呈現(xiàn)兩端大、中間小的特點(diǎn),雖然給定的理論計(jì)算比壓接近于必需比壓,但是密封面存在一定寬度的有效密封區(qū)域, 足以實(shí)現(xiàn)密封,計(jì)算比壓無需設(shè)計(jì)過大,避免影響密封面的使用壽命。

    3.2 當(dāng)理論密封比壓不變, 壓力角在39、41、43、45°之間變化時(shí),密封面最大和最小比壓值變化不大,較大的密封比壓值區(qū)域逐漸由外側(cè)向內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)移,有效密封區(qū)域范圍先增大后減小,在41°時(shí)達(dá)到最大值,且分布規(guī)律均勻且對(duì)稱,因此可在41°附近選擇合適的壓力角。

    3.3 當(dāng)理論密封比壓不變,密封面寬度在3、5、7、9 mm變化時(shí),3、5 mm時(shí)密封面的最大比壓值較大,使用過程中會(huì)加速磨損,相比9 mm的密封面寬度,7 mm密封面寬度擁有更大的有效密封寬度,且比壓分布規(guī)律均勻,因此合理的密封面寬度應(yīng)該在7 mm附近。

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