硬密封球閥主密封副接觸的特性分析

偶國富, 肖定浩, 易玉微, 劉 旭, 金浩哲

(浙江理工大學流動腐蝕研究所, 杭州 310018)

硬密封球閥主密封副接觸的特性分析

偶國富, 肖定浩, 易玉微, 劉 旭, 金浩哲

(浙江理工大學流動腐蝕研究所, 杭州 310018)

為研究金屬硬密封球閥主密封面密封比壓變化規律,建立了球閥的主密封結構有限元模型及密封性能評價模型,采用硬接觸小滑移算法對密封副接觸進行非線性有限元分析。計算了不同壓力角、密封寬度以及密封面平均直徑與進口閥座套筒外徑比值下的密封比壓并評價其密封性能,討論了這三個變量在設計時的取值范圍。結果表明:在不同壓力角與密封寬度下,密封面上比壓分布分別呈現拋物線與反比例函數趨勢;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矩;密封面寬度選擇存在一個最優值,當徑向投影寬度大于7 mm時密封不嚴,小于5 mm時造成應力集中。

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發展最快的一類閥[1],現代煤化工由于工況及工藝介質的特殊性,嚴格要求金屬硬密封球閥的密封性能[2],閥座密封等級要達到美國流體控制學會ANSI/FCI70-2的Class Ⅴ級閥座泄漏標準。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]。影響球閥主密封結構密封比壓的參數主要有密封寬度、壓力角、壓差、預緊力等。如果這些參數設計不當,會出現碟簧過載,啟閉扭矩過大,導致閥座及球體表面涂層應力集中,從而產生裂紋,甚至剝落[6-7],高溫時形成球體“卡死”的現象。在實際計算過程中,金屬硬密封球閥的比壓計算采用近似公式。由于該公式在計算時采用密封面平均直徑得出平均密封比壓,因此不能準確反映密封副上的密封比壓分布[8];若用數學分析方法獲得密封面上的理論值,計算程序復雜而且結果不精確。目前,各類高校及科研院所對閥門密封性開展了大量研究,針對球閥軟密封的有限元分析已趨于成熟[9-12],而對于硬密封球閥的密封性能報道甚少[13-14],特別是采用有限元分析方法進行球閥主密封結構優化設計鮮有報道。

鑒于此,本文以硬密封球閥典型進口端密封結構為研究對象,建立主密封結構的有限元模型,并結合密封比壓的評價模型,采用大型通用非線性分析軟件ABAQUS作為求解工具,重點研究硬密封球閥的密封比壓與各參數之間的關系,進而建立不同密封結構設計參數的模型,揭示密封結構的密封寬度、壓力角、DMP/DJH等影響因素對密封的影響,以期得到密封與啟閉扭矩的平衡參數,完善硬密封閥門的設計理論與方法。

1 密封性能評價模型

選擇合適的密封比壓是保證閥門密封、壽命和結構緊湊的關鍵因素。當球閥在預緊狀態下球體相對閥座轉動時,密封副之間由于切向應力產生摩擦磨損。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,產生比較嚴重的磨損[15]。因此,為避免鎖渣閥在頻繁地啟閉過程中出現嚴重的摩擦磨損,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為實際比壓,單位MPa;[q]為密封面材料的許用比壓,單位MPa。

根據不同的密封面寬度、壓力及材料進行試驗,得到當密封面材料為鋼或是硬質合金時的球閥必需比壓經驗公式[5]可表示為:

(2)

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

在本文中,當p=15 MPa、h2=5 mm(設計值)時,必需比壓按式(2)計算得到qb=32 MPa,而[q]=150 MPa。

2 計算模型

球閥的主密封結構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通過,從而實現密封。本文選取煤化工氣化爐鎖渣閥為研究對象,該閥的密封副二維結構簡圖如圖1所示,閥球中心為原點,圖中變量及主要設計數據如表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法[16]求解;穩態計算與分析步時間無關,默認設置為1;網格劃分技術選擇掃掠進階算法,閥座整體劃分為六面體網格,單元類型為八節點六面體線性減縮積分單元(C3D8R),并在接觸面處細化網格,如圖3所示。

在進行接觸分析時,首先要判斷接觸主從面是否有效接觸,ABAQUS判斷的標準是當COPEN(從面節點與主面的距離)為0或非常接近于0時表示此節點與主面相接觸。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,COPENmax=3.618×10-14,該值非常接近于0,因此可以認為本模型所建立的接觸有效。

3 有限元與近似理論計算的對比驗證

結合閥座密封結構的受力分析,推導出固定球閥的密封比壓q的近似計算公式為[5]:

(3)

其中:q為密封比壓,單位MPa;N為球體對密封面的法向力,單位N;FMN為密封環帶面積,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。理論計算時取密封面寬度h=6.6 mm,R=125 mm,DJH=187 mm,p=15 MPa,其他參數見表2。以設計壓力角(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%,因此有限元計算值是可信的。理論計算值相對于有限元分析值偏大,但誤差均在5%以內,這是由于理論值計算公式是取密封面平均直徑計算造成的。

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之比對密封比壓影響較大。因此,下面主要將從這三個因素開展研究,探討閥門密封性能與其之間的關系。

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徑的大小來調整壓力角的大小,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律不隨壓力角的變化而改變,整體上呈現兩側比壓值較大,中間數值相對較小的趨勢。越靠近密封面中部,密封比壓分布越均勻,而在兩側端部,密封比壓變化較大。隨著壓力角的增加,密封比壓整體偏小。當球體與閥座接觸時,因為毛細現象在密封副之間存在流體,當閥座在介質作用下沿流向有相對運動時,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會越來越少,因此密封面內徑處在球體與介質的雙重作用下,使得受力略大于密封面中部。

當滿足公式(2)建立的密封條件時,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,實現有效密封的壓力角范圍是41.34～42.57°。在這個壓力角范圍內,球閥在啟閉過程中受到的摩擦轉矩MQ在2 130～2 564 N·m范圍內,如圖6所示。隨著壓力角增加,摩擦轉矩呈線性減小的趨勢,有利于閥門啟閉及壽命延長。因此,在滿足密封比壓的條件下,可以適當選取較大的壓力角。

4.2 密封面寬度影響

在保持壓力角不變的條件下,改變閥座密封面內外徑大小來研究閥座密封面寬度對密封性能的影響。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,密封比壓分布規律一致,基本呈反比例函數分布。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;當密封面較窄時,接觸面積小,密封比壓大,且分布不均,導致閥門在啟閉過程中,密封面摩擦磨損嚴重,縮短閥門的使用壽命。從表4可知,當h2=4 mm時,qmax=240 MPa,大于許用比壓[q]=150 MPa;而當h2=7，8 mm時,qmin均小于必需比壓。因此上述兩種情況都不滿足密封條件。因此在本文設計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。

4.3DMP/DJH對密封比壓影響規律

針對單向密封球閥,在球體關閉時,依靠進口閥座套筒外徑DJH與閥座密封面內徑DMN所形成的環面上的流體作用力壓緊球體,從而實現閥球的密封。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DMP與DJH的比值太小時,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,使得球閥的開關扭矩增大,密封副磨損加劇。對此,本文分別針對不同壓力角與密封面寬度下進行了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,當密封面寬度一定時,壓力角α在41.34～42.57°范圍內可實現有效密封,因此推斷出當DMP/DJH在0.882 4～0.903 2之間時可以保證密封。密封寬度與DMP/DJH比值的關系曲線如圖9所示,當保持壓力角α=41.34°不變時,由4.2分析可知對應有效的投影寬度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之間的關系式:K=0.016 8α+0.186 816(h2=5 mm)。當壓力角α=41.34°時,從圖9中的規律可以發現K與h2之間的線性關系式:K=0.005 35h2+0.855 6。

5 結 論

a) 基于有限單元法建立了硬密封球閥的主密封結構有限元模型以及密封性能評價模型,通過與近似理論計算結果的對比,驗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與密封性能的關系,并明確給出了設計過程中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律:不同壓力角下,整個密封環面內呈拋物線分布,兩端值大,中間小,且較平穩;不同密封面寬度下,密封比壓在整個密封環面內呈反比例函數分布,密封外徑比壓值大,內徑小,中間較平穩。

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(責任編輯： 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

國家自然科學基金項目(U1361107);浙江省公益技術應用研究計劃項目(2015C31013);浙江省教育廳科研項目(Y201329372);浙江理工大學521人才培養計劃項目;浙江理工大學研究生創新研究項目(YCX13030)

偶國富(1965-),男,江蘇太倉人,教授,博士,主要從事流動腐蝕預測及特種設備安全保障技術方面的研究。

金浩哲,E-mail:haozhe2007@163.com

TK730.2

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