高溫高壓球閥主密封結構自補償設計研究

劉先冬，顧寄南

(江蘇大學 機械工程學院，江蘇 鎮江 212000)

0 引 言

高溫高壓球閥是近年來發展較為迅速的一類閥門之一[1-2]，普遍運用到石油化工、煤化工等行業。這些行業中由于運行工況復雜、流體介質特殊等性質，對其密封性能有著特別要求[3]，閥座密封等級要求達到美國流體控制學會ANSI/FCI70-2的Class Ⅴ級標準。在實際運作過程中，這類閥門最常見的失效形式就是主密封失效[4]，球閥的主密封結構是由閥座和閥球配合密封而成，在閥門的加工精度和工作介質壓差確定的前提下，閥門的主密封性能主要由其密封面上的密封比壓(單位面積密封面上的壓力)決定[5]。

其中，閥座和閥球形成的密封面寬度及其壓力角、工作介質的壓差以及閥座所受到的的預緊力等是影響球閥主密封結構比壓的主要參數，這些參數在設計上如果不合理，則閥門在啟閉時就會出現扭矩過大、閥門無法完全開合等問題，導致閥門的密封性能受到影響，并且會致使閥球和閥座表面噴涂的涂層應力集中，從而使涂層產生裂紋、剝落[6-7]。

本研究以高溫高壓球閥入口端的主密封結構作為分析對象，研究其設計與結構特點，提出一種新型自補償主密封結構，并建立三維模型進行分析。

1 密封結構及性能

1.1 常見球閥密封結構及其優缺點分析

浮動球閥的密封方法是通過工作介質本身的壓力把在閥腔內自由度未完全限制的閥球壓往閥門出口端閥座上而達到閉合密封效果的，因此，在高溫高壓下就要求閥座有著較強的硬度與強度來承受這種壓力。當閥門口徑較大或介質壓力較高時，閥門開啟力矩就很大。

彈簧壓緊閥座結構如圖1所示。

圖1 彈簧壓緊閥座結構1—金屬閥座；2—填料；3—螺環；4—板簧；5—螺環

金屬閥座1與閥體之間用填料密封。填料用螺環3壓緊。閥座1靠螺環5和板彈簧4壓緊在閥球上而保證閥門密封。這種結構的填料2及板簧4處于高溫區，因此不能用于更高的溫度，當壓力較高或口徑較大時，填料所需預緊力就要很大。

彈性閥座結構有兩種型式，即通過彈簧力和金屬閥座變形在密封面上建立初始比壓并補償閥座磨損，除了上述介紹之外還有一種彈性金屬閥座密封結構，如圖2所示。

圖2 彈性金屬閥座密封結構1—金屬閥座；2—彈簧槽；3—斜面密封；4—螺環

當扭緊螺環4時，閥座1后端尖楔形部分變形被壓緊在閥體上，使閥座和閥體壓緊從而達到密封，同時使變形槽2產生軸向變形，閥座通過其彈性與球體間產生初始密封比壓。變形槽的大小是該結構的關鍵，槽太大，彈力不足，槽過小，使閥座失去彈性，因此開槽的大小與數量必須在高溫下由試驗確定。

1.2 球閥密封性能影響因素

要想提高閥門的密封性能、使用壽命以及使結構更加緊固，密封比壓的選擇就必須合理。當閥門的閥座在預緊狀況下時，通過閥桿控制閥球相對閥座轉動，這時閥球與閥座擠壓會產生切向的應力，從而造成密封副之間的磨損。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[8]，因此，為了減小球閥在不斷開合過程中所造成的密封副之間的摩擦損失，應該使密封面上的比壓盡可能小，且還要保證其密封性能。所以，密封面上的比壓需要達到如下條件：

Qb

(1)

式中：Qb—保證密封必需比壓；Q—實際比壓；[Q]—密封面材料的許用比壓。

按照不同的流體介質壓力、密封面噴涂質料以及密封面的寬度設計參數試驗，得到當密封面使用材料為硬質合金或鋼的時候球閥的比壓經驗公式可表達為：

(2)

式中：Qb—保證密封必需比壓；h1—密封面徑向投影寬度；m—只與介質的特性有關的系數，通常水為m=1，高溫狀態下的氣體、液體為m=1.4；P—介質壓力；α—密封面壓力角。

2 Solidworks模型設計及有限元分析

本研究借助CAXA二維繪圖以及SolidWorks三維建模，提高密封結構的設計效率，同時對密封結構密封面上的應力分布以及閥座位移量進行分析。

2.1 結構分析與設計

主密封結構參數設計如圖3所示。

圖3 主密封結構參數設計1—導流孔；2—閥座；3—U型彈簧；4—刮刀

主密封結構由閥座2、刮刀4與閥體和閥球組合方式構成，閥體內部本身為高溫高壓介質，當閥門關閉時，閥球與刮刀4形成的流通截面逐漸變小，使內部壓力進一步增大，介質在高壓下通過導流孔1進入內腔對U型彈簧3施加作用力，該作用力迫使刮刀4緊貼閥球形成一個密封面，并且隨著閥門關閉該作用力逐漸增大，反作用于閥座2上，形成牢靠的自密封結構。

圖3(b)中各變量對應關系如表1所示。

表1 變量對應關系

其中，坐標原點設在閥球中心。

2.2 自補償密封原理

為了更形象地說明本結構密封原理，本研究使用Solidworks建模軟件建立主密封三維結構模型，閥門開關狀態如圖4所示。

圖4 閥門開關狀態

當閥門開啟時如圖4(a)所示。此時閥球通道與閥座貫通，介質可以無阻礙通過閥門。

當閥門關閉時如圖4(b)所示。閥球中心線與閥座中心線垂直，此時閥球外表面與刮刀結構緊緊配合，介質無法通過，迫使介質在自身壓力下流向導流孔，進入由U型彈簧和閥座形成的內腔。

內腔受力分析圖如圖5所示。

圖5 內腔受力分析圖

在介質壓力的作用下，會產生一個軸向推力，該推力會增加刮刀與閥球的契合程度，刮刀結構本身設計為可磨損型，當不斷啟閉造成摩擦磨損時，介質壓力產生的軸向推力會驅使刮刀與閥球緊密配合，從而補償刮刀的磨損量，從而達到自補償密封的效果，該設計可以有效保護閥球，在維修時，只需更換刮刀結構即可，操作簡單，且節約成本。

2.3 有限元分析與驗證

本研究通過SolidWorks Simulation對主密封結構進行有限元分析，閥座材料為ASTM A36鋼，彈性模量Ε=200 GPa，泊松比υ=0.26，屈服強度=250 N/m2，球體不賦予材料屬性，作為解析剛體；法向接觸行為選擇“硬”接觸，切向無摩擦；閥門壓力等級中規定：公稱壓力PN=10.0 MPa～80.0 MPa為高壓閥門，這里取壓力極限PN=80.0 MPa分析，使用Solidworks自帶網格劃分工具將刮刀結構整體劃分為六面體網格，得到有限元分析結果如圖6所示。

閥門應力分布如圖6(a)所示。最大等效應力為196.6 MPa，低于材料屈服強度250 MPa；位移變化如圖6(b)所示。最大位移量為0.003 8 mm，接近等于0；綜上所述，在極限高壓下該結構仍能滿足工作需求。

圖6 有限元分析結果

根據閥座與閥球密封結構的受力分析，可以推導出固定球閥密封面上密封比壓Q的計算公式可近似表達為[9-10]：

(3)

式中：Q—實際比壓；h—閥座密封面寬度(與密封面投影寬度成正比，分析時可用投影寬度替代)；P—工作壓力。

由圖3(b)分析可知，當未發生摩擦損失時h=h1；當發生摩擦損失后，摩擦磨損區域如圖7所示(黑色區域表示摩擦損失部分)。

圖7 摩擦磨損區域

當磨損發生后軸向推力會使刮刀結構壓緊閥球補償磨損量，此時密封面投影寬度會增加Δh，則密封面寬度h=Δh+h1，磨損后密封面比壓ΔQ為；

(4)

顯然，綜合式(3～4)分析可知，當發生摩擦損失時，在工作壓力P保持不變的情況下，僅有密封面寬度改變，則：

ΔQ

(5)

因此，通過以上分析可以得出結論：密封面寬度與密封面比壓成反比關系，通過該設計可以使發生摩擦磨損的區域通過流體介質自身壓力的作用得到補償，從而增加了刮刀結構與閥球形成的密封面寬度，減小了閥門的密封比壓，使密封性能得到增加，驗證了該主密封自補償結構設計的正確性。

3 結束語

本研究提出的利用流體介質自身壓力提供閥座軸向推力迫使閥座補償摩擦損失的方法不僅適用于高溫高壓球閥，也廣泛適用于密封原理類似的其他普通球閥，對今后高溫高壓球閥的研究與實際生產具有重要的參考意義。

本結構由于內腔與閥門通道相連，默認內腔壓力等于介質壓力，但內腔壓力大小是否會受導流孔分布以及形狀影響未作分析，下一步工作主要將建立閥門泄露模型，探討導流孔結構形式與密封比壓的關系，并制作樣機進行實物試驗，進一步驗證設計的正確性，由于實際工況中可能存在流體介質含有固體顆粒等其他問題，后期的研究可能會改進該結構，使之達到最優。

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