間隙裝配工況下閥桿動密封結(jié)構(gòu)接觸壓力試驗研究*

高俊峰,孔韋海,姜 恒,李 偉,王 洋,明 友

(合肥通用機械研究院有限公司,安徽 合肥 230031)

0 引 言

平板閘閥的主要功能是接通或切斷管道中的流體介質(zhì)[1]95-97。其中的閥桿動密封結(jié)構(gòu)易出現(xiàn)泄漏[2-4],造成嚴重的安全事故[5]。因此,閥桿填料密封性能是制約裝置長周期可靠運行的關(guān)鍵因素[6]。

閥桿動密封結(jié)構(gòu)的密封性能與密封面接觸壓力的值密切相關(guān),因而大量的國內(nèi)外學(xué)者對其進行了相關(guān)內(nèi)容的研究[11-14]。但針對填料受力及變形的理論研究仍存在不足,主要有:1)無法采用理論計算的方法,得到有安裝間隙值時填料接觸壓力沿著閥桿的軸向分布情況;2)不同間隙值裝配時,對接觸壓力大小的影響機制研究不足。

綜上所述,筆者針對某管線平板閘閥(企業(yè)型號為Z943Y-300Lb),以其閥桿動密封結(jié)構(gòu)為探究對象,進行多尺度接觸壓力的理論推導(dǎo)、靜力學(xué)仿真分析及多工況下的影響探究;并實地搭建測試平臺,測試接觸壓力結(jié)果,探究閥桿動密封結(jié)構(gòu)的閥桿密封面接觸壓力分布機制。

1 密封泄漏及其判定原則

密封泄漏是指在兩個或更多接合面之間的密封系統(tǒng)中,介質(zhì)從密封面之間的間隙中泄漏出去的現(xiàn)象。密封泄漏主要由材料不兼容、溫度和壓力變化以及裝配不當(dāng)造成。密封泄漏會造成能源浪費、環(huán)境污染、安全問題以及經(jīng)濟損失。

通過選擇合適的材料、設(shè)計合理的結(jié)構(gòu)、控制裝配質(zhì)量、定期維護和檢修以及采用新技術(shù)和新材料等措施,可以有效防止和減少密封泄漏的發(fā)生。嚴格控制裝配質(zhì)量,可以確保密封件的正確安裝和質(zhì)量控制,避免因安裝不當(dāng)而導(dǎo)致的泄漏問題,提高密封系統(tǒng)的性能和可靠性,延長密封件的使用壽命,減少維護和更換的成本。

采用設(shè)計合理的密封結(jié)構(gòu)[15]是控制密封泄漏的另一種有效方法。密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計應(yīng)該考慮到密封件的材料、形狀、尺寸、加工工藝等因素,以確保密封件能夠在不同的工況下穩(wěn)定運行,并有效防止泄漏問題。對密封壓力和溫度進行調(diào)整,也是控制密封泄漏的重要手段之一。通過合理的密封設(shè)計和優(yōu)化,可以提高密封系統(tǒng)的性能和可靠性,降低維護和更換成本。

閥門的密封結(jié)構(gòu)失效,即泄漏,是制約裝置長期運行穩(wěn)定的主要誘因。針對典型的閥桿填料軸封型密封式結(jié)構(gòu),閥桿處密封失效的主要模式有兩種:1)泄漏率超標;2)閥桿動作時出現(xiàn)抱死[16]。填料處密封失效的原因有填料設(shè)計選型不匹配,未充分考慮工程實際情況及裝配工藝不合理等情況[17]。在此類典型的密封結(jié)構(gòu)中,填料與閥桿間的接觸壓力是評價密封結(jié)構(gòu)是否失效的主要指標。

最大接觸應(yīng)力原則是指密封結(jié)構(gòu)中的密封填料在實際的工況下,與所有密封面上的接觸壓力一旦低于流體介質(zhì)的內(nèi)壓,會引起流體介質(zhì)的外泄,密封裝置將不起作用[18]。另外,如果密封面接觸壓力遠大于流體介質(zhì)的壓力,會引起密封接觸面磨損嚴重,從而降低密封結(jié)構(gòu)的使用壽命。

因此,密封面上的接觸壓力是密封結(jié)構(gòu)有、無作用的關(guān)鍵判定原則[19-22],即:

(σx)max≥PL

(1)

式中:(σx)max為密封面的最大接觸壓力;PL為流體介質(zhì)的壓力。

2 接觸壓力的力學(xué)模型

某型平板閘閥中的閥桿動密封結(jié)構(gòu)的簡圖如圖1所示。

圖1 某型閥桿動密封結(jié)構(gòu)簡圖

圖1中,由填料、閥桿及填料函組成了某型閥桿動密封結(jié)構(gòu)。由圖1可知:動密封結(jié)構(gòu)沿著閥桿中心對稱,在外部載荷的作用下,由A到B(由B到A)點完成平板閥門開啟(關(guān)閉)過程。

某型平板閘閥中的閥桿動密封結(jié)構(gòu)的右視圖如圖2所示。

圖2 閥桿動密封結(jié)構(gòu)右視圖

由圖2可知:密封填料內(nèi)徑是R1,外徑是R2。閥桿的半徑為R1-Δδ1,填料函內(nèi)徑為R2+Δδ2。其中,Δδ1、Δδ2分別為密封填料內(nèi)、外徑的間隙值。

閥桿動密封結(jié)構(gòu)的宏觀尺度受力的剖視圖如圖3所示。

圖3 閥桿動密封結(jié)構(gòu)宏觀尺度受力剖視圖

在圖3中,σD是密封填料結(jié)構(gòu)距密封面軸向間距為x處的軸向壓力。

閥桿動密封結(jié)構(gòu)的微觀尺度的受力圖如圖4所示。

圖4 閥桿動密封結(jié)構(gòu)微觀尺度受力圖

由圖4可知:在填料壓蓋的作用下,給密封填料結(jié)構(gòu)提供均布的軸向壓緊力時,密封填料結(jié)構(gòu)的內(nèi)徑、外徑面上分別受載均布壓力為P1、P2。假設(shè)密封填料結(jié)構(gòu)和閥桿及其填料函壁之間的摩擦系數(shù)分別為v1和v2。密封填料結(jié)構(gòu)微元體內(nèi)、外側(cè)承載的摩擦力分別為dFR1和dFR2。

借助彈性力學(xué)的胡克定律及Lame式[19]68,在軸向力和徑向力的雙重作用下,可得密封填料結(jié)構(gòu)內(nèi)、外部的徑向位移ur(R1)、ur(R2),即:

(2)

(3)

式中:εθ為沿θ方向的線應(yīng)變;E為密封填料的彈性模量;σθ為密封填料的環(huán)向應(yīng)力;μ為密封填料的泊松比;σr為密封填料的徑向應(yīng)力;σz為沿z向的軸向壓力;σx為沿x向的軸向壓力。

(4)

(5)

即:

ur(R1)=-Δδ1

(6)

ur(R2)=Δδ2

(7)

求解得到受載均布壓力P1、P2為:

(8)

(9)

取圖4所示尺寸為dx的微元體,建立微觀尺度的軸向力學(xué)平衡,即:

(10)

其中:

(11)

(12)

式中:ν1為密封填料與閥桿間摩擦系數(shù);ν2為閥桿與填料函內(nèi)壁間摩擦系數(shù)。

將式(4)、式(5)、式(11)、式(12)與式(10)進行聯(lián)合求解,可得:

(13)

假設(shè):

(14)

式(14)中σx通解為:

(15)

式中:C為積分常數(shù)。

由式(8)、式(9)與式(13)～式(15)聯(lián)合求解,可得:

(16)

(17)

當(dāng)x=0時,可得:

σx=σD

(18)

即:

(19)

綜合上述理論,經(jīng)推導(dǎo)可得到密封填料結(jié)構(gòu)沿軸向方向x各點所受到的軸向壓力σx為:

(20)

3 動密封結(jié)構(gòu)仿真分析

3.1 有限元模型及其參數(shù)化

型號為Z943Y-300Lb管線平板閘閥的公稱尺寸為152 mm,公稱壓力為5 MPa,流體介質(zhì)的通徑為150 mm。

為了規(guī)避細節(jié)的幾何特征對有限元仿真分析結(jié)果的影響,筆者對閥桿動密封結(jié)構(gòu)進行簡化處理,在滿足實際工況的前提下,對密封結(jié)構(gòu)接觸面的接觸壓力進行求解。

筆者利用ANSYS軟件實現(xiàn)對閥桿動密封結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格劃分目的,如圖5所示。

圖5 閥桿動密封結(jié)構(gòu)網(wǎng)格

仿真分析時,網(wǎng)格的質(zhì)量(數(shù)量、大小)均會影響分析結(jié)果的準確性。

為確保網(wǎng)格無關(guān)性,在σD為20 MPa,工況Ⅰ條件下,x=10 mm時,密封面接觸壓力值與網(wǎng)格數(shù)量的關(guān)系如圖6所示。

圖6 網(wǎng)格無關(guān)性

由圖6可知:在確保仿真分析結(jié)果準確性的前提下,為了節(jié)約運算資源,筆者確定網(wǎng)格數(shù)量為5×104。

由于閥桿的半徑和填料內(nèi)、外半徑間存在替代模型,故筆者用閥桿的半徑表示填料的內(nèi)、外半徑。閥桿動密封結(jié)構(gòu)的參數(shù)有閥桿半徑、填料高度、壓蓋初始壓縮量。設(shè)計參數(shù)靈敏度分析的前提為參數(shù)化結(jié)構(gòu),需建立參數(shù)化有限元模型。

密封填料呈V型聚四氟乙烯閥桿動密封結(jié)構(gòu)的參數(shù)及數(shù)值如表1所示。

表1 閥桿動密封結(jié)構(gòu)中重要結(jié)構(gòu)參數(shù)

聚四氟乙烯的相關(guān)材料參數(shù)如表2所示。

表2 聚四氟乙烯相關(guān)材料參數(shù)

密封填料與閥桿和填料函間的滑動摩擦系數(shù)v1、v2相等,且數(shù)值為0.1。

筆者考慮到4種工況如下:

1)工況Ⅰ。內(nèi)、外接觸面均無間隙值裝配;

2)工況Ⅱ。內(nèi)接觸面無間隙值裝配,外接觸面有間隙值裝配;

3)工況Ⅲ。內(nèi)接觸面有間隙值裝配,外接觸面無間隙值裝配;

4)工況Ⅳ。內(nèi)、外接觸面均有相同間隙值裝配。

3.2 載荷與邊界條件

在閥桿動密封結(jié)構(gòu)中,共存在4對接觸體,分別包括填料與閥桿、填料與填料函(包括一對側(cè)面接觸體和一對底面接觸體)、閥桿與填料函。其中,前者為接觸體,后者為目標體。在進行仿真分析時,筆者在接觸面設(shè)置一定的間隙值。

閥桿動密封結(jié)構(gòu)邊界條件及載荷設(shè)置分析圖如圖7所示。

圖7 閥桿動密封結(jié)構(gòu)載荷與邊界條件

4 試驗驗證

筆者根據(jù)自行搭建的接觸壓力測試試驗平臺,在閥桿動密封結(jié)構(gòu)的接觸面上每間隔10 mm布置柔性薄膜壓力傳感器(型號為DF9-16,生產(chǎn)廠家為上海澄科),并使用自制夾具,將填料函及閥桿固定在工作臺上。

接觸壓力測試試驗平臺如圖8所示。

圖8 接觸壓力測試試驗平臺

筆者測試在σD=20 MPa、工況Ⅰ的條件下的密封面接觸壓力值,并將其與仿真結(jié)果進行對比,以進一步驗證其準確性。

試驗平臺測試數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果對比變化曲線如圖9所示。

圖9 測試數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果對比變化曲線

由圖9可知:在x=0位置時,壓力測試得到的接觸壓力值為12.6 MPa;相同位置的仿真分析結(jié)果為12.9 MPa,最大結(jié)果誤差僅為2.3%。

綜上所述,筆者采用壓力測試驗證了有限元分析模型及其結(jié)果的正確性。

5 結(jié)果與討論

筆者采用拉丁超立方設(shè)計方法(Latin Hypercube sampling,LHS),分析得到單個變量對閥桿動密封結(jié)構(gòu)有效密封時間影響度的Pareto圖,如圖10所示。

圖10 分析變量對密封時間影響度的Pareto圖

由圖10可知:填料壓蓋初始壓縮量對密封壽命的影響程度為72%,填料內(nèi)徑對密封壽命的影響程度為15%,填料高度對密封壽命的影響程度為13%。

筆者根據(jù)相關(guān)文獻,對采用接近實際工況的間隙值進行理論計算與仿真分析,裝配的間隙值(Δδ)取0.1 mm、0.2 mm[1]100-122。

5.1 接觸壓力的理論計算值

筆者根據(jù)多尺度分析方法,經(jīng)推導(dǎo)得到內(nèi)、外密封面接觸壓力的力學(xué)計算模型,進行理論計算。

工況Ⅰ條件下,閥桿的內(nèi)、外接觸壓力理論值變化曲線如圖11所示。

圖11 工況Ⅰ接觸壓力理論值變化曲線

由圖11可知:當(dāng)Δδ1=Δδ2=0時,在不同密封填料軸向力(σD)的作用下,閥桿沿著軸向位置上各位置點的接觸壓力值的差值大;當(dāng)σD=20 MPa時,MaxP1=P2=20 MPa,MinP1=P2=7.4 MPa;當(dāng)σD=30 MPa時,MaxP1=P2=13.3 MPa,MinP1=P2=4.9 MPa;密封填料軸向力與接觸壓力值近似地呈線性正相關(guān)。

工況Ⅱ條件下,閥桿動密封結(jié)構(gòu)的內(nèi)、外側(cè)接觸壓力理論值變化曲線如圖12所示。

由圖12(a)可知:閥桿的外側(cè)存在不同間隙值時,間隙值與內(nèi)側(cè)接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ2=0.1 mm時,MaxP1=16.97 MPa,MinP1=6.21 MPa;當(dāng)Δδ2=0.2 mm時,MaxP1=13.94 MPa,MinP1=5.04 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內(nèi)側(cè)接觸壓力的變化近似呈線性下降趨勢。

由圖12(b)可知:間隙值與外接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ2=0.1 mm時,MaxP2=17.36 MPa,MinP2=6.60 MPa;當(dāng)Δδ2=0.2 mm時,MaxP2=14.72 MPa,MinP2=5.82 MPa。

對比圖12(a)和圖12(b)可知:外側(cè)存在不同間隙值時,閥桿不同位置處的內(nèi)接觸壓力值不同;在外側(cè)間隙值相同時,外接觸壓力的最值均大于內(nèi)接觸壓力的最值。

工況Ⅲ條件下,閥桿動密封結(jié)構(gòu)的內(nèi)、外側(cè)接觸壓力理論值如圖13所示。

圖13 工況Ⅲ接觸壓力理論值變化曲線

由圖13(a)可知:閥桿內(nèi)側(cè)存在不同間隙值時,間隙值與內(nèi)接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ1=0.1 mm時,MaxP1=17.2 MPa,MinP1=6.2 MPa;當(dāng)Δδ2=0.2 mm時,MaxP1=14.4 MPa,MinP1=5.1 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內(nèi)接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

由圖13(b)可知:間隙值與內(nèi)接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ1=0.1 mm時,MaxP2=17.7 MPa,MinP2=6.7 MPa;當(dāng)Δδ1=0.2 mm時,MaxP2=15.4 MPa,MinP2=6.1 MPa。

對比圖13(a)和圖13(b)可知:內(nèi)側(cè)存在不同間隙值時,閥桿不同位置處的內(nèi)接觸壓力值不同;在內(nèi)側(cè)間隙值相同時,外接觸壓力的最值均大于內(nèi)接觸壓力的最值。

工況Ⅳ條件下,閥桿的內(nèi)、外接觸壓力理論值變化曲線如圖14所示。

圖14 工況Ⅳ接觸壓力理論值變化曲線

由圖14(a)可知:閥桿內(nèi)、外側(cè)存在相同間隙值時,間隙值與內(nèi)接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ1=Δδ2=0.1 mm時,MaxP1=14.2 MPa,MinP1=5.1 MPa;當(dāng)Δδ1=Δδ2=0.2 mm,MaxP1=8.3 MPa,MinP1=2.6 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內(nèi)接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

由圖14(b)可知:閥桿內(nèi)、外側(cè)存在相同間隙值時,間隙值與外接觸壓力值近似呈線性負相關(guān);當(dāng)Δδ1=Δδ2=0.1 mm時,MaxP2=15.1 MPa,MinP2=5.9 MPa;當(dāng)Δδ1=Δδ2=0.2 mm時,MaxP2=10.1 MPa,MinP2=4.4 MPa;隨著接觸位置不斷下移,外接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

對比圖14(a)和圖14(b)可知:當(dāng)閥桿內(nèi)、外側(cè)均有間隙值且相等時,間隙值越大,內(nèi)、外接觸壓力越小。

5.2 接觸壓力的仿真分析結(jié)果

在不同間隙值裝配工況下,筆者采用有限元軟件ANSYS Workbench,對閥桿動密封結(jié)構(gòu)的內(nèi)、外密封面接觸壓力進行了仿真分析。

閥桿和填料函與填料的接觸屬于柔體-剛體的面面接觸,此類接觸可視為軸對稱問題。其中,填料屬于目標物體,閥桿和填料函屬于接觸物體。

筆者根據(jù)密封填料的材質(zhì)、組成及幾何的分線性,在設(shè)置接觸單元時采用罰函數(shù)。接觸單元的罰函數(shù)假定兩物體接觸時,接觸單元擁有準定的剛度,能阻礙相接觸物體邊緣的彼此插入。

在不同工況下,閥桿動密封結(jié)構(gòu)的仿真分析結(jié)果如圖15所示。

圖15 仿真分析結(jié)果變化曲線圖

由圖15(a)可知:仿真分析獲得的接觸應(yīng)力與密封填料軸向力呈正相關(guān);在相同軸向力條件下,不同位置接觸應(yīng)力變化曲線基本遵循線性變化,其區(qū)別在于幅值不同;接觸應(yīng)力的最大值和最小值的最大差值分別為6.9 MPa和2.5 MPa。

由圖15(b)～圖15(g)可知:除了圖15(f)的曲線變化規(guī)律不同,其他曲線的間隙值與接觸壓力呈正相關(guān);其他曲線的變化規(guī)律均是負相關(guān);不同間隙值的接觸壓力幅值也不同;內(nèi)接觸壓力幅值為16.7 MPa,外接觸力幅值為17.2 MPa;其中,工況Ⅳ的外接觸壓力最值差值較大。因此,應(yīng)注意在帶間隙裝配時盡量避免內(nèi)、外間隙值相等。

綜合上述結(jié)果可得:沿著閥桿軸向上,接觸壓力呈逐漸減小的趨勢;同時,閥桿填料長度的設(shè)定對啟閉扭矩相關(guān)指標的影響較大。

5.3 接觸壓力最值對比分析

多工況間隙裝配條件下,理論計算與仿真分析的內(nèi)、外接觸壓力最值對比情況如圖16所示。

圖16 多工況間隙裝配條件下的Trellis圖

由圖16(a)可知:Δδ1=0.1 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內(nèi)、外接觸壓力最大值的理論值與仿真分析結(jié)果的誤差值分別為2.8%、2.9%、2.5%和1.3%、2.8%、2.5%;Δδ1=0.2 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內(nèi)接觸壓力最大值的理論值與仿真分析結(jié)果的誤差值分別為2.7%、2.1%、2.2%和3.0%、2.1%、2.6%,誤差值均小于3%。

由圖16(b)可知:Δδ1=0.1 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內(nèi)、外接觸壓力最小值的理論值與仿真分析結(jié)果的誤差值分別為1.6%、1.6%、2.5%和1.3%、1.4%、0.7%;Δδ1=0.2 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內(nèi)接觸壓力最小值的理論值與仿真分析結(jié)果的誤差值分別為1.1%、2%、1.2%和2.5%、1.8%、2.1%,誤差值均小于3%。

經(jīng)數(shù)據(jù)對比可知,理論計算值與仿真分析結(jié)果的吻合度較高。該結(jié)果可以為提高閥桿動密封結(jié)構(gòu)接觸壓力的精確計算提供理論基礎(chǔ)。

6 結(jié)束語

筆者采用多尺度分析法及靜力分析法推導(dǎo)閥桿動密封結(jié)構(gòu)的力學(xué)模型,運用ANSYS軟件對其不同工況下的壓力分布進行了靜力學(xué)分析,并根據(jù)測試數(shù)據(jù)對仿真結(jié)果進行了驗證。

研究結(jié)果表明:

1)建立了密封面接觸壓力與裝配間隙值的定量規(guī)律,可以為填料密封結(jié)構(gòu)軸向的精確計算提供理論基礎(chǔ);

2)在進行間隙裝配時,接觸壓力最大值(明顯大于流體壓力)明顯小于無間隙裝配,內(nèi)接觸壓力高2.8 MPa,外接觸壓力高2.3 MPa;因此,在進行裝配時可適當(dāng)?shù)夭捎脦чg隙裝配;

3)當(dāng)外側(cè)的間隙值為0.2 mm時的內(nèi)、外接觸壓力差最小,僅為0.39 MPa,且內(nèi)側(cè)接觸壓力較小;因此,該密封結(jié)構(gòu)流體介質(zhì)主要泄漏點在內(nèi)側(cè),設(shè)計制造時應(yīng)重點關(guān)注這一情況;

4)接觸壓力理論值與測試數(shù)據(jù)誤差僅為2.3%;可精確獲得密封面不同位置處的接觸壓力。

在后續(xù)的工作中,筆者擬對密封填料的蠕變特性進行研究,從而對閥桿動密封結(jié)構(gòu)的接觸壓力進行實時動態(tài)補償,以提高閥桿動密封結(jié)構(gòu)的使用壽命。