36英寸硬密封雙活塞閥座設計

中圖分類號：TH134 文獻標志碼：A 文章編號：2095-2945（2025）19-0109-

DOI：10.19981/j.CN23-1581/G3.2025.19.026

Abstract：Inthispaper，thevalveseat leakageof large-diameter hard-sealeddoublepiston fixedballvalvesisstudiedand analyzed.Basedonthesealingtestresultsofthewholemachineandcombinedwiththefiniteelementanalysismethod，the valveseatstructureisoptimizedandimprovedtoimprovethesealingperformanceofthevalveseatandmettheleakage requirements of test standards.

Keywords：large bore;high pound clas;hardseal;doublepiston;valveseat structure;seal test;finite elementanalysis

球閥因其具有流阻較小、流通能力大、快速啟閉等特點被廣泛用于石油、化工、發電廠等行業。大口徑硬密封球閥具有技術含量高、球座加工難度大、利潤豐厚等特點，越來越多的閥門企業將大口徑硬密封球閥納入研發計劃，并且不少企業已取得一定的成果。大口徑硬密封球閥球座處泄漏超標問題一直是有待攻關的技術難題，球座處泄漏超標涉及的因素很多，每個因素都值得我們深入研究。本文主要從硬密封球座的密封原理的角度，結合有限元分析和閥門的實際試驗數據，說明大口徑高磅級硬密封雙活塞球座泄漏的原因，并對雙活塞閥座的結構改進方向提建議。

1說明

本文選擇36英寸（1英寸等于 2.54cm ，下同）300磅雙活塞硬密封球閥球座作為研究對象，對球座處泄漏問題展開論述，對球閥球座材料和硬質涂層工藝做簡單的介紹，本文只對球座處相關關鍵參數計算進行說明，另外出于公司技術保密的考慮，本文未列出關鍵部位的細節特征及詳細的計算過程，只給出能夠言明所指的結構簡圖和關鍵參數的最終計算結果

2 球座材料

本文只介紹幾類常見介質選用的球體和閥座材料。原油介質一般選用雙相鋼作為球座材料，天然氣和蒸汽介質一般選用碳鋼作為球座材料，化工上具有強腐蝕性介質，可根據介質腐蝕原理選擇合適的球座材料。對于閥門口徑超過36英寸（包含36英寸），一般不建議使用不銹鋼作為球體材料，對于額定磅級超過600磅的具有雙活塞功能的閥門，同樣不建議使用不銹鋼作為球體材料。用于制作球體和閥座的坯料必須按相應的材料技術規范進行熱處理、化學成分分析、試樣機械性能檢測和試樣韌性沖擊試驗，嚴格管控制造過程中每個環節，此外硬密封球體毛壞建議使用鍛造工藝成型，球體毛坯鍛打時鍛造比不小于3。如果閥門用于含硫工況時，材料還需要滿足NACEMR0175相關要求。

3球體和閥座硬質密封面加工工藝

本文中所述的36英寸300磅硬密封球體和閥座密封面采用冷噴碳化鎢合金涂層，適用于 500^°C 以下的煤化工和煉化相關介質工況，球體和閥座合金涂層硬度在 65～70HCR 范圍內，球體涂層要比閥座密封面涂層硬度高5HRC，硬質合金涂層厚度在 0.25～0.3mm 范圍內，球體和閥座密封面采用數控研磨機進行研磨，最后進行手工研磨，保證球體和閥座密封面粗糙度滿足圖紙要求，球體和閥座密封面有良好的吻合狀態，球體和閥座密封面研磨好后需進行無壓測試，以此來初步判斷球體和閥座密封面研磨質量。

4球體和閥座密封設計相關計算簡單說明

對于硬密球閥，球體和閥座密封面在經過配磨后，球體和閥座的圓度和粗糙度達到要求情況下，球體和閥座安裝上閥門后，閥座上需要一定的彈簧預緊力和介質推力在球體和閥座密封面上形成一定的密封壓力。本文此處只對球體和閥座密封面受力做簡單的說明，閥座的密封面受力計算，密封面受力意為閥門中流體壓力作用在閥座上而使閥座壓緊在球體上，從而在球體密封面和閥座密封面上產生一定的壓力，此壓力行業內稱作為比壓，單位為 MPa 。比壓又分為設計比壓、必須比壓、許用比壓。設計比壓為設計時預期設定的賦予閥座一定的作用力在閥座密封面上產生的壓力，用字符 Qs 表示，必須比壓為使閥門達到一定密封等級所需的最小壓力 Qb ，由于前面所述的必須比壓的存在，球座密封面摩擦副在開關過程中會有一定的磨損，當密封面上必須比壓達到某一值時，密封面摩擦副磨損會加劇。為了避免密封面摩擦副磨損嚴重從而導致閥門使用壽命下降，球體和閥座密封面上的比壓必須限制在一定的值以內，此值即為許用比壓，許用比壓是指球體和閥座密封面材料正常安全工作時所允許的最大許用壓力，代號為 [Q] ，單位為 MPa 。閥門密封時，3個比壓公式要滿足 Qb1=7.1MPa ，閥座閥后設計比壓 Qs₂=6.7MPa ，閥座的閥前閥后比壓均滿足要求。

密封面寬度設計對閥門閥座處結構設計影響很大，同時對閥門使用壽命也有一定的影響，密封面太窄，密封面上比壓會很大，密封面太寬，在保證密封上所需必須比壓的前提下，閥座所需的預緊力就會增加許多，從而導致閥門開關扭矩上升。密封面寬度的設計得綜合考慮球座密封面研磨后質量、閥門使用介質性質、閥座結構等因素。

目前，金屬硬密封球閥閥座密封面處結構設計主要分成2類設計，其中一類就是常規設計（圖1），另外一類就是在金屬閥座密封面處開設彈性槽設計（圖2），本文中所述的36英寸300磅硬密封雙活塞閥座采用常規設計，本文此處對開設彈性槽的閥座做一些簡單的介紹。閥座上彈性槽部位的計算包含有彈性唇的厚度計算和彈性唇彎曲強度計算，在滿足彈性唇的剛度要求和殼體強度條件下，彈性唇厚度薄些閥座密封效果會好些，彈性唇厚度按薄壁圓筒壁厚計算公式計算，彈性唇彎曲強度按公式 σ=M/W? [σ] 計算，公式中 M 為彈性唇處所承受的彎矩， W 為彈性唇的抗扭截面系數， [σ] 為材料需用應力。由于閥門在運行過程會承受頻繁的開關循環操作和閥腔內部流體壓力周期性升降循環以及閥腔內介質溫度周期性升降循環，這3類循環載荷會對閥座產生3種相應的交變應力，從而對閥座疲勞強度有一定的影響，尤其是在閥座密封面處開設彈性槽的結構，彈性槽處容易產生應力集中，從而導致疲勞壽命會受到影響。彈性槽的設計除了要滿足上述基本計算外，還應借助專業的疲勞強度分析軟件對閥座的疲勞壽命和安全系數進行分析，此處不做進一步說明。考慮到疲勞失效的問題，一般不建議使用帶彈性槽的閥座結構，尤其是用在需要高頻次開關閥門的場合，彈性槽的存在會一定程度上削減閥門的使用壽命，所以帶彈性槽結構閥座需慎用。

5閥門閥座氣體密封試驗

閥門完成組裝并且通過殼體試驗后，進行閥座低壓氣密封試驗和高壓氣密封試驗。在進行高壓氣密封試驗時，閥門兩側打壓時閥座泄漏量達標。當進行中腔打壓試驗時，兩側閥座泄漏量超標，壓力超過 2.5MPa 時泄漏就開始增大，由于中腔打壓到 3MPa 時泄漏超標，中腔打壓測量閥座泄漏試驗停止，詳細的泄漏量見表1。

5.1中腔打壓時閥座泄漏超標原因分析

在通道側進行打壓試驗時，從閥座泄漏試驗結果（表1）可以看出，高壓氣密封試驗時，閥座的泄漏量在標準允許范圍內，而且 0.6MPa 低壓氣密封試驗時，閥座的泄漏量也是在標準允許范圍內，且總的泄漏量相對較小。通道側打壓試驗結果可以初步證明閥座密封面和球體密封面之間的嚙合程度已經接近理想狀態，這同時也說明閥座和球體密封面沒有發生塑性變形。中腔打壓試驗時， 3MPa 壓力下閥座處泄漏量嚴重超標， 0.6MPa 低壓氣密封試驗時，閥座處泄漏量在標準允許范圍內，從中腔打壓試驗結果可以看出，隨著中腔試驗壓力的上升，球座密封面上泄漏增大，球面或閥座密封面上某處存在較大的彈性變形。經過拆解樣機，對球體密封面和閥座密封面進行檢測，球體和閥座密封面圓度在 0.02mm 以內，球體和閥座密封面上均未發現拉傷，且閥座和球體通過無壓密封試驗。最終推斷認為閥門在進行中腔打壓試驗時，球體和閥座的變形程度不一樣，可能是球體上球口處變形大，也可能是閥座變形大，從而導致中腔打壓時泄漏變大。考慮36英寸300磅樣機制造成本及返修成本都非常大，在未找到確切的問題和更好的解決方案時，樣機相關試驗只能暫停。

5.2借助有限元分析閥座泄漏超標原因和優化設計

配磨好的硬密封球座雖然能通過無壓試驗，這并不意味著帶壓時球座密封面依然能配合得很好。球座在實際受壓力時，球體和閥座變形程度是不一致的，整個密封面上實際密封比壓分布是不均勻的，這與理論計算出來的均勻的密封比壓有一定的差距。為了找出泄漏原因所在，下面將利用有限元分析軟件模擬球座實際的受壓情況。

5.2.1 模擬閥門中腔打壓時球座受力分析

按原設計球座中腔打壓時建立力學模型，球座變形如圖3所示，密封面密封比壓分析結果如圖4所示。

從模擬分析的結果可以看出，中腔打壓時球體和閥座在球口處變形最大，而且球口處密封面上比壓分布差別最大，最大的地方已超過材料許用密封比壓，最小的地方為零，也可以理解為球口處球座密封面在靠近密封面外徑處已經不密封了，球座在受壓后產生變形，且變形程度不一樣，中腔打壓時壓力越高球座變形越大，球口處越容易泄漏。這就可以合理地解釋為什么中腔打壓時，壓力上過 2.5MPa 后泄漏開始增大，以至于壓力打到 3MPa 時泄漏超標且壓力穩不住。由于通道側打壓時，閥座泄漏在標準允許范圍內，所以未對通道側打壓進行有限元分析。從閥門通道打壓和從閥門中腔打壓時，閥座受到的介質推力相差不大，但為什么密封效果不一樣，由上面的分析結果也可以看出，通道打壓時球體上球口處變形較小，但從閥門中腔打壓時球口處變形較大，這就是為什么中腔打壓時閥座密封試驗通過率不高的原因。

5.2.2 優化閥座設計后中腔打壓時球座受力分析

依據上面的有限元分析結果及結合球座密封面配磨的實際情況，對閥座進行優化設計，在閥座設計壁厚和設計比壓允許的情況下更改密封面尺寸，使球座密封面區域遠離球口。更改后球座變形如圖5所示，密封面比壓分析結果如圖6所示。

從模擬分析的結果可以看出，球座變形最大的地方依然是在球口附近，且球口處密封面上比壓分布依然不均勻，但整個密封面上未出現零比壓區域，相比優化設計前球口處密封面上最大比壓與最小比壓差距縮小了很多，這說明球口處球體和閥座的變形趨于一致，最小密封比壓也達到了 8MPa ，理論上這將提高球口密封效果。依據此分析對閥座密封面進行返工。

5.3基于有限元分析優化閥座設計后中腔打壓氣體密封試驗

閥座優化設計更改后組裝上閥門，再次進行中腔打壓試驗。此次中腔打壓，閥座處泄漏量達標，詳細的閥座泄漏量見表2。

6結論

從上述樣機的相關泄漏原因分析和試驗結果可知，球體球口處的變形和閥座密封面的變形是導致泄漏超標的主要因素，球體和閥座硬質密封面質量是次要原因，裝配前球座密封面已通過無壓測試。閥門在實際工況中使用時球體和閥座變形的大小不一致，且變形本身是無法避免的，雖然可以通過加大球體直徑使密封面遠離球口或降低閥座密封面處剛度等措施來減少球口處變形對球體和閥座密封配合程度的影響，但這樣就會使閥門制造成本上升，從而使產品在市場上會喪失價格競爭力。在兼顧制造成本的同時，靠優化閥座設計也可以有效地解決球座變形差距大的問題，只要能讓球口處球座變形趨于一致，那么密封面上將不會存在零比壓的情況，這樣閥座的密封性能才有保障，制造成本才會降低。大口徑閥門制造過程中任一環節出問題都會造成制造成本的增加，球體和閥座處泄漏作為主要問題的存在，在設計階段可以借助有限元分析軟件對球座密封情況進行模擬分析，找出薄弱點，有針對性地進行優化設計，設計投產后可能出現的問題盡量在設計階段就解決，這樣可以有效地解決縮短閥門制造周期及制造成本，從而確保產品交期，提升公司產品的市場競爭力。本文主要是從設計角度去優化產品設計，以此來盡量規避產品投產后可能出現的問題。本文中的問題分析和產品設計僅針對本公司的產品，有一定的局限性，本文僅供有此方面研究興趣的工程師參考。

參考文獻：

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