固定式硬密封球閥的密封特性有限元分析

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。