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            首頁技術文章 控制閥

            高壓硬密封固定球球閥密封性分析與優化

            梅索尼蘭閥門(蘇州)有限公司  發布時間:2019-05-21 00:00:00  閱讀次數:860

            摘 要:由于高壓硬密封固定球球閥結構的復雜性導致在密封狀態下的受力變得更加復雜,很難運用傳統解析法很好地完成。為了確保其安全運行,本文針對Class1500NPS14型渦輪蝸桿傳動硬密封固定球球閥應用有限元法對其在關閉狀態下的密封性及應力分布進行了分析。分析結果為:在介質載荷作用下,閥桿、壓蓋安裝孔根部周圍將出現嚴重的應力集中現象,宏觀貫通泄漏流量為5268.594mL/min,密封比壓嚴重不足。

            關鍵字:固定球球閥 硬密封 泄漏 優化 比壓


             

            引言

            球閥由于具有流體阻力小、操作方便、啟閉迅速、密封性好和可靠性高等優點,在石油化工特別是煤化工行業得到廣泛的應用。而煤化工原料因含有腐蝕性介質、硬物顆粒等,所以需要采用耐高壓、耐腐蝕、耐磨損、適合溫度范圍廣的金屬硬密封球閥,此類球閥是通過預緊力和流體壓力的雙重作用,使球體與閥座壓緊來實現密封。

            浙江理工大學偶國富等對金屬硬密封球閥密封副的接觸特性特別是粗糙接觸平面的密封性能做了研究。研究結果表明:在滿足密封條件下,選擇較大壓力角可減小摩擦轉矩;密封面寬度徑向投影寬度大于7mm時密封不嚴,小于5mm時造成應力集中;橫向紋理特征所需密封比壓遠小于縱向紋理特征表面;密封寬度越大,所需密封比壓越;相同泄漏量情況下,高溫所需的密封比壓明顯大于常溫時的密封比壓。蘭州理工大學郁勇、李連翠等人也對硬密封球閥的密封性能做了分析研究,其主要是關于材料、低壓、超低溫對閥座密封性能的影響。查閱相關文獻可知,目前還未見壓力20MPa級以上的大口徑固定球球閥相關研究的報道;诖,本文針對Class1500NPS14型渦輪蝸桿傳動硬密封固定球球閥(以下簡稱:硬密封固定球球閥)在關閉狀態下的受力進行密封性分析與優化,為硬密封固定球球閥的優化設計和使用提供參考。

            1 硬密封固定球球閥密封原理

            由機械設計及材料強度的相關理論可知,硬密封固定球球閥的主要失效形式為在保證閥體、球體、閥座、閥桿等不發生塑性變形的基礎上發生泄漏,因此有必要預先了解此類球閥的密封副密封原理,從而對其進行深入探討。圖1為球閥整體半剖模型,圖2為圖1中紅框內局部放大視圖。當球體轉動90°后使閥門處于關閉狀態時,以密封環、O型圈為界將流體截斷,此時閥座(進口端)受到彈簧預緊力F、流體壓力P及球體對閥座作用力共同作用,由于F與G的左向合力大于右向合力(圖2中水平方向白色箭頭為作用力所對應區域),所以右向力需要球體對閥座作用力來抵消,此力所提供的壓力即為密封比壓,若密封比壓大于密封必需比壓,則不會泄漏。


            圖1 球閥整體半剖模型

            圖2 密封副局部放大視圖

            2 密封性能分析及優化

            2.1 模型主要尺寸

            涉及本次分析模型的主要尺寸有:球閥總長:1276mm;閥體最小壁厚:156mm;球體半徑:260mm;進口、出口、球體及閥座內徑315mm;閥座最小外徑:332mm;閥座全長:89mm;上閥桿直徑:130mm;壓蓋外徑:220mm;壓蓋最小壁厚:32mm;下閥桿直徑:100mm。

            2.2 模型簡化策略

            本文在對各零部件賦予同一材料屬性(材料名稱:ASTMA182F304鎳合金,彈性模量:195GPa,泊松比:0.29,屈服強度:215MPa)進行了初步試算。試算時對閥體兩端法蘭處施加固定約束,上下閥桿施加軸向約束,對通過螺栓連接和過盈配合的接觸對設置為綁定接觸,閥座和墊圈也采用綁定接觸,忽略O型密封圈,對其它可能會產生相對滑動的接觸對設置為有摩擦接觸,其摩擦系數設置為0.15。根據應力及變形分布的特點制定球閥有限元分析模型簡化策略為:

            1)因閥體剛度很大,變形量甚微,省略閥體。

            2)球體上下方向是由上下閥桿做支撐,并無流體在該方向的作用,所以此方向上下閥桿的支撐作用也可視為無窮大,省略上閥桿,做軸向固定。

            3)球體進出口方向分別由壓蓋和下閥桿支撐,因其剛度足夠大到流體作用后變形量忽略的程度,所以該方向壓蓋和下閥桿的支撐作用也視為無窮大,省略壓蓋和下閥桿,做進出口方向的軸向固定。

            4)O型圈、墊圈對球體與閥座的接觸無影響,故建模時將O型圈及墊圈的凹槽填平,并省略O型圈、墊圈。

            5)因是固定球閥,所以做對稱即可,即最終由1/8球體和1/4閥座組成。

            簡化后的模型及相關尺寸如圖3所示。

            圖3 簡化模型相關尺寸圖

            2.3 邊界條件

            邊界條件的施加如圖4所示,圖中A(斜線部分)為壓蓋對球體的限制作用,設為沿Z軸固定約束;B(“#”線部分)為上閥桿對球體的限制作用,設為沿X軸固定約束;C(顏色加深部分)處為閥體對閥座起徑向限制作用,設為徑向固定約束;在各個剖切面施加對稱約束。

            圖4 邊界條件示意圖

            閥座與球體之間設為不銹鋼-不銹鋼接觸對,為了有效模擬實際接觸情況,設置為非對稱條件的有摩擦接觸,因密封面加工精度高、表面粗糙度小,故摩擦系數取0.15。

            由美標與國標換算關系可知流體施加壓力P=(1500×2+1500/2)×0.00689=26MPa,其作用位置如圖4b、圖4c所示(顏色加深部分);設彈簧預壓縮量6mm,彈性系數63N/mm,數量40個,則1/4閥座所受彈簧預緊力F=40×63×6/4N=3740N,其作用位置如圖4c所示,即圖4c圓圈位置既受到F同時也受到P的作用。流體壓力P與彈簧預緊力F分2個時步進行加載,第一個時步加載F,第二個時步加載P,同時保持F不變。

            2.4 網格無關性驗證

            有限元分析中網格的疏密程度對求解精度有一定的影響,通常網格越密求解結果越精確,但計算量大,計算機的配置需求增高,同時求解時間冗長,因此在保證計算精度的前提下,尋求最佳網格尺寸,以縮短計算時長是有必要的。

            按2.2節材料屬性及邊界條件進行設置,以最小網格尺寸為基準核算閥座相對變形量0.1%誤差為求解目標,球體和接觸面分別由網格尺寸16mm和4mm的1/2n遞減進行自適應網格化分(n=0,1,2,3,4)。其結果見表1,由表1可知,第3組數據的誤差已經小于0.1%,故基于計算時間的考慮,最終取球體單元尺寸4mm,接觸面單元尺寸1mm,而閥座體積較小,計算機配置及運算時間影響不大,不做網格無關性驗證,取1mm,劃分結果為六面體為主導結構化網格,節點數3394370,單元數899007,網格質量0.827,劃分結果如圖5所示。

            表1 網格無關性驗證比較表

            圖5 網格劃分結果

            2.5 泄漏分析

            圖6、圖7分別為球閥和球座的VonMises等效應力云圖。 

            圖6 球閥VonMises等效應力云圖

            圖7 閥座VonMises等效應力云圖

            圖6中紅色部分為VonMises等效應力高于球體材料屈服強度的區域。由圖6a可知球體表面VonMises等效應力均低于屈服強度215MPa,基本不會發生塑性變形。圖6b中出現了高于屈服強度的紅色區域,主要分布在閥桿、壓蓋的安裝孔根部周圍,其主要原因為該處厚度較小剛度不足所造成的?梢灶A測圖示紅色區域,即VonMises等效應力超過屈服強度的部分將產生塑性變形,并最終導致球體表面的變形。此時引起的屈服變形可通過改變閥桿為花鍵連接或采用增加倒圓角的方式來改善。圖7a中可見閥座基本不會發生屈服變形,即使圖7b中最大處VonMises等效應力218.38MPa大于屈服強度215MPa,其原因是閥座內側受到流體高壓力而導致閥座變形,使其外側與球體發生線面接觸導致的。因本文重點研究密封性能,所以此處的改良不再深入分析優化。

            密封環面的開口狀態如圖8所示。

            圖8 開口度云圖

            圖8中紅框內標示的即為分離區域,該區域的貫通將導致密封環面開口而產生宏觀的泄漏,提取密封環面上各個節點的變形值,取最小開口截面繪制其截面形狀,圖9實線為1/4環面所對應最小截面形狀圖(因開口高度數值較小,故對其進行放大100倍進行繪制),由離散點擬合曲線為二次多項式所示(圖9虛線,R2=0.9986),因貫通開口為對稱結構,利用擬合公式積分可計算出整個貫通開口截面積為0.1174mm2。

            進一步計算可以得到閥門通過開口的泄漏量,必須說明的是該泄漏量并不包括因為密封比壓不足而產生的滲透泄漏。應用孔口流量公式得密封環面泄漏流量為:

            其中:Q為泄漏流量,單位m3/s;μ為流阻系數,取0.82;A為通流截面積,單位m2;ΔP為孔口兩側壓強差,單位Pa;ρ為介質密度,單位kg/m3。

            2.6 響應面設計及分析

            采用DOE(DesignofExperiments)試驗設計法以球體彈性模量、彈簧預緊力、球體半徑、閥座相關尺寸L1、L2、L3為影響因素(如圖10),以密封環面開口度為目標響應做了45組試驗,從而找出眾多因素中重要影響因素,以期為優化分析奠定基礎。

            圖9 密封環面最小開口處截面形狀

            圖11為在DOE的基礎上利用響應面設計所得各因素對密封環面開口度的敏感度變化趨勢圖,由圖中可知,對密封環面開口度影響較大的4個因素由大到小依次為:L1、球體半徑、彈性模量及L3,因此只需對上述參數進行合理篩選、組合設計,應能得到理想結果。

            圖10 優化控制變量示意圖

            圖11 敏感度變化趨勢圖

            2.7 優選優化

            經2.5節分析可知,影響密封環面開口度最大的因素為L1,即隨著L1的減小可在一定程度上防止閥門泄漏問題。同時,為了減少加工工作量及不更換材料為目的,本文試著僅減小L1至36mm來進一步考查泄漏問題。

            (1)密封必需比壓。

            對鋼、硬質合金密封副,密封必需比壓為:

                (2)

            其中:qb為密封必需比壓,單位MPa,m為介質系數,常溫1,高溫1.4;a、c為與密封面材料有關的系數,對于鋼、硬質合金a取3.5,c取1;P為介質壓力,單位MPa;b為密封在垂直于流體流動方向上的投影寬度,單位mm。

            (2)優化結果泄漏分析

            模擬所得密封環面的開口度如圖12所示,圖12中標示的Max與Min分別為開口的最大最小值,而紅色區域是開口度為0的區域,由圖中可見紅色區域并未被其他顏色中斷。

            圖12 開口度云圖

            圖13為密封比壓云圖。由圖13可知,密封面密封比壓較大值主要分布在密封面外徑處,并且越接近外徑其值越大。在密封面外徑附近的密封比壓172.120MPa遠遠大于密封必需比壓9.080MPa,故不存在密封泄漏問題。圖13中紅框內出現了淺藍色區域,此區域有可能出現密封比壓不足。對其進行徑向線性壓力分析,如圖14,從圖中可看出,密封比壓最大值為17.739MPa,其大于密封必需比壓9.080MPa,說明最有可能出現泄漏的區域也不會發生滲透泄漏。即使該閥門用于高壓、高溫場合(介質系數m=1.4),其密封必需比壓12.715MPa也小于了密封比壓17.739MPa。為了更可靠的密封性能要求可采用繼續減小L1或減小閥座彈性模量(剛度)或增加球體半徑來改善密封比壓效果,在此不再多述。

            圖13 密封比壓云圖

            圖14 最小密封比壓線性壓力云圖

            圖15 閥座VonMises等效應力分布云圖

            3 結論

            本文采用有限元方法,對硬密封固定球球閥在關閉狀態下的靜應力進行了分析。確定了1/8球體和1/4閥座為基本研究模型,在26MPa高壓下的模擬結果為:閥桿、壓蓋安裝孔根部周圍將出現嚴重的應力集中現象,密封環面出現開口,開口最高處已達0.0041275mm,貫通開口截面積0.1174mm2,宏觀貫通泄漏流量5268.594mL/min。

            為了解決閥門泄漏問題,本文首先通過DOE試驗設計及響應曲面分析法確定了對密封環面開口度影響較大的4個因素,然后對密封環面開口度影響最大的L1做了單因素優化仿真試驗,結果表明:密封環面已不存在宏觀貫穿開口,密封環面密封比壓最小值也大于密封必需比壓,泄漏問題已解決。

             

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