固定球阀主密封副结构尺寸对密封性能的影响

2021-09-26杨鼎瑞张延斌

流体机械 2021年8期

姜峰，杨鼎瑞，张延斌

（1.兰州理工大学石油化工学院，兰州 730050；2. 兰州理工大学温州泵阀工程研究院，浙江温州 325102；3.凯喜姆阀门有限公司，浙江温州 325024）

0 引言

球阀作为一种通用机械设备，具有操作方便、启闭迅速、流体阻力小、密封性好与可靠性高等优点［1］，广泛应用于能源化工、航天军工以及普通民生的各个领域，尤其在石油化工、煤化工行业的应用更为突出［2-5］。按密封结构所采用的材料，球阀可分为软密封和硬密封，硬密封球阀更适合高温高压、耐腐蚀的环境中，按球体固定形式，又可分为固定球阀和浮动球阀，由于球体有阀杆支撑，固定式球阀能够承受更高的压力［6-8］，金属硬密封固定球阀适用温度范围广，并具有耐腐蚀、耐高压、耐磨损等特性，在化工行业广泛应用［9-11］。

在球阀密封性方面，许多学者对其进行了大量理论分析和试验模拟。HIRATA等［12］对球阀锥形阀座的夹角以及粗糙度进行分析研究，并得出锥形阀座圆度以及表面粗糙度对球阀密封性有所影响的结果。刘扬等［13］分析了耐高温硬密封球阀阀座的密封原理和结构形式。冯占荣等［14］研究了硬密封固定球阀阀座的3个部位对密封性的影响情况。李清等［15］从深海工况出发，研究固定球阀阀座不同位置的变形情况，以及变形量与密封比压的关系。上述球阀研究主要基于密封副结构形状改变得出，但对结构尺寸与密封性的影响还有待进一步研究。

以NPS10 Class600硬密封固定球阀为研究对象，运用ANSYS workbench有限元软件分析球阀关闭状态下密封副摩擦系数、球体尺寸和阀座尺寸等因素对密封的影响。为该类球阀设计提供参考。

1 硬密封球阀密封工作机理

密封是阀门最为重要的指标，硬密封固定球阀的主要失效形式是泄漏［16］。硬密封固定球阀主要由球体和阀座挤压接触形成密封副达到密封［17］，其具体结构如图1所示。在球阀关闭状态下，进口端阀座受到弹簧座的弹簧预紧力和介质静压力的作用，挤压球体形成密封面以达到管道内密封效果，见图2。阀座与弹簧座之间通过添加密封圈，实现阀座、弹簧座和阀体间的密封，防止介质外漏。

图1 硬密封固定球阀Fig.1 Metal seated fixed ball valve

图2 密封副示意Fig.2 Schematic diagram of sealing pair

密封面的贴合程度对硬密封球阀密封性影响极大。而在受到介质压力作用时，球体和阀座将产生变形。由于两者刚度相差较大，阀座变形大于球体导致密封面贴合不良。

硬密封球阀的泄漏主要有2个途径：（1）阀座和球体受压变形使密封面相剥离出现宏观贯穿开口，即宏观泄漏；（2）密封面密封比压不足导致的毛细渗漏，即微观泄漏［18］。因此，阀座和球体在受到介质压力时产生变形也要保证密封面的完整贴合［19］。同时，密封面的密封比压需要大于密封必须比压且小于材料许用比压。

本研究的NPS10 Class600硬密封固定球阀，球体直径为390 mm，通径252 mm。阀座设计尺寸如图3所示。

图3 阀座尺寸Fig.3 Valve seat size

密封的判断标准依据密封公式［20］，即：

式中 q0——必须比压，MPa；

q——实际比压，MPa；

［q］——材料的许用比压，MPa。

在式（1）中，必须比压q0计算公式为：

式中 m——流体介质系数，水取1；

a，c——密封材料系数，不锈钢材料 a取3.5，c取 1；

p——流体压力，MPa；

b——密封面宽度，mm。

硬密封球阀球体和阀座均为金属材料304不锈钢，至此可以确定q0=10.7 MPa，［q］=137 MPa。

密封比压表示密封面的比压分布情况，存在密封面实际比压（大于0 MPa）区域，表示该密封面已经贴合。若贴合区域实际比压小于10.7 MPa的必须比压，则会出现第2种泄漏情况，即微观泄漏。

在工程上使用密封公式作为密封判断条件。由于密封比压在密封面上分布不均，存在一些接触不良区域。导致在实际中，有效密封宽度不足，满足密封比压时还有可能出现渗漏现象。

本研究除了对密封比压进行研究外，同时对密封面接触进行分析。采用密封间隙表示密封面没有贴合区域的开口程度。存在密封间隙的区域即为可能的泄漏区域。间隙越小，密封面贴合程度越高，满足密封的区域面越大。当密封间隙贯穿整个密封面，则会出现第1种泄漏情况，即宏观泄漏。

2 有限元分析

球体和阀座均为对称结构，分析选用1/2模型。球体和阀座材料均为304不锈钢。不锈钢表面光滑，接触面设置为frictional（摩擦接触），摩擦系数为0.15。球体和阀座网格划分尺寸分别为19，1.9 mm。主要研究接触面密封效果，在摩擦接触面周边添加3.8 mm的接触网格，对密封面及周边网格进行加密。

球体受到上、下阀杆支撑约束作用。球体与阀杆的接触面添加法向位移约束。阀座与弹簧座接触面添加1/2周的3 700 N弹簧预紧力。在密封时，球阀与介质接触的面添加11 MPa介质压力。模型剖面添加无摩擦约束，从而避免剖面边缘应力集中。

对关闭状态的球阀球体和阀座进行静力学分析，得到变形以及密封面密封比压和密封间隙分布情况，如图4所示。由图4（b）可以看到，密封比压不足（小于10.7 MPa）区域占整个密封面较大。通过密封面的网格划分确定密封比压不足区域为41.1%。由图4（c）看到，在阀座中间位置存在密封间隙（非0 mm）区域宽度占密封面宽度较大。密封面中最小密封宽度占设计宽度的37.5%。

图4 球体、阀座静力学分析Fig.4 Static analysis of sphere and valve seat

密封面上最大密封比压102.08 MPa，小于材料许用比压，满足使用要求。密封面上无小于10.7 MPa必须比压的贯穿带，能够达到密封要求。但密封面存在密封比压为0 MPa的区域，表示此区域密封面存在间隙。最大密封间隙为0.003 868 mm。

对比文献［15］与文献［21］中密封变形以及压力的研究结果，发现结果与现有研究相符。

3 不同因素对密封性影响

固定球阀的密封副对密封性的影响主要是其结构尺寸。本文从密封副摩擦系数、球体尺寸和阀座尺寸3方面探究与密封性的影响关系。将各因素与密封性变化趋势进行拟合，确定拟合曲线斜率。斜率为曲线关于横坐标轴倾斜程度，即曲线的瞬时变化率。通过拟合曲线斜率衡量该因素对密封间隙、密封比压和变形量的影响趋势及程度。

3.1 摩擦系数对密封性影响

工艺水平决定密封接触面的光滑程度，即密封面摩擦系数 μ。通常，不锈钢表面较光滑，其摩擦系数为0.15～0.30。本文分析了摩擦系数在0.15～0.30范围内变化对密封间隙、密封比压和变形的影响，结果如图5所示。随着摩擦系数的增大，密封间隙、密封比压和变形量呈微弱的线性减小趋势。线性拟合其变化趋势，拟合优度R2均大于0.9。摩擦系数 μ与阀座变形量拟合曲线斜率为-0.043 63，球体变形量斜率为-0.003 7，最大密封间隙斜率为-0.000 73。

图5 摩擦系数对密封性的影响Fig.5 The influence of friction coefficient on tightness

通过上述分析表明，摩擦系数越大密封面越粗糙，增大摩擦系数可以提高密封面摩擦力，从而影响密封面贴合度。在一定范围内密封面越粗糙，阀座与球体接触面挤压面积越小，挤压应力越大。致使密封面变形能够得到相互补偿，使密封面贴合。

3.2 球体尺寸对密封性影响

为了使球体与阀座接触密封面更好贴合，阀座接触面通常设计为球体半径的弧面。建模时将球体半径与阀座弧面半径进行尺寸关联，并将阀座弧面半径设置为球体半径驱动的从动尺寸。

因公称通径是由工况条件前期工作条件确定的，球体尺寸分析因素为球体半径R。改变球体半径即改变球体厚度，影响其刚度。分析球体半径190～200 mm范围内变化时对密封性能的影响情况，结果如图6所示。

图6 球体半径对密封性能的影响Fig.6 The influence of sphere radius on tightness

球体半径增大，变形量近似呈线性并随之减小。球体半径与密封间隙呈二次曲线关系。最大密封间隙在球体半径为197.5 mm时达到最大值，在其两侧随之减小。球体变形量随着球体半径增大而减小，拟合斜率为-0.002。

通过增加球体半径，使球体厚度增大，刚度提升，变形减小。因阀座密封曲面半径随球体变化，半径增大密封面宽度也随之增大，密封所需的必须比压降低。导致密封面压力降低，变形补偿不足。

3.3 阀座尺寸对密封性影响

将阀座轴向长度记为L，4个轴向长度依次记为L1至L4；将阀座纵向高度记为H，4个径向高度依次记为H1至H4；阀座与弹簧座接触面封面为一定角度斜面，将倾斜角度标记为α。共9个阀座结构参量，具体标注如图3所示。

阀座参量尺寸区间除角度外，以阀座参量初始尺寸为中心，初始数值为区间长度。在该区间内探究尺寸与变形、密封间隙、密封比压的影响。具体尺寸区间范围见表1。9个结构尺寸影响情况如图7所示。

图7 阀座模块影响趋势Fig.7 Valve seat module influence trend

表1 阀座参量尺寸范围Tab.1 Valve seat parameter size range

随着尺寸L2，L4及α增大，密封间隙、密封比压与变形量随之增大。随着尺寸H2，H3，H4及L3增大，密封间隙、密封比压与变形量随之减小。

阀座各结构参量的变化对密封间隙、密封比压与变形量的影响不同。其中，H1尺寸变化对密封间隙、L4尺寸变化对变形量几乎没有影响。

对各阀座尺寸影响趋势进行线性拟合，以拟合优度R2>0.9为判断标准，拟合方程斜率见表2。对不满足拟合优度大于0.9的线性趋势，暂不分析该变化斜率。

表2 阀座模块线性拟合斜率Tab.2 Linear fitting slope table of valve seat module

由此确定，增加尺寸虽然能够提升阀座刚度，但对于变形并不是必然减少的。在满足阀座结构强度的基础上，可以适当增大径向厚度、减少轴向长度的方式增加密封性。

3.4 阀座密封性优化

由第3.3节可知，阀座9个结构参量与密封性能相关联。为提高密封效果，运用workbench软件设计优化模块对阀座的9个结构参量进行优化。根据图3阀座原始设计尺寸，通过中心组合设计法对9个结构参量进行组合设计。将组合设计仿真结果运用MOGA多目标优化算法进行阀座结构参量优化，结果见表3。

表3 阀座优化设计Tab.3 Optimized design of valve seat

对优化后的阀座尺寸进行仿真分析，得到其密封情况，如图8所示。优化后的阀座密封比压为69.23 MPa，密封比压减小32.1%，密封比压分布更加均匀。密封比压不足区域占设计密封面积22.2%，增大密封面积18.9%。优化后密封间隙为1.092 2 µm，密封间隙减小71.7%。密封面中最小密封宽度占设计宽度的50%，最小密封宽度增大12.5%。由图8可以看到，存在密封间隙（非0 mm）区域和密封比压不足（小于10.7 MPa）区域减少，密封比压分布更加均匀。优化后密封效果明显提升。