固定球閥主密封副結構尺寸對密封性能的影響

姜 峰 ，楊鼎瑞 ，張延斌

（1.蘭州理工大學 石油化工學院，蘭州 730050；2. 蘭州理工大學 溫州泵閥工程研究院，浙江溫州 325102；3.凱喜姆閥門有限公司，浙江溫州 325024）

0 引言

球閥作為一種通用機械設備，具有操作方便、啟閉迅速、流體阻力小、密封性好與可靠性高等優點［1］，廣泛應用于能源化工、航天軍工以及普通民生的各個領域，尤其在石油化工、煤化工行業的應用更為突出［2-5］。按密封結構所采用的材料，球閥可分為軟密封和硬密封，硬密封球閥更適合高溫高壓、耐腐蝕的環境中，按球體固定形式，又可分為固定球閥和浮動球閥，由于球體有閥桿支撐，固定式球閥能夠承受更高的壓力［6-8］，金屬硬密封固定球閥適用溫度范圍廣，并具有耐腐蝕、耐高壓、耐磨損等特性，在化工行業廣泛應用［9-11］。

在球閥密封性方面，許多學者對其進行了大量理論分析和試驗模擬。HIRATA等［12］對球閥錐形閥座的夾角以及粗糙度進行分析研究，并得出錐形閥座圓度以及表面粗糙度對球閥密封性有所影響的結果。劉揚等［13］分析了耐高溫硬密封球閥閥座的密封原理和結構形式。馮占榮等［14］研究了硬密封固定球閥閥座的3個部位對密封性的影響情況。李清等［15］從深海工況出發，研究固定球閥閥座不同位置的變形情況，以及變形量與密封比壓的關系。上述球閥研究主要基于密封副結構形狀改變得出，但對結構尺寸與密封性的影響還有待進一步研究。

以NPS10 Class600硬密封固定球閥為研究對象，運用ANSYS workbench有限元軟件分析球閥關閉狀態下密封副摩擦系數、球體尺寸和閥座尺寸等因素對密封的影響。為該類球閥設計提供參考。

1 硬密封球閥密封工作機理

密封是閥門最為重要的指標，硬密封固定球閥的主要失效形式是泄漏［16］。硬密封固定球閥主要由球體和閥座擠壓接觸形成密封副達到密封［17］，其具體結構如圖1所示。在球閥關閉狀態下，進口端閥座受到彈簧座的彈簧預緊力和介質靜壓力的作用，擠壓球體形成密封面以達到管道內密封效果，見圖2。閥座與彈簧座之間通過添加密封圈，實現閥座、彈簧座和閥體間的密封，防止介質外漏。

圖1 硬密封固定球閥Fig.1 Metal seated fixed ball valve

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

密封面的貼合程度對硬密封球閥密封性影響極大。而在受到介質壓力作用時，球體和閥座將產生變形。由于兩者剛度相差較大，閥座變形大于球體導致密封面貼合不良。

硬密封球閥的泄漏主要有2個途徑：（1）閥座和球體受壓變形使密封面相剝離出現宏觀貫穿開口，即宏觀泄漏；（2）密封面密封比壓不足導致的毛細滲漏，即微觀泄漏［18］。因此，閥座和球體在受到介質壓力時產生變形也要保證密封面的完整貼合［19］。同時，密封面的密封比壓需要大于密封必須比壓且小于材料許用比壓。

本研究的NPS10 Class600硬密封固定球閥，球體直徑為390 mm，通徑252 mm。閥座設計尺寸如圖3所示。

圖3 閥座尺寸Fig.3 Valve seat size

密封的判斷標準依據密封公式［20］，即：

式中 q0——必須比壓，MPa；

q——實際比壓，MPa；

［q］——材料的許用比壓，MPa。

在式（1）中，必須比壓q0計算公式為：

式中 m——流體介質系數，水取1；

a，c——密封材料系數，不銹鋼材料 a取3.5，c取 1；

p——流體壓力，MPa；

b——密封面寬度，mm。

硬密封球閥球體和閥座均為金屬材料304不銹鋼，至此可以確定q0=10.7 MPa，［q］=137 MPa。

密封比壓表示密封面的比壓分布情況，存在密封面實際比壓（大于0 MPa）區域，表示該密封面已經貼合。若貼合區域實際比壓小于10.7 MPa的必須比壓，則會出現第2種泄漏情況，即微觀泄漏。

在工程上使用密封公式作為密封判斷條件。由于密封比壓在密封面上分布不均，存在一些接觸不良區域。導致在實際中，有效密封寬度不足，滿足密封比壓時還有可能出現滲漏現象。

本研究除了對密封比壓進行研究外，同時對密封面接觸進行分析。采用密封間隙表示密封面沒有貼合區域的開口程度。存在密封間隙的區域即為可能的泄漏區域。間隙越小，密封面貼合程度越高，滿足密封的區域面越大。當密封間隙貫穿整個密封面，則會出現第1種泄漏情況，即宏觀泄漏。

2 有限元分析

球體和閥座均為對稱結構，分析選用1/2模型。球體和閥座材料均為304不銹鋼。不銹鋼表面光滑，接觸面設置為frictional（摩擦接觸），摩擦系數為0.15。球體和閥座網格劃分尺寸分別為19，1.9 mm。主要研究接觸面密封效果，在摩擦接觸面周邊添加3.8 mm的接觸網格，對密封面及周邊網格進行加密。

球體受到上、下閥桿支撐約束作用。球體與閥桿的接觸面添加法向位移約束。閥座與彈簧座接觸面添加1/2周的3 700 N彈簧預緊力。在密封時，球閥與介質接觸的面添加11 MPa介質壓力。模型剖面添加無摩擦約束，從而避免剖面邊緣應力集中。

對關閉狀態的球閥球體和閥座進行靜力學分析，得到變形以及密封面密封比壓和密封間隙分布情況，如圖4所示。由圖4（b）可以看到，密封比壓不足（小于10.7 MPa）區域占整個密封面較大。通過密封面的網格劃分確定密封比壓不足區域為41.1%。由圖4（c）看到，在閥座中間位置存在密封間隙（非0 mm）區域寬度占密封面寬度較大。密封面中最小密封寬度占設計寬度的37.5%。

圖4 球體、閥座靜力學分析Fig.4 Static analysis of sphere and valve seat

密封面上最大密封比壓102.08 MPa，小于材料許用比壓，滿足使用要求。密封面上無小于10.7 MPa必須比壓的貫穿帶，能夠達到密封要求。但密封面存在密封比壓為0 MPa的區域，表示此區域密封面存在間隙。最大密封間隙為0.003 868 mm。

對比文獻［15］與文獻［21］中密封變形以及壓力的研究結果，發現結果與現有研究相符。

3 不同因素對密封性影響

固定球閥的密封副對密封性的影響主要是其結構尺寸。本文從密封副摩擦系數、球體尺寸和閥座尺寸3方面探究與密封性的影響關系。將各因素與密封性變化趨勢進行擬合，確定擬合曲線斜率。斜率為曲線關于橫坐標軸傾斜程度，即曲線的瞬時變化率。通過擬合曲線斜率衡量該因素對密封間隙、密封比壓和變形量的影響趨勢及程度。

3.1 摩擦系數對密封性影響

工藝水平決定密封接觸面的光滑程度，即密封面摩擦系數 μ。通常，不銹鋼表面較光滑，其摩擦系數為0.15～0.30。本文分析了摩擦系數在0.15～0.30范圍內變化對密封間隙、密封比壓和變形的影響，結果如圖5所示。隨著摩擦系數的增大，密封間隙、密封比壓和變形量呈微弱的線性減小趨勢。線性擬合其變化趨勢，擬合優度R2均大于0.9。摩擦系數 μ與閥座變形量擬合曲線斜率為-0.043 63，球體變形量斜率為-0.003 7，最大密封間隙斜率為-0.000 73。

圖5 摩擦系數對密封性的影響Fig.5 The influence of friction coefficient on tightness

通過上述分析表明，摩擦系數越大密封面越粗糙，增大摩擦系數可以提高密封面摩擦力，從而影響密封面貼合度。在一定范圍內密封面越粗糙，閥座與球體接觸面擠壓面積越小，擠壓應力越大。致使密封面變形能夠得到相互補償，使密封面貼合。

3.2 球體尺寸對密封性影響

為了使球體與閥座接觸密封面更好貼合，閥座接觸面通常設計為球體半徑的弧面。建模時將球體半徑與閥座弧面半徑進行尺寸關聯，并將閥座弧面半徑設置為球體半徑驅動的從動尺寸。

因公稱通徑是由工況條件前期工作條件確定的，球體尺寸分析因素為球體半徑R。改變球體半徑即改變球體厚度，影響其剛度。分析球體半徑190～200 mm范圍內變化時對密封性能的影響情況，結果如圖6所示。

圖6 球體半徑對密封性能的影響Fig.6 The influence of sphere radius on tightness

球體半徑增大，變形量近似呈線性并隨之減小。球體半徑與密封間隙呈二次曲線關系。最大密封間隙在球體半徑為197.5 mm時達到最大值，在其兩側隨之減小。球體變形量隨著球體半徑增大而減小，擬合斜率為-0.002。

通過增加球體半徑，使球體厚度增大，剛度提升，變形減小。因閥座密封曲面半徑隨球體變化，半徑增大密封面寬度也隨之增大，密封所需的必須比壓降低。導致密封面壓力降低，變形補償不足。

3.3 閥座尺寸對密封性影響

將閥座軸向長度記為L，4個軸向長度依次記為L1至L4；將閥座縱向高度記為H，4個徑向高度依次記為H1至H4；閥座與彈簧座接觸面封面為一定角度斜面，將傾斜角度標記為α。共9個閥座結構參量，具體標注如圖3所示。

閥座參量尺寸區間除角度外，以閥座參量初始尺寸為中心，初始數值為區間長度。在該區間內探究尺寸與變形、密封間隙、密封比壓的影響。具體尺寸區間范圍見表1。9個結構尺寸影響情況如圖7所示。

圖7 閥座模塊影響趨勢Fig.7 Valve seat module influence trend

表1 閥座參量尺寸范圍Tab.1 Valve seat parameter size range

隨著尺寸L2，L4及α增大，密封間隙、密封比壓與變形量隨之增大。隨著尺寸H2，H3，H4及L3增大，密封間隙、密封比壓與變形量隨之減小。

閥座各結構參量的變化對密封間隙、密封比壓與變形量的影響不同。其中，H1尺寸變化對密封間隙、L4尺寸變化對變形量幾乎沒有影響。

對各閥座尺寸影響趨勢進行線性擬合，以擬合優度R2>0.9為判斷標準，擬合方程斜率見表2。對不滿足擬合優度大于0.9的線性趨勢，暫不分析該變化斜率。

表2 閥座模塊線性擬合斜率Tab.2 Linear fitting slope table of valve seat module

由此確定，增加尺寸雖然能夠提升閥座剛度，但對于變形并不是必然減少的。在滿足閥座結構強度的基礎上，可以適當增大徑向厚度、減少軸向長度的方式增加密封性。

3.4 閥座密封性優化

由第3.3節可知，閥座9個結構參量與密封性能相關聯。為提高密封效果，運用workbench軟件設計優化模塊對閥座的9個結構參量進行優化。根據圖3閥座原始設計尺寸，通過中心組合設計法對9個結構參量進行組合設計。將組合設計仿真結果運用MOGA多目標優化算法進行閥座結構參量優化，結果見表3。

表3 閥座優化設計Tab.3 Optimized design of valve seat

對優化后的閥座尺寸進行仿真分析，得到其密封情況，如圖8所示。優化后的閥座密封比壓為69.23 MPa，密封比壓減小32.1%，密封比壓分布更加均勻。密封比壓不足區域占設計密封面積22.2%，增大密封面積18.9%。優化后密封間隙為1.092 2 μm，密封間隙減小71.7%。密封面中最小密封寬度占設計寬度的50%，最小密封寬度增大12.5%。由圖8可以看到，存在密封間隙（非0 mm）區域和密封比壓不足（小于10.7 MPa）區域減少，密封比壓分布更加均勻。優化后密封效果明顯提升。

圖8 優化后密封效果Fig.8 Sealing effect after optimization

4 結論

（1）通過對硬密封固定球閥密封性進行分析，建立硬密封固定球閥密封副有限元模型，確定了原始設計密封副的變形及密封情況。提出了影響密封副變形及密封的3個因素：摩擦系數、球體尺寸、閥座尺寸。運用有限元法研究了其對密封間隙與變形量的影響趨勢，其中加工工藝中摩擦系數對密封間隙、密封比壓和變形量影響最大。

（2）球閥密封副球體和閥座表面并不是越光滑，密封越好。在滿足啟閉扭矩時，可以通過適當增大密封面摩擦系數提升密封性，對閥座與球體變形也能在一定程度上減小。

（3）對閥座結構進行軸向、縱向及角度共9個結構參量，確定各參量影響趨勢。9個參量中，H4尺寸增大對密封間隙、密封比壓和變形量的減小作用最強；L2尺寸增大對密封間隙、密封比壓和變形量的增大作用最強。對閥座結構參量進行優化，優化后密封間隙減小71.7%，增大密封面積18.9%，密封效果提升。