間隙裝配工況下閥桿動密封結構接觸壓力試驗研究*

高俊峰,孔韋海,姜 恒,李 偉,王 洋,明 友

(合肥通用機械研究院有限公司,安徽 合肥 230031)

0 引 言

平板閘閥的主要功能是接通或切斷管道中的流體介質[1]95-97。其中的閥桿動密封結構易出現泄漏[2-4],造成嚴重的安全事故[5]。因此,閥桿填料密封性能是制約裝置長周期可靠運行的關鍵因素[6]。

閥桿動密封結構的密封性能與密封面接觸壓力的值密切相關,因而大量的國內外學者對其進行了相關內容的研究[11-14]。但針對填料受力及變形的理論研究仍存在不足,主要有:1)無法采用理論計算的方法,得到有安裝間隙值時填料接觸壓力沿著閥桿的軸向分布情況;2)不同間隙值裝配時,對接觸壓力大小的影響機制研究不足。

綜上所述,筆者針對某管線平板閘閥(企業型號為Z943Y-300Lb),以其閥桿動密封結構為探究對象,進行多尺度接觸壓力的理論推導、靜力學仿真分析及多工況下的影響探究;并實地搭建測試平臺,測試接觸壓力結果,探究閥桿動密封結構的閥桿密封面接觸壓力分布機制。

1 密封泄漏及其判定原則

密封泄漏是指在兩個或更多接合面之間的密封系統中,介質從密封面之間的間隙中泄漏出去的現象。密封泄漏主要由材料不兼容、溫度和壓力變化以及裝配不當造成。密封泄漏會造成能源浪費、環境污染、安全問題以及經濟損失。

通過選擇合適的材料、設計合理的結構、控制裝配質量、定期維護和檢修以及采用新技術和新材料等措施,可以有效防止和減少密封泄漏的發生。嚴格控制裝配質量,可以確保密封件的正確安裝和質量控制,避免因安裝不當而導致的泄漏問題,提高密封系統的性能和可靠性,延長密封件的使用壽命,減少維護和更換的成本。

采用設計合理的密封結構[15]是控制密封泄漏的另一種有效方法。密封結構的設計應該考慮到密封件的材料、形狀、尺寸、加工工藝等因素,以確保密封件能夠在不同的工況下穩定運行,并有效防止泄漏問題。對密封壓力和溫度進行調整,也是控制密封泄漏的重要手段之一。通過合理的密封設計和優化,可以提高密封系統的性能和可靠性,降低維護和更換成本。

閥門的密封結構失效,即泄漏,是制約裝置長期運行穩定的主要誘因。針對典型的閥桿填料軸封型密封式結構,閥桿處密封失效的主要模式有兩種:1)泄漏率超標;2)閥桿動作時出現抱死[16]。填料處密封失效的原因有填料設計選型不匹配,未充分考慮工程實際情況及裝配工藝不合理等情況[17]。在此類典型的密封結構中,填料與閥桿間的接觸壓力是評價密封結構是否失效的主要指標。

最大接觸應力原則是指密封結構中的密封填料在實際的工況下,與所有密封面上的接觸壓力一旦低于流體介質的內壓,會引起流體介質的外泄,密封裝置將不起作用[18]。另外,如果密封面接觸壓力遠大于流體介質的壓力,會引起密封接觸面磨損嚴重,從而降低密封結構的使用壽命。

因此,密封面上的接觸壓力是密封結構有、無作用的關鍵判定原則[19-22],即:

(σx)max≥PL

(1)

式中:(σx)max為密封面的最大接觸壓力;PL為流體介質的壓力。

2 接觸壓力的力學模型

某型平板閘閥中的閥桿動密封結構的簡圖如圖1所示。

圖1 某型閥桿動密封結構簡圖

圖1中,由填料、閥桿及填料函組成了某型閥桿動密封結構。由圖1可知:動密封結構沿著閥桿中心對稱,在外部載荷的作用下,由A到B(由B到A)點完成平板閥門開啟(關閉)過程。

某型平板閘閥中的閥桿動密封結構的右視圖如圖2所示。

圖2 閥桿動密封結構右視圖

由圖2可知:密封填料內徑是R1,外徑是R2。閥桿的半徑為R1-Δδ1,填料函內徑為R2+Δδ2。其中,Δδ1、Δδ2分別為密封填料內、外徑的間隙值。

閥桿動密封結構的宏觀尺度受力的剖視圖如圖3所示。

圖3 閥桿動密封結構宏觀尺度受力剖視圖

在圖3中,σD是密封填料結構距密封面軸向間距為x處的軸向壓力。

閥桿動密封結構的微觀尺度的受力圖如圖4所示。

圖4 閥桿動密封結構微觀尺度受力圖

由圖4可知:在填料壓蓋的作用下,給密封填料結構提供均布的軸向壓緊力時,密封填料結構的內徑、外徑面上分別受載均布壓力為P1、P2。假設密封填料結構和閥桿及其填料函壁之間的摩擦系數分別為v1和v2。密封填料結構微元體內、外側承載的摩擦力分別為dFR1和dFR2。

借助彈性力學的胡克定律及Lame式[19]68,在軸向力和徑向力的雙重作用下,可得密封填料結構內、外部的徑向位移ur(R1)、ur(R2),即:

(2)

(3)

式中:εθ為沿θ方向的線應變;E為密封填料的彈性模量;σθ為密封填料的環向應力;μ為密封填料的泊松比;σr為密封填料的徑向應力;σz為沿z向的軸向壓力;σx為沿x向的軸向壓力。

(4)

(5)

即:

ur(R1)=-Δδ1

(6)

ur(R2)=Δδ2

(7)

求解得到受載均布壓力P1、P2為:

(8)

(9)

取圖4所示尺寸為dx的微元體,建立微觀尺度的軸向力學平衡,即:

(10)

其中:

(11)

(12)

式中:ν1為密封填料與閥桿間摩擦系數;ν2為閥桿與填料函內壁間摩擦系數。

將式(4)、式(5)、式(11)、式(12)與式(10)進行聯合求解,可得:

(13)

假設:

(14)

式(14)中σx通解為:

(15)

式中:C為積分常數。

由式(8)、式(9)與式(13)～式(15)聯合求解,可得:

(16)

(17)

當x=0時,可得:

σx=σD

(18)

即:

(19)

綜合上述理論,經推導可得到密封填料結構沿軸向方向x各點所受到的軸向壓力σx為:

(20)

3 動密封結構仿真分析

3.1 有限元模型及其參數化

型號為Z943Y-300Lb管線平板閘閥的公稱尺寸為152 mm,公稱壓力為5 MPa,流體介質的通徑為150 mm。

為了規避細節的幾何特征對有限元仿真分析結果的影響,筆者對閥桿動密封結構進行簡化處理,在滿足實際工況的前提下,對密封結構接觸面的接觸壓力進行求解。

筆者利用ANSYS軟件實現對閥桿動密封結構的網格劃分目的,如圖5所示。

圖5 閥桿動密封結構網格

仿真分析時,網格的質量(數量、大小)均會影響分析結果的準確性。

為確保網格無關性,在σD為20 MPa,工況Ⅰ條件下,x=10 mm時,密封面接觸壓力值與網格數量的關系如圖6所示。

圖6 網格無關性

由圖6可知:在確保仿真分析結果準確性的前提下,為了節約運算資源,筆者確定網格數量為5×104。

由于閥桿的半徑和填料內、外半徑間存在替代模型,故筆者用閥桿的半徑表示填料的內、外半徑。閥桿動密封結構的參數有閥桿半徑、填料高度、壓蓋初始壓縮量。設計參數靈敏度分析的前提為參數化結構,需建立參數化有限元模型。

密封填料呈V型聚四氟乙烯閥桿動密封結構的參數及數值如表1所示。

表1 閥桿動密封結構中重要結構參數

聚四氟乙烯的相關材料參數如表2所示。

表2 聚四氟乙烯相關材料參數

密封填料與閥桿和填料函間的滑動摩擦系數v1、v2相等,且數值為0.1。

筆者考慮到4種工況如下:

1)工況Ⅰ。內、外接觸面均無間隙值裝配;

2)工況Ⅱ。內接觸面無間隙值裝配,外接觸面有間隙值裝配;

3)工況Ⅲ。內接觸面有間隙值裝配,外接觸面無間隙值裝配;

4)工況Ⅳ。內、外接觸面均有相同間隙值裝配。

3.2 載荷與邊界條件

在閥桿動密封結構中,共存在4對接觸體,分別包括填料與閥桿、填料與填料函(包括一對側面接觸體和一對底面接觸體)、閥桿與填料函。其中,前者為接觸體,后者為目標體。在進行仿真分析時,筆者在接觸面設置一定的間隙值。

閥桿動密封結構邊界條件及載荷設置分析圖如圖7所示。

圖7 閥桿動密封結構載荷與邊界條件

4 試驗驗證

筆者根據自行搭建的接觸壓力測試試驗平臺,在閥桿動密封結構的接觸面上每間隔10 mm布置柔性薄膜壓力傳感器(型號為DF9-16,生產廠家為上海澄科),并使用自制夾具,將填料函及閥桿固定在工作臺上。

接觸壓力測試試驗平臺如圖8所示。

圖8 接觸壓力測試試驗平臺

筆者測試在σD=20 MPa、工況Ⅰ的條件下的密封面接觸壓力值,并將其與仿真結果進行對比,以進一步驗證其準確性。

試驗平臺測試數據與仿真結果對比變化曲線如圖9所示。

圖9 測試數據與仿真結果對比變化曲線

由圖9可知:在x=0位置時,壓力測試得到的接觸壓力值為12.6 MPa;相同位置的仿真分析結果為12.9 MPa,最大結果誤差僅為2.3%。

綜上所述,筆者采用壓力測試驗證了有限元分析模型及其結果的正確性。

5 結果與討論

筆者采用拉丁超立方設計方法(Latin Hypercube sampling,LHS),分析得到單個變量對閥桿動密封結構有效密封時間影響度的Pareto圖,如圖10所示。

圖10 分析變量對密封時間影響度的Pareto圖

由圖10可知:填料壓蓋初始壓縮量對密封壽命的影響程度為72%,填料內徑對密封壽命的影響程度為15%,填料高度對密封壽命的影響程度為13%。

筆者根據相關文獻,對采用接近實際工況的間隙值進行理論計算與仿真分析,裝配的間隙值(Δδ)取0.1 mm、0.2 mm[1]100-122。

5.1 接觸壓力的理論計算值

筆者根據多尺度分析方法,經推導得到內、外密封面接觸壓力的力學計算模型,進行理論計算。

工況Ⅰ條件下,閥桿的內、外接觸壓力理論值變化曲線如圖11所示。

圖11 工況Ⅰ接觸壓力理論值變化曲線

由圖11可知:當Δδ1=Δδ2=0時,在不同密封填料軸向力(σD)的作用下,閥桿沿著軸向位置上各位置點的接觸壓力值的差值大;當σD=20 MPa時,MaxP1=P2=20 MPa,MinP1=P2=7.4 MPa;當σD=30 MPa時,MaxP1=P2=13.3 MPa,MinP1=P2=4.9 MPa;密封填料軸向力與接觸壓力值近似地呈線性正相關。

工況Ⅱ條件下,閥桿動密封結構的內、外側接觸壓力理論值變化曲線如圖12所示。

由圖12(a)可知:閥桿的外側存在不同間隙值時,間隙值與內側接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ2=0.1 mm時,MaxP1=16.97 MPa,MinP1=6.21 MPa;當Δδ2=0.2 mm時,MaxP1=13.94 MPa,MinP1=5.04 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內側接觸壓力的變化近似呈線性下降趨勢。

由圖12(b)可知:間隙值與外接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ2=0.1 mm時,MaxP2=17.36 MPa,MinP2=6.60 MPa;當Δδ2=0.2 mm時,MaxP2=14.72 MPa,MinP2=5.82 MPa。

對比圖12(a)和圖12(b)可知:外側存在不同間隙值時,閥桿不同位置處的內接觸壓力值不同;在外側間隙值相同時,外接觸壓力的最值均大于內接觸壓力的最值。

工況Ⅲ條件下,閥桿動密封結構的內、外側接觸壓力理論值如圖13所示。

圖13 工況Ⅲ接觸壓力理論值變化曲線

由圖13(a)可知:閥桿內側存在不同間隙值時,間隙值與內接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ1=0.1 mm時,MaxP1=17.2 MPa,MinP1=6.2 MPa;當Δδ2=0.2 mm時,MaxP1=14.4 MPa,MinP1=5.1 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

由圖13(b)可知:間隙值與內接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ1=0.1 mm時,MaxP2=17.7 MPa,MinP2=6.7 MPa;當Δδ1=0.2 mm時,MaxP2=15.4 MPa,MinP2=6.1 MPa。

對比圖13(a)和圖13(b)可知:內側存在不同間隙值時,閥桿不同位置處的內接觸壓力值不同;在內側間隙值相同時,外接觸壓力的最值均大于內接觸壓力的最值。

工況Ⅳ條件下,閥桿的內、外接觸壓力理論值變化曲線如圖14所示。

圖14 工況Ⅳ接觸壓力理論值變化曲線

由圖14(a)可知:閥桿內、外側存在相同間隙值時,間隙值與內接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ1=Δδ2=0.1 mm時,MaxP1=14.2 MPa,MinP1=5.1 MPa;當Δδ1=Δδ2=0.2 mm,MaxP1=8.3 MPa,MinP1=2.6 MPa;隨著接觸位置不斷下移,內接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

由圖14(b)可知:閥桿內、外側存在相同間隙值時,間隙值與外接觸壓力值近似呈線性負相關;當Δδ1=Δδ2=0.1 mm時,MaxP2=15.1 MPa,MinP2=5.9 MPa;當Δδ1=Δδ2=0.2 mm時,MaxP2=10.1 MPa,MinP2=4.4 MPa;隨著接觸位置不斷下移,外接觸壓力變化近似呈線性下降趨勢。

對比圖14(a)和圖14(b)可知:當閥桿內、外側均有間隙值且相等時,間隙值越大,內、外接觸壓力越小。

5.2 接觸壓力的仿真分析結果

在不同間隙值裝配工況下,筆者采用有限元軟件ANSYS Workbench,對閥桿動密封結構的內、外密封面接觸壓力進行了仿真分析。

閥桿和填料函與填料的接觸屬于柔體-剛體的面面接觸,此類接觸可視為軸對稱問題。其中,填料屬于目標物體,閥桿和填料函屬于接觸物體。

筆者根據密封填料的材質、組成及幾何的分線性,在設置接觸單元時采用罰函數。接觸單元的罰函數假定兩物體接觸時,接觸單元擁有準定的剛度,能阻礙相接觸物體邊緣的彼此插入。

在不同工況下,閥桿動密封結構的仿真分析結果如圖15所示。

圖15 仿真分析結果變化曲線圖

由圖15(a)可知:仿真分析獲得的接觸應力與密封填料軸向力呈正相關;在相同軸向力條件下,不同位置接觸應力變化曲線基本遵循線性變化,其區別在于幅值不同;接觸應力的最大值和最小值的最大差值分別為6.9 MPa和2.5 MPa。

由圖15(b)～圖15(g)可知:除了圖15(f)的曲線變化規律不同,其他曲線的間隙值與接觸壓力呈正相關;其他曲線的變化規律均是負相關;不同間隙值的接觸壓力幅值也不同;內接觸壓力幅值為16.7 MPa,外接觸力幅值為17.2 MPa;其中,工況Ⅳ的外接觸壓力最值差值較大。因此,應注意在帶間隙裝配時盡量避免內、外間隙值相等。

綜合上述結果可得:沿著閥桿軸向上,接觸壓力呈逐漸減小的趨勢;同時,閥桿填料長度的設定對啟閉扭矩相關指標的影響較大。

5.3 接觸壓力最值對比分析

多工況間隙裝配條件下,理論計算與仿真分析的內、外接觸壓力最值對比情況如圖16所示。

圖16 多工況間隙裝配條件下的Trellis圖

由圖16(a)可知:Δδ1=0.1 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內、外接觸壓力最大值的理論值與仿真分析結果的誤差值分別為2.8%、2.9%、2.5%和1.3%、2.8%、2.5%;Δδ1=0.2 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內接觸壓力最大值的理論值與仿真分析結果的誤差值分別為2.7%、2.1%、2.2%和3.0%、2.1%、2.6%,誤差值均小于3%。

由圖16(b)可知:Δδ1=0.1 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內、外接觸壓力最小值的理論值與仿真分析結果的誤差值分別為1.6%、1.6%、2.5%和1.3%、1.4%、0.7%;Δδ1=0.2 mm時,工況Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的內接觸壓力最小值的理論值與仿真分析結果的誤差值分別為1.1%、2%、1.2%和2.5%、1.8%、2.1%,誤差值均小于3%。

經數據對比可知,理論計算值與仿真分析結果的吻合度較高。該結果可以為提高閥桿動密封結構接觸壓力的精確計算提供理論基礎。

6 結束語

筆者采用多尺度分析法及靜力分析法推導閥桿動密封結構的力學模型,運用ANSYS軟件對其不同工況下的壓力分布進行了靜力學分析,并根據測試數據對仿真結果進行了驗證。

研究結果表明:

1)建立了密封面接觸壓力與裝配間隙值的定量規律,可以為填料密封結構軸向的精確計算提供理論基礎;

2)在進行間隙裝配時,接觸壓力最大值(明顯大于流體壓力)明顯小于無間隙裝配,內接觸壓力高2.8 MPa,外接觸壓力高2.3 MPa;因此,在進行裝配時可適當地采用帶間隙裝配;

3)當外側的間隙值為0.2 mm時的內、外接觸壓力差最小,僅為0.39 MPa,且內側接觸壓力較小;因此,該密封結構流體介質主要泄漏點在內側,設計制造時應重點關注這一情況;

4)接觸壓力理論值與測試數據誤差僅為2.3%;可精確獲得密封面不同位置處的接觸壓力。

在后續的工作中,筆者擬對密封填料的蠕變特性進行研究,從而對閥桿動密封結構的接觸壓力進行實時動態補償,以提高閥桿動密封結構的使用壽命。