鈦材浮動式球閥閥座有限元分析

【摘 要】以公稱直徑65 mm的鈦材浮動式球閥為研究對象，利用abaqus軟件對不同工況下鈦閥的殼體強度、閥座密封性、疲勞壽命進行了分析。通過控制球體位移的方式進行閥座密封性分析，得到了密封比壓在閥座上的分布規律以及實現閥座密封性時球體的軸向位移范圍。利用名義應力法，考慮了水錘效應，利用fe-safe對球閥進行了疲勞壽命的計算，證明其疲勞壽命滿足設計要求。

【關鍵詞】鈦材球閥； 閥座； 有限元分析

【中圖分類號】TS914.3+3【文獻標志碼】A

［定稿日期］2022-12-07

［作者簡介］谷帥坤（1995—），男，在讀碩士，助理工程師，研究方向為化學閥門。

0 引言

浮動式球閥的球體是浮動的，在介質壓力的作用下，球體產生位移，緊貼在閥座上，從而保證出口端的密封。由于在高壓工況下，密封圈材料無法承受較高的應力沖擊，同時球體也容易發生偏移，所以浮動式球閥一般用于中低壓球閥。本文研究的對象為公稱直徑65 mm的浮動式鈦合金球閥。球閥的主要結構包括左右閥體、球體、閥座組件、閥桿、橡膠O形圈、連接緊固件等。通過轉動手輪帶動閥桿轉動，從而使球閥繞閥桿軸線轉動90°，實現閥門的開啟和關閉（圖1）。

閥座為活塞式結構，在閥體兩個同軸的座孔內各安裝一個閥座。閥座底部設置了O型圈。初始狀態下，閥座受到O型圈壓縮產生的彈力，與球體緊密接觸，密封座表面產生塑性變形，從而在較小的壓差條件下實現密封的效果。球閥關閉狀態下，受O型圈壓縮產生的彈力和介質力的共同作用，球體沿管道軸線方向位移，與出口端閥座緊密接觸，實現良好的密封效果。由于兩端都安裝了閥座，反向加壓同樣能保證密封性，實現雙向密封的效果。

1 密封性分析

1.1 研究思路與理論分析

盡管在實際工程中，球體和閥座密封面經過精密的加工，其粗糙度和圓度都有很高的級別，但在微觀上看，兩者還是凹凸不平，存在溝壑的，需要通過外力使閥座密封面和球體之間形成一定的壓力，從而達到密封的效果。在密封面單位面積產生的壓力稱為密封比壓，密封比壓是保證密封的重要參數。密封必需比壓指保證密封所需的最小密封比壓。球閥的密封比壓必需滿足式（1）。

qMFlt;qlt;［q］（1）

式中：qMF為密封必需比壓；q為實際密封比壓；［q］為密封面材料許用比壓。

密封必需比壓可根據《球閥設計與選用》的經驗公式計算見式（2）。

qMF=m（a+cPb）（2）

式中：m為介質相關系數；a、c為密封面相關系數；P為流體工作壓力；b為密封面在垂直流體流動方向投影寬度。

密封比壓理論計算公式為式（3）。

q=（DMW+DNW）P4（DMW-DNW）（3）

式中：DMW為閥座外徑；DNW為閥座內徑。

代入數據可得，qMF=11.96 MPa，q=13.54 MPA

聚四氟乙烯的許用比壓［q］=20 MPA

在理論分析的角度上，密封比壓滿足qMFlt;qlt;［q］的條件。球閥的密封性是合格的。

然而，理論計算密封比壓的公式只是經驗公式，并不完全準確。且計算結果為密封比壓平均值，不能體現密封比壓的詳細分布。因此，對球閥的密封性進行有限元分析，了解密封比壓在密封面上的分布情況是具有重要意義的。

1.2 模型簡化

球閥關閉狀態下，球體和閥座之間密封性的研究，研究主體僅球體、閥座支撐環和密封圈三個部件。如圖2所示。

共劃分了113 688個網格，網格大小為2～4 mm。球體和閥座支撐環材料為鈦合金TA31，密度4.5 g/cm3，泊松比0.32，楊氏模量105 000 MPa，屈服強度785 MPa；密封圈材料為PTFE（聚四氟乙烯），密度2.2 g/cm2，泊松比0.45，楊氏模量500 MPa，屈服強度23 MPa。球體與密封圈采用彈性接觸，相互作用的離散化方法采用表面對表面的離散方法；主面設置在球體上，從面設置在密封圈上，原因在于球體剛度較大，同時網格較粗，將主面設置在剛度大、網格粗的部位，模型容易收斂。球體與密封圈接觸屬性為：切向行為采用“閥”方法，摩擦系數為0.35；法向行為選擇“硬”接觸。

1.3 加載情況

目前為止，關于球閥密封性的有限元分析，其荷載加載有兩種形式。第一種是直接對閥座端面施加荷載，劉永良、王偉等人采用；第二種是通過調整閥座的位移大小進行荷載的施加，何家勝等人采用。本文所用的球閥密封性大部分來源于O型圈的壓縮，其具體的荷載大小和分布情況難以掌握，故采用第二種方法進行加載。但與何家勝不同的是，本文的研究對象為浮動式球閥，其密封原理為閥座固定，球體向閥座移動，與密封圈緊貼從而達到密封的作用，此類球閥只需對出口端球體和閥座的密封性進行分析。因此，采用固定出口端閥座，對球體施加軸向位移的方式進行加載。這樣更符合浮動式球閥的實際工作情況。

在閥座端部和外表面施加全約束，對球體施加軸向位移荷載ΔL。并且，在球體受介質推力的一側施加大小為7.2 MPa的壓力。為了探究球體位移對密封比壓的影響，本文進行了ΔL=0.1 mm、ΔL=0.2 mm……ΔL=1.0 mm共10組的加載情況。在應力云圖上選擇一條沿密封面的徑向結點路徑，提取路徑上的應力情況進行分析。

1.4 結果分析

以ΔL=0.1 mm為例，分析密封面徑向結點上局部密封比壓的分布情況（圖3）。

可以看到，在閥座內側的局部密封比壓最大，原因在于閥座支撐環的L型結構使密封圈在壓縮時無法橫向變形，此處閥座密封圈與球體的密封性最好。同時，此處的密封圈也非常容易被壓壞。閥座內側至密封圈中部的局部密封比壓呈下降趨勢，而密封圈中部至閥座外側的局部密封比壓又緩慢上升，形成了中間小，兩端大的密封比壓分布規律。這是密封面受擠壓變形造成的。閥座最外端的密封比壓又逐漸下降。原因在于密封面的擠壓變形導致球體并不能和此處的密封面形成良好的接觸，靠近閥座外側的密封面已經逐漸失去密封作用。

本文球閥的材料為聚四氟乙烯，在密封的過程中，由于密封圈的外徑和閥體存在較小的間隙，而密封圈端面固定在閥座上，不能運動，在受到球體沿球閥軸線位移的壓縮后，密封圈內徑軸向可發生的變形相對于中部較小，受到的擠壓力較大；密封圈中部軸向可發生的變形相對較大，受到的擠壓力較小。另外，由于密封過程中有流體介質的存在，雖然球體和密封圈緊密接觸，但由于毛細現象的原因，球體和密封圈的接觸部位仍存在流體介質。在球體相對運動擠壓閥座的過程中，球體和密封圈的接觸更加緊密，因此從密封圈外徑到密封圈中部的流體介質逐漸減小，在球體位移和流體介質的共同作用下，密封圈外徑的密封比壓略高于密封面中部。在周向上，每個環面的受力情況相同，密封比壓整體變化不大；但考慮到管道拉彎應力、介質壓力、螺栓預緊力等的綜合作用，密封比壓沿周向呈波動分布。球體位移荷載ΔL與密封比壓的關系曲線見圖4。

可以看到，球體軸向位移在0.45 mm以上時，平均密封比壓滿足密封條件。而球體軸向位移超過0.6 mm時，最大密封比壓超出密封面材料的許用比壓，密封圈容易受損。因此，控制球體軸向位移在0.45～0.60 mm間，球體和閥座既具有良好密封性，又不易使密封圈由于密封比壓過大而破壞。

1.5 結論

（1）密封比壓在密封面上徑向分布規律為：靠近閥座內部，密封比壓最大；在密封面中部，密封比壓最小；靠近閥座外側，密封比壓比中部略大。這是由于軟密封材料的擠壓變形以及毛細現象造成的。

（2）控制球體軸向位移在0.45～0.60 mm間，球體與閥座即具有良好密封性，密封圈也不會受過大的壓力而破壞。

2疲勞壽命分析

球閥在反復啟閉的過程中，因反復受到介質壓力的作用，產生裂紋或裂紋群并逐步擴散，從而導致結構部件的破壞。這種破壞即球閥的疲勞破壞。疲勞破壞的實際應力值低于屈服強度。為了保證球閥能在規定的時間內完成其規定的功能，需要對球閥的疲勞壽命進行分析，避免其在規定的使用時期內發生疲勞破壞。

2.1 流程和方法

（1）流程：有限元分析球閥的流程如圖5所示。

（2）方法：疲勞壽命分析的主要方法有名義應力法、局部應力應變法、能量法、損傷力學法、應力應變場強法等。名義應力法以材料的S-N曲線（應力-壽命曲線）為基礎，通過試件或結構的危險部位的應力集中系數和名義應力，結合疲勞損傷理論計算疲勞壽命。其基本假定為：當構件的應力集中系數和載荷譜相同時，其疲勞壽命相同。這種方法的優點在于考慮了荷載順序和殘余應力的影響，簡單易形。局部應力應變法以材料的E-N曲線（應變-壽命）為基礎，通過結構的名義應力歷程分析缺口的局部應力，結合線性累積損傷理論計算疲勞壽命。其基本假設為：構件的危險部位的應力-應變歷程相同時，其疲勞壽命相同。由于E-N曲線是在控制應變的試驗條件下得到的，試驗資料較少。本文采用名義應力法進行疲勞分析。

2.2 分析及結論

在水管內壁光滑，水體流動自如的情況下，若迅速打開閥門，水流會對閥門產生一個壓力。在慣性的作用下，由于管壁光滑，后續水流導致壓力迅速達到最大，產生水流沖擊波，對管道和閥門造成破壞。這種現象稱為“水錘效應”。水錘效應產生的水壓是工作壓力下的數倍甚至數十倍，具有極大的破壞力。本文采取20倍左右的工作壓力（100 MPa）且軸向位移0.4 mm，進行水錘效應下球閥的疲勞分析。荷載為R=0的脈動循環荷載。

水錘效應下，水流沖擊力主要作用于球體部位，其模型與密封性的模型一致，密封座的端面和外側面完全固定。球體和密封面采用“面與面接觸”，接觸屬性為：切向行為為“罰”接觸，法向行為為“硬”接觸。在球體左側表面施加大小為100 MPa，方向水平向右的壓強用以模擬水流的沖擊力。靜力分析結果如圖6～圖8所示。

在100 MPa水壓下，球體最大應力為83.4 MPa，密封圈最大應力為30.1 MPa，支撐環最大應力為340.7 MPa。由靜力分析結果可知，支撐環變截面處應力最大，為構件危險部位。將abaqus分析結果導入fe-safe，采用名義應力法，選擇goodman平均應力修正公式進行疲勞分析。結果見圖9。支撐環最小疲勞壽命為88 245次，滿足2 000次的疲勞壽命要求。

2.3 減小球閥疲勞磨損的措施

根據疲勞磨損的機理可知，只要阻止球閥構件產生裂紋或阻止裂紋擴散，就能提高球閥的疲勞壽命。

（1）延長球閥的關閉時間。水錘效應產生的沖擊力與球閥關閉時間有很大關系。適當延長閥門關閉時間，水流沖擊力就會大大降低，從而減小球體變形及啟閉閥門的壓力差。

（2）改善殘余應力。殘余拉應力往往會降低構件的疲勞壽命。然而，當球閥表面存在殘余壓應力時，其疲勞強度會有所提高。在球閥的制造過程中，可通過淬火、冷作硬化等工藝改善其表面的殘余應力，提高疲勞壽命。

（3）降低表面粗糙度。球閥表面越粗糙，應力集中越敏感，越容易發生疲勞破壞。在溝槽、圓角、變截面等應力集中較大的部位，其表面粗糙度需要降低。

3 結論

（1）對球閥三維模型進行簡化，并通過施加位移荷載的方式進行球閥閥座密封性的分析。得到了密封比壓沿密封圈呈中間小，兩端大的的徑向分布規律；繪制了位移荷載與閥座密封比壓的關系曲線，仿真結果表明，球體軸向位移控制在0.45～0.60 mm時，球閥的閥座密封性滿足設計要求。

（2）在考慮水錘效應的情況下采用名義應力法，通過fe-safe進行疲勞分析。球閥的危險部位出現在支撐環的變截面處，最小壽命為88 245次，滿足疲勞壽命要求。

參考文獻

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