截止閥具有截斷或接通管路中介質(zhì)的功能，是電站、石油化工裝置、海洋平臺上流體控制系統(tǒng)的關(guān)鍵安全組件。近年來，截止閥工況逐漸呈現(xiàn)高溫高壓的趨勢，使用場景越來越復(fù)雜，介質(zhì)泄漏的風(fēng)險大大增加。

 

目前，國內(nèi)外學(xué)者對影響閥門密封性能的因素開展了廣泛的研究。Anwar等認為密封表面粗糙度和變形是影響安全閥在整定壓力下泄漏的主要因素。狄九旺等通過遺傳算法研究截止閥密封結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)提升了截止閥密封性能。劉玉萍基于熱固耦合模擬分析研究球閥密封件變形對密封性能的影響，得到溫度載荷對密封性能的影響規(guī)律?？紫璧韧ㄟ^有限元分析研究內(nèi)壓載荷下球閥密封結(jié)構(gòu)、材料屬性對其密封性能的影響，得出改變閥座結(jié)構(gòu)是減少泄漏的最佳選擇。白燕等分析閥門工藝中影響截止閥密封性能的因素，試驗得到焊接變形是閥門密封失效的主要原因。以上研究大多考慮了內(nèi)壓、溫度、閥門密封結(jié)構(gòu)和加工工藝對密封性能的影響，未考慮外部系統(tǒng)載荷的影響。

 

閥門的密封性能測試是確保系統(tǒng)安全運行的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，國內(nèi)外標準對閥門密封試驗的測試方法都有明確規(guī)定。在涉及閥門密封試驗相關(guān)標準方面，標準規(guī)定了軸流閥、球閥、止回閥等閥門在外部載荷或管道應(yīng)力作用下需保持其功能和密封，而對小口徑截止閥未作明確要求。截止閥在通用閥門中，其結(jié)構(gòu)抗變形能力最差，在外部載荷作用下閥門易因剛度不足而產(chǎn)生密封失效。

 

因此，本文以NPS3-Class150金屬硬密封截止閥為原型，考慮外部載荷作用下，截止閥不同幾何形狀抵抗變形的能力及對密封的影響規(guī)律，并為同類型截止閥的密封性能優(yōu)化設(shè)計提供參考。

 

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硬密封截止閥密封原理

 

2.1   密封原則

 

為保證硬密封截止閥基本的密封性能，需要滿足三大密封基本原則：全密封環(huán)、有效密封寬度和有效密封比壓。

 

（1）全密封環(huán)：當(dāng)發(fā)生彈性變形的密封接觸面上形成均勻連續(xù)的周向接觸環(huán)面時，變形填補了密封接觸周向區(qū)域間的接觸間隙，阻斷了流體滲漏的通道，稱這一密封連續(xù)接觸區(qū)域的周向環(huán)面為全密封環(huán)。

 

（2）有效密封寬度：密封面之間有效接觸區(qū)域?qū)挾戎苯佑绊懨芊饷娴膲毫Ψ植己土黧w滲漏的路徑長度。在實際過程中，材料的表面粗糙度、實際密封面之間圓度誤差及裝配精度均影響著有效密封面寬度。

 

（3）有效密封比壓：確保密封面在給定工況下不發(fā)生泄漏的最小比壓，其值與密封載荷、接觸壓力及介質(zhì)壓力有關(guān)。一般而言，有效密封比壓必須大于介質(zhì)壓力才能實現(xiàn)可靠密封。

 

有效密封寬度直接影響截止閥的密封性能，根據(jù)以往的截止閥設(shè)計經(jīng)驗，在閥座基體表面堆焊一層厚度2 mm以上的司太立合金，使其表面硬度達到37~45 HRC；通過研磨工藝，密封面表面粗糙度達到0.4，密封面存在1.5~2.5 mm寬度的均勻接觸帶，從而保證截止閥密封面具有一定的密封寬度。

 

2.2   錐面密封

 

金屬硬密封截止閥屬于強制密封式閥門，其錐面密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，通過閥芯壓緊閥座密封面達到較高的密封比壓，從而實現(xiàn)流體密封。

 

 

圖1   典型截止閥錐面密封結(jié)構(gòu)示意圖

 

截止閥在關(guān)閉狀態(tài)下，閥芯主要受到預(yù)緊力F和沿徑向分布的流體壓力p1（忽略摩擦力的影響），兩者合力可簡化為沿閥芯軸線方向的凈載荷Fz。Fz通過閥芯壓緊閥座密封面，基于受力平衡，F(xiàn)z需滿足：

 

 

式中   α——密封面與水平面的夾角，°

 

ρ——密封面任意一點的半徑，mm

 

R——錐面的大徑，mm

 

r——錐面的小徑，mm

 

如果閥芯密封面與閥座密封面處處接觸且系統(tǒng)邊界的變形可以忽略（固定邊界條件），基于上述條件，密封面接觸區(qū)域內(nèi)半徑為ρ處的正壓力p可表達為：

 

 

由此可知，密封面接觸區(qū)域正壓力p與接觸區(qū)域所處的半徑成反比?？拷黧w區(qū)域的接觸區(qū)域處的半徑小，產(chǎn)生接觸變形大，有利于填補接觸面之間的間隙，從而提高截止閥的密封性能，故一定程度上增大閥芯所受的凈載荷Fz可得到較大的有效密封比壓，從而提高截止閥錐面密封面的密封性能。

 

然而，實際閥座閥體自成一體或者閥座焊接在閥體上，閥座的邊界條件受閥體變形的影響，而閥體在實際運行過程中易受到系統(tǒng)施加的外部載荷而發(fā)生徑向變形，導(dǎo)致閥座密封面與閥芯密封面不能形成全密封環(huán)，引起閥門內(nèi)漏。

 

3

 

研究對象

 

以某公司的NPS3-Class150金屬硬密封截止閥為例，選取閥體和閥芯為研究對象。由于截止閥閥門結(jié)構(gòu)前后對稱，為簡化幾何模型，取一半模型進行分析。截止閥閥芯和閥體均為ASTM A216 WCB+密封面Stellite6合金，具體材料屬性如表1所示。

 

表1   材料屬性

 

 

由于流體控制系統(tǒng)功能的復(fù)雜性，截止閥的法蘭接口承受來自系統(tǒng)的壓力、軸向力及彎矩載荷。根據(jù)ASME Ⅷ-1 UG 44，將法蘭的外力、外力矩及設(shè)計溫度下的設(shè)備最大允許工作壓力都作為當(dāng)量壓力加載在法蘭密封面上，外載荷Fx的計算公式如式(3)所示。

 

 

式中   FAX——由系統(tǒng)通過管道傳至閥門的軸向力，N

 

FBX——由系統(tǒng)通過管道傳至閥門的彎矩，N·mm

 

σs——屈服強度，MPa

 

A1——管道壁厚截面積，mm2

 

FEC——尾端力，N

 

P——介質(zhì)壓力，MPa

 

A2——管道流通截面積，mm2

 

閥芯的預(yù)緊力F不僅要抵抗流體的壓力，而且要保證密封面的密封比壓，因此F的計算公式如式(4)所示。

 

 

式中   FMJ——密封面上介質(zhì)作用力，N

 

FMF——密封面上密封力，N

 

DMN——密封面內(nèi)徑，mm

 

DMW——密封面外徑，mm

 

bM——密封面寬度，mm

 

fm——密封面摩擦因數(shù)

 

α——密封面的錐半角，°

 

qMF——密封面必須比壓，MPa

 

為探究外部載荷對截止閥錐面密封性能的影響，對閥體進口區(qū)域施加最大允許的介質(zhì)壓力p1為3 MPa，閥芯所受到預(yù)緊力F為10000 N，系統(tǒng)的外部載荷Fx為46750 N，閥門出口施加固定約束條件，其載荷和邊界條件如圖2所示。

 

 

圖2   載荷及邊界條件

 

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結(jié)果分析

 

截止閥閥體在外部載荷條件下，閥座密封面沿徑向出現(xiàn)了不同程度的變形，從而影響截止閥密封面接觸狀態(tài)。通過仿真分析得到截止閥密封面的接觸狀態(tài)云圖、接觸壓力分布及徑向間隙分布如圖3~圖5所示。

 

由圖3可知，密封面的左側(cè)區(qū)域狀態(tài)顯示為紅色（接觸狀態(tài)），中間區(qū)域狀態(tài)顯示為黃色（未接觸狀態(tài)），密封面接觸區(qū)域未能形成一個完整的環(huán)面。此外，由圖4和圖5可知，在周向方向上，密封面左右兩側(cè)區(qū)域（0°~55°和115°~180°區(qū)間）的接觸壓力遠大于介質(zhì)壓力，中間區(qū)域（55°~115°區(qū)間）的接觸壓力為零，故密封面形成一定的泄漏長度；同時，密封面周向85°附近的間隙值最大，產(chǎn)生一定的泄漏寬度。以上結(jié)果分析表明，截止閥在外部載荷作用下，閥芯與閥體的密封面徑向變形差異較大，形成具有一定長寬的泄漏面積。

 

 

圖3   密封面接觸狀態(tài)云圖

 

 

圖4   密封面接觸壓力分布

 

 

圖5   密封面徑向間隙分布

 

縮小密封面的泄漏面積必須要降低密封面的徑向變形差異值，因此，本文研究了不同因素對密封面徑向變形的影響規(guī)律，有助于增強截止閥的密封性能。

 

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不同因素對密封性能的影響

 

在外部載荷作用下，提高閥體剛度以減小密封面的變形程度是優(yōu)化截止閥密封性能的重要途徑。預(yù)緊力能夠增加密封面的密封比壓，降低密封面間的變形差異，增強閥體的密封性能；在閥體關(guān)鍵受力部位合理增加肋板寬度，可有效提高閥體的整體剛度；在相同壁厚條件下，球體的抗彎截面系數(shù)大于筒體，因此將影響閥座受力狀態(tài)的中體改為球狀結(jié)構(gòu)，以提高密封面的抗變形能力，其結(jié)構(gòu)變化如圖6所示。

 

 

圖6   中體結(jié)構(gòu)變化示意圖

 

5.1 肋板寬度對密封性能的影響

 

將肋板寬度在原有基礎(chǔ)上向上或向下加寬10 mm，加載與第2節(jié)相同的載荷和邊界條件，密封面接觸壓力及徑向間隙分別如圖7和圖8所示。

 

 

圖7   密封面接觸壓力分布

 

 

圖8   密封面徑向間隙分布

 

由圖7和圖8可知，改變肋板的寬度，密封面泄漏長度幾乎不變，泄漏寬度減小，向上增加寬度比向下增加寬度更能減少泄漏寬度。因此，在一定程度上，優(yōu)先向上增加肋板寬度有利于提供截止閥的密封性能。

 

5.2 中體結(jié)構(gòu)對密封性能的影響

 

在滿足結(jié)構(gòu)強度的前提下，將截止閥閥體的中體由原來的直筒狀改為上下開孔的球狀結(jié)構(gòu)，其半徑為R=62 mm和R=66 mm，加載與第2節(jié)相同的載荷和邊界條件，其密封面接觸壓力及徑向間隙分別如圖9和圖10所示。

 

 

圖9   密封面接觸壓力分布

 

 

圖10   密封面徑向間隙分布

 

由圖9和圖10可知，改變截止閥中體結(jié)構(gòu)可降低接觸表面的接觸壓力，減小泄漏長度；最大徑向變形幾乎不變，因此最大泄漏寬度不受影響，這說明合理改變截止閥的中體結(jié)構(gòu)有利于減小密封面的泄漏面積。

 

5.3 預(yù)緊力對密封性能的影響

 

為研究預(yù)緊力對密封性能的影響，將預(yù)緊力大小分別設(shè)為12500 N和15000 N，其余與第2節(jié)條件保持一致，其密封面接觸壓力及徑向間隙分別如圖11和12所示。

 

 

圖11   密封面接觸壓力分布

 

 

圖12   密封面徑向間隙分布

 

由圖11和圖12可知，增加預(yù)緊力一方面顯著提高了接觸表面的接觸壓力，減小了泄漏寬度，另一方面縮小了密封面間的徑向間隙。說明提高預(yù)緊力可以縮小密封面的泄漏面積，但可能導(dǎo)致密封面出現(xiàn)過大的塑性變形及過高的閥門驅(qū)動裝置成本，因此預(yù)緊力的增加量需要合理地控制。

 

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優(yōu)化結(jié)果

 

基于以上分析，通過合理優(yōu)化截止閥的中體結(jié)構(gòu)和肋板寬度，將閥芯受到的預(yù)緊力F增加至15000 N，得到截止閥的應(yīng)力云圖、密封面的接觸狀態(tài)云圖及徑向間隙云圖分別如圖13~圖15所示。

 

由圖13可知，閥門在外載荷和流體壓力作用下，閥門整體的應(yīng)力較小，在密封面處的最大應(yīng)力為325.45 MPa，遠小于司太立合金的屈服強度。

 

由圖14和圖15可知，密封面在周向全接觸，形成全密封環(huán)；密封面在底部間隙為零，從而形成一定的有效密封寬度；在預(yù)緊載荷的作用下，閥座密封面與閥芯密封面產(chǎn)生較大接觸變形阻礙流體的滲漏。

 

 

圖13   截止閥應(yīng)力云圖

 

 

圖14   密封面接觸狀態(tài)云圖

 

 

圖15   密封面徑向間隙云圖

 

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結(jié)語

 

通過查閱閥門密封性能模擬研究現(xiàn)狀和試驗測試相關(guān)標準，發(fā)現(xiàn)在截止閥密封研究中未考慮外部載荷的問題。因此，本文基于理論計算和數(shù)值模擬的方式分析截止閥錐面密封性能，獲得受到與未受到外部載荷條件下密封面的密封性能差異；模擬分析截止閥肋板、中體結(jié)構(gòu)及預(yù)緊力參數(shù)對密封性能的影響規(guī)律，并對其進行優(yōu)化，得到具有抗外部載荷能力的密封結(jié)構(gòu)。研究主要結(jié)論如下：

 

（1）硬密封截止閥基本的密封性能需滿足三大密封基本原則：全密封環(huán)、有效密封寬度和有效密封比壓。在外部載荷作用下，某公司的截止閥不能形成全密封環(huán)，從而導(dǎo)致閥門泄漏。

 

（2）改變肋板寬度對截止閥的密封性能影響較小，向上增加肋板寬度更有利于截止閥的密封；改變截止閥中體結(jié)構(gòu)會減小密封面的泄漏長度，對最大泄漏寬度影響不大；增加預(yù)緊力會較為顯著地減小泄漏長度和寬度，提高截止閥的密封性能。

 

（3）通過合理配置截止閥閥體的中體和肋板，增加閥芯的預(yù)緊力，可以滿足全密封環(huán)、一定的密封寬度和一定的密封比壓的要求，該方法為同類產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了一定的參考。