固定式硬密封球閥的密封特性有限元分析

耿鵬逞 胡高林 孫兵兵

（中船雙瑞（洛陽）特種裝備股份有限公司）

球閥作為一種壓力管道元件， 具有啟閉迅速、流阻系數小、可靠性高等優點，主要在裝置上承擔對介質的切斷、調節和分流作用，在化工、冶金、船舶、航天等領域有著廣泛的應用。 固定式硬密封球閥由于具有使用溫度高、耐高壓、耐磨損、耐沖蝕的特性，在行業內的應用最為廣泛。 目前，硬密封球閥的密封設計主要依靠理論公式計算，而在實際工況中，由于應力變形和表面粗糙度的影響，球形密封面的比壓分布是不均勻的，由公式計算得出的平均密封比壓值無法真實反映實際密封比壓的分布［1］，結果可能會導致密封面加速磨損或密封失效。 隨著工業生產參數的不斷提高，對球閥的耐久性和可靠性有了更高的要求［2］，為此筆者通過有限元技術對固定式硬密封球閥的密封特性進行分析，研究密封面寬度、壓力角對密封特性的影響，為后續密封面的合理設計提供參考借鑒。

1 密封工作機理

固定硬密封球閥密封結構示意圖如圖1所示。 球體通過閥桿固定，碟簧安裝時通過壓縮產生的彈力將閥座推向球體，為密封面提供一個預緊比壓。 當閥門關閉后，介質形成作用于閥座的壓力邊界，在介質的合力作用下，介質力將閥座推向球體一側，閥座緊密貼合在球體上，密封面產生彈、塑性變形，并達到密封所需的密封比壓。

圖1 固定硬密封球閥密封結構示意圖

實際上密封面不能達到理想的完全接觸，間隙和通道是一直存在的，因此密封不可能在密封面的內沿實現。 當密封面存在一定密封比壓時，表面部分波峰被擠入波谷，增大了密封副的接觸面積，形成有效的密封環，經過類似迷宮式的溝槽通道后介質壓力逐漸降低， 最后在中途被阻斷。

筆者以某多晶硅裝置反應器上游NPS2 CLASS1500球閥作為分析對象，介質為液態鈉，工況溫度150 ℃。 球體、 閥座采用F304， 彈性模量193 GPa，泊松比0.29，碟簧為密封面提供預緊比壓，設計參數如下：

球面半徑R 47.5 mm

活塞套筒外徑DJH68 mm

密封面外徑DMY65 mm

密封面內徑DMN54 mm

密封面中徑DMP59.5 mm

壓力角α 39°

許用比壓［q］ 150 MPa

將影響密封條件的密封面材料彈性模量、表面粗糙度等關鍵參數限制在計算式的常數項c和K中，根據不同的密封面寬度、壓力和材料進行試驗，依據經驗公式［3］得到當密封面材料為鋼或硬質合金時球閥必需比壓qMF為：

其中，密封面材料系數c=3.5，比壓值影響系數K=1，p為工作壓力，bm為密封面寬度。

經計算密封面工作比壓q為［4］：

其中，h為密封面在流道軸線上的投影寬度。

由于qMF＜q＜［q］，故密封面能夠達到實現密封的比壓值。

2 球面密封分析

球面密封比壓的選擇是否合理直接決定著閥門的密封性和可靠性， 球閥在轉動過程中，球體和閥座密封副發生摩擦損耗，損耗率與密封面壓力值存在一定的關系，當比壓值在臨界值以下時，材料損耗量較小，當比壓值超過臨界值時，損耗率劇增。 因此為保證閥門密封面較小的損耗，密封比壓的選擇應盡量小，同時必須保證閥門的密封性。 因此對密封面密封比壓的研究至關重要。

另外，密封面寬度選擇過大或過小都會導致球閥可靠性下降，結合密封面寬度設計原則及設計經驗， 選擇3、5、7、9 mm4個能夠涵蓋正常設計范圍的寬度尺寸。 根據閥門設計手冊，壓力角一般選擇45°，而對于高壓工況可以適當減小，結合上述4個密封面寬度的限制 （壓力角太小閥座密封面會脫離球面），壓力角分別選擇39、41、43、45°進行密封性能分析。

2.1 密封比壓的分布規律

由于理論計算只能近似計算密封面的平均比壓，而計算機數值分析技術使得對密封比壓的分布和精確求解成為可能，因此筆者采用ANSYS Workbench模擬球體和閥座接觸時密封面的壓力分布情況。

2.1.1 前處理

由于閥體等零件對球面密封特性影響較小，故無需對整個裝配體進行分析。 為方便建模和提高計算速度，將分析模型簡化為球體和閥座兩個零件，根據設計參數在Design Modeler中創建球體與閥座的裝配模型， 同時為便于分析及求解，單獨對球體和閥座進行建模，并去除不影響分析結果的局部特征，創建的模型如圖2所示。 球體和閥座材料為F304， 由于模型幾何形狀并不規則，采用自動劃分方法進行網格劃分，網格單元尺寸3 mm，系統自動根據模型的形狀和尺寸、模型局部的曲率選擇合適的網格密度進行劃分，同時考慮到網格密度對計算精度的影響，將密封面接觸區域的網格加密處理， 網格單元尺寸為0.2 mm，最終得到網格數量為751 451個。球面接觸定義設定為Frictional，摩擦系數0.2，接觸行為為非對稱。

圖2 球體閥座裝配模型

2.1.2 加載及求解

根據固定式球閥的結構特點，將球體上下端與閥桿接觸環面設置為Cylindrical Support， 并限制接觸面在軸向、切向及徑向的位移，閥座安裝密封圈的外側環面上設置Cylindrical Support，限制切向和徑向位移，軸向保持自由。 在閥座端面施加3 kN的預緊載荷，結合實際工況，在與介質接觸的表面施加CLASS1500（25 MPa）的公稱壓力，在結果工具中添加Contact Tool，并添加求解項目Pressure。 密封面的接觸比壓分布結果如圖3所示，可以看出，比壓值在密封面寬度方向上呈現兩端大、中間小的特點，這是因為在密封過程中，球體與閥座的密封面相對固定，在受到彈簧預緊力和介質壓力后，密封面內外徑軸向相對于中部變形裕量小，受到的擠壓力較大。 越靠近密封面中部，密封比壓分布越均勻，兩端形成了有效的密封環，最大壓力為55.8 MPa，最小壓力為21.9 MPa，平均比壓為33.9 MPa，相比理論值35 MPa，兩者相對誤差為3%。 最大比壓小于密封面的許用比壓，密封面可以實現介質阻斷，理論計算值介于兩者之間，平均比壓仿真結果在允許誤差范圍內，由此可以證明，仿真模型具有準確性，可以作為后續密封性分析的依據。

圖3 壓力角39°、密封面寬度7 mm時密封面比壓分布情況

2.1.3 網格無關性驗證

保持約束和載荷不變，通過比較不同網格數量下的計算結果， 判斷結果與網格的無關性，不同網格數量與結果的對應關系見表1。 可以看出，隨著網格數量的增加， 比壓值的相對變化率減小，當網格單元數量增加到751 451時，計算結果的變化率僅為1.1%， 在仿真誤差允許范圍之內，因此可以認為此時獲得了網格無關解。

表1 球座模型網格無關性驗證結果

2.1.4 結果后處理

沿密封面寬度方向對單元的比壓數據進行提取并在Excel中進行整理分析，得到比壓沿徑向的分布情況， 然后借助Matlab軟件將數據繪制成曲線，結果如圖4所示。 將密封比壓大于理論計算比壓的區域視為有效密封區域，由圖4可以看出，有效密封區域的徑向長度為1 mm，密封面寬度為1.3 mm，主要分布在密封面的外側區域，內側區域范圍較小。 環向的密封比壓數值變化較小，基本保持一致，整體上密封環的密封比壓分布十分規律。 由于網格特點的關系，所提取的單元節點并非嚴格按照徑向分布，故比壓結果曲線存在一定的波動，但曲線的走勢可以準確反映密封比壓的變化規律。 密封面內側部分區域為有效密封區域，根據密封機理，介質經過密封面內側時會產生一個較大的壓降，隨后由于毛細現象和迷宮式的溝槽通道，泄漏到密封面之間的介質壓力逐漸減小到零，停止向密封面外側泄漏，再加上球座密封面存在有效的密封區域，因此球體和閥座可以實現有效密封。

圖4 密封面壓力分布曲線

2.2 壓力角對密封特性的影響

球閥密封面的壓力角對密封性和操作扭矩都有著重要影響， 在密封面寬度固定的情況下，壓力角過大可能導致無法密封， 而壓力角過小，閥門的操作扭矩會大幅增加，加速密封面的磨損同時導致密封失效，因此選擇合適的壓力角對閥門的使用性能至關重要。 采用控制變量法，保證密封面寬度7 mm不變， 在改變壓力角的同時，通過調整DMY、DMN、DJH的值來保證理論計算密封比壓不變， 探究壓力角對密封比壓分布情況的影響。 39°對應的分析結果（圖3）前文已經表述，這里不再重復，圖5～8為41、43、45°壓力角的分析結果。

圖5 壓力角41°時的比壓分布情況

圖6 壓力角43°時的比壓分布情況

圖7 壓力角45°時的比壓分布情況

圖8 不同壓力角時密封面徑向壓力分布曲線

對仿真分析結果進行統計匯總，結果見表2，可以看出，在密封面寬度和理論計算密封比壓不變的情況下， 隨著壓力角逐漸增大，DMP/DJH的數值基本保持不變， 有效密封寬度先增大后減小，有效密封區域從密封面外側逐漸向內側轉移，這是載荷作用下密封面變形情況發生改變的結果。根據密封機理， 較理想的密封面比壓分布情況是，密封面的最大比壓小于許用比壓值，密封面內側和外側都有一定寬度的有效密封區域，介質經過密封面內側產生一次較大的壓降，最終在泄漏路徑上停止流動。 綜合分析結果，較理想的壓力角在41°附近，密封比壓徑向分布情況呈“馬鞍”型，有效密封區域最寬，同時內外側壓力分布較為對稱。

表2 不同壓力角下的設計參數和密封面分析結果

2.3 密封面寬度對密封特性的影響

密封面寬度是影響球閥密封的另一個關鍵因素，直接影響球閥的密封性和使用壽命，較窄的密封面平均比壓較大， 材料磨損相對更快，磨損到一定程度后出現密封失效的情況，較寬的密封面平均比壓值較小， 可能出現無法密封的情況，因此選擇合理的密封面寬度對于球閥設計至關重要，在給定41°壓力角的情況下，通過調整DMY、DMN、DJH的值保證理論計算密封比壓不變，分析密封面寬度在3、5、7、9 mm時密封面的比壓分布，7 mm對應的分析結果（圖5）前文已經表述，這里不再重復，在相同的前處理、約束和加載條件下， 圖9～12為其他3個密封寬度下的仿真分析結果。

圖9 密封面寬度為3 mm時的比壓分布

圖10 密封面寬度為5 mm時的比壓分布

圖11 密封面寬度為9 mm時的比壓分布

圖12 不同密封面寬度下密封面分析結果

密封面仿真分析結果與設計參數匯總見表3， 隨密封面寬度的逐漸增大有效密封區域逐漸由密封面內側向外側轉移，與壓力角變化時的情況剛好相反，DMP/DJH的值減小了10%左右，有效密封區域的寬度先增加后減小，相對密封面寬度的比例逐漸降低， 當密封面寬度增加到9 mm時，有效密封面寬度比例減小較多。 當密封面寬度為3、5 mm時，局部比壓值較大，不利于密封面的長期使用；當密封面寬度為9 mm時，有效密封寬度比例較低，密封效果較差；當密封面寬度為7 mm時，有效密封寬度最大且泄漏路徑較長，密封比壓的分布情況呈對稱分布，內外兩側都有較大的密封比壓且小于許用比壓。 因此從密封性及比壓分布情況綜合考慮，7 mm是較為理想的密封面寬度。

表3 不同密封面寬度下的設計參數和分析結果

3 結論

3.1 相比理論計算得到的平均比壓，實際密封比壓的分布呈現兩端大、中間小的特點，雖然給定的理論計算比壓接近于必需比壓，但是密封面存在一定寬度的有效密封區域， 足以實現密封，計算比壓無需設計過大，避免影響密封面的使用壽命。

3.2 當理論密封比壓不變， 壓力角在39、41、43、45°之間變化時，密封面最大和最小比壓值變化不大，較大的密封比壓值區域逐漸由外側向內側轉移，有效密封區域范圍先增大后減小，在41°時達到最大值，且分布規律均勻且對稱，因此可在41°附近選擇合適的壓力角。

3.3 當理論密封比壓不變，密封面寬度在3、5、7、9 mm變化時，3、5 mm時密封面的最大比壓值較大，使用過程中會加速磨損，相比9 mm的密封面寬度，7 mm密封面寬度擁有更大的有效密封寬度，且比壓分布規律均勻，因此合理的密封面寬度應該在7 mm附近。