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        PFF65-140型硬密封圓弧平板閘閥結構改進

        2014-04-06 18:39:00宋振華杜文波
        石油礦場機械 2014年4期
        關鍵詞:閥板閘閥閥座

        鄭 泳,張 川,宋振華,杜文波,饒 冬,張 津

        (1.寶雞石油機械有限責任公司 廣漢鉆采設備廠,四川 廣漢618399;2.寶雞石油機械有限責任公司 成都裝備制造分公司,成都610051)①

        隨著超高壓氣井的不斷出現(xiàn),常規(guī)70MPa、105 MPa采氣井口裝置已不能滿足現(xiàn)場實際需要。近年以來,超高壓壓裂井口的需求也越來越迫切,因此,加快試制140MPa超高壓采氣井口裝置已成為國內(nèi)制造企業(yè)的首要任務。平板閘閥作為采氣井口裝置中的重要部件,應成為研究的突破口。

        諸多企業(yè)在試制通徑為65mm、壓力級別為140MPa的平板閘閥(PFF65-140型平板閘閥)期間,均有閥板、閥座硬質(zhì)合金層在超高壓作用下爆裂的現(xiàn)象,其裂紋呈圓周放射狀分布,如圖1。

        為了提高該閥的密封性能,設計者普遍采取的措施是:增加閥板、閥座硬質(zhì)合金層的厚度;加寬閥板、閥座的尺寸;更改閥板、閥座的基體材料及熱處理工藝。但是,效果都不理想。加厚閥板、閥座硬質(zhì)合金層會導致閥板、閥座的噴焊合格率大幅下降。加寬、加厚閥板、閥座會使閥體腔室空間變大,生產(chǎn)成本增加,閥體報廢率高。更改閥板、閥座的基體材料及熱處理工藝導致試制周期延長。

        1 原有設計存在的問題

        原始設計的閥板、閥座結構如圖2[1]。

        圖2中的參數(shù)是:D為閥座受壓外圓直徑,D=118mm;d2為閥座硬質(zhì)合金層承壓外徑,d2=116 mm;d1為閥座硬質(zhì)合金層密封帶內(nèi)徑,d1=65.5 mm;bm為閥座硬質(zhì)合金層密封帶寬度,bm=25.25 mm;p為工作壓力,p=140MPa。

        閥座的密封比壓[1]

        帶人數(shù)據(jù)計算得

        雖然《閥門設計手冊》要求密封面的比壓≤250 MPa。實際比壓q1=212.7MPa,在允許范圍內(nèi)。但是,在實際生產(chǎn)中,由于焊接等因素的影響,當密封面的比壓大于200MPa,閥座硬質(zhì)合金層在各種復雜因素的作用下就有可能在高壓下爆裂。因此,閥板、閥座密封面的比壓偏大。

        2 第1次改進設計[2]

        根據(jù)分析得出的原因,對平板閘閥閥座進行第1次結構改進,解決閥座密封面的比壓偏大的問題。方法是將閥座受壓外圓直徑減小,使得密封比壓減小。改進的結構如圖3。

        圖3中的參數(shù):D=110mm,d2=116mm,d1=65.5mm,bm=25.25mm,p=140MPa。計算閥座的密封比壓:

        第1次改進設計后的平板閘閥閥座的硬質(zhì)合金層在試驗中仍然出現(xiàn)爆裂現(xiàn)象。

        3 第2次改進設計

        3.1 閥座受力分析[3]

        3.1.1 理論計算

        經(jīng)研究發(fā)現(xiàn),在平板閘閥進行全關試驗時,壓力介質(zhì)端閥座的硬質(zhì)合金層發(fā)生了爆裂,而無壓力介質(zhì)端(通大氣)閥座硬質(zhì)合金層卻完好無損。

        按圖3的閥座尺寸計算得:

        有壓力介質(zhì)端閥座硬質(zhì)合金層所受的壓力為

        無壓力介質(zhì)端閥座硬質(zhì)合金層所受的壓力為

        從以上的計算結果來看,無壓力介質(zhì)端閥座硬質(zhì)合金層所受的壓力比有壓力介質(zhì)端閥座硬質(zhì)合金層所受的壓力大1倍還要多,但是沒有發(fā)生爆裂。這說明有壓力介質(zhì)端閥座還有其他作用力使其硬質(zhì)合金層爆裂。

        實際上,閥座在橡膠密封圈和閥板的硬密封作用下,可以把閥座看作是獨立的高壓厚壁容器,閥座承受切向拉應力σt、徑向壓應力σr、軸向壓應力σz的作用。如圖4。

        由于閥座噴焊硬質(zhì)合金層后,為保證閥座消除焊接應力,要將閥座基體加熱與焊層溫度相一致,再放入烘箱隨爐冷卻,這樣,閥座基體材料為退火狀態(tài)。通過檢測噴焊硬質(zhì)合金層后的閥座基體的硬度便可以證明這一點。

        把閥座簡化為厚壁圓筒[2],外徑d2=116mm,壁厚δ=25.25mm,內(nèi)壓力p=140MPa。

        假設σ為閥座基體的內(nèi)應力,根據(jù)《液壓元件手冊》,厚壁筒強度公式:

        帶人數(shù)據(jù)得

        計算得σ≈406MPa。

        3.1.2 有限元分析

        有限元分析結果如圖5,閥座基體的最大應力為411.5MPa,最小應力為6.9MPa。

        3.1.3 硬質(zhì)合金層爆裂的原因

        閥座噴焊的硬質(zhì)合金層屬于脆性材料,應力-應變曲線如圖6,沒有屈服現(xiàn)象和頸縮現(xiàn)象,強度極限是衡量脆性材料的唯一指標。硬質(zhì)合金的強度極限低于合金結構鋼的強度極限,接近合金結構鋼的屈服極限(從試驗中得到證實)。理論計算和有限元分析證明閥座基體內(nèi)的應力已很接近材料的屈服極限。當閥座基體內(nèi)應力達到最大,在切向拉應力σt、徑向壓應力σr的共同作用下,閥座基體產(chǎn)生最大變形,而硬質(zhì)合金層抵抗不住閥座基體產(chǎn)生的變形,最終造成硬質(zhì)合金層爆裂。

        經(jīng)過理論計算和試驗,造成閥座硬質(zhì)合金層爆裂的力是超高壓介質(zhì)所產(chǎn)生的切向拉應力σt和徑向壓應力σr,而與軸向壓應力σz關系不大。

        3.2 閥板受力分析

        閥板的硬質(zhì)合金層在超高壓力作用下也發(fā)生爆裂現(xiàn)象,其裂紋呈圓周放射狀分布。因此,將閥板的兩側面改進成外凸圓弧。圖7~8是改進前后閥板的應力云圖,可以看出2種閥板在全開過程中,承受140MPa內(nèi)壓時,均是65mm通孔口出現(xiàn)最大應力集中區(qū)域。為了減小應力集中,最佳的方法是做倒角處理。改進后閥板的應力明顯減小。

        3.3 改進方案

        1) 將閥座外圓尺寸加大。使閥座基體能夠承受超高壓介質(zhì)所產(chǎn)生的切向拉應力σt和徑向壓應力σr,彈性變形盡可能的小,最終目的使閥座硬質(zhì)合金層不爆裂。由于閥體尺寸的限制,閥板、閥座本身價格昂貴,閥座外圓尺寸不可能無限加大,應盡可能優(yōu)化。

        2) 在現(xiàn)有設計的基礎上限制閥座的變形。將閥座的變形量限制在閥座硬質(zhì)合金層不開裂的范圍內(nèi)。選取合適的閥座、閥體孔配合間隙就能較好限制閥座的變形,從而達到閥座硬質(zhì)合金層不爆裂的目的。

        4 閥座變形及控制措施

        4.1 2種約束條件下的閥座變形

        1) 假設約束在閥座最大外圓面,即閥座、閥體閥座孔配合間隙很小。閥座模型的位移分布如圖9,最大縱向位移為0.03mm。

        2) 假設約束在閥座硬質(zhì)合金層端面,即閥座、閥體閥座孔配合間隙稍大。閥座模型的位移分布如圖10,閥座最大縱向位移為0.086mm。

        4.2 措施

        1) 如果閥座的外圓面約束以閥體閥座孔為前提,則閥座基體變形相對較小。其受力為:閥座在超高壓介質(zhì)作用下產(chǎn)生變形達到某一程度時,閥座外圓與閥體閥座孔接觸,部分應力便傳遞給閥體,減少了閥座的變形。

        2) 在不影響閥座安裝、拆卸、浮動密封的前提下,閥座、閥體閥座孔裝配間隙盡可能小。為了控制閥座變形,間隙限制在0.2mm以內(nèi)為宜。

        4.3 試驗情況

        平板閘閥經(jīng)過結構改進后,順利通過水壓密封及氣壓密封試驗,產(chǎn)品再未發(fā)生硬質(zhì)合金層爆裂的現(xiàn)象。

        5 結論

        1) 將閥板的兩側面設計成外凸圓弧狀,這是該平板閘閥改進的核心技術,不僅使閥板自身強度提高、可承受的壓力大,而且完全沒有影響閥體的內(nèi)腔任何尺寸,非常適合工廠的實際需要。具有加工工藝簡單、制造成本低廉等優(yōu)點。

        2) 硬密封圓弧平板閘閥不僅為140MPa超高壓平板閘閥系列化研制提供了有效的設計依據(jù),也為頁巖氣采氣井口裝置中大通徑PFF180-105型平板閘閥的研究提供參考。

        3) 國內(nèi)油田長期進口140MPa超高壓平板閘閥,價格昂貴,應加大國產(chǎn)化研究力度。

        4) 國內(nèi)平板閘閥的研究還需要繼續(xù)完善生產(chǎn)及加工工藝,開發(fā)系列產(chǎn)品,并逐步推向國外市場。

        [1]陸培文.閥門設計手冊[K].北京:機械工業(yè)出版社,2004:959-956,1077-1078.

        [2]濮良貴,紀名剛.機械設計[K].北京:高等教育出版社,2001:13-15.

        [3]鐘功祥,呂治中,梁政.高壓閘閥閥板與閥座摩擦因素的試驗研究[J].石油礦場機械,2008.37(2):59-61.

        [4]黎啟柏.液壓元件手冊[K].北京:機械工業(yè)出版社,2011:852-854.

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