劉一強

摘要：應用有限元分析方法建立密封系統(tǒng)的三維有限元模型，以ANSYS Workbench有限元分析軟件為基礎計算法蘭與墊片之間的應力場和接觸壓力。然后根據(jù)分析結果，尤其是接觸面之間的接觸壓力，并結合密封面計算比壓的理論計算公式，對有限元方法分析閥體密封性能進行驗證。為合理、科學的閥體密封泄漏原因分析提供了先進的技術手段。

關鍵詞：球閥；有限元；密封；接觸壓力

引言

閥門的強度、剛度以及密封性能是閥門最重要的技術性能指標。強度失效和密封失效是閥門最常見的兩種失效形式。在設計時要求必須具有足夠的強度和剛度，以保證長期使用而不發(fā)生破裂或者產(chǎn)生變形；要求閥門各密封部位有合理的密封比壓，以保證密封部件既不損傷又能有良好的緊密度，以阻止介質泄漏。閥體、閥蓋的強度分析已經(jīng)很成熟，而阻礙現(xiàn)代密封設計應用的因素有：密封結構中包含復雜材料特性的密封元件；有限元求解過程中包含接觸分析；密封結構在工作狀態(tài)中遇到的不穩(wěn)定工況，如溫度、壓力、密封介質特性等。因此，大多數(shù)情況下設計人員沿用傳統(tǒng)的憑借經(jīng)驗來確定密封結構的方法。而基于經(jīng)典力學理論的常規(guī)設計計算方法由于其固有的局限性，對于復雜幾何結構、多載荷作用下的計算是無能為力的，即使對于受簡單邊界條件的結構，也會因為結構較復雜使得計算不準確，甚至與實際相差甚遠。隨著有限元分析方法的發(fā)展，基于有限元法數(shù)值模擬成為解決這些復雜問題的利器，很多學者及技術人員，對閥門單個零件或整體進行了有限元計算和結構分析。

ANSYS是當前使用最廣泛的大型通用有限元分析軟件，具有強大的求解器，可以對結構、熱、流體、電磁場、聲場和耦合場進行計算。但是ANSYS的建模能力相對薄弱，并對分析模型要求苛刻。為解決該問題，ANSYS為目前主流的CAD軟件提供了預留接口，SolidWorks也在其中。

本文以球閥為研究對象，考慮部件之間的接觸作用，建立起閥體、閥蓋、墊片、螺栓與螺母一體化的三維模型，針對金屬纏繞墊片的非線性特點，使用有限元分析軟件ANSYS獲得接觸面之間的接觸壓力，以及螺栓拉應力計算結果，為密封結構的設計和優(yōu)化提供技術支持。

1.用SolidWorks建立分析模型

由于本分析主要研究密封面之間的密封性能，因此在三維建模時，忽略其他不考慮且對分析結果影響很小的部件，這樣不僅節(jié)約了計算機資源，而且提高了計算結果的準確性。本例以DN50、PN50的球閥為例，利用三維建模軟件Solidworks強大的實體建模功能進行實體建模，并對各零件進行組裝，生成裝配體，其中截面剖視圖，如圖1所示。

2.有限元分析

2.1模型導入

由于該閥門幾何結構和邊界條件呈左右對稱，在有限的時間內(nèi)，為減少工作量，取模型的1/2作為研究對象并建立有限元計算模型。通過SolidWorks和ANSYS軟件的無縫接口，將球閥模型導入ANSYS軟件，從而實現(xiàn)二者之間的數(shù)據(jù)連接。

2.2設置單元類型并劃分網(wǎng)格

在本計算模型中，共選用了四種單元，高階次實體單元MESH200，面面接觸單元TARGE170與CONTA174，螺栓預緊單元PRETS179。

網(wǎng)格劃分是建模中非常重要的一個環(huán)節(jié)，網(wǎng)格形式的選取是決定網(wǎng)格品質和結果精度的重要因素。如果網(wǎng)格單元太小，會造成網(wǎng)格過密，導致計算成本過高。本例中由于我們重點關注墊片與法蘭接觸面處的接觸應力，所以只需要細化法蘭與墊片接觸面的網(wǎng)格，而其他位置的網(wǎng)格不用過于細化。本模型為四面體和六面體劃分，一共64143個單元，109699個結點。網(wǎng)格模型如圖3所示。

2.3設置材料屬性

閥體和閥蓋材料為CF8M，其彈性模量為2.06E5MPa，泊松比為0.29；螺栓材料為B8M，螺母材料為8M，兩者的彈性模量都為2E5MPa，泊松比為0.3；墊片材料為AISI316L+GRAPHITE，屬于非線性材料，材料的應力-應變曲線如圖4所示。

2.4施加約束和載荷

按照閥門現(xiàn)場工作的受力狀態(tài)，對模型分別施加以下約束條件：

（1）添加對稱約束：由于本模型是對稱模型，所以在模型的對稱截面上施加對稱約束。

（2）添加位移約束：為了使模擬與實際情況更接近，對閥體進口端的法蘭孔上施加軸向和徑向約束，切向自由的位移邊界。

（3）施加螺栓預緊力：根據(jù)螺栓施加扭矩和螺栓預緊力的計算公式，得螺栓預緊力為20833N。

（4）施加壓強：在閥體和閥蓋的殼體內(nèi)表面上施加5MPa壓強。

由于本計算中既有螺栓預緊力，又有壓強，在施加載荷時把載荷步分為兩步，第一步施加螺栓預緊力，第二步施加壓強。

2.5計算結果及分析

此分析可以全面研究螺栓法蘭墊片系統(tǒng)的內(nèi)在規(guī)律和密封機理，能得到法蘭墊片密封系統(tǒng)各部件的應力場和位移場計算結果，尤其可以獲得墊片的壓縮量、墊片與接觸狀態(tài)、接觸應力、結合面的間隙等很重要的具體數(shù)據(jù)。這里僅給出部分的計算結果，著重分析球閥閥體的密封。

在施加螺栓預緊力和內(nèi)部壓強的工況下，墊片的應力分布呈復雜狀態(tài)。要保證良好的密封性能，必須在墊片上形成一條壓應力不小于密封必壓的周向閉合環(huán)帶，這里有幾個要求：一是環(huán)帶必須要閉合，否則會泄漏；二是壓力不能過大，否則墊片被壓潰；三是閉合環(huán)帶的應力分布盡量均勻；四是閉合環(huán)帶寬度越大越好。根據(jù)非金屬纏繞墊片的材料性能參數(shù)，要求墊片的壓應力應不小于69MPa，以保證密封性能。

圖5為閥體的變形云圖，圖6為閥蓋的變形云圖，從圖中可以看出，由螺栓連接的兩個法蘭內(nèi)側相對原來位置張開，而它們的外緣則產(chǎn)生相互靠近的變形，使得螺栓除了拉伸變形外，還會產(chǎn)生由向外彎曲變形，從而引起拉應力和彎曲應力合成的應力強度。在預緊力和內(nèi)壓力的作用下，墊片受壓，但是由于上述變形條件下，墊片的外緣密封效果會好于內(nèi)側密封。

圖7為螺栓的拉應力強度，由于結構的周期不對稱性，各個螺栓的應力狀態(tài)及大小是不一樣的，中間螺栓的應力最大。在此工況中，由于螺栓預緊力作用而引起，以拉伸應力為主和少量彎曲應力合成的應力強度值為403MPa，低于螺栓的抗拉強度值640MPa。

圖8為墊片與閥體的接觸應力的分布云圖，圖9為墊片與閥蓋的接觸應力的分布云圖，可以看出墊片上的接觸應力分布不是均勻分布的。墊片與閥體的接觸應力和墊片與閥蓋的接觸應力差別不大，墊片徑向接觸應力狀態(tài)差別較大，墊片的外緣受壓縮作用比較顯著，所以墊片外緣處的接觸應力比較大。為了保證緊密性，要求在墊片的周向壓緊面上必須存在一條壓應力不小于必需密封比壓的閉合環(huán)帶，否則就會泄漏。查標準知金屬纏繞墊片的必需密封比壓為69MPa，對比兩個接觸面上的接觸壓力，可知此閥門不會產(chǎn)生泄漏。

根據(jù)《實用閥門設計手冊》密封面計算比壓的計算公式算得墊片與法蘭接觸面間的密封面計算比壓為92.9MPa,而這個值只是一個理論值，并不能代表密封面上每點處的密封壓力值。通過有限元方法算得的密封面上的密封壓力，能實際反映具體工況下，密封面上每點處的密封壓力，取分析所得的墊片與閥體的接觸應力的平均值為90.55MPa，與密封面計算比壓的誤差為2.5%；取墊片與閥蓋的接觸應力的平均值為88.19MPa，與密封面計算比壓的誤差為5%，說明分析的結果非?？煽?。

3.結論

通過以上實例證明了利用三維建模軟件SolidWorks以及有限元分析軟件ANSYS的無縫連接，應用有限元理論和非線性接觸模型，完全可以對墊片與法蘭處的接觸狀態(tài)進行精確地分析，此方法保證了設計的可靠性和完整性，為閥門的結構設計計算和結構優(yōu)化提供了一個參考的技術途徑。

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