宋學(xué)官，周威豪，鄢來強，馬新奧，李清野，宗超勇，王 欣，高順德

（大連理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，遼寧大連 116024）

0 引言

彈簧式安全閥廣泛應(yīng)用在航天、核電、化工等領(lǐng)域，主要用于壓力系統(tǒng)的超壓保護。當(dāng)系統(tǒng)壓力過高時，彈簧式安全閥能夠及時開啟，將多余介質(zhì)排出，以避免出現(xiàn)壓力容器和管路破裂等災(zāi)難性后果；當(dāng)系統(tǒng)壓力降低時，彈簧式安全閥處于關(guān)閉狀態(tài)，通過閥盤與噴嘴之間的接觸實現(xiàn)密封，進而可避免過多的壓力損失［1］。因此，彈簧式安全閥的密封問題對于保證壓力系統(tǒng)的功能和安全至關(guān)重要。

彈簧式安全閥的密封問題不僅涉及閥盤與噴嘴之間的彈性形變，還涉及流-固-熱多物理場間的耦合問題［2］。當(dāng)系統(tǒng)壓力降低至合理范圍后，為了盡量避免過多的壓力損失，彈簧式安全閥的關(guān)閥動作被設(shè)計為快速關(guān)閉。閥盤關(guān)閉動作不僅會導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)部的壓力波動，還可能對閥盤/噴嘴之間的密封面造成破壞，需重點關(guān)注。

為研究閥盤沖擊過程，國內(nèi)外學(xué)者開展了大量的研究。SONG 等［3-4］使用CFD 模型和動態(tài)網(wǎng)格技術(shù)，模擬了安全閥從開啟到關(guān)閉的流動過程，并得到了流體在安全閥內(nèi)的流動特性，包括閥座附件的小尺寸流動特性。丘垂育［5］使用ANSYS對剛性和柔性安全閥閥盤進行了靜態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)在介質(zhì)壓力逐漸上升至指定壓力時，柔性閥盤的密封壓力要大于剛性閥盤。王榮譽［6］對安全閥進行了CFD 模擬，并比較了6 種湍流模型在不同開度下的排量和閥盤升力計算結(jié)果。結(jié)果顯示，當(dāng)開度較小時，不同模型計算結(jié)果相似；當(dāng)開度較大時，計算結(jié)果差異較大。VU 等［7］利用CFD 方法分析了安全閥事故中的三維流場，采用壓力基求解器構(gòu)建了CFD 模型，自適應(yīng)迎風(fēng)差分進行空間離散，并采用預(yù)測和多重校正的速度-壓力耦合方法進行計算。這些研究表明，CFD 可以有效的應(yīng)用于閥類的預(yù)測，因此也應(yīng)該適用于此次閥盤沖擊分析中。

除了精準的數(shù)值模型外，試驗方法也是不可或缺的。針對閥盤的試驗研究較少，大多數(shù)都是針對密封及閥門領(lǐng)域的研究。例如，MURTAGIAN等［8］對石油領(lǐng)域的金屬密封進行了研究，分別進行了杯型和錐型密封試驗，并根據(jù)試驗結(jié)果提出了密封性能評價指標。CREMERS 等［9］通過試驗方法研究了背壓對閥門穩(wěn)定性的影響，同時評估了增加入口管道直徑、降低安全閥升程和安裝減震器等方法在提高閥門后期穩(wěn)定性方面的效果。楊留［10］搭建了核電安全閥熱態(tài)實驗系統(tǒng)，探究了背壓腔對安全閥性能的影響。并采用流固耦合方法對安全閥進行動態(tài)模擬，分析了地震波對其性能的影響。艾麗等［11-12］都對安全閥進行了試驗研究，分別研究了焊接工藝對安全閥殘余應(yīng)力的影響以及開啟過程的動態(tài)特性，并都建立了相應(yīng)模型進行了模擬。雖然上述研究不能直接用于閥盤沖擊分析，但其中涉及的方法和理論依然可以為本文的試驗工作提供參考。

本文針對彈簧式安全閥的密封問題開展深入的研究，不僅關(guān)注靜態(tài)密封時閥盤與噴嘴密封面上的性能變化，同時考慮閥盤的沖擊過程對密封結(jié)構(gòu)的影響。在回座沖擊方面，專門設(shè)計了用于測量回座沖擊力的測試平臺，實現(xiàn)了閥盤回座過程中作用在密封面上接觸力的直接測量；在靜態(tài)密封方面，通過CFD 流體仿真與CAE 有限元［13-14］仿真分析了不同壓力條件下閥門密封面上接觸應(yīng)力的變化規(guī)律。期望本文的研究方法與結(jié)論不僅有助于提高對安全閥密封結(jié)構(gòu)/性能的理解，還可為后續(xù)彈簧式安全閥密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計和優(yōu)化提供參考。

1 安全閥回座沖擊試驗

1.1 試驗平臺組成

安全閥回座沖擊試驗平臺的結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要由壓力容器、管道、安全閥、多種傳感器和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)5 個部分組成。壓力容器的體積為3 m3，內(nèi)部充滿高壓空氣，壓力容器與測試安全閥之間通過內(nèi)徑為120 mm 的管路連接。在安全閥的入口、出口以及閥桿內(nèi)部分別布置了不同的傳感器進行閥門動作過程以及系統(tǒng)狀態(tài)的獲取。整個測試系統(tǒng)的數(shù)據(jù)采集與傳輸通過自主開發(fā)的VMS-200 型高性能閥門動態(tài)特性測試儀以及基于LabVIEW 的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)實現(xiàn)。試驗平臺所使用的傳感器及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的具體信息見表1，試驗平臺的傳感器布置如圖2 所示，其中閥盤和閥桿相連，激光位移傳感器通過非接觸的方式直接安裝在閥桿端部上側(cè)。沖擊力傳感器安裝在閥盤和閥桿之間，通過線性放大的形式對閥盤沖擊力進行測量；此外，在閥門入口與出口分別安裝了壓力傳感器和溫度傳感器，可以對閥門出、入口的壓力和出口介質(zhì)溫度進行直接測量。

表1 傳感器及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)信息Tab.1 Information of sensor and data collection system

圖1 安全閥沖擊試驗平臺Fig.1 Safety valve impact test platform

圖2 傳感器布置Fig.2 Sensor layout

1.2 試驗流程

為了保證試驗精度，每次測試前被試安全閥均經(jīng)過了壓力標定與性能檢測，以盡量減少偶發(fā)故障導(dǎo)致的測試偏差。標定后的閥門測試過程如下：

（1）檢查系統(tǒng)完整性，確保壓力系統(tǒng)介質(zhì)供應(yīng)，測試系統(tǒng)上電并維持在30 min 以上以保證數(shù)據(jù)穩(wěn)定；

（2）打開數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，按照傳感器的類型設(shè)置采樣頻率，其中沖擊力傳感器采樣頻率設(shè)置為200 kHz，其余傳感器設(shè)置為5 kHz；

（3）緩慢打開壓力容器與測試安全閥之間的控制閥門，對安全閥緩慢加壓，當(dāng)系統(tǒng)壓力高于安全閥的設(shè)定壓力時，閥門開啟并保持在最大開度，至此完成開閥動作；

（4）待開閥穩(wěn)定后，緩慢關(guān)閉測試閥門上游的控制閥，被試安全閥入口處的壓力降低，安全閥關(guān)閉，至此完成關(guān)閥（回座）動作。

2 安全閥數(shù)值建模

彈簧式安全閥結(jié)構(gòu)如圖3 所示，其主要由閥蓋、閥體、彈簧、閥盤、噴嘴及上下調(diào)節(jié)圈構(gòu)成。由于其具有對稱結(jié)構(gòu)，因此在進行固體建模時采用1/8 3-D 的形式，而在流體部分則基于等效原則，采用2-D 軸對稱的形式進行模型構(gòu)建［15］。

圖3 安全閥結(jié)構(gòu)Fig.3 Safety valve structure

2.1 固體1/8 3-D 模型網(wǎng)格劃分

針對固體部分，由于閥門運動部件（主要包括彈簧、閥桿、調(diào)節(jié)圈等）具有軸對稱結(jié)構(gòu)，為了提高運算效率，采用1/8 3-D 的形式進行模型構(gòu)建。

劃分的網(wǎng)格如圖4 所示，其中，為了提高網(wǎng)格質(zhì)量，閥盤采用掃掠形式進行網(wǎng)格生成；對于閥座，則采用六面體主導(dǎo)的方式劃分網(wǎng)格。為了保證計算精度與收斂性，在閥盤與噴嘴的接觸區(qū)域進行了適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格加密處理。

為了避免由于網(wǎng)格數(shù)量不足影響計算精度，在進行正式仿真前針對不同的網(wǎng)格密度進行了網(wǎng)格無關(guān)性測試，針對18.50 MPa 壓力工況，使用4 種網(wǎng)格方案進行了閥門密封面接觸應(yīng)力的仿真見表2，結(jié)果顯示，當(dāng)網(wǎng)格密度從66 765 增加至88 431 時，密封面處的接觸應(yīng)力明顯變化，隨著網(wǎng)格密度的進一步增加，當(dāng)網(wǎng)格密度超過88 431時，計算結(jié)果不再明顯變化，證明當(dāng)網(wǎng)格密度超過88 431 時，計算結(jié)果與網(wǎng)格密度無關(guān)。綜合考慮精度與效率因素，本文采用88 431 節(jié)點數(shù)方案的網(wǎng)格進行后續(xù)的仿真計算。

表2 4 種網(wǎng)格方案對比（固體）Tab.2 Comparison of four grid schemes（solid）

2.2 流體2-D 軸對稱模型網(wǎng)格劃分

針對流體部分，若直接建立三維模型，單次仿真的時間可能超過1 周，且需要大量的計算資源。同時，針對彈簧式安全閥的典型結(jié)構(gòu)，已有學(xué)者提出了基于等效原則的2-D 模型的構(gòu)建方案［16］，可以在不影響計算精度的前提下大量降低網(wǎng)格數(shù)量。具體方式：令流體從閥腔流出的三維等效面積等于三維流域模型的實際出口面積［17］，出口寬度b通過下式計算：

式中，D 為安全閥三維模型的出口直徑，mm；r 為對稱軸到閥腔內(nèi)壁的距離，mm；b 為等效后的出口寬度，mm。

基于此，本文綜合考慮精度、效率和成本等因素，采用2-D 軸對稱模型進行了彈簧式安全閥動態(tài)模型的構(gòu)建，具體如圖5 所示。

圖5 流體域等效二維軸對稱模型Fig.5 Two-dimensional axisymmetric model of fluid domain

流體域的網(wǎng)格均為四邊形網(wǎng)格，并且本文使網(wǎng)格正交質(zhì)量達到0.5 以上，有利于計算收斂，同時減少網(wǎng)格數(shù)量，并在重點關(guān)注位置（閥盤和調(diào)節(jié)圈附件）添加了邊界層，用來保證閥盤處流體力計算的準確性，劃分后的流體域網(wǎng)格如圖6所示。

圖6 流體域網(wǎng)格劃分Fig.6 Meshing of fluid domain

與固體網(wǎng)格劃分類似也進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，分別進行了4 種網(wǎng)格方案，結(jié)果見表3。當(dāng)網(wǎng)格節(jié)點數(shù)增加到81 464 時，閥盤升力的偏差小于1%，說明閥盤升力已趨于平穩(wěn)，網(wǎng)格數(shù)量繼續(xù)增加幾乎不能影響計算結(jié)果，綜合考慮計算效率，確定選用方案3 的網(wǎng)格進行后續(xù)計算。

表3 4 種網(wǎng)格方案對比（流體）Tab.3 Comparison of four grid schemes（fluid）

2.3 邊界條件及加載設(shè)置

2.3.1 固體邊界條件設(shè)置

進行熱力耦合分析，需要先求解閥盤在高溫蒸汽下的溫度分布，再將溫度場導(dǎo)入靜力學(xué)分析中。熱分析加載如圖7 所示，實際工況中蒸汽溫度為540 ℃，將熱源施加在閥盤和閥座內(nèi)部與蒸汽接觸的表面，安全閥與空氣接觸的表面為對流換熱區(qū)，對流換熱系數(shù)為15 W/（m2·℃）［18］。

圖7 熱分析加載設(shè)置Fig.7 Thermal analysis loading settings

本文采用ANSYS 軟件中的瞬態(tài)動力學(xué)模型對安全閥的回座過程進行分析。最大開啟高度為13 mm，若以此高度直接進行計算，會浪費大量計算資源。本文重點關(guān)注閥盤與閥座接觸瞬間的沖擊力大小及此時的閥盤受力情況，對此，本文的沖擊模擬從0.50 mm 開啟高度開始。通過流體仿真確定沖擊仿真的多個邊界條件：閥盤撞擊前的初速度，以及隨時間變化的閥門噴嘴內(nèi)介質(zhì)壓力。加載設(shè)置如圖8 所示，給予閥盤向下的初速度，在閥盤內(nèi)部與介質(zhì)接觸的表面施加介質(zhì)壓力，方向垂直于該表面。彈簧力施加于閥盤上，方向豎直向下。由于分析部件只有閥盤和閥座，而彈簧、閥桿和襯套等被忽略的運動部件的質(zhì)量會對沖擊產(chǎn)生影響，因此在閥盤上添加質(zhì)量點，對忽略的運動部件的質(zhì)量進行補充。此外，閥盤底座添加固定約束，兩側(cè)面設(shè)置為對稱面約束。

圖8 沖擊仿真加載設(shè)置Fig.8 Impact simulation loading settings

2.3.2 流域動網(wǎng)格及邊界條件設(shè)置

本文采用FLUENT 中的動網(wǎng)格技術(shù)進行流體的動態(tài)分析。FLUENT 中有3 種網(wǎng)格更新方法［19］：網(wǎng)格光順、動態(tài)鋪層和網(wǎng)格重構(gòu)，本文采用動態(tài)鋪層的方式，能夠兼顧更新后的網(wǎng)格質(zhì)量和更新速度。為了滿足動態(tài)鋪層的方式，將流體域拆分為3 個子域：閥盤流域、調(diào)節(jié)圈流域和出入口流域。其中閥盤流域和調(diào)節(jié)圈流域為網(wǎng)格運動的子域，其他則為靜止的子域，如圖9 所示。通過編寫UDF，計算閥盤在回座過程中受到的合力，控制閥盤流域和調(diào)節(jié)圈流域的網(wǎng)格運動，模擬安全閥回座的過程。

ZONG 等［20］的研究證實，SST k-ω模型在計算閥盤升力方面更具優(yōu)勢，所以本文采用該模型，其他求解器設(shè)置見表4。

3 沖擊試驗結(jié)果分析與CFD 模型驗證

3.1 沖擊試驗結(jié)果分析

在進行正式試驗之前，本文針對試驗測試平臺進行了重復(fù)性驗證，在相同的測試條件下進行閥門回座壓力和沖擊力的對比，結(jié)果見表5。可以發(fā)現(xiàn)，10 次試驗中的開啟壓力和回座壓力都有比較好的重復(fù)性，相對偏差最大為2.30%，沖擊力的相對偏差最大為8.50%，證明了本文構(gòu)建試驗平臺的重復(fù)精度以及測試方法的合理性。

表5 10 次沖擊試驗結(jié)果數(shù)據(jù)Tab.5 Result data of 10 impact tests

基于上述平臺，本文進行了不同壓力下沖擊性能試驗，結(jié)果見表6，可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)系統(tǒng)壓力由0.84 MPa 增加至1.81 MPa 時，閥盤沖擊力不斷升高，在進行安全閥結(jié)構(gòu)強度設(shè)計時，應(yīng)重點考慮壓力的影響。

表6 沖擊力計算結(jié)果Tab.6 Impact force calculation results

安全閥的回座過程是一個復(fù)雜過程，不僅與起跳壓力、回座壓力、彈簧剛度有關(guān)，也與閥門的卡阻情況、導(dǎo)向件的對中性有關(guān)。試驗過程無法按照絕對的控制變量法進行試驗。但是，根據(jù)多次的試驗數(shù)據(jù)，總結(jié)有以下明顯規(guī)律：

（1）閥門回座沖擊力與閥門起跳壓力正相關(guān)；

（2）閥門回座沖擊力與閥門彈簧預(yù)緊力的比值＜10。

3.2 數(shù)值模型精度驗證

通過流體分析能得到安全閥回座過程中閥瓣受到的彈簧力、介質(zhì)壓力以及閥瓣速度，為后續(xù)閥瓣沖擊仿真提供邊界條件。如圖10 所示，仿真和試驗所測得的閥瓣位移的變化趨勢一致，其中回座時間的試驗值為0.071 s，仿真值為0.064 s，兩者偏差為9.86%。如圖11 所示，隨著閥門開啟高度的減小，仿真過程中閥瓣速度逐漸增大，并在最低點達到速度峰值，試驗測得的趨勢亦是如此。試驗最后時刻的閥瓣速度為789.48 mm/s，與此對應(yīng)的仿真的閥瓣速度為818.69 mm/s，偏差3.70%。閥瓣回座最后時刻的速度偏差在5%以內(nèi)，證明了本文構(gòu)建的CFD 模型在彈簧式安全閥瞬態(tài)仿真中的預(yù)測精度。

圖10 閥盤位移曲線Fig.10 Disc displacement curve

圖11 閥盤速度曲線Fig.11 Disc velocity curve

在沖擊仿真過程中，通過接觸壓力和密封面的接觸面積可以計算得到仿真結(jié)果的沖擊力大小，其中接觸壓力為78.94 MPa，仿真過程的密封面面積為46.44 mm2，沖擊力大小計算得29 327 N，試驗過程中得沖擊力大小平均值為27 425 N，兩者的偏差為6.94%，由此可知建立的沖擊有限元模型有較好的精度，在后續(xù)的分析中可以采用。

4 數(shù)值仿真結(jié)果分析

如圖12 所示，最大應(yīng)力出現(xiàn)在閥盤密封唇的內(nèi)側(cè)，隨著介質(zhì)壓力從0 逐漸升高到18.50 MPa，最大應(yīng)力先從610.86 MPa 減小到241.06 MPa，再由241.06 MPa 增加到285.84 MPa。在介質(zhì)壓力較小時，彈簧力遠大于流體力，此時閥盤密封唇處的最大應(yīng)力較大，但隨著介質(zhì)壓力增加，流體不斷增加，合力雖然依然向下，但逐漸減小。當(dāng)介質(zhì)壓力升高至接近整定壓力（18.50 MPa）時，作用于閥盤上的力接近平衡，由此合力產(chǎn)生的壓緊力很小，閥門出現(xiàn)開啟趨勢，但由于彈性熱閥盤的性能特點，介質(zhì)壓力使密封唇變形，將閥盤的密封面的內(nèi)圈壓緊在閥座上，并隨著介質(zhì)壓力的升高，閥盤的變形增加，因此閥盤密封唇處的最大應(yīng)力值增大（見圖12（f））。

圖12 不同介質(zhì)壓力下的應(yīng)力分布Fig.12 Equivalent stress distribution under different fluid pressures

如圖13 所示，在介質(zhì)壓力由0 逐漸升高至18.50 MPa 的過程中，密封面的最大接觸壓力先從612.65 MPa 減小到26.49 MPa，再由26.49 MPa 增加到115.42 MPa。當(dāng)介質(zhì)壓力小于12.50 MPa 時，接觸壓力的最大值發(fā)生在密封面的外圈，閥盤密封面的內(nèi)圈與閥座分離（見圖13（a）（b）），此時彈簧力遠大于介質(zhì)的流體力，閥盤密封唇內(nèi)翹；當(dāng)介質(zhì)壓力在12.50～16 MPa 區(qū)間時，最大接觸壓力先發(fā)生在密封面的外圈，然后過渡到密封面的內(nèi)圈，閥盤和閥座的密封面完全接觸（見圖13（c）（d））；當(dāng)介質(zhì)壓力大于16 MPa 時，最大接觸壓力發(fā)生在密封面的內(nèi)圈，此時閥盤外圈與閥座分離，彈簧力與介質(zhì)的流體力十分接近，閥門出現(xiàn)開啟趨勢，閥盤密封唇外翹（見圖13（e）（f））。

圖13 不同介質(zhì)壓力下的接觸壓力分布Fig.13 Contact pressure distribution under different fluid pressures

5 結(jié)論

（1）在系統(tǒng)壓力為0.84～1.81 MPa 范圍內(nèi)，閥門回座沖擊力與閥門起跳壓力正相關(guān)，閥門回座沖擊力與閥門彈簧預(yù)緊力的比值＜10。

（2）當(dāng)T ＜0.1 s 時，閥盤位移及閥盤升力較為波動。當(dāng)0.1 s ＜T ＜0.22 s 時，閥盤受到的流體力和彈簧力趨于穩(wěn)定降低并保持較小的差距，閥盤以較為穩(wěn)定的速度回座。當(dāng)T ＞0.22 s 時，閥盤的等效受力面積減小，閥盤回座速度迅速提升至最高，并且閥盤快速回座至最低點。

（3）密封面的最大接觸壓力先從612.65 MPa 減小到26.49 MPa，再從26.49 MPa 增大到115.42 MPa，最大接觸壓力的位置由密封面的外圈過渡到密封面的內(nèi)圈；密封面的接觸狀態(tài)先是外圈接觸，內(nèi)圈分離（-12.50 MPa），過渡到全部接觸（12.50～16.00 MPa），再到內(nèi)圈接觸，外圈分離（16.00～18.50 MPa）；密封中徑逐漸減小。