【摘 要】以公稱直徑65 mm的鈦材浮動(dòng)式球閥為研究對(duì)象，利用abaqus軟件對(duì)不同工況下鈦閥的殼體強(qiáng)度、閥座密封性、疲勞壽命進(jìn)行了分析。通過(guò)控制球體位移的方式進(jìn)行閥座密封性分析，得到了密封比壓在閥座上的分布規(guī)律以及實(shí)現(xiàn)閥座密封性時(shí)球體的軸向位移范圍。利用名義應(yīng)力法，考慮了水錘效應(yīng)，利用fe-safe對(duì)球閥進(jìn)行了疲勞壽命的計(jì)算，證明其疲勞壽命滿足設(shè)計(jì)要求。

【關(guān)鍵詞】鈦材球閥； 閥座； 有限元分析

【中圖分類號(hào)】TS914.3+3【文獻(xiàn)標(biāo)志碼】A

［定稿日期］2022-12-07

［作者簡(jiǎn)介］谷帥坤（1995—），男，在讀碩士，助理工程師，研究方向?yàn)榛瘜W(xué)閥門(mén)。

0 引言

浮動(dòng)式球閥的球體是浮動(dòng)的，在介質(zhì)壓力的作用下，球體產(chǎn)生位移，緊貼在閥座上，從而保證出口端的密封。由于在高壓工況下，密封圈材料無(wú)法承受較高的應(yīng)力沖擊，同時(shí)球體也容易發(fā)生偏移，所以浮動(dòng)式球閥一般用于中低壓球閥。本文研究的對(duì)象為公稱直徑65 mm的浮動(dòng)式鈦合金球閥。球閥的主要結(jié)構(gòu)包括左右閥體、球體、閥座組件、閥桿、橡膠O形圈、連接緊固件等。通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)手輪帶動(dòng)閥桿轉(zhuǎn)動(dòng)，從而使球閥繞閥桿軸線轉(zhuǎn)動(dòng)90°，實(shí)現(xiàn)閥門(mén)的開(kāi)啟和關(guān)閉（圖1）。

閥座為活塞式結(jié)構(gòu)，在閥體兩個(gè)同軸的座孔內(nèi)各安裝一個(gè)閥座。閥座底部設(shè)置了O型圈。初始狀態(tài)下，閥座受到O型圈壓縮產(chǎn)生的彈力，與球體緊密接觸，密封座表面產(chǎn)生塑性變形，從而在較小的壓差條件下實(shí)現(xiàn)密封的效果。球閥關(guān)閉狀態(tài)下，受O型圈壓縮產(chǎn)生的彈力和介質(zhì)力的共同作用，球體沿管道軸線方向位移，與出口端閥座緊密接觸，實(shí)現(xiàn)良好的密封效果。由于兩端都安裝了閥座，反向加壓同樣能保證密封性，實(shí)現(xiàn)雙向密封的效果。

1 密封性分析

1.1 研究思路與理論分析

盡管在實(shí)際工程中，球體和閥座密封面經(jīng)過(guò)精密的加工，其粗糙度和圓度都有很高的級(jí)別，但在微觀上看，兩者還是凹凸不平，存在溝壑的，需要通過(guò)外力使閥座密封面和球體之間形成一定的壓力，從而達(dá)到密封的效果。在密封面單位面積產(chǎn)生的壓力稱為密封比壓，密封比壓是保證密封的重要參數(shù)。密封必需比壓指保證密封所需的最小密封比壓。球閥的密封比壓必需滿足式（1）。

qMFlt;qlt;［q］（1）

式中：qMF為密封必需比壓；q為實(shí)際密封比壓；［q］為密封面材料許用比壓。

密封必需比壓可根據(jù)《球閥設(shè)計(jì)與選用》的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算見(jiàn)式（2）。

qMF=m（a+cPb）（2）

式中：m為介質(zhì)相關(guān)系數(shù)；a、c為密封面相關(guān)系數(shù)；P為流體工作壓力；b為密封面在垂直流體流動(dòng)方向投影寬度。

密封比壓理論計(jì)算公式為式（3）。

q=（DMW+DNW）P4（DMW-DNW）（3）

式中：DMW為閥座外徑；DNW為閥座內(nèi)徑。

代入數(shù)據(jù)可得，qMF=11.96 MPa，q=13.54 MPA

聚四氟乙烯的許用比壓［q］=20 MPA

在理論分析的角度上，密封比壓滿足qMFlt;qlt;［q］的條件。球閥的密封性是合格的。

然而，理論計(jì)算密封比壓的公式只是經(jīng)驗(yàn)公式，并不完全準(zhǔn)確。且計(jì)算結(jié)果為密封比壓平均值，不能體現(xiàn)密封比壓的詳細(xì)分布。因此，對(duì)球閥的密封性進(jìn)行有限元分析，了解密封比壓在密封面上的分布情況是具有重要意義的。

1.2 模型簡(jiǎn)化

球閥關(guān)閉狀態(tài)下，球體和閥座之間密封性的研究，研究主體僅球體、閥座支撐環(huán)和密封圈三個(gè)部件。如圖2所示。

共劃分了113 688個(gè)網(wǎng)格，網(wǎng)格大小為2～4 mm。球體和閥座支撐環(huán)材料為鈦合金TA31，密度4.5 g/cm3，泊松比0.32，楊氏模量105 000 MPa，屈服強(qiáng)度785 MPa；密封圈材料為PTFE（聚四氟乙烯），密度2.2 g/cm2，泊松比0.45，楊氏模量500 MPa，屈服強(qiáng)度23 MPa。球體與密封圈采用彈性接觸，相互作用的離散化方法采用表面對(duì)表面的離散方法；主面設(shè)置在球體上，從面設(shè)置在密封圈上，原因在于球體剛度較大，同時(shí)網(wǎng)格較粗，將主面設(shè)置在剛度大、網(wǎng)格粗的部位，模型容易收斂。球體與密封圈接觸屬性為：切向行為采用“閥”方法，摩擦系數(shù)為0.35；法向行為選擇“硬”接觸。

1.3 加載情況

目前為止，關(guān)于球閥密封性的有限元分析，其荷載加載有兩種形式。第一種是直接對(duì)閥座端面施加荷載，劉永良、王偉等人采用；第二種是通過(guò)調(diào)整閥座的位移大小進(jìn)行荷載的施加，何家勝等人采用。本文所用的球閥密封性大部分來(lái)源于O型圈的壓縮，其具體的荷載大小和分布情況難以掌握，故采用第二種方法進(jìn)行加載。但與何家勝不同的是，本文的研究對(duì)象為浮動(dòng)式球閥，其密封原理為閥座固定，球體向閥座移動(dòng)，與密封圈緊貼從而達(dá)到密封的作用，此類球閥只需對(duì)出口端球體和閥座的密封性進(jìn)行分析。因此，采用固定出口端閥座，對(duì)球體施加軸向位移的方式進(jìn)行加載。這樣更符合浮動(dòng)式球閥的實(shí)際工作情況。

在閥座端部和外表面施加全約束，對(duì)球體施加軸向位移荷載ΔL。并且，在球體受介質(zhì)推力的一側(cè)施加大小為7.2 MPa的壓力。為了探究球體位移對(duì)密封比壓的影響，本文進(jìn)行了ΔL=0.1 mm、ΔL=0.2 mm……ΔL=1.0 mm共10組的加載情況。在應(yīng)力云圖上選擇一條沿密封面的徑向結(jié)點(diǎn)路徑，提取路徑上的應(yīng)力情況進(jìn)行分析。

1.4 結(jié)果分析

以ΔL=0.1 mm為例，分析密封面徑向結(jié)點(diǎn)上局部密封比壓的分布情況（圖3）。

可以看到，在閥座內(nèi)側(cè)的局部密封比壓最大，原因在于閥座支撐環(huán)的L型結(jié)構(gòu)使密封圈在壓縮時(shí)無(wú)法橫向變形，此處閥座密封圈與球體的密封性最好。同時(shí)，此處的密封圈也非常容易被壓壞。閥座內(nèi)側(cè)至密封圈中部的局部密封比壓呈下降趨勢(shì)，而密封圈中部至閥座外側(cè)的局部密封比壓又緩慢上升，形成了中間小，兩端大的密封比壓分布規(guī)律。這是密封面受擠壓變形造成的。閥座最外端的密封比壓又逐漸下降。原因在于密封面的擠壓變形導(dǎo)致球體并不能和此處的密封面形成良好的接觸，靠近閥座外側(cè)的密封面已經(jīng)逐漸失去密封作用。

本文球閥的材料為聚四氟乙烯，在密封的過(guò)程中，由于密封圈的外徑和閥體存在較小的間隙，而密封圈端面固定在閥座上，不能運(yùn)動(dòng)，在受到球體沿球閥軸線位移的壓縮后，密封圈內(nèi)徑軸向可發(fā)生的變形相對(duì)于中部較小，受到的擠壓力較大；密封圈中部軸向可發(fā)生的變形相對(duì)較大，受到的擠壓力較小。另外，由于密封過(guò)程中有流體介質(zhì)的存在，雖然球體和密封圈緊密接觸，但由于毛細(xì)現(xiàn)象的原因，球體和密封圈的接觸部位仍存在流體介質(zhì)。在球體相對(duì)運(yùn)動(dòng)擠壓閥座的過(guò)程中，球體和密封圈的接觸更加緊密，因此從密封圈外徑到密封圈中部的流體介質(zhì)逐漸減小，在球體位移和流體介質(zhì)的共同作用下，密封圈外徑的密封比壓略高于密封面中部。在周向上，每個(gè)環(huán)面的受力情況相同，密封比壓整體變化不大；但考慮到管道拉彎應(yīng)力、介質(zhì)壓力、螺栓預(yù)緊力等的綜合作用，密封比壓沿周向呈波動(dòng)分布。球體位移荷載ΔL與密封比壓的關(guān)系曲線見(jiàn)圖4。

可以看到，球體軸向位移在0.45 mm以上時(shí)，平均密封比壓滿足密封條件。而球體軸向位移超過(guò)0.6 mm時(shí)，最大密封比壓超出密封面材料的許用比壓，密封圈容易受損。因此，控制球體軸向位移在0.45～0.60 mm間，球體和閥座既具有良好密封性，又不易使密封圈由于密封比壓過(guò)大而破壞。

1.5 結(jié)論

（1）密封比壓在密封面上徑向分布規(guī)律為：靠近閥座內(nèi)部，密封比壓最大；在密封面中部，密封比壓最小；靠近閥座外側(cè)，密封比壓比中部略大。這是由于軟密封材料的擠壓變形以及毛細(xì)現(xiàn)象造成的。

（2）控制球體軸向位移在0.45～0.60 mm間，球體與閥座即具有良好密封性，密封圈也不會(huì)受過(guò)大的壓力而破壞。

2疲勞壽命分析

球閥在反復(fù)啟閉的過(guò)程中，因反復(fù)受到介質(zhì)壓力的作用，產(chǎn)生裂紋或裂紋群并逐步擴(kuò)散，從而導(dǎo)致結(jié)構(gòu)部件的破壞。這種破壞即球閥的疲勞破壞。疲勞破壞的實(shí)際應(yīng)力值低于屈服強(qiáng)度。為了保證球閥能在規(guī)定的時(shí)間內(nèi)完成其規(guī)定的功能，需要對(duì)球閥的疲勞壽命進(jìn)行分析，避免其在規(guī)定的使用時(shí)期內(nèi)發(fā)生疲勞破壞。

2.1 流程和方法

（1）流程：有限元分析球閥的流程如圖5所示。

（2）方法：疲勞壽命分析的主要方法有名義應(yīng)力法、局部應(yīng)力應(yīng)變法、能量法、損傷力學(xué)法、應(yīng)力應(yīng)變場(chǎng)強(qiáng)法等。名義應(yīng)力法以材料的S-N曲線（應(yīng)力-壽命曲線）為基礎(chǔ)，通過(guò)試件或結(jié)構(gòu)的危險(xiǎn)部位的應(yīng)力集中系數(shù)和名義應(yīng)力，結(jié)合疲勞損傷理論計(jì)算疲勞壽命。其基本假定為：當(dāng)構(gòu)件的應(yīng)力集中系數(shù)和載荷譜相同時(shí)，其疲勞壽命相同。這種方法的優(yōu)點(diǎn)在于考慮了荷載順序和殘余應(yīng)力的影響，簡(jiǎn)單易形。局部應(yīng)力應(yīng)變法以材料的E-N曲線（應(yīng)變-壽命）為基礎(chǔ)，通過(guò)結(jié)構(gòu)的名義應(yīng)力歷程分析缺口的局部應(yīng)力，結(jié)合線性累積損傷理論計(jì)算疲勞壽命。其基本假設(shè)為：構(gòu)件的危險(xiǎn)部位的應(yīng)力-應(yīng)變歷程相同時(shí)，其疲勞壽命相同。由于E-N曲線是在控制應(yīng)變的試驗(yàn)條件下得到的，試驗(yàn)資料較少。本文采用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞分析。

2.2 分析及結(jié)論

在水管內(nèi)壁光滑，水體流動(dòng)自如的情況下，若迅速打開(kāi)閥門(mén)，水流會(huì)對(duì)閥門(mén)產(chǎn)生一個(gè)壓力。在慣性的作用下，由于管壁光滑，后續(xù)水流導(dǎo)致壓力迅速達(dá)到最大，產(chǎn)生水流沖擊波，對(duì)管道和閥門(mén)造成破壞。這種現(xiàn)象稱為“水錘效應(yīng)”。水錘效應(yīng)產(chǎn)生的水壓是工作壓力下的數(shù)倍甚至數(shù)十倍，具有極大的破壞力。本文采取20倍左右的工作壓力（100 MPa）且軸向位移0.4 mm，進(jìn)行水錘效應(yīng)下球閥的疲勞分析。荷載為R=0的脈動(dòng)循環(huán)荷載。

水錘效應(yīng)下，水流沖擊力主要作用于球體部位，其模型與密封性的模型一致，密封座的端面和外側(cè)面完全固定。球體和密封面采用“面與面接觸”，接觸屬性為：切向行為為“罰”接觸，法向行為為“硬”接觸。在球體左側(cè)表面施加大小為100 MPa，方向水平向右的壓強(qiáng)用以模擬水流的沖擊力。靜力分析結(jié)果如圖6～圖8所示。

在100 MPa水壓下，球體最大應(yīng)力為83.4 MPa，密封圈最大應(yīng)力為30.1 MPa，支撐環(huán)最大應(yīng)力為340.7 MPa。由靜力分析結(jié)果可知，支撐環(huán)變截面處應(yīng)力最大，為構(gòu)件危險(xiǎn)部位。將abaqus分析結(jié)果導(dǎo)入fe-safe，采用名義應(yīng)力法，選擇goodman平均應(yīng)力修正公式進(jìn)行疲勞分析。結(jié)果見(jiàn)圖9。支撐環(huán)最小疲勞壽命為88 245次，滿足2 000次的疲勞壽命要求。

2.3 減小球閥疲勞磨損的措施

根據(jù)疲勞磨損的機(jī)理可知，只要阻止球閥構(gòu)件產(chǎn)生裂紋或阻止裂紋擴(kuò)散，就能提高球閥的疲勞壽命。

（1）延長(zhǎng)球閥的關(guān)閉時(shí)間。水錘效應(yīng)產(chǎn)生的沖擊力與球閥關(guān)閉時(shí)間有很大關(guān)系。適當(dāng)延長(zhǎng)閥門(mén)關(guān)閉時(shí)間，水流沖擊力就會(huì)大大降低，從而減小球體變形及啟閉閥門(mén)的壓力差。

（2）改善殘余應(yīng)力。殘余拉應(yīng)力往往會(huì)降低構(gòu)件的疲勞壽命。然而，當(dāng)球閥表面存在殘余壓應(yīng)力時(shí)，其疲勞強(qiáng)度會(huì)有所提高。在球閥的制造過(guò)程中，可通過(guò)淬火、冷作硬化等工藝改善其表面的殘余應(yīng)力，提高疲勞壽命。

（3）降低表面粗糙度。球閥表面越粗糙，應(yīng)力集中越敏感，越容易發(fā)生疲勞破壞。在溝槽、圓角、變截面等應(yīng)力集中較大的部位，其表面粗糙度需要降低。

3 結(jié)論

（1）對(duì)球閥三維模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，并通過(guò)施加位移荷載的方式進(jìn)行球閥閥座密封性的分析。得到了密封比壓沿密封圈呈中間小，兩端大的的徑向分布規(guī)律；繪制了位移荷載與閥座密封比壓的關(guān)系曲線，仿真結(jié)果表明，球體軸向位移控制在0.45～0.60 mm時(shí)，球閥的閥座密封性滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）在考慮水錘效應(yīng)的情況下采用名義應(yīng)力法，通過(guò)fe-safe進(jìn)行疲勞分析。球閥的危險(xiǎn)部位出現(xiàn)在支撐環(huán)的變截面處，最小壽命為88 245次，滿足疲勞壽命要求。

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