间隙装配工况下阀杆动密封结构接触压力试验研究*

高俊峰,孔韦海,姜 恒,李 伟,王 洋,明 友

(合肥通用机械研究院有限公司,安徽 合肥 230031)

0 引 言

平板闸阀的主要功能是接通或切断管道中的流体介质[1]95-97。其中的阀杆动密封结构易出现泄漏[2-4],造成严重的安全事故[5]。因此,阀杆填料密封性能是制约装置长周期可靠运行的关键因素[6]。

阀杆动密封结构的密封性能与密封面接触压力的值密切相关,因而大量的国内外学者对其进行了相关内容的研究[11-14]。但针对填料受力及变形的理论研究仍存在不足,主要有:1)无法采用理论计算的方法,得到有安装间隙值时填料接触压力沿着阀杆的轴向分布情况;2)不同间隙值装配时,对接触压力大小的影响机制研究不足。

综上所述,笔者针对某管线平板闸阀(企业型号为Z943Y-300Lb),以其阀杆动密封结构为探究对象,进行多尺度接触压力的理论推导、静力学仿真分析及多工况下的影响探究;并实地搭建测试平台,测试接触压力结果,探究阀杆动密封结构的阀杆密封面接触压力分布机制。

1 密封泄漏及其判定原则

密封泄漏是指在两个或更多接合面之间的密封系统中,介质从密封面之间的间隙中泄漏出去的现象。密封泄漏主要由材料不兼容、温度和压力变化以及装配不当造成。密封泄漏会造成能源浪费、环境污染、安全问题以及经济损失。

通过选择合适的材料、设计合理的结构、控制装配质量、定期维护和检修以及采用新技术和新材料等措施,可以有效防止和减少密封泄漏的发生。严格控制装配质量,可以确保密封件的正确安装和质量控制,避免因安装不当而导致的泄漏问题,提高密封系统的性能和可靠性,延长密封件的使用寿命,减少维护和更换的成本。

采用设计合理的密封结构[15]是控制密封泄漏的另一种有效方法。密封结构的设计应该考虑到密封件的材料、形状、尺寸、加工工艺等因素,以确保密封件能够在不同的工况下稳定运行,并有效防止泄漏问题。对密封压力和温度进行调整,也是控制密封泄漏的重要手段之一。通过合理的密封设计和优化,可以提高密封系统的性能和可靠性,降低维护和更换成本。

阀门的密封结构失效,即泄漏,是制约装置长期运行稳定的主要诱因。针对典型的阀杆填料轴封型密封式结构,阀杆处密封失效的主要模式有两种:1)泄漏率超标;2)阀杆动作时出现抱死[16]。填料处密封失效的原因有填料设计选型不匹配,未充分考虑工程实际情况及装配工艺不合理等情况[17]。在此类典型的密封结构中,填料与阀杆间的接触压力是评价密封结构是否失效的主要指标。

最大接触应力原则是指密封结构中的密封填料在实际的工况下,与所有密封面上的接触压力一旦低于流体介质的内压,会引起流体介质的外泄,密封装置将不起作用[18]。另外,如果密封面接触压力远大于流体介质的压力,会引起密封接触面磨损严重,从而降低密封结构的使用寿命。

因此,密封面上的接触压力是密封结构有、无作用的关键判定原则[19-22],即:

(σx)max≥PL

(1)

式中:(σx)max为密封面的最大接触压力;PL为流体介质的压力。

2 接触压力的力学模型

某型平板闸阀中的阀杆动密封结构的简图如图1所示。

图1 某型阀杆动密封结构简图

图1中,由填料、阀杆及填料函组成了某型阀杆动密封结构。由图1可知:动密封结构沿着阀杆中心对称,在外部载荷的作用下,由A到B(由B到A)点完成平板阀门开启(关闭)过程。

某型平板闸阀中的阀杆动密封结构的右视图如图2所示。

图2 阀杆动密封结构右视图

由图2可知:密封填料内径是R1,外径是R2。阀杆的半径为R1-Δδ1,填料函内径为R2+Δδ2。其中,Δδ1、Δδ2分别为密封填料内、外径的间隙值。

阀杆动密封结构的宏观尺度受力的剖视图如图3所示。

图3 阀杆动密封结构宏观尺度受力剖视图

在图3中,σD是密封填料结构距密封面轴向间距为x处的轴向压力。

阀杆动密封结构的微观尺度的受力图如图4所示。

图4 阀杆动密封结构微观尺度受力图

由图4可知:在填料压盖的作用下,给密封填料结构提供均布的轴向压紧力时,密封填料结构的内径、外径面上分别受载均布压力为P1、P2。假设密封填料结构和阀杆及其填料函壁之间的摩擦系数分别为v1和v2。密封填料结构微元体内、外侧承载的摩擦力分别为dFR1和dFR2。

借助弹性力学的胡克定律及Lame式[19]68,在轴向力和径向力的双重作用下,可得密封填料结构内、外部的径向位移ur(R1)、ur(R2),即:

(2)

(3)

式中:εθ为沿θ方向的线应变;E为密封填料的弹性模量;σθ为密封填料的环向应力;μ为密封填料的泊松比;σr为密封填料的径向应力;σz为沿z向的轴向压力;σx为沿x向的轴向压力。

(4)

(5)

即:

ur(R1)=-Δδ1

(6)

ur(R2)=Δδ2

(7)

求解得到受载均布压力P1、P2为:

(8)

(9)

取图4所示尺寸为dx的微元体,建立微观尺度的轴向力学平衡,即:

(10)

其中:

(11)

(12)

式中:ν1为密封填料与阀杆间摩擦系数;ν2为阀杆与填料函内壁间摩擦系数。

将式(4)、式(5)、式(11)、式(12)与式(10)进行联合求解,可得:

(13)

假设:

(14)

式(14)中σx通解为:

(15)

式中:C为积分常数。

由式(8)、式(9)与式(13)～式(15)联合求解,可得:

(16)

(17)

当x=0时,可得:

σx=σD

(18)

即:

(19)

综合上述理论,经推导可得到密封填料结构沿轴向方向x各点所受到的轴向压力σx为:

(20)

3 动密封结构仿真分析

3.1 有限元模型及其参数化

型号为Z943Y-300Lb管线平板闸阀的公称尺寸为152 mm,公称压力为5 MPa,流体介质的通径为150 mm。

为了规避细节的几何特征对有限元仿真分析结果的影响,笔者对阀杆动密封结构进行简化处理,在满足实际工况的前提下,对密封结构接触面的接触压力进行求解。

笔者利用ANSYS软件实现对阀杆动密封结构的网格划分目的,如图5所示。

图5 阀杆动密封结构网格

仿真分析时,网格的质量(数量、大小)均会影响分析结果的准确性。

为确保网格无关性,在σD为20 MPa,工况Ⅰ条件下,x=10 mm时,密封面接触压力值与网格数量的关系如图6所示。

图6 网格无关性

由图6可知:在确保仿真分析结果准确性的前提下,为了节约运算资源,笔者确定网格数量为5×104。

由于阀杆的半径和填料内、外半径间存在替代模型,故笔者用阀杆的半径表示填料的内、外半径。阀杆动密封结构的参数有阀杆半径、填料高度、压盖初始压缩量。设计参数灵敏度分析的前提为参数化结构,需建立参数化有限元模型。

密封填料呈V型聚四氟乙烯阀杆动密封结构的参数及数值如表1所示。

表1 阀杆动密封结构中重要结构参数

聚四氟乙烯的相关材料参数如表2所示。

表2 聚四氟乙烯相关材料参数

密封填料与阀杆和填料函间的滑动摩擦系数v1、v2相等,且数值为0.1。

笔者考虑到4种工况如下:

1)工况Ⅰ。内、外接触面均无间隙值装配;

2)工况Ⅱ。内接触面无间隙值装配,外接触面有间隙值装配;

3)工况Ⅲ。内接触面有间隙值装配,外接触面无间隙值装配;

4)工况Ⅳ。内、外接触面均有相同间隙值装配。

3.2 载荷与边界条件

在阀杆动密封结构中,共存在4对接触体,分别包括填料与阀杆、填料与填料函(包括一对侧面接触体和一对底面接触体)、阀杆与填料函。其中,前者为接触体,后者为目标体。在进行仿真分析时,笔者在接触面设置一定的间隙值。

阀杆动密封结构边界条件及载荷设置分析图如图7所示。

图7 阀杆动密封结构载荷与边界条件

4 试验验证

笔者根据自行搭建的接触压力测试试验平台,在阀杆动密封结构的接触面上每间隔10 mm布置柔性薄膜压力传感器(型号为DF9-16,生产厂家为上海澄科),并使用自制夹具,将填料函及阀杆固定在工作台上。

接触压力测试试验平台如图8所示。

图8 接触压力测试试验平台

笔者测试在σD=20 MPa、工况Ⅰ的条件下的密封面接触压力值,并将其与仿真结果进行对比,以进一步验证其准确性。

试验平台测试数据与仿真结果对比变化曲线如图9所示。

图9 测试数据与仿真结果对比变化曲线

由图9可知:在x=0位置时,压力测试得到的接触压力值为12.6 MPa;相同位置的仿真分析结果为12.9 MPa,最大结果误差仅为2.3%。

综上所述,笔者采用压力测试验证了有限元分析模型及其结果的正确性。

5 结果与讨论

笔者采用拉丁超立方设计方法(Latin Hypercube sampling,LHS),分析得到单个变量对阀杆动密封结构有效密封时间影响度的Pareto图,如图10所示。

图10 分析变量对密封时间影响度的Pareto图

由图10可知:填料压盖初始压缩量对密封寿命的影响程度为72%,填料内径对密封寿命的影响程度为15%,填料高度对密封寿命的影响程度为13%。

笔者根据相关文献,对采用接近实际工况的间隙值进行理论计算与仿真分析,装配的间隙值(Δδ)取0.1 mm、0.2 mm[1]100-122。

5.1 接触压力的理论计算值

笔者根据多尺度分析方法,经推导得到内、外密封面接触压力的力学计算模型,进行理论计算。

工况Ⅰ条件下,阀杆的内、外接触压力理论值变化曲线如图11所示。

图11 工况Ⅰ接触压力理论值变化曲线

由图11可知:当Δδ1=Δδ2=0时,在不同密封填料轴向力(σD)的作用下,阀杆沿着轴向位置上各位置点的接触压力值的差值大;当σD=20 MPa时,MaxP1=P2=20 MPa,MinP1=P2=7.4 MPa;当σD=30 MPa时,MaxP1=P2=13.3 MPa,MinP1=P2=4.9 MPa;密封填料轴向力与接触压力值近似地呈线性正相关。

工况Ⅱ条件下,阀杆动密封结构的内、外侧接触压力理论值变化曲线如图12所示。

由图12(a)可知:阀杆的外侧存在不同间隙值时,间隙值与内侧接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ2=0.1 mm时,MaxP1=16.97 MPa,MinP1=6.21 MPa;当Δδ2=0.2 mm时,MaxP1=13.94 MPa,MinP1=5.04 MPa;随着接触位置不断下移,内侧接触压力的变化近似呈线性下降趋势。

由图12(b)可知:间隙值与外接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ2=0.1 mm时,MaxP2=17.36 MPa,MinP2=6.60 MPa;当Δδ2=0.2 mm时,MaxP2=14.72 MPa,MinP2=5.82 MPa。

对比图12(a)和图12(b)可知:外侧存在不同间隙值时,阀杆不同位置处的内接触压力值不同;在外侧间隙值相同时,外接触压力的最值均大于内接触压力的最值。

工况Ⅲ条件下,阀杆动密封结构的内、外侧接触压力理论值如图13所示。

图13 工况Ⅲ接触压力理论值变化曲线

由图13(a)可知:阀杆内侧存在不同间隙值时,间隙值与内接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ1=0.1 mm时,MaxP1=17.2 MPa,MinP1=6.2 MPa;当Δδ2=0.2 mm时,MaxP1=14.4 MPa,MinP1=5.1 MPa;随着接触位置不断下移,内接触压力变化近似呈线性下降趋势。

由图13(b)可知:间隙值与内接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ1=0.1 mm时,MaxP2=17.7 MPa,MinP2=6.7 MPa;当Δδ1=0.2 mm时,MaxP2=15.4 MPa,MinP2=6.1 MPa。

对比图13(a)和图13(b)可知:内侧存在不同间隙值时,阀杆不同位置处的内接触压力值不同;在内侧间隙值相同时,外接触压力的最值均大于内接触压力的最值。

工况Ⅳ条件下,阀杆的内、外接触压力理论值变化曲线如图14所示。

图14 工况Ⅳ接触压力理论值变化曲线

由图14(a)可知:阀杆内、外侧存在相同间隙值时,间隙值与内接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ1=Δδ2=0.1 mm时,MaxP1=14.2 MPa,MinP1=5.1 MPa;当Δδ1=Δδ2=0.2 mm,MaxP1=8.3 MPa,MinP1=2.6 MPa;随着接触位置不断下移,内接触压力变化近似呈线性下降趋势。

由图14(b)可知:阀杆内、外侧存在相同间隙值时,间隙值与外接触压力值近似呈线性负相关;当Δδ1=Δδ2=0.1 mm时,MaxP2=15.1 MPa,MinP2=5.9 MPa;当Δδ1=Δδ2=0.2 mm时,MaxP2=10.1 MPa,MinP2=4.4 MPa;随着接触位置不断下移,外接触压力变化近似呈线性下降趋势。

对比图14(a)和图14(b)可知:当阀杆内、外侧均有间隙值且相等时,间隙值越大,内、外接触压力越小。

5.2 接触压力的仿真分析结果

在不同间隙值装配工况下,笔者采用有限元软件ANSYS Workbench,对阀杆动密封结构的内、外密封面接触压力进行了仿真分析。

阀杆和填料函与填料的接触属于柔体-刚体的面面接触,此类接触可视为轴对称问题。其中,填料属于目标物体,阀杆和填料函属于接触物体。

笔者根据密封填料的材质、组成及几何的分线性,在设置接触单元时采用罚函数。接触单元的罚函数假定两物体接触时,接触单元拥有准定的刚度,能阻碍相接触物体边缘的彼此插入。

在不同工况下,阀杆动密封结构的仿真分析结果如图15所示。

图15 仿真分析结果变化曲线图

由图15(a)可知:仿真分析获得的接触应力与密封填料轴向力呈正相关;在相同轴向力条件下,不同位置接触应力变化曲线基本遵循线性变化,其区别在于幅值不同;接触应力的最大值和最小值的最大差值分别为6.9 MPa和2.5 MPa。

由图15(b)～图15(g)可知:除了图15(f)的曲线变化规律不同,其他曲线的间隙值与接触压力呈正相关;其他曲线的变化规律均是负相关;不同间隙值的接触压力幅值也不同;内接触压力幅值为16.7 MPa,外接触力幅值为17.2 MPa;其中,工况Ⅳ的外接触压力最值差值较大。因此,应注意在带间隙装配时尽量避免内、外间隙值相等。

综合上述结果可得:沿着阀杆轴向上,接触压力呈逐渐减小的趋势;同时,阀杆填料长度的设定对启闭扭矩相关指标的影响较大。

5.3 接触压力最值对比分析

多工况间隙装配条件下,理论计算与仿真分析的内、外接触压力最值对比情况如图16所示。

图16 多工况间隙装配条件下的Trellis图

由图16(a)可知:Δδ1=0.1 mm时,工况Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的内、外接触压力最大值的理论值与仿真分析结果的误差值分别为2.8%、2.9%、2.5%和1.3%、2.8%、2.5%;Δδ1=0.2 mm时,工况Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的内接触压力最大值的理论值与仿真分析结果的误差值分别为2.7%、2.1%、2.2%和3.0%、2.1%、2.6%,误差值均小于3%。

由图16(b)可知:Δδ1=0.1 mm时,工况Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的内、外接触压力最小值的理论值与仿真分析结果的误差值分别为1.6%、1.6%、2.5%和1.3%、1.4%、0.7%;Δδ1=0.2 mm时,工况Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的内接触压力最小值的理论值与仿真分析结果的误差值分别为1.1%、2%、1.2%和2.5%、1.8%、2.1%,误差值均小于3%。

经数据对比可知,理论计算值与仿真分析结果的吻合度较高。该结果可以为提高阀杆动密封结构接触压力的精确计算提供理论基础。

6 结束语

笔者采用多尺度分析法及静力分析法推导阀杆动密封结构的力学模型,运用ANSYS软件对其不同工况下的压力分布进行了静力学分析,并根据测试数据对仿真结果进行了验证。

研究结果表明:

1)建立了密封面接触压力与装配间隙值的定量规律,可以为填料密封结构轴向的精确计算提供理论基础;

2)在进行间隙装配时,接触压力最大值(明显大于流体压力)明显小于无间隙装配,内接触压力高2.8 MPa,外接触压力高2.3 MPa;因此,在进行装配时可适当地采用带间隙装配;

3)当外侧的间隙值为0.2 mm时的内、外接触压力差最小,仅为0.39 MPa,且内侧接触压力较小;因此,该密封结构流体介质主要泄漏点在内侧,设计制造时应重点关注这一情况;

4)接触压力理论值与测试数据误差仅为2.3%;可精确获得密封面不同位置处的接触压力。

在后续的工作中,笔者拟对密封填料的蠕变特性进行研究,从而对阀杆动密封结构的接触压力进行实时动态补偿,以提高阀杆动密封结构的使用寿命。