浙江中特气动阀门成套有限公司
 金属密封浮动球球阀碟簧预紧密封结构受力研究

摘 要:介绍了金属密封浮动球球阀的结构原理、产品的设计特点及工况系统的使用要求,分析 了阀门碟簧加载预紧密封结构在高温工况下密封比压力的计算以及影响其密封性能的制约因素。 给出了阀门碟簧加载预紧密封结构的碟簧预紧力和密封比压力的理论分析及计算过程。

关键字:球阀 球体 阀座 碟簧 密封比压 高温


符号说明

F———碟簧最小推力,N

Fmax1———阀前阀座对球体的摩擦力,N

Fmax2———阀后阀座对球体的摩擦力,N

FN1———阀前阀座对球体的法向约束力,N

FN2———阀后阀座对球体的法向约束力,N

fs———球体和阀座密封副材料的摩擦系数

G———球体重力,N

Fmax1'———球体对阀前阀座的摩擦反作用力,N

FN1'———法向力,N

L1———球体中心线至阀座外端面的距离,mm

L2———球体中心线至阀座内端面的距离,mm

R0———球体半径,mm

D1———阀座密封面内径,mm

D2———阀座密封面外径,mm

Φ———密封面中面法向与流道中心线的夹角,(°)

F碟预紧———防止球体下滑碟簧的预紧力,N

ρ'———曲线弧ρ的导数

P———流体介质静压力,MPa

q———阀后阀座对球体的约束力,N

θ1———密封面内径与流道轴线夹角,(°)

θ2———密封面外径与流道轴线夹角,(°)

L———球体两端面距离,mm

Ri———球体内孔半径,mm

qb———必须比压,MPa

[q]———许用比压,MPa

αl———材料的线膨胀系数,℃-1

l———零件在常温下的原始尺寸,mm

F碟高温———单个碟簧高温下产生的推力,N

t———碟簧厚度,mm

D———碟簧外径,,mm

f———高温单片碟簧的压缩量,mm

f=f常温+ΔlT球+ΔlT座

f常温———常温下单片碟簧的压缩量,mm

1 概述

金属密封浮动球球阀的球体不受固定轴或支撑板约束,阀杆与球体为分体式连接,介质压力及碟簧的预紧力直接作用在球体上,推动球体压向出口端阀座,压力越大密封越紧。碟簧加载预紧结构的碟簧力以及介质力推动球体作用于出口端阀座,在获得良好的密封性能的同时,对出口端密封面也造成较大密封比压,并且对于高温下密封性能仍然停留在经验摸索阶段。本文根据碟簧加载预紧结构的特点推导出其碟簧预紧力,密封比压力,并对于在高温工况下密封比压力的变化及密封效果的制约因素作出了分析与探讨。

2 碟簧预紧力计算

当浮动球球阀处于水平安装位置时,碟簧推动阀前阀座及球体压向阀后阀座以实现出口端密封(图1)。高压大口径球体的自重较大,由球体自重产生的重力对阀座的受力会产生影响,当碟簧的预紧力较小时,球体在重力下沿着阀座弧面下滑致使阀座的刮刀位置接触球体造成球体表面损伤或者使阀座密封副不完全接触从而导致密封失效。若碟簧预紧力过大则阀后阀座上的压力增大,导致阀门启闭扭矩增大。球体和阀座在碟簧预紧力作用下的受力如图2所示。以球体为研究对象,分析和计算其受力状态。F为阻止球体下滑时的最小碟簧预紧力。当F碟达到此值时,球体处于将要向下滑动的临界状态,在此情形下,摩擦力沿密封副弧面向上,并达到一最大值。

1.阀前阀座2.预紧碟簧3.球体4.阀后阀座

图1 碟簧预紧球体阀座结构

图2 球体阀座受力分析

以球体中心为原点,流道方向为x轴,垂直方向为y轴,列平衡方程

ΔlT球———高温球体变形增加量,mm

ΔlT座———高温阀座轴向变形增加量,mm

E———高温碟簧材料的弹性模量,MPa

μ———高温碟簧材料的泊松比

K1、K4———碟簧系数

h———阀座厚度,mm

Dm———阀座密封面平均直径,mm

Dm=(D1+D2)/2

其中,FN1=FN2,Fmax1=Fmax2,代入上式,得

    (1)

    (2)

式(1)和式(2)联立,可解法向力FN1

     (3)

再以阀座为研究对象(图2(b)),列平衡方程

    (4)

    (5)

式(4)和式(5)联立,可解法向力FN1'为

    (6)

由于FN1=FN1',联立式(3)和式(6),求得克服球体下滑所需要的最小碟簧力为

    (7)

分析计算结果得出,为防止球体下滑,碟簧的预紧力F碟预紧应满足

   (8)

为使密封面达到必须比压,以及在介质具有粘附性的工况场合具有良好的密封面自洁功能等要求,碟簧预紧力F碟预紧除满足防止球体掉落的前提条件外,还应适当增加,以满足特定工况使用要求。

3 球体和阀座密封比压力计算

对于出口端密封结构,阀后阀座受力远大于阀前阀座。在阀门关闭状态,将阀前阀座和球体视为整体研究对象(图3)。流体介质法向作用于受力物体表面。球体表面可以看作由半径为R0的圆的上半部分绕x轴旋转一周所得,由直角坐标与极坐标的关系x=ρcosθ,y=ρsinθ,可得曲线弧极坐标方程为ρ=R0,在球体表面取微元体,夹角dθ上的弧长元素为

围绕x轴旋转一周所得旋转体的微分表面积为

其表面上的压力为

图3 流体静压力作用下球体表面受力

随着现代制造工艺的发展,球体和阀座密封副研磨配磨技术有显著提高,球体和阀座密封面已达到镜面状态,介质透过密封副表面微观不平间隙尽管存在,但超低的密封面粗糙度可将介质拦截在阀座密封面外径处,即可近似的认为在D2处介质得到有效拦截。利用上述方法,将受力体划分为5个区间,分别分析与计算。在θ1≤θ≤θ2内,为阀后阀座对球体的约束力,将ρ=R0代入上式并向x轴投影,得

    (9)

除阀座对球体的法向约束力外,阀后阀座同样存在着阻止球体向阀后阀座密封面滑动的摩擦力

    (10)

区间内,压力P作用在球体表面向x轴投影值为

    (11)

区间内,作用力向x轴投影值为

    (12)

在π-θ2≤θ≤π-θ1区间内,作用力向x轴投影值为

    (13)

在π-θ1≤θ≤π区间内,作用力向x轴投影值为

    (14)

流体介质在球体流道内的介质压力在x轴投影为

    (15)

除各段流体介质压力外,还有碟簧对球体和阀座施加的预紧力,将式(9)~(15)叠加并附加碟簧施加的预紧力F碟预紧,由平衡方程

因与阀杆扁方连接球体槽口处的力在x轴投影互相平衡,故在式(16)中省略,整理并简化得

进而得出密封副球体和阀座接触表面的比压力为

    (17)

若忽略阻止球体在密封面处向阀后阀座滑动的摩擦力T,即在式(12)中将摩擦力T省略,整理得

    (18)

由于球体和阀座是一对作用力跟反作用力的关系,故而密封面上球体的比压力与阀座的比压力相等,即

q球=q座

由式(17)和式(18)分析得出,碟簧预紧力F碟预紧和介质压力P越大,密封比压越大,密封效果越可靠。密封面外径D2越大,介质作用在球体表面的总投影推力越大,同时伴随着密封面越宽,密封比压力下降。介质推力与密封比压力并不呈现线性正比的关系。密封面太窄,容易实现密封,但同时也容易压溃密封面。所以,在一定的密封面宽度范围内,力求降低密封比压力,提高使用寿命,应满足

    (19)

考虑到球阀阀座密封面材料软于球体密封面材料,且阀座密封面宽度相对窄于球体密封面,所以阀座满足式(19)中条件,即可实现可靠使用。

4 高温工况下密封力分析

在高温工况下,零件可以自由胀缩,在温度变化为ΔT(℃)时,零件的变形(变大)应为

ΔlT=αlΔTl   (20)

根据式(20)可以求得阀座和球体在相应温度下的高温变形量,即高温下的球体变形量和阀座轴向变形量分别为ΔlT球和ΔlT座,由于阀座和球体尺寸增大,导致了碟簧在轴向再度压缩。高温下碟簧施加的推力F碟高温除了在满足式(8)的前提下,还应考虑阀座和球体因轴向尺寸的增加带来的推力,即

    (21)

经试验,球体材料为奥氏体不锈钢F316,球体外径R0=100mm,温度300℃,得出球体不同部位的直径实测值。检测结果分别为Φ100.52mm、Φ100.50mm、Φ100.54mm。结合Ansys有限元分析工具,可以直观的发现球体表面在不同部位的膨胀量有细微差别(图4)。通过在不同温度下大量的试验分析及有限元分析验证,发现球体在每一试验温度下球体表面变形差别不大,高温下球体变形增加量的计算为

(a)表面(b)剖切面

图4 球体在高温下的膨胀量

同样,阀座也有类似的变化。引起碟簧后退的阀座膨胀量主要来自于轴线方向的膨胀,即阀座厚度h所引起的膨胀(图5)。阀座的轴线膨胀量为

ΔlT座=αlΔTh

由分析结果可知,在常温下经精配磨后完全贴合的球体和阀座的密封面在高温下并不能实现100%有效贴合,尽管在介质推力作用下球体和阀座的密封面存在接触变形来补偿这个间隙,但只能是减少,而并不能完全消除,介质将从不完全贴合的余隙中渗入密封环带。由于流体穿过凹凸不平余隙时压力损失的原因,所以实现了密封。考虑到最终密封点落在阀座密封面位置的不同,所以近似地将阀座密封面平均直径Dm作为最后的密封终止线(图6),在高温下考虑摩擦力情况下,密封比压力计算由式(17)变为

(a)表面(b)剖切面

图5 阀座在高温下的膨胀量

    (22)

若忽略球体在密封面处向阀后阀座滑动的摩擦力,在高温下的密封比压力由式(18)变为

    (23)

图6 高温下阀座密封环带密封位置

5 高温工况下密封效果的制约因素

球体自由表面处,受到介质压力p作用。在密封副处,受到阀座支撑约束反力作用。因介质力p和比压力不同,所以在介质压力、约束力及高温同时作用下,自由表面和密封环带处的变形量不同。球体在开启或关闭过程中,会因为同一表面尺寸的变化,引起接触面的刮擦(图7)。

(a)球体(b)阀门关闭状态

图7 高温工况试验球体表面划痕

由此可见,高温工况下零件基体材料的膨胀,密封面实际有效接触面积减少,压应力增加,密封面压溃等,是导致球阀密封失效的主要原因。WC(碳化钨,国外为TCC)可以用于超耐磨的工况,CrC(碳化铬,国外为CCC)可以用于超高温,但因这两种涂层材料无自熔性化学元素,故而采用HVOF(超音速喷涂工艺)。因其非冶金结合,结合力较差,当基体材料的热膨胀系数较大,在高温下涂层材料易与金属基体脱离,造成涂层脱落现象,最终密封失效。堆焊的STL尽管高温热硬性好,与基体材料采用堆焊方式,结合力好,但其材料硬度较低,不能用于带有固体颗粒的两相流工况。Ni基合金尽管有很强的结合力,但在400℃高温状况下,200次启闭后,在密封面出现了划痕,涂层有变软趋势。

6 结语

(1)从碟簧加载预紧结构金属密封浮动球球阀结构原理出发,通过详细的分析及计算过程,导出了碟簧预紧力、球体和阀座密封比压力计算公式。

(2)在常温的基础上,理论结合试验及有限元分析工具推导出了高温工况下密封比压力公式,分析了高温工况下内件的膨胀对密封效果的影响,并提出了制约高温工况下密封性能的几个因素。

(3)应根据工况温度、压力合理选择基材。在考虑成本的前提下,尽量选择热膨胀系数小的基材,提高阀门性价比及密封性能。

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