浮動球球閥疲勞壽命分析(共12頁)

1、浮動(fdng)球球閥疲勞壽命分析來源(liyun)：原創(chuàng)作者：無錫科萊恩流體控制設備(shbi)有限公司1 概述 當流體介質為低沸點液體時，液體易氣化形成飽和蒸汽壓。如果閥體內腔留存了低沸點液體，在環(huán)境溫度大于沸點時，閥體內腔會因受到大于閥體材料屈服應力而膨脹過度，乃至失效。如用于某流體供應系統(tǒng)的 HYPERLINK /qdqf/ t _blank 球閥在管道兩端無介質情況下發(fā)生了大量介質泄漏。檢查發(fā)現 HYPERLINK / t _blank 閥門密封圈因崩裂已失效， HYPERLINK /Product-famen.html t _blank 閥門球體部分破裂且整體變形嚴重，左右閥體連接

2、螺栓的螺紋咬合卡塞無法調整，閥體連接處的密封調整墊片完全撕裂，閥座密封件撕裂，閥桿有明顯變形，閥門內部介質殘留較多。根據統(tǒng)計，流體系統(tǒng)曾多次發(fā)生過同類型 HYPERLINK /Product-qiufa.html t _blank 球閥球體卡住和閥桿斷裂現象，嚴重影響了系統(tǒng)可靠性。因此，研究閥門故障產生機理對延長閥門的使用壽命和流體系統(tǒng)可靠性具有重要意義?；谟嬎銠C輔助工程（CAE） HYPERLINK / t _blank 技術，對閥門進行靜態(tài)分析與疲勞壽命分析。2 結構及性能球閥由閥體、閥座、閥桿和驅動裝置等組成，球體為浮動結構。利用(lyng)球體繞閥桿的軸線旋轉90實現閥門的開啟和關閉

3、（圖1）。 HYPERLINK /qdqf/ 球閥的截止作用是由金屬球體在介質的作用下，與彈性閥座之間相互壓緊來完成。閥座密封圈在一定的接觸壓力作用下，局部發(fā)生彈塑變形(bin xng)。這一變形可以補償球體的制造精度和表面粗糙度，保證 HYPERLINK /qdqf/ 球閥的密封(mfng)性能。1.閥座2.左閥體3.閥桿4.驅動裝置5.球體6.右閥體圖1 閥門結構 HYPERLINK /qdqf/ 球閥公稱通徑為400mm，操縱氣壓力為5MPa，工作壓力為1.6MPa，閥體材料為鑄鋼，球體材料為1Cr18Ni9T，密封材料為PTFE或PPL，材料許用應力500MPa，彈性模量E=17220

4、6GPa，泊松比=0.250.3，使用壽命5000次。3 失效機理閥門安裝在管路通徑為400mm、流體介質為N2O4，環(huán)境溫度約20（夏季）的流體供應系統(tǒng)中。使用過程中，閥門內腔為1MPa壓力的滿流狀態(tài)，閥門操縱氣壓力為5MPa。 HYPERLINK / 閥門在關閉過程中，閥體內及其與球體之間的腔道中會積存大量N2O4。在未進行閥門高點排氣和低點放液的情況下，N2O4不能及時排出，閥門內部封閉空間充滿N2O4、NO2的飽和蒸汽氣體和液體混合物。當N2O4、NO2之間的可逆反應達到化學平衡時，其閥門內部壓力超過了閥門設計壓力，閥門球體和閥體產生不同程度的變形，閥門密封件發(fā)生撕裂破碎，閥門在動作過

5、程中球體被卡住。經計算，球閥在關閉后未進行高點排氣和低點放液的情況下，其內部形成的N2O4與NO2混合物在400的球腔里達到化學平衡時的壓力可達4.41MPa，超出了 HYPERLINK /qdqf/ 球閥的設計壓力。4 靜力分析(fnx)4.1 預處理（1）建立(jinl)模型。根據閥門實際尺寸，利用ANSYSWorkbench*對閥門整體及其內部球體分別(fnbi)建立仿真模型，并根據球體的實際受力情況，將閥體內部左、右密封墊一同建模（圖2）。計算模型建立以后，將材料屬性（如材料的彈性模量、泊松比等數據）輸入計算程序中。（a）球閥（b）球體(qit)（c）左閥體圖2 三維模型(mxng)（

6、2）網格(wn )劃分。對球體和左閥體指定網格尺寸進行網格劃分（圖3）。（a）球閥（b）左閥體圖3 有限元模型（3）受力分析及加載約束。根據閥門的組成結構和工作條件建立閥門受力分析和約束模型（圖4）。閥門關閉后， HYPERLINK /qdqf/ 閥門球體通腔以及球體與閥體密封圈之間受到液體N2O4及氣體NO2的壓力作用。左密封圈、閥體內壁面、球體內、外壁面與右密封圈構成受力空間（圖中A和B代表閥門左閥體兩密封圈之間的空間受力情況，C和D代表球體兩密封圈之間的內、外表面的空間受力情況）。球體受閥體內密封材料約束，除密封材料外其他部分不與閥體接觸，球體與密封材料接觸位置的變形量與球體非接觸部位的

7、變形量相比可忽略不計，所以可以將與密封材料接觸的球體部位視為剛體。受力空間成為NO2可膨脹的空間。（a）球閥（b）球體(qit)（c）左閥體圖4 閥門受力分析和載荷(zi h)約束模型由于受力過程中主要受力面集中在球體和閥體間，為了簡化分析，分別對球體及左閥體進行疲勞壽命分析。為便于分析比較，分別對球體和左閥體施加1MPa的工作壓力和4.41MPa的超設計壓力載荷。由于閥門關閉后，管路中的介質會被排出，球體兩側密封圈外將不受力的作用，只有兩密封圈以內部分仍然受到殘留N2O4的壓力。根據實際情況，在球體左右(zuyu)密封圈之間的內、外表面加載靜態(tài)力1MPa。約束為密封圈以及閥桿孔所在的4個面。

8、左閥體加載區(qū)域為左閥體兩密封圈之間的區(qū)域，將左閥體兩側邊緣視為固定支撐。4.2 結果分析（1）從球體在1MPa和4.41MPa下變形與實際對比云圖（圖5）中可看出，球體向密封圈軸線方向發(fā)生膨脹，變成橢圓型，產生的原因應是球體兩密封圈之間的內、外表面由于受到殘留N2O4與NO2的壓力，而受約束大于反向的膨脹力而無法膨脹，使球體產生變形。經計算，1MPa壓力下最大變形量為0.02mm，4.41MPa壓力下最大變形量0.09mm，計算結果與實際變形位置相吻合。變形集中位置在球體內腔閥桿連接處正下方，與實際變形位置相符，只是變形量與實際相比較保守。（a）施加壓力1MPa（b）實際(shj)狀況（c）施

9、加壓力4.41MPa圖5 球體變形與實際(shj)對比云圖（2）左閥體在1MPa和4.41MPa載荷下最大變形量分別為0.028mm和0.126mm（圖6）。閥體變形集中位置(wi zhi)在閥體連接閥桿徑向。（a）施加壓力1MPa （b）施加壓力4.41MPa圖6 左閥體變形(bin xng)云圖5疲勞壽命(shumng)分析5.1 流程(lichng)采用有限元法分析 HYPERLINK / 閥門疲勞壽命的流程如圖7所示。圖7 疲勞壽命分析流程5.2 方法進行疲勞壽命分析主要方法有名義應力法、局部應力應變法和應力應變場強度法等。名義應力法是以材料或零件的SN曲線（應力壽命曲線（N曲線）和應

10、變壽命曲線（曲線）的總稱）為基礎，對照結構疲勞危險部位的應力集中系數和名義應力，結合疲勞損傷累積理論，校核疲勞強度或計算疲勞壽命。由于Workbench中提供了相關材料的SN曲線，并且通過靜力學計算已經獲得應力及危險部位，故采用名義應力法進行閥門疲勞壽命分析。根據疲勞累積(lij)損傷理論中的Miner法則， HYPERLINK / 閥門(f mn)的疲勞破壞是由于閥腔飽和汽壓升高后不斷施加(shji)的循環(huán)載荷作用而產生損傷并不斷積累造成的。閥門疲勞損傷累積達到破壞時吸收的凈功W與疲勞載荷的歷史無關，并且閥門的疲勞損傷程度與其應力循環(huán)次數成正比。假設閥門在某級應力下達到破壞時的應力循環(huán)次數為

11、N1，經ni次應力循環(huán)，其疲勞損傷吸收的凈功為W1，由Miner理論有盡管疲勞與循環(huán)或重復載荷有關，但使用的結果卻基于線性靜力分析，而不是諧分析。且在模型中也可能存在非線性，但本文只考慮線性行為方面。5.3 分析（1）球體疲勞壽命分析結果分為1MPa壓力和4.41MPa壓力兩種情況（圖8）。在1MPa壓力下，球體最低使用次數為7057.4次，大于設計值5000次，說明閥門球體部分設計是合理的，流體系統(tǒng)在1MPa壓力作用下是安全的。在4.41MPa壓力下，球體最低使用次數為3405.1次，低于設計值5000次，說明球體在4.41MPa壓力下球體壽命會顯著降低。從不同負載下的2次計算結果可以看出，

12、球體底部（將球體聯桿孔規(guī)定為頂部）的內表面部分使用次數最低，容易發(fā)生疲勞破壞。從球體實際使用的照片分析，球體底部內表面處已經發(fā)生疲勞破壞，說明計算結果與實際狀態(tài)一致。（a）施加壓力1MPa（b）實際(shj)狀況（c）施加壓力4.41MPa圖8 球體(qit)壽命分析云圖在給定閥門設計使用(shyng)壽命為5000次的基礎上，分別計算1MPa與4.41MPa下的安全系數及損傷系數（圖9，圖10）。圖9中，在1MPa時，球體的安全系數為1.9917，大于1，損傷系數最大為0.70848，小于1。說明閥門在流體為1MPa壓力使用條件下，安全系數和損傷系數均在合理范圍之內，球體是安全的。圖10中，

13、在4.41MPa時， HYPERLINK / 閥門球體的安全系數最小為0.4516，小于1，損傷系數最大為1.4684，大于1。說明閥門球體在4.41MPa的超壓下工作是不安全的。（a）安全系數 （b）損傷(snshng)系數圖9 1MPa壓力下球體的安全系數(xsh)與損傷系數云圖（a）安全系數 （b）損傷(snshng)系數圖104.41MPa壓力下球體的安全系數與損傷系數云圖（2）在1MPa壓力下，左閥體最低壽命為6095次，大于設計壽命5000次。說明閥體設計合理，流體系統(tǒng)在1MPa壓力作用下是安全的。在4.41MPa壓力下，左閥體最低壽命為3127.3次，小于設計壽命5000次。說明

14、閥門在4.41MPa壓力作用下是不安全的（圖11）。（a）施加壓力1MPa （b）施加壓力4.41MPa圖11 左閥體壽命對比(dub)云圖在給定(i dn) HYPERLINK / 閥門(f mn)設計使用壽命為5000次的基礎上，分別計算1MPa與4.41MPa下左閥體的安全系數及損傷系數（圖12，圖13）。圖12中，1MPa壓力左閥體安全系數最小為1.6119，大于1。損傷系數最大為0.8203，小于1。說明閥門在壽命期限內時，流體系統(tǒng)在1MPa壓力使用條件下，安全系數和損傷系數均在合理范圍之內，閥門左閥體是安全的。圖13中，4.41MPa壓力左閥體安全系數最小為0.3655，小于1。損

15、傷系數最大為1.5988，大于1。說明閥門在4.41MPa的工作壓力下是不安全的。（a）安全系數 （b）損傷系數圖12 1MPa壓力下左閥體的安全系數與損傷系數云圖（a）安全系數(nqun xsh) （b）損傷系數圖13 4.41MPa壓力下左閥體的安全系數(xsh)與損傷系數云圖6 結語(jiy)通過對閥門球體與左閥體在1MPa壓力和4.41MPa壓力兩種情況仿真計算，說明了 HYPERLINK /qdqf/ 球閥在1MPa的壓力下使用是安全的，在4.41MPa壓力下使用是不安全的。為防止 HYPERLINK /qdqf/ 球閥出現超壓力使用現象，延長其使用壽命，在閥門與管道設計時，應充分考慮閥門關閉后閥門球體內殘存介質對球體與閥體的壓力影響，尤其是沸點較低流體供應系統(tǒng)中的 HYPER