浮動球球閥疲勞壽命分析

1、浮動球球閥疲勞壽命分析來源：原創(chuàng) 作者：無錫科萊恩流體控制設(shè)備有限公司1 概述       當(dāng)流體介質(zhì)為低沸點(diǎn)液體時，液體易氣化形成飽和蒸汽壓。如果閥體內(nèi)腔留存了低沸點(diǎn)液體，在環(huán)境溫度大于沸點(diǎn)時，閥體內(nèi)腔會因受到大于閥體材料屈服應(yīng)力而膨脹過度，乃至失效。如用于某流體供應(yīng)系統(tǒng)的球閥在管道兩端無介質(zhì)情況下發(fā)生了大量介質(zhì)泄漏。檢查發(fā)現(xiàn)閥門密封圈因崩裂已失效，閥門球體部分破裂且整體變形嚴(yán)重，左右閥體連接螺栓的螺紋咬合卡塞無法調(diào)整，閥體連接處的密封調(diào)整墊片完全撕裂，閥座密封件撕裂，閥桿有明顯變形，閥門內(nèi)部介質(zhì)殘留較多。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，流體系

2、統(tǒng)曾多次發(fā)生過同類型球閥球體卡住和閥桿斷裂現(xiàn)象，嚴(yán)重影響了系統(tǒng)可靠性。因此，研究閥門故障產(chǎn)生機(jī)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?jì)算機(jī)輔助工程（CAE）技術(shù)，對閥門進(jìn)行靜態(tài)分析與疲勞壽命分析。2 結(jié)構(gòu)及性能球閥由閥體、閥座、閥桿和驅(qū)動裝置等組成，球體為浮動結(jié)構(gòu)。利用球體繞閥桿的軸線旋轉(zhuǎn)90°實(shí)現(xiàn)閥門的開啟和關(guān)閉（圖1）。球閥的截止作用是由金屬球體在介質(zhì)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。這一變形可以補(bǔ)償球體的制造精度和表面粗糙度，保證球閥的密封性能。1.閥座2.左閥體3.閥桿4.驅(qū)動裝置5.球體6.右閥體圖

3、1 閥門結(jié)構(gòu)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(yīng)力500MPa，彈性模量E=172206GPa，泊松比=0.250.3，使用壽命5000次。3 失效機(jī)理閥門安裝在管路通徑為400mm、流體介質(zhì)為N2O4，環(huán)境溫度約20（夏季）的流體供應(yīng)系統(tǒng)中。使用過程中，閥門內(nèi)腔為1MPa壓力的滿流狀態(tài)，閥門操縱氣壓力為5MPa。閥門在關(guān)閉過程中，閥體內(nèi)及其與球體之間的腔道中會積存大量N2O4。在未進(jìn)行閥門高點(diǎn)排氣和低點(diǎn)放液的情況下，N2O4不能及時排出，閥門內(nèi)部封閉空間充滿N2O4、NO2

4、的飽和蒸汽氣體和液體混合物。當(dāng)N2O4、NO2之間的可逆反應(yīng)達(dá)到化學(xué)平衡時，其閥門內(nèi)部壓力超過了閥門設(shè)計(jì)壓力，閥門球體和閥體產(chǎn)生不同程度的變形，閥門密封件發(fā)生撕裂破碎，閥門在動作過程中球體被卡住。經(jīng)計(jì)算，球閥在關(guān)閉后未進(jìn)行高點(diǎn)排氣和低點(diǎn)放液的情況下，其內(nèi)部形成的N2O4與NO2混合物在400的球腔里達(dá)到化學(xué)平衡時的壓力可達(dá)4.41MPa，超出了球閥的設(shè)計(jì)壓力。4 靜力分析4.1 預(yù)處理（1）建立模型。根據(jù)閥門實(shí)際尺寸，利用ANSYSWorkbench*對閥門整體及其內(nèi)部球體分別建立仿真模型，并根據(jù)球體的實(shí)際受力情況，將閥體內(nèi)部左、右密封墊一同建模（圖2）。計(jì)算模型建立以后，將材料屬性（如材料的

5、彈性模量、泊松比等數(shù)據(jù)）輸入計(jì)算程序中。（a）球閥（b）球體（c）左閥體圖2 三維模型（2）網(wǎng)格劃分。對球體和左閥體指定網(wǎng)格尺寸進(jìn)行網(wǎng)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(jù)閥門的組成結(jié)構(gòu)和工作條件建立閥門受力分析和約束模型（圖4）。閥門關(guān)閉后，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(nèi)壁面、球體內(nèi)、外壁面與右密封圈構(gòu)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(nèi)、外表面的空間受力情況）。球體受閥體內(nèi)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

6、密封材料接觸位置的變形量與球體非接觸部位的變形量相比可忽略不計(jì)，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（c）左閥體圖4 閥門受力分析和載荷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(jìn)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(shè)計(jì)壓力載荷。由于閥門關(guān)閉后，管路中的介質(zhì)會被排出，球體兩側(cè)密封圈外將不受力的作用，只有兩密封圈以內(nèi)部分仍然受到殘留N2O4的壓力。根據(jù)實(shí)際情況，在球體左右密封圈之間的內(nèi)、外表面加載靜態(tài)力1MPa。約束為密封圈以及閥桿孔所在的

7、4個面。左閥體加載區(qū)域?yàn)樽箝y體兩密封圈之間的區(qū)域，將左閥體兩側(cè)邊緣視為固定支撐。4.2 結(jié)果分析（1）從球體在1MPa和4.41MPa下變形與實(shí)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(chǎn)生的原因應(yīng)是球體兩密封圈之間的內(nèi)、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(chǎn)生變形。經(jīng)計(jì)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(jì)算結(jié)果與實(shí)際變形位置相吻合。變形集中位置在球體內(nèi)腔閥桿連接處正下方，與實(shí)際變形位置相符，只是變形量與實(shí)際相比較保守。（a）施加壓力1MPa  

8、（b）實(shí)際狀況（c）施加壓力4.41MPa圖5 球體變形與實(shí)際對比云圖（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 左閥體變形云圖5 疲勞壽命分析5.1 流程采用有限元法分析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(jìn)行疲勞壽命分析主要方法有名義應(yīng)力法、局部應(yīng)力應(yīng)變法和應(yīng)力應(yīng)變場強(qiáng)度法等。名義應(yīng)力法是以材料或零件的SN曲線（應(yīng)力壽命曲線（N曲線）和應(yīng)變壽命曲線（曲線）的總稱）為基礎(chǔ)，對照結(jié)構(gòu)疲勞危險部位的應(yīng)力集中系數(shù)

9、和名義應(yīng)力，結(jié)合疲勞損傷累積理論，校核疲勞強(qiáng)度或計(jì)算疲勞壽命。由于Workbench中提供了相關(guān)材料的SN曲線，并且通過靜力學(xué)計(jì)算已經(jīng)獲得應(yīng)力及危險部位，故采用名義應(yīng)力法進(jìn)行閥門疲勞壽命分析。根據(jù)疲勞累積損傷理論中的Miner法則，閥門的疲勞破壞是由于閥腔飽和汽壓升高后不斷施加的循環(huán)載荷作用而產(chǎn)生損傷并不斷積累造成的。閥門疲勞損傷累積達(dá)到破壞時吸收的凈功W與疲勞載荷的歷史無關(guān)，并且閥門的疲勞損傷程度與其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)成正比。假設(shè)閥門在某級應(yīng)力下達(dá)到破壞時的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N1，經(jīng)ni次應(yīng)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(fù)載荷有關(guān)，但使用的結(jié)果卻基于線性靜力分

10、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(jié)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(shù)為7057.4次，大于設(shè)計(jì)值5000次，說明閥門球體部分設(shè)計(jì)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(shù)為3405.1次，低于設(shè)計(jì)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(fù)載下的2次計(jì)算結(jié)果可以看出，球體底部（將球體聯(lián)桿孔規(guī)定為頂部）的內(nèi)表面部分使用次數(shù)最低，容易發(fā)生疲勞破壞。從球體實(shí)際使用的照片分析，球體底部內(nèi)表面處已經(jīng)發(fā)生

11、疲勞破壞，說明計(jì)算結(jié)果與實(shí)際狀態(tài)一致。（a）施加壓力1MPa（b）實(shí)際狀況（c）施加壓力4.41MPa圖8 球體壽命分析云圖在給定閥門設(shè)計(jì)使用壽命為5000次的基礎(chǔ)上，分別計(jì)算1MPa與4.41MPa下的安全系數(shù)及損傷系數(shù)（圖9，圖10）。圖9中，在1MPa時，球體的安全系數(shù)為1.9917，大于1，損傷系數(shù)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(shù)和損傷系數(shù)均在合理范圍之內(nèi)，球體是安全的。圖10中，在4.41MPa時，閥門球體的安全系數(shù)最小為0.4516，小于1，損傷系數(shù)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

12、全系數(shù)    （b）損傷系數(shù)圖9 1MPa壓力下球體的安全系數(shù)與損傷系數(shù)云圖（a）安全系數(shù)   （b）損傷系數(shù)圖10 4.41MPa壓力下球體的安全系數(shù)與損傷系數(shù)云圖（2）在1MPa壓力下，左閥體最低壽命為6095次，大于設(shè)計(jì)壽命5000次。說明閥體設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)壽命5000次。說明閥門在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 左閥體壽命對比云圖在給定閥門設(shè)計(jì)使

13、用壽命為5000次的基礎(chǔ)上，分別計(jì)算1MPa與4.41MPa下左閥體的安全系數(shù)及損傷系數(shù)（圖12，圖13）。圖12中，1MPa壓力左閥體安全系數(shù)最小為1.6119，大于1。損傷系數(shù)最大為0.8203，小于1。說明閥門在壽命期限內(nèi)時，流體系統(tǒng)在1MPa壓力使用條件下，安全系數(shù)和損傷系數(shù)均在合理范圍之內(nèi)，閥門左閥體是安全的。圖13中，4.41MPa壓力左閥體安全系數(shù)最小為0.3655，小于1。損傷系數(shù)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(shù)    （b）損傷系數(shù)圖12 1MPa壓力下左閥體的安全系數(shù)與損傷系數(shù)云圖（a）安全系數(shù)    （b）損傷系數(shù)圖13 4.41MPa壓力下左閥體的安全系數(shù)與損傷系數(shù)云圖6 結(jié)語通過對閥門球體與左閥體在1MPa壓力和4.41