高壓安注氣動(dòng)球閥的開啟時(shí)間不滿足規(guī)定的安全響應(yīng)時(shí)間限值要求，故障源于預(yù)防性維修中更換了新的閥座密封。本文通過試驗(yàn)手段對新舊閥座密封進(jìn)行材料對比性能檢測，并通過有限元方法模擬計(jì)算與分析閥座密封失效機(jī)理，為徹底解決此類故障找到了有效的方法。

引言

　　某核電廠高壓安注系統(tǒng)氣體注射用氣動(dòng)球閥按照技術(shù)規(guī)格書設(shè)計(jì)要求，在接收到觸發(fā)信號(hào)后10s內(nèi)必須強(qiáng)制開啟，以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的安全功能。這項(xiàng)功能的有效性在核電廠正常運(yùn)行期間都是通過定期試驗(yàn)來驗(yàn)證的。一旦強(qiáng)制開啟時(shí)間超過10s，就必須要在限定的時(shí)間內(nèi)完成維修并恢復(fù)正常功能，否則核電廠必須要在規(guī)定的時(shí)間內(nèi)停堆檢修以確�？v深核安全。在一次停堆大修期間該核電廠按照預(yù)防性維修大綱的要求對高壓安注系統(tǒng)的氣動(dòng)球閥進(jìn)行解體檢修，更換了球閥閥座密封，當(dāng)天的維修后試驗(yàn)是成功的。但在1個(gè)月后做定期試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)開啟時(shí)間超時(shí)，經(jīng)在線調(diào)整法蘭力矩與間隙、再次更換新閥座密封等方式都未能解決閥門開啟超時(shí)故障，最后通過重新使用換下來的舊閥座密封，試驗(yàn)全部成功。在原因查找過程中排除了維修程序、人因失誤、氣動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)功能等其他因素，最終確定是使用了最新采購的一批閥座密封問題從而導(dǎo)致故障的發(fā)生。本文的內(nèi)容是在對新、舊兩批閥座進(jìn)行試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，分析研究高壓安注氣動(dòng)球閥閥座密封的性能，揭示故障失效機(jī)理，從而為最終解決問題提供理論依據(jù)。

1、閥座密封的性能檢測試驗(yàn)

1.1、氣動(dòng)球閥的結(jié)構(gòu)(圖1)與工況介紹

　　該閥為8"class600級(jí)的核3級(jí)不銹鋼對接焊氣動(dòng)球閥，整體結(jié)構(gòu)如圖所示。上部是氣動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，中間通過軛架與閥體相連，氣缸桿與閥桿通過四方插口連接傳遞驅(qū)動(dòng)力矩。球閥的結(jié)構(gòu)為三段式，兩邊由螺栓緊固在法蘭上，通過O形圈密封;中間是閥體，內(nèi)部有316不銹鋼球體，與球體緊密配合的是兩個(gè)對稱的聚甲醛閥座密封，閥座密封的外圓安裝定位環(huán)，軸向與法蘭口接觸。該球閥上游是儲(chǔ)氣箱，內(nèi)部有4.2MPa的壓縮空氣。球閥的密封原理就是單側(cè)壓力作用在球體上，通過球體擠壓導(dǎo)致聚甲醛的閥座密封局部變形形成密封。當(dāng)閥門接到觸發(fā)信號(hào)時(shí)打開的過程中，需要克服單側(cè)壓力形成的摩擦力。

圖1 高壓安注氣動(dòng)球閥結(jié)構(gòu)示意圖

1.2、新舊閥座的材料性能檢測與尺寸測量

　　新舊閥座密封材料均為聚甲醛，但聚甲醛材料有多種牌號(hào)，牌號(hào)不同則其內(nèi)部組織結(jié)構(gòu)和材料性能會(huì)有很大區(qū)別，需要進(jìn)一步檢測。與密封相關(guān)的材料性能參數(shù)主要是材料成份、壓縮性能和摩擦性能。

　　1)材料的成份檢測試驗(yàn)

　　(1)紅外線檢測：對新舊閥座密封分別進(jìn)行材料的紅外線檢測，根據(jù)FTIR圖譜的形狀發(fā)現(xiàn)新舊閥座密封的圖譜形狀全是吻合的，可以判斷成份都是聚甲醛材料(POM)。

　　(2)灰分檢測：聚甲醛是高分子材料，在高溫下要進(jìn)行分解，如果內(nèi)部含有其他雜質(zhì)能夠從灰分中可以看出來。因此在新舊閥座密封上分別取等重量的樣品，放到高溫馬弗爐中，在400℃的環(huán)境下經(jīng)過3個(gè)小時(shí)的高溫處理，再檢驗(yàn)殘余組，結(jié)果如表1所示，從檢驗(yàn)結(jié)果來看，新舊閥座密封都沒有夾雜其他成份。

表1 閥座密封材料的灰分

　　(3)DSC分析測試：①舊閥座密封的熔融起始溫度和最大吸熱溫度分別為160.3℃和167.3℃，而新閥座密封分別為160.0℃和166.6℃，極細(xì)微差別。②舊閥座密封的熔融熱為142.8J/g，新閥座密封為125.2J/g，比對完全結(jié)晶的POM的熱焓約為325J/g，折算出舊閥座密封的結(jié)晶度約為44%，新閥座的結(jié)晶度約為39%，存在較小的差別。

　　(4)硬度測量：取相同規(guī)格的3份樣品，進(jìn)行單點(diǎn)洛氏硬度測量，結(jié)果如表2，可以看出新舊閥座密封存在約3%的差別，舊閥座密封稍硬一點(diǎn)。

表2 閥座密封表面硬度測試數(shù)據(jù)

　　2)壓縮性能試驗(yàn)

　　(1)短時(shí)壓縮性能試驗(yàn)：根據(jù)GB/T1041-92《塑料壓縮性能測試方法》對閥座密封進(jìn)行破壞取樣試驗(yàn)，并得出材料的應(yīng)力-應(yīng)變曲線數(shù)據(jù)。先進(jìn)行相同加載速率壓縮試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)相同加載速率不同載荷條件下，新舊閥座密封材料壓縮性能變化不大;再進(jìn)行不同加載速率壓縮試驗(yàn)，新舊閥座密封材料彈性模量均隨加載速率的增大而增大，變形量隨加載速率的增大而減小。短時(shí)壓縮性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比如表3，短時(shí)壓縮應(yīng)力應(yīng)變曲線近似為線彈性應(yīng)力應(yīng)變曲線，擬合后線彈性應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系中的彈性模量對比新舊閥座密封材料短時(shí)壓縮力學(xué)性能曲線如圖2所示。通過短時(shí)壓縮性能試驗(yàn)可以判斷短時(shí)壓縮新舊閥座密封性能相似，變形情況與試驗(yàn)限定載荷大小關(guān)系不顯著，而與加載速率關(guān)系顯著一些，加載速率增大變形量減小、彈性模量增大。

表3 新舊閥座密封加載速率短時(shí)壓縮試驗(yàn)結(jié)果對比

圖2 新舊閥座密封材料不同加載速率的短時(shí)壓縮性能曲線

　　(2)長時(shí)間壓縮性能試驗(yàn)：在常溫下利用蠕變試驗(yàn)機(jī)，在不同壓力條件下對新舊閥座密封材料進(jìn)行了長時(shí)壓縮性能試驗(yàn)，分別選擇30MPa、35MPa和58MPa應(yīng)力水平下進(jìn)行，持續(xù)時(shí)間150h，各測得新舊閥座密封三組試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表4。

表4 新舊閥座密封長時(shí)壓縮應(yīng)變

　　試驗(yàn)結(jié)果：新舊閥座密封變形與時(shí)間相關(guān)性特性相似，變形量隨時(shí)間的增加而明顯增大，當(dāng)壓縮時(shí)間達(dá)到170h后，材料壓縮變形達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài);在相同載荷、相同受載時(shí)間條件下，新閥座密封的變形量略大于舊閥座密封，形變到達(dá)穩(wěn)態(tài)時(shí)形量差別在4%~7.6%之間(見圖3～圖6)。

圖3 新閥座密封長時(shí)壓縮應(yīng)變曲線

圖4 舊閥座密封長時(shí)壓縮應(yīng)變曲線

圖5 新舊閥座密封長時(shí)壓縮應(yīng)變曲線對比

圖6 舊閥座密封修正數(shù)據(jù)與新閥座密封曲線對比

　　3)摩擦性能試驗(yàn)

　　采用316不銹鋼試件與閥座密封材料試件在摩擦試驗(yàn)機(jī)上對磨，結(jié)果發(fā)現(xiàn)材料摩擦系數(shù)相差很小，但發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)與受載時(shí)間的相關(guān)性顯著。表面粗糙度越大，轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)越大，但是相同表面質(zhì)量的新舊閥座密封試件摩擦性能基本一致。對新閥座密封取兩個(gè)試件，新-1表面未進(jìn)行打磨，新-2和舊閥座密封試件一樣打磨光滑，新1與新-2差別見表5，新-2與舊閥座密封差別見表6，3個(gè)試件轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)與時(shí)間相關(guān)曲線見圖7。

表5 新-1與新-2不同表面粗糙度短時(shí)受載轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)(fi=0)

表6 新-2、舊閥座材料長時(shí)受載轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)(fi=i)

　　摩擦性能試驗(yàn)結(jié)果：閥座密封表面粗糙度對材料摩擦性能影響顯著，新舊閥座密封表面質(zhì)量相同時(shí)，短時(shí)摩擦試驗(yàn)測試的轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)fi=0差別小于0.2%，長時(shí)壓縮狀態(tài)下的轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)fi=w相差約0.8%。轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)值隨受載時(shí)間延長而增大，達(dá)到穩(wěn)態(tài)時(shí)摩擦系數(shù)稍有下降且在某一穩(wěn)定值。

圖7 轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)與時(shí)間相關(guān)曲線

2、出口側(cè)密封有限元模型分析與計(jì)算

2.1、分析模型概述

　　閥門初始安裝時(shí)，A、B兩側(cè)沒有壓差時(shí)(如圖8)，由于閥門裝配預(yù)緊力作用球體與兩側(cè)閥座密封接觸，閥座和閥球承載取決于安裝過程中的總體位移和預(yù)緊力。在運(yùn)行期間閥門A、B兩側(cè)存在4.2MPa的壓差，球體繼續(xù)對出口側(cè)產(chǎn)生擠壓作用，有兩種情況：一種進(jìn)口側(cè)閥座密封與球體分離，出口側(cè)閥座密封承擔(dān)全部密封功能，如圖9所示，另一種是球體受到的作用力沒有能抵消進(jìn)口側(cè)閥座密封的變形作用，進(jìn)口側(cè)閥座密封承擔(dān)密封作用，如圖10所示。

2.2、出口側(cè)密封模型分析

　　1)基本尺寸與公式

　　經(jīng)三維坐標(biāo)測量新閥座密封幾何尺寸分別為(如圖11)：外徑OD=202.3，內(nèi)徑ID=148.2mm，厚度H=27.05mm，寬度T=21.5mm，內(nèi)表面曲面直徑BD=245mm;舊閥座密封內(nèi)表面曲面直徑BD=250mm。球體外半徑R=119.17mm。

圖11 閥座密封外形尺寸

　　定義閥球受壓后傳遞到閥座的擠壓力為等效載荷，記為Pe，閥球轉(zhuǎn)動(dòng)后產(chǎn)生摩擦力，并形成轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦力矩Mf。滿足工況需求時(shí)，啟動(dòng)扭矩必須滿足式(1)條件，

　　(1)

　　式中 Mq——閥門啟動(dòng)扭矩;I——閥球轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(常數(shù));a———球體轉(zhuǎn)動(dòng)要求的最小角速度。

　　式中 Pe——等效載荷;f——轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù);R——閥球外半徑;

　　g(θ)——閥球和閥座接觸傾角的函數(shù)。

　　模型中閥球采用剛體分析模型，不需要?jiǎng)澐志W(wǎng)格;閥座部件類型采用可變形體，需要?jiǎng)澐志W(wǎng)格，網(wǎng)格單元類型選擇C3D8R，8節(jié)點(diǎn)六面體線性縮減積分單元如圖12所示。

圖12 有限元模型網(wǎng)格劃分

　　2)有限元模擬計(jì)算所用參數(shù)及計(jì)算過程：

　　(1)材料力學(xué)性能參數(shù)：閥座密封受壓變形情況與材料力學(xué)性能和受壓時(shí)間長短相關(guān)，在有限元模擬計(jì)算過程中需要定義閥座的材料力學(xué)性能參數(shù)，短時(shí)壓縮如圖13所示，長時(shí)壓縮如圖14所示。

圖13 新舊閥座密封短時(shí)壓縮應(yīng)變曲線

圖14 新(左)舊(右)閥座密封長時(shí)壓縮擬合應(yīng)力-應(yīng)變曲線

　　(2)轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)：利用試驗(yàn)測得的新、舊閥座轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦系數(shù)fi=w=0.11。

　　(3)啟動(dòng)扭矩分析計(jì)算過程：首先計(jì)算不同工況及參數(shù)條件下的等效載荷;模擬實(shí)際運(yùn)行工況計(jì)算分析球閥啟動(dòng)扭矩。曲面直徑同為245mm時(shí)，模擬接觸面如圖15所示。

圖15 曲面直徑相同時(shí)，新舊閥座密封接觸面對比圖(BD=245mm)

　　曲面直徑不同，分別為245mm和250mm時(shí)，閥座密封模擬接觸面情況如圖16所示。

圖16 曲面不同時(shí)，新閥座密封接觸面對比圖

　　(4)模擬試驗(yàn)與有限元分析對比驗(yàn)證：將計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了對比，具體數(shù)據(jù)見表7。

表7 模擬試驗(yàn)與有限元所得啟動(dòng)扭矩對比

　　有限元計(jì)算的啟動(dòng)扭矩均大于試驗(yàn)測試的啟動(dòng)彎矩，兩者的最大誤差約為7.6%;鑒于計(jì)算分析模型與實(shí)際情況有一定的差別，7.6%的計(jì)算誤差是可以接受的。

3、入口側(cè)密封作用模型有限元分析

　　本節(jié)的分析模型的核心是明確不同預(yù)緊位移條件下，閥座密封幾何、材料關(guān)系對閥門啟動(dòng)扭矩的影響。位移-預(yù)緊力分析有限元模型如圖17，根據(jù)閥座與法蘭的實(shí)際接觸關(guān)系，限定閥座底面與法蘭接觸的實(shí)際接觸面位移為0(左右方向)，設(shè)置閥球向右位移量從0線性增加至1mm或1.5mm，計(jì)算閥球水平方向受力即為所求預(yù)緊力。實(shí)際裝配結(jié)構(gòu)為雙閥座夾持球體，實(shí)際預(yù)緊位移量為此模型中閥球位移的約2倍。計(jì)算模型相當(dāng)于模擬閥座預(yù)緊階段總體位移0～2mm。計(jì)算條件：①新閥座密封(BD=245mm)，材料參數(shù)為新閥座密封長時(shí)/短時(shí)壓縮性能參數(shù);②舊閥座密封(BD=250mm)，材料參數(shù)為舊閥座密封長時(shí)/短時(shí)壓縮性能參數(shù)。

圖17 位移-預(yù)緊力關(guān)系分析有限元模型

　　計(jì)算的新、舊閥座位移-預(yù)緊力關(guān)系數(shù)據(jù)見表8，對應(yīng)圖形曲線見圖18。

表8 位移-預(yù)緊力計(jì)算數(shù)據(jù)對比

圖18 新舊閥座密封計(jì)算得到的位移-預(yù)緊力對比圖

　　根據(jù)廠家給出的閥座預(yù)緊量，中間值為1.63mm(1.3～1.9mm)，根據(jù)上述分析判斷應(yīng)屬于進(jìn)口側(cè)閥座密封模型。在該預(yù)緊量下，新舊閥座密封的啟動(dòng)力矩相差大約一倍(舊閥座1612NM，新閥座3194NM)，使用新閥座時(shí)閥門所需啟動(dòng)力矩已經(jīng)超出氣動(dòng)頭的驅(qū)動(dòng)力矩，導(dǎo)致閥門無法開啟。

4、結(jié)論

　　新舊閥座密封內(nèi)表面曲率不同是造成新、舊閥座密封啟動(dòng)扭矩出現(xiàn)較大差異的核心原因，即新閥座封(BD=245mm)較舊閥座密封(BD=250mm)小5mm，是造成閥門在長時(shí)間運(yùn)行后無法開啟的核心因素，而且進(jìn)口側(cè)密封模式是主導(dǎo)模式。

　　后經(jīng)與國外廠家交涉核實(shí)新一批閥座密封存在質(zhì)量問題，主要是曲面直徑尺寸偏小。因?yàn)檫^程中制造工廠變化了，質(zhì)量控制環(huán)節(jié)出現(xiàn)管理漏洞，廠家召回這批備件并重新提供合格備件。此外，核電廠根據(jù)廠家提供的正確參數(shù)自行制定了驗(yàn)收測量程序，并研發(fā)出球閥模擬裝置，對閥座密封備件逐一進(jìn)行扭矩測試，合格方能驗(yàn)收，此問題得到了徹底解決。