核電廠(chǎng)高壓安注氣動(dòng)球閥閥座密封性能研究

　　高壓安注氣動(dòng)球閥的開(kāi)啟時(shí)間不滿(mǎn)足規定的安全響應時(shí)間限值要求，故障源于預防性維修中更換了新的閥座密封。本文通過(guò)試驗手段對新舊閥座密封進(jìn)行材料對比性能檢測，并通過(guò)有限元方法模擬計算與分析閥座密封失效機理，為徹底解決此類(lèi)故障找到了有效的方法。

引言

　　某核電廠(chǎng)高壓安注系統氣體注射用氣動(dòng)球閥按照技術(shù)規格書(shū)設計要求，在接收到觸發(fā)信號后10s內必須強制開(kāi)啟，以實(shí)現系統的安全功能。這項功能的有效性在核電廠(chǎng)正常運行期間都是通過(guò)定期試驗來(lái)驗證的。一旦強制開(kāi)啟時(shí)間超過(guò)10s，就必須要在限定的時(shí)間內完成維修并恢復正常功能，否則核電廠(chǎng)必須要在規定的時(shí)間內停堆檢修以確�？v深核安全。在一次停堆大修期間該核電廠(chǎng)按照預防性維修大綱的要求對高壓安注系統的氣動(dòng)球閥進(jìn)行解體檢修，更換了球閥閥座密封，當天的維修后試驗是成功的。但在1個(gè)月后做定期試驗時(shí)發(fā)現開(kāi)啟時(shí)間超時(shí)，經(jīng)在線(xiàn)調整法蘭力矩與間隙、再次更換新閥座密封等方式都未能解決閥門(mén)開(kāi)啟超時(shí)故障，最后通過(guò)重新使用換下來(lái)的舊閥座密封，試驗全部成功。在原因查找過(guò)程中排除了維修程序、人因失誤、氣動(dòng)執行機構功能等其他因素，最終確定是使用了最新采購的一批閥座密封問(wèn)題從而導致故障的發(fā)生。本文的內容是在對新、舊兩批閥座進(jìn)行試驗的基礎上，分析研究高壓安注氣動(dòng)球閥閥座密封的性能，揭示故障失效機理，從而為最終解決問(wèn)題提供理論依據。

1、閥座密封的性能檢測試驗

1.1、氣動(dòng)球閥的結構(圖1)與工況介紹

　　該閥為8"class600級的核3級不銹鋼對接焊氣動(dòng)球閥，整體結構如圖所示。上部是氣動(dòng)執行機構，中間通過(guò)軛架與閥體相連，氣缸桿與閥桿通過(guò)四方插口連接傳遞驅動(dòng)力矩。球閥的結構為三段式，兩邊由螺栓緊固在法蘭上，通過(guò)O形圈密封;中間是閥體，內部有316不銹鋼球體，與球體緊密配合的是兩個(gè)對稱(chēng)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。該球閥上游是儲氣箱，內部有4.2MPa的壓縮空氣。球閥的密封原理就是單側壓力作用在球體上，通過(guò)球體擠壓導致聚甲醛的閥座密封局部變形形成密封。當閥門(mén)接到觸發(fā)信號時(shí)打開(kāi)的過(guò)程中，需要克服單側壓力形成的摩擦力。

圖1 高壓安注氣動(dòng)球閥結構示意圖

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，牌號不同則其內部組織結構和材料性能會(huì )有很大區別，需要進(jìn)一步檢測。與密封相關(guān)的材料性能參數主要是材料成份、壓縮性能和摩擦性能。

　　1)材料的成份檢測試驗

　　(1)紅外線(xiàn)檢測：對新舊閥座密封分別進(jìn)行材料的紅外線(xiàn)檢測，根據FTIR圖譜的形狀發(fā)現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，如果內部含有其他雜質(zhì)能夠從灰分中可以看出來(lái)。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(guò)3個(gè)小時(shí)的高溫處理，再檢驗殘余組，結果如表1所示，從檢驗結果來(lái)看，新舊閥座密封都沒(méi)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，比對完全結晶的POM的熱焓約為325J/g，折算出舊閥座密封的結晶度約為44%，新閥座的結晶度約為39%，存在較小的差別。

　　(4)硬度測量：取相同規格的3份樣品，進(jìn)行單點(diǎn)洛氏硬度測量，結果如表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據

　　2)壓縮性能試驗

　　(1)短時(shí)壓縮性能試驗：根據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，并得出材料的應力-應變曲線(xiàn)數據。先進(jìn)行相同加載速率壓縮試驗，發(fā)現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，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)壓縮性能試驗數據對比如表3，短時(shí)壓縮應力應變曲線(xiàn)近似為線(xiàn)彈性應力應變曲線(xiàn)，擬合后線(xiàn)彈性應力應變關(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(xiàn)如圖2所示。通過(guò)短時(shí)壓縮性能試驗可以判斷短時(shí)壓縮新舊閥座密封性能相似，變形情況與試驗限定載荷大小關(guān)系不顯著(zhù)，而與加載速率關(guān)系顯著(zhù)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)壓縮試驗結果對比

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(xiàn)

　　(2)長(cháng)時(shí)間壓縮性能試驗：在常溫下利用蠕變試驗機，在不同壓力條件下對新舊閥座密封材料進(jìn)行了長(cháng)時(shí)壓縮性能試驗，分別選擇30MPa、35MPa和58MPa應力水平下進(jìn)行，持續時(shí)間150h，各測得新舊閥座密封三組試驗數據如表4。

表4 新舊閥座密封長(cháng)時(shí)壓縮應變

　　試驗結果：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，當壓縮時(shí)間達到170h后，材料壓縮變形達到穩定狀態(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，形變到達穩態(tài)時(shí)形量差別在4%~7.6%之間(見(jiàn)圖3～圖6)。

圖3 新閥座密封長(cháng)時(shí)壓縮應變曲線(xiàn)

圖4 舊閥座密封長(cháng)時(shí)壓縮應變曲線(xiàn)

圖5 新舊閥座密封長(cháng)時(shí)壓縮應變曲線(xiàn)對比

圖6 舊閥座密封修正數據與新閥座密封曲線(xiàn)對比

　　3)摩擦性能試驗

　　采用316不銹鋼試件與閥座密封材料試件在摩擦試驗機上對磨，結果發(fā)現材料摩擦系數相差很小，但發(fā)現轉動(dòng)摩擦系數與受載時(shí)間的相關(guān)性顯著(zhù)。表面粗糙度越大，轉動(dòng)摩擦系數越大，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(jiàn)表5，新-2與舊閥座密封差別見(jiàn)表6，3個(gè)試件轉動(dòng)摩擦系數與時(shí)間相關(guān)曲線(xiàn)見(jiàn)圖7。

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

表6 新-2、舊閥座材料長(cháng)時(shí)受載轉動(dòng)摩擦系數(fi=i)

　　摩擦性能試驗結果：閥座密封表面粗糙度對材料摩擦性能影響顯著(zhù)，新舊閥座密封表面質(zhì)量相同時(shí)，短時(shí)摩擦試驗測試的轉動(dòng)摩擦系數fi=0差別小于0.2%，長(cháng)時(shí)壓縮狀態(tài)下的轉動(dòng)摩擦系數fi=w相差約0.8%。轉動(dòng)摩擦系數值隨受載時(shí)間延長(cháng)而增大，達到穩態(tài)時(shí)摩擦系數稍有下降且在某一穩定值。

圖7 轉動(dòng)摩擦系數與時(shí)間相關(guān)曲線(xiàn)

2、出口側密封有限元模型分析與計算

2.1、分析模型概述

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

2.2、出口側密封模型分析

　　1)基本尺寸與公式

　　經(jīng)三維坐標測量新閥座密封幾何尺寸分別為(如圖11)：外徑OD=202.3，內徑ID=148.2mm，厚度H=27.05mm，寬度T=21.5mm，內表面曲面直徑BD=245mm;舊閥座密封內表面曲面直徑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，閥球轉動(dòng)后產(chǎn)生摩擦力，并形成轉動(dòng)摩擦力矩Mf。滿(mǎn)足工況需求時(shí)，啟動(dòng)扭矩必須滿(mǎn)足式(1)條件，

　　(1)

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

　　式中 Pe——等效載荷;f——轉動(dòng)摩擦系數;R——閥球外半徑;

　　g(θ)——閥球和閥座接觸傾角的函數。

　　模型中閥球采用剛體分析模型，不需要劃分網(wǎng)格;閥座部件類(lèi)型采用可變形體，需要劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格單元類(lèi)型選擇C3D8R，8節點(diǎn)六面體線(xiàn)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)有限元模擬計算所用參數及計算過(guò)程：

　　(1)材料力學(xué)性能參數：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(cháng)短相關(guān)，在有限元模擬計算過(guò)程中需要定義閥座的材料力學(xué)性能參數，短時(shí)壓縮如圖13所示，長(cháng)時(shí)壓縮如圖14所示。

圖13 新舊閥座密封短時(shí)壓縮應變曲線(xiàn)

圖14 新(左)舊(右)閥座密封長(cháng)時(shí)壓縮擬合應力-應變曲線(xiàn)

　　(2)轉動(dòng)摩擦系數：利用試驗測得的新、舊閥座轉動(dòng)摩擦系數fi=w=0.11。

　　(3)啟動(dòng)扭矩分析計算過(guò)程：首先計算不同工況及參數條件下的等效載荷;模擬實(shí)際運行工況計算分析球閥啟動(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)模擬試驗與有限元分析對比驗證：將計算結果和試驗數據進(jìn)行了對比，具體數據見(jiàn)表7。

表7 模擬試驗與有限元所得啟動(dòng)扭矩對比

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

3、入口側密封作用模型有限元分析

　　本節的分析模型的核心是明確不同預緊位移條件下，閥座密封幾何、材料關(guān)系對閥門(mén)啟動(dòng)扭矩的影響。位移-預緊力分析有限元模型如圖17，根據閥座與法蘭的實(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)，設置閥球向右位移量從0線(xiàn)性增加至1mm或1.5mm，計算閥球水平方向受力即為所求預緊力。實(shí)際裝配結構為雙閥座夾持球體，實(shí)際預緊位移量為此模型中閥球位移的約2倍。計算模型相當于模擬閥座預緊階段總體位移0～2mm。計算條件：①新閥座密封(BD=245mm)，材料參數為新閥座密封長(cháng)時(shí)/短時(shí)壓縮性能參數;②舊閥座密封(BD=250mm)，材料參數為舊閥座密封長(cháng)時(shí)/短時(shí)壓縮性能參數。

圖17 位移-預緊力關(guān)系分析有限元模型

　　計算的新、舊閥座位移-預緊力關(guān)系數據見(jiàn)表8，對應圖形曲線(xiàn)見(jiàn)圖18。

表8 位移-預緊力計算數據對比

圖18 新舊閥座密封計算得到的位移-預緊力對比圖

　　根據廠(chǎng)家給出的閥座預緊量，中間值為1.63mm(1.3～1.9mm)，根據上述分析判斷應屬于進(jìn)口側閥座密封模型。在該預緊量下，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(mén)所需啟動(dòng)力矩已經(jīng)超出氣動(dòng)頭的驅動(dòng)力矩，導致閥門(mén)無(wú)法開(kāi)啟。

4、結論

　　新舊閥座密封內表面曲率不同是造成新、舊閥座密封啟動(dòng)扭矩出現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(mén)在長(cháng)時(shí)間運行后無(wú)法開(kāi)啟的核心因素，而且進(jìn)口側密封模式是主導模式。

　　后經(jīng)與國外廠(chǎng)家交涉核實(shí)新一批閥座密封存在質(zhì)量問(wèn)題，主要是曲面直徑尺寸偏小。因為過(guò)程中制造工廠(chǎng)變化了，質(zhì)量控制環(huán)節出現管理漏洞，廠(chǎng)家召回這批備件并重新提供合格備件。此外，核電廠(chǎng)根據廠(chǎng)家提供的正確參數自行制定了驗收測量程序，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，合格方能驗收，此問(wèn)題得到了徹底解決。