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

引言

　　某核電廠高壓安注系統氣體注射用氣動球閥按照技術規格書設計要求，在接收到觸發信號后10s內必須強制開啟，以實現系統的安全功能。這項功能的有效性在核電廠正常運行期間都是通過定期試驗來驗證的。一旦強制開啟時間超過10s，就必須要在限定的時間內完成維修并恢復正常功能，否則核電廠必須要在規定的時間內停堆檢修以確�？v深核安全。在一次停堆大修期間該核電廠按照預防性維修大綱的要求對高壓安注系統的氣動球閥進行解體檢修，更換了球閥閥座密封，當天的維修后試驗是成功的。但在1個月后做定期試驗時發現開啟時間超時，經在線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開啟超時故障，最后通過重新使用換下來的舊閥座密封，試驗全部成功。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題從而導致故障的發生。本文的內容是在對新、舊兩批閥座進行試驗的基礎上，分析研究高壓安注氣動球閥閥座密封的性能，揭示故障失效機理，從而為最終解決問題提供理論依據。

1、閥座密封的性能檢測試驗

1.1、氣動球閥的結構(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球閥，整體結構如圖所示。上部是氣動執行機構，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動力矩。球閥的結構為三段式，兩邊由螺栓緊固在法蘭上，通過O形圈密封;中間是閥體，內部有316不銹鋼球體，與球體緊密配合的是兩個對稱的聚甲醛閥座密封，閥座密封的外圓安裝定位環，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。當閥門接到觸發信號時打開的過程中，需要克服單側壓力形成的摩擦力。

圖1 高壓安注氣動球閥結構示意圖

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有很大區別，需要進一步檢測。與密封相關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)紅外線檢測：對新舊閥座密封分別進行材料的紅外線檢測，根據FTIR圖譜的形狀發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，在高溫下要進行分解，如果內部含有其他雜質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℃的環境下經過3個小時的高溫處理，再檢驗殘余組，結果如表1所示，從檢驗結果來看，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，進行單點洛氏硬度測量，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。

表2 閥座密封表面硬度測試數據

　　2)壓縮性能試驗

　　(1)短時壓縮性能試驗：根據GB/T1041-92《塑料壓縮性能測試方法》對閥座密封進行破壞取樣試驗，并得出材料的應力-應變曲線數據。先進行相同加載速率壓縮試驗，發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。短時壓縮性能試驗數據對比如表3，短時壓縮應力應變曲線近似為線彈性應力應變曲線，擬合后線彈性應力應變關系中的彈性模量對比新舊閥座密封材料短時壓縮力學性能曲線如圖2所示。通過短時壓縮性能試驗可以判斷短時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系不顯著，而與加載速率關系顯著一些，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壓縮性能曲線

　　(2)長時間壓縮性能試驗：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行了長時壓縮性能試驗，分別選擇30MPa、35MPa和58MPa應力水平下進行，持續時間150h，各測得新舊閥座密封三組試驗數據如表4。

表4 新舊閥座密封長時壓縮應變

　　試驗結果：新舊閥座密封變形與時間相關性特性相似，變形量隨時間的增加而明顯增大，當壓縮時間達到170h后，材料壓縮變形達到穩定狀態;在相同載荷、相同受載時間條件下，新閥座密封的變形量略大于舊閥座密封，形變到達穩態時形量差別在4%~7.6%之間(見圖3～圖6)。

圖3 新閥座密封長時壓縮應變曲線

圖4 舊閥座密封長時壓縮應變曲線

圖5 新舊閥座密封長時壓縮應變曲線對比

圖6 舊閥座密封修正數據與新閥座密封曲線對比

　　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，結果發現材料摩擦系數相差很小，但發現轉動摩擦系數與受載時間的相關性顯著。表面粗糙度越大，轉動摩擦系數越大，但是相同表面質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試件，新-1表面未進行打磨，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個試件轉動摩擦系數與時間相關曲線見圖7。

表5 新-1與新-2不同表面粗糙度短時受載轉動摩擦系數(fi=0)

表6 新-2、舊閥座材料長時受載轉動摩擦系數(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，新舊閥座密封表面質量相同時，短時摩擦試驗測試的轉動摩擦系數fi=0差別小于0.2%，長時壓縮狀態下的轉動摩擦系數fi=w相差約0.8%。轉動摩擦系數值隨受載時間延長而增大，達到穩態時摩擦系數稍有下降且在某一穩定值。

圖7 轉動摩擦系數與時間相關曲線

2、出口側密封有限元模型分析與計算

2.1、分析模型概述

　　閥門初始安裝時，A、B兩側沒有壓差時(如圖8)，由于閥門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程中的總體位移和預緊力。在運行期間閥門A、B兩側存在4.2MPa的壓差，球體繼續對出口側產生擠壓作用，有兩種情況：一種進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有能抵消進口側閥座密封的變形作用，進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，閥球轉動后產生摩擦力，并形成轉動摩擦力矩Mf。滿足工況需求時，啟動扭矩必須滿足式(1)條件，

　　(1)

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

　　式中 Pe——等效載荷;f——轉動摩擦系數;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，不需要劃分網格;閥座部件類型采用可變形體，需要劃分網格，網格單元類型選擇C3D8R，8節點六面體線性縮減積分單元如圖12所示。

圖12 有限元模型網格劃分

　　2)有限元模擬計算所用參數及計算過程：

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

圖13 新舊閥座密封短時壓縮應變曲線

圖14 新(左)舊(右)閥座密封長時壓縮擬合應力-應變曲線

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

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

圖15 曲面直徑相同時，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，閥座密封模擬接觸面情況如圖16所示。

圖16 曲面不同時，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行了對比，具體數據見表7。

表7 模擬試驗與有限元所得啟動扭矩對比

　　有限元計算的啟動扭矩均大于試驗測試的啟動彎矩，兩者的最大誤差約為7.6%;鑒于計算分析模型與實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、材料關系對閥門啟動扭矩的影響。位移-預緊力分析有限元模型如圖17，根據閥座與法蘭的實際接觸關系，限定閥座底面與法蘭接觸的實際接觸面位移為0(左右方向)，設置閥球向右位移量從0線性增加至1mm或1.5mm，計算閥球水平方向受力即為所求預緊力。實際裝配結構為雙閥座夾持球體，實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時/短時壓縮性能參數;②舊閥座密封(BD=250mm)，材料參數為舊閥座密封長時/短時壓縮性能參數。

圖17 位移-預緊力關系分析有限元模型

　　計算的新、舊閥座位移-預緊力關系數據見表8，對應圖形曲線見圖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口側閥座密封模型。在該預緊量下，新舊閥座密封的啟動力矩相差大約一倍(舊閥座1612NM，新閥座3194NM)，使用新閥座時閥門所需啟動力矩已經超出氣動頭的驅動力矩，導致閥門無法開啟。

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，是造成閥門在長時間運行后無法開啟的核心因素，而且進口側密封模式是主導模式。

　　后經與國外廠家交涉核實新一批閥座密封存在質量問題，主要是曲面直徑尺寸偏小。因為過程中制造工廠變化了，質量控制環節出現管理漏洞，廠家召回這批備件并重新提供合格備件。此外，核電廠根據廠家提供的正確參數自行制定了驗收測量程序，并研發出球閥模擬裝置，對閥座密封備件逐一進行扭矩測試，合格方能驗收，此問題得到了徹底解決。