小口径浮动球球阀阀座压缩量的分析

1、概述

小口径浮动球球阀结构简单，工作压力低，一般 只要在现场对阀座压缩量适度调整，都能使 密封性能达到规模生产的要求，但如果同时还要求 规范启闭力矩和使用寿命，就需要针对的特 殊性能和阀座的结构特征，分析阀座的压缩量和受 力状态，优化阀座压缩量和密封件的结构尺寸，满足阀座性能的各项要求。

2、阀座压缩量

阀座的设计压缩量叭J由预压缩量、定形压 缩量A和磨损补偿量构成。

2.1、预压缩量 球阀出口端阀座的静密封面与动密封面一样都是通过阀体、阀盖和球体对阀座预压缩和介质压力的共同作用获取密封力。由于介质作用力 分担了出口端部分密封力，因此预压缩量应从必须压缩量中减去介质压缩量öJZ 单侧阀座预压 缩量为

（1）必须压缩量60 阀座必须压缩量由动密封面x轴向压缩量和静 密封面压缩量叠加。根据虎克定律按各自必须比压 qd或，训一算动密封压缩率或静密封压缩率。

以球体与阀座上圆角r的切点为基点，其至静 密封面的距离设为阀座承压的基础厚度。则实 现密封的单侧x轴向必须压缩量为

式中一一一动密封面的x轴向压缩量

球阀关闭时，介质压力Ps通过球体作用于出口端阀座，使其获得介质作用力FMJO FMJ = APS （4）由此动密封面和静密封面各自向中性面挤压，但动密封面Y轴投影面积蓋与静密封面积召并不相等，因此取其平均值计算阀座的介质压应力为

2.2、 定形压缩量厶

（1） 密封件加工偏差绝对值总量 密封件加工偏差累积量，使阀体、阀盖和球体型腔收缩产生压缩量。这些偏差主要来自于阀体（阀盖）接口面至静密封面间距的负偏差，阀座承压基础厚度的正偏差，球体直径正偏差以及球体圆度公差。因加工精度限制，累积量一般集中在加工偏差绝对值总量的50％、80％之间。由于动密封宽度的要求累积量不宜低于总量的50％，因此试图利用组装时正负偏差互相对冲，对零件取双向偏差（其实质是对公称尺寸的修正）以获取所需压缩量的可能性较小。

（2） 压缩变形
PTPE在25 ℃时的假屈服极限 14• 3MPa[2]，当阀座承受该压力24h后会产生巧• 44％压缩变形，其中8 • 12％为永久变形田。利用这个特性，按密封件加工偏差绝对值总量的70％、80％设置定形压缩量A，迫使阀座压缩变形后与球体表面、阀体和阀盖静密封面贴实，补偿密封面微观不平度和球体不圆度的不足，在阀座锥面挤压出有效稳定的球形密封面。在定形之后定形压缩量包括可能超出的加工偏差，依靠冷流负荷在变形流失中缓慢消除。取50％为定形压缩量时，阀座结构尺寸会进一步缩减，但该组尺寸并不能满足80％对阀座强度的要求。因此阀座的定形压缩量A和阀座承压基础厚度（图 ）均取决于密封件实际的加工工艺水平。若按密封件加工偏差绝对值总量的70％设定A ,则 ：A/8口％一8 • 64

2.3、磨损补偿量 根据球阀公称压力下满足密封性能启闭次数” 的要求，按平均磨损率、密封时阀座平均压强％与磨损试验压力之比六计算磨损补偿量。

2.4、试验数据

（1）、压缩弹性模量E
试验用的4组PTFE压缩弹性模量为268、265、 303和284MPa，平均值为E =280MPao低于各资料中的弹性模量、拉伸弹性模量或弯曲弹性模量。
（2）、磨损量
在2• 0MPa压力下，不锈钢球在湿润面来回摩擦2 000次，二组平均磨损量为0•巧m，平均磨损率：7巧E -7mm/次（注：此数据及压缩弹性模量均经过测定）。
（3）、定形压缩量
将球体和阀座装人由阀体和阀盖组成的球形腔中（DN = 41mm，r = 2mm，：60。，：32mm），巧组 D№0球阀测定数据显示，由于阀座在生产储存过程产生扭曲变形0• 30n皿，24h后全部矫正至设计尺寸。以此为测量基点，6个月后单个阀座定形压缩量平均值A：0• 33mm，变形率为8％一8巧％。与文献[ 1 ]中的变形率略有波动，时间也延长至半年以上。可见，阀座在设定的压缩型腔中，经历了矫正变形（增强没有这个过程或不明显）、永久变形和密封（弹性）变形3个过程。前2个过程分界线是阀座设计尺寸，后2个过程的分界线是假屈服极限。 相关，是维持阀门正常启闭寿命的基本条件。

3.1、出口端阀座总轴向密封力FMZ

由于阀座和壳体不是粘接密封而是压缩密封，因此出口端阀座轴向总密封力FMZ应由阀座轴向动密封力FdX和静密封力FJX合成。文献[ 1 ]推荐FMZ ：FNC0，其值得推敲，FN是FMZ分力，应小于FMZ，其次未纳人静密封力，不适合压缩密封的静密封结构。由此计算的启闭力矩也与测量值不符。忽略空心球重力影响，FdX在动密封面上分解为法向力FN和摩擦力FT。其中FT为较小量，省略不计，则FdX分解为一对法向力（图1），显然

中FN一一密封面上的法向力,N 阀座静密封力FJX为
阀座轴向总密封力FMZ为
FMZ：2qdScosß + qJB （10）式中FMz—出口端阀座总轴向密封力,N
‰、q了一．动密封、静密封必须比压，MPa
B 阀座静密封面面积，皿12
B =—(DM2一乃q2）
Dp、DM一一一静密封面内、夕卜径,mm
．s一一动密封面表面积（按圆锥面计算），
S=TbMd(YQ+Yp)
YQ、Yp一一一为动密封面内、外半径,mm

3.2、出口端阀座的抗压强度

由尸作用在静密封面上的压缩应力，不应大于的许用抗压强度CöY ]：12• 9Mpa[l]

3.3、出口端阀座密封面的抗冷流强度密封时，阀座平均承压厚度九将承受介质压缩量、预压缩量和磨损补偿量施加的平均压强％，
" 其值不允许超出假屈服极限，否则在“冷流负荷作用下磨损补偿量将逐渐被吞噬甚至影响预压缩量，一直降到实际压强低于假屈服极限为止，降低使用寿命和密封性能。反之如％过低，则使磨损补偿量额外增加，给启闭力矩加码。为此应控制
(ö0+öMOE< Cp （12） 4阀座尺寸
为同时满足阀座对强度、密封性能、启闭寿命和启闭力矩的各项要求，需要对阀座结构尺寸进行优化设计，获取理想的压缩量。以PN16一DN50浮动球球阀的厑阀座为例展开计算（图2）。

4.1、尺寸初选

初选尺寸需要在阀座强度计算和性能测算的平衡中调整和确认。取流道直径（降1档）DN = 40mm，球半径（0 • 75、0 • 9R：32mm，流道与圆锥面相交圆角半径r：Imm，圆锥面的半锥角（应大于 仪：52• 5。密封面宽度裕量的x轴投影长度hK ：0• 9n皿，护锥边宽（初选冲B：1.5mm，静密封面外径45。倒角的边长c：0• 8mm，静密封面巧。角长边v：1.2mm，平均磨损率= 7巧E一7m艹／次，压缩弹性模量E：280MPa，密封件加工偏差绝对值总量，：0• 38mmo

4.2、解曲线方程

置球体与阀座的圆角r相切，将圆锥面母线坐标平移K至球的圆心，截距K为
=0. 5DN + r+ + r) 2 一 （0巧DN + r)2
（13）列圆锥面母线的线方程和球体的圆方程。
Y=tana(K—X) （14） X2 + = 2 （巧）、求圆锥面母线与流道母线的交点J、圆锥面母线与 端面交点F的x轴坐标（图3）。
K—0. 5DN= 24．96mm
Fx =X +hj—H=21.96mm