低溫高壓自密封球閥研究設(shè)計(jì)

何 俊 韓龍生 彭成武 李華祖 龐 媛 李 超 宋鵬飛

(湖北泰和石化設(shè)備有限公司 宜昌 443000)

1 引言

隨著低溫環(huán)境應(yīng)用技術(shù)的發(fā)展,低溫流體得到越來(lái)越廣泛的應(yīng)用,例如液氮被廣泛地應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)、科研領(lǐng)域、醫(yī)療衛(wèi)生等,液氮和液氧作為火箭推進(jìn)劑在國(guó)防領(lǐng)域表現(xiàn)出顯著優(yōu)點(diǎn)[1]。另外,近年來(lái),隨著能源緊缺,液化天然氣也成為主要能源之一,液化天然氣具有清潔、高效的特點(diǎn),越來(lái)越受到社會(huì)青睞,很多國(guó)家都將LNG 列為首選燃料,天然氣在能源供應(yīng)中的比例迅速增加。

低溫閥門在液化天然氣(LNG)接收站中有著廣泛的應(yīng)用,主要用來(lái)控制管道介質(zhì)的截?cái)嗷蜻B通,由于LNG 具有易燃、易爆和低溫等特點(diǎn),其密封性能直接關(guān)系到LNG 管道系統(tǒng)的運(yùn)行安全[2]。而根據(jù)《中國(guó)“十三五”規(guī)劃》指出大力發(fā)展相關(guān)產(chǎn)業(yè),逐步把天然氣、太陽(yáng)能光熱培育成主體能源之一,力爭(zhēng)使這兩大能源消費(fèi)比重翻番。在此背景下,國(guó)內(nèi)閥門行業(yè)必須打破現(xiàn)有格局,進(jìn)軍高端閥門領(lǐng)域成為當(dāng)下行業(yè)發(fā)展的必然趨勢(shì)。尤其是大口徑高磅級(jí)低溫球閥,此類球閥產(chǎn)品的核心技術(shù)長(zhǎng)期被外國(guó)廠家壟斷,國(guó)內(nèi)大口徑高磅級(jí)球閥基本都是依賴進(jìn)口。在面對(duì)制造技術(shù)強(qiáng)大的歐美發(fā)達(dá)國(guó)家,國(guó)內(nèi)閥門行業(yè)處于發(fā)展不成熟、技術(shù)落后。閥門生產(chǎn)企業(yè)大多采取在原有產(chǎn)品上稍作改進(jìn)或者模仿國(guó)外同類產(chǎn)品的方式,獨(dú)立自主創(chuàng)新不夠[3],因此缺少具有自主知識(shí)產(chǎn)品的核心技術(shù)和具有國(guó)際競(jìng)爭(zhēng)力的高端產(chǎn)品。國(guó)內(nèi)低溫閥門高端產(chǎn)品的市場(chǎng)需求和前景巨大,市場(chǎng)對(duì)低溫閥門高端產(chǎn)品的期望也是空前的,只有不斷實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的創(chuàng)新,提高低溫閥門的技術(shù)質(zhì)量,才能有效填補(bǔ)國(guó)內(nèi)空白,在低溫閥門市場(chǎng)占領(lǐng)制高點(diǎn),實(shí)現(xiàn)國(guó)產(chǎn)化的發(fā)展需求。

在此基礎(chǔ)上,通過(guò)對(duì)液化天然氣作業(yè)要求的分析及大口徑高壓球閥不足之處的研究,設(shè)計(jì)出一種中道自密封球閥結(jié)構(gòu)形式,對(duì)其密封結(jié)構(gòu)做出改進(jìn),使密封性能更為安全可靠,并對(duì)核心受力部件進(jìn)行力學(xué)計(jì)算,防止零部件受力損壞,采用有限元分析方法來(lái)驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的正確性。

2 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)介紹

球閥閥體閥蓋一般通過(guò)螺栓連接,由中道螺栓提供預(yù)緊力,不僅要抵擋中道產(chǎn)生的介質(zhì)壓力,還要提供密封所需的壓力。在高壓環(huán)境中,僅靠螺栓預(yù)緊難以滿足設(shè)計(jì)需要,特別是當(dāng)設(shè)計(jì)壓力達(dá)到25 MPa 及以上時(shí),不但要考慮材料在低溫-196 ℃環(huán)境中的性能改變,還需應(yīng)對(duì)球閥中腔液體介質(zhì)汽化的可能,汽化后壓力會(huì)驟增,單單依靠螺栓的力學(xué)性能,具有一定的隱患。

考慮到高壓環(huán)境的安全性及低溫工況的特殊性,提出一種高壓低溫環(huán)境下自密封球閥的結(jié)構(gòu),對(duì)其原理及可靠性進(jìn)行了分析,并進(jìn)行仿真驗(yàn)證校核,力求優(yōu)化高壓低溫大口徑球閥結(jié)構(gòu),打破國(guó)外壟斷局面。

如圖1 所示,為所設(shè)計(jì)自密封結(jié)構(gòu),包括閥體、閥蓋、閥桿、球體蓋、盤根、四開環(huán)、金屬環(huán)、密封圈等,其特征在于:球體上方設(shè)有球體蓋,球體與球體蓋之間設(shè)有自潤(rùn)滑軸承;球體蓋下端外部有一斜面結(jié)構(gòu),與密封圈、金屬環(huán)緊密貼合;金屬環(huán)由一四開環(huán)限位,四開環(huán)由擋塊限位;擋塊上方裝有盤根密封,盤根緊配于閥體和球體蓋之間。

圖1 中腔自密封詳細(xì)結(jié)構(gòu)Fig.1 Detailed structure of cavity self sealing

相對(duì)于常規(guī)的中道結(jié)構(gòu),閥體閥蓋之間采用螺栓連接,閥體中腔介質(zhì)壓力都由螺栓承受。圖1 所示這種自密封形式,介質(zhì)壓力作用于球體蓋上,再傳遞到四開環(huán),壓力主要作用于四開環(huán),中道螺栓只需提供必需的密封力即可。不僅安全性極大的提高,且中腔壓力越高,密封效果越好。該中腔自密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)了三道密封形式,第一道為唇式密封,自帶補(bǔ)償作用;第二道密封為硬密封,在介質(zhì)壓力的作用下,金屬環(huán)產(chǎn)生輕微變形,并產(chǎn)生一定的擠壓力,密封住球體蓋和閥體之間的間隙;第三道密封為石墨盤根密封,由中道螺栓提供密封預(yù)緊力。三道密封結(jié)構(gòu),極大的保證了密封性能,且第二道密封為自密封結(jié)構(gòu),壓力越大,密封效果越好,適用于高磅級(jí)球閥。

中腔第二道密封形式需要密封住金屬環(huán)、球體蓋和閥體之間的間隙,其主要密封原理為:螺栓提升球體蓋,使球體蓋與金屬環(huán)之間有一個(gè)初始預(yù)緊密封力,然后在介質(zhì)壓力作用下,球體蓋產(chǎn)生向上的運(yùn)動(dòng)趨勢(shì),擠壓金屬環(huán)內(nèi)圈錐面密封面,實(shí)現(xiàn)金屬環(huán)和球體蓋之間的密封,當(dāng)介質(zhì)壓力達(dá)到足夠高,金屬環(huán)會(huì)產(chǎn)生一定的形變,金屬環(huán)的外圈擠壓向閥體,密封住金屬環(huán)和閥體之間的間隙。作用于金屬環(huán)上的力傳遞到四開環(huán)上,四開環(huán)鑲嵌于閥體中,其實(shí)質(zhì)是介質(zhì)力大部分作用于四開環(huán),不需中道螺栓來(lái)承擔(dān)。不僅減輕了螺栓的負(fù)擔(dān),還可極大的減少中法蘭的尺寸,節(jié)約成本。

3 可靠性計(jì)算

這種中腔自密封結(jié)構(gòu)球閥,可以滿足不同工況的作業(yè)需求。當(dāng)介質(zhì)壓力不高時(shí),第一、三道密封形式就足以滿足密封性能的要求,當(dāng)介質(zhì)壓力較大時(shí),第二道自密封結(jié)構(gòu)形式得以實(shí)現(xiàn),提高了高壓工況下的密封性能和安全性。該結(jié)構(gòu)難點(diǎn)在于第二道密封形式的實(shí)現(xiàn),需要介質(zhì)提供的力可以滿足金屬對(duì)金屬的硬密封要求,因此要計(jì)算其硬密封處的密封比壓,以驗(yàn)算是否符合密封條件。同時(shí),還要對(duì)主要承力部件金屬密封環(huán)、四開環(huán)等進(jìn)行力學(xué)計(jì)算,以驗(yàn)算這些受力件的強(qiáng)度是否可靠。

將中道幾個(gè)主要受力部件結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為圖2 所示物理模型,進(jìn)行可靠性分析,其中A表示球體蓋,B表示金屬密封環(huán),C表示四開環(huán)。B部件不僅需要封住與A 部件之間的錐面,還需封住與閥體之間的柱面間隙,即要求ab、cd密封面上有足夠的密封比壓,以阻擋介質(zhì)逸出。

圖2 簡(jiǎn)化物理模型Fig.2 Simplified physical model

3.1 密封性能計(jì)算

由于螺栓提供的初始預(yù)緊力相對(duì)于介質(zhì)力來(lái)說(shuō)小得多,在此忽略不計(jì)。首先對(duì)金屬密封環(huán)的密封性能進(jìn)行計(jì)算,即計(jì)算圖2 中B部件ab、cd兩個(gè)面的密封比壓。A部件受到介質(zhì)壓力P的作用,其受力F為:

式中:D為A部件外徑,mm;d為A部件內(nèi)徑,mm;P為介質(zhì)壓強(qiáng),MPa。

A部件在介質(zhì)壓力的作用下,與B部件在錐面ab形成擠壓,計(jì)算ab處的擠壓應(yīng)力,與密封必需比壓和許用擠壓強(qiáng)度進(jìn)行對(duì)比,驗(yàn)算其強(qiáng)度和密封性能。簡(jiǎn)化計(jì)算過(guò)程,可得:

式中:D1為B部件密封斜面內(nèi)徑,mm;D2為B部件密封斜面外徑,mm;α為B部件斜面與豎直方向的夾角,°;h1為B部件斜面高度,mm;σab為A、B部件接觸錐面處的擠壓強(qiáng)度,MPa。

B部件與閥體之間的環(huán)形空間的擠壓應(yīng)力為:

式中:σcd為B部件與閥體環(huán)形接觸斜面的擠壓強(qiáng)度,MPa。

B部件與閥體和A部件間的密封都屬于硬密封,根據(jù)硬密封必需比壓的經(jīng)驗(yàn)算法,其必需密封比壓為:

式中:qMF為密封必需比壓,MPa;bM為密封面寬度,mm。

根據(jù)式(4)即可計(jì)算出ab面、cd面的必須密封比壓qMF1、qMF2,需所計(jì)算擠壓應(yīng)力σab、σcd滿足qMF1＜σab＜[σc],qMF2＜σcd＜[σc],[σc]為材料許用擠壓應(yīng)力。

在實(shí)際設(shè)計(jì)過(guò)程中,為了B部件可以更好的裝配進(jìn)入閥體中,B部件與閥體之間為間隙配合,因此式(2)、式(3)的計(jì)算值會(huì)比實(shí)際偏大。在實(shí)際工況當(dāng)中,B部件在介質(zhì)力的作用下產(chǎn)生輕微形變,彌補(bǔ)與閥體之間的間隙,產(chǎn)生一定的擠壓,達(dá)到密封作用。

3.2 零部件可靠性分析

四開環(huán)C為最終主要承力件,需要對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算,以防四開環(huán)C被破壞,導(dǎo)致結(jié)構(gòu)失效。C部件的df面和de面為危險(xiǎn)截面,對(duì)這兩個(gè)截面的受力進(jìn)行計(jì)算分析即可驗(yàn)證其強(qiáng)度。假設(shè)在力的傳遞過(guò)程中沒(méi)有摩擦消耗等其他損失,由此計(jì)算的理論應(yīng)力值會(huì)大于真實(shí)值,計(jì)算值偏大,相當(dāng)于放了一定的安全系數(shù),安全性更高。

計(jì)算得df面受到的擠壓應(yīng)力σdf為:

de面的剪切應(yīng)力τde為:

C部件可簡(jiǎn)化為外周固支受均布載荷的環(huán)形板,根據(jù)《化工容器設(shè)計(jì)》第三版可知,周邊固支受均布載荷圓板的徑向彎矩為:

式中:M為C部件截面所受彎矩,N·mm;μ為材料泊松比;q為圓板所受均布載荷,MPa。

如圖3 所示,若將周邊固支受均布載荷圓板中央挖去半徑r部分圓板,留下一固支環(huán)形圓板,在其內(nèi)周邊作用著與取走部分圓板外圓柱面上大小相等,方向相反的彎矩與剪力。則C部件彎矩M′可由圖4a、圖4b、圖4c 三個(gè)模型求得。

圖3 周邊固支圓板挖去半徑r 部分圓板受力圖Fig.3 Stress diagram for condition that a circular plate with radius r was removed from peripheral fixed circular plate

圖4 外周固支環(huán)形板彎曲問(wèn)題示意Fig.4 Bending diagram of annular plate with peripheral fixed support

MM和MQ分別為環(huán)形板受彎矩M1和剪力Q1引起的彎矩,其具體公式較為復(fù)雜,在此就不詳細(xì)列舉。由所得彎矩M′可求得外周固支均布載荷環(huán)形板徑向最大應(yīng)力為:

式中:K1為與環(huán)形板外徑內(nèi)徑相關(guān)的系數(shù),0.055;t為環(huán)形板厚度,mm。

由式(9)可計(jì)算出C部件所受最大應(yīng)力,在環(huán)形板外徑上下表面,即C部件直徑D處。根據(jù)式(5)、式(6)和式(9)計(jì)算出C 部件危險(xiǎn)截面的受力,再結(jié)合具體作業(yè)工況,及材料相應(yīng)的力學(xué)性能等,與給定的相應(yīng)許用應(yīng)力進(jìn)行比較,檢驗(yàn)所設(shè)計(jì)零部件結(jié)構(gòu)的安全性,確保所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)具有足夠的可靠性。

4 實(shí)例分析

為驗(yàn)證所推導(dǎo)計(jì)算公式的合理性,以12″25 MPa球閥為例,采用有限元數(shù)值模擬的方法來(lái)計(jì)算主要受力部件的應(yīng)力,對(duì)理論計(jì)算值和數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。零部件材質(zhì)為ASTM A351 CF8M,初步設(shè)計(jì)出各部件尺寸。表1 中為所設(shè)計(jì)12″25 MPa 球閥中自密封結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸數(shù)據(jù),壓力P取25 MPa。

表1 自密封結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸Table 1 Dimensions of self sealing structure

簡(jiǎn)化模型,將各項(xiàng)參數(shù)載入Ansys 軟件中,數(shù)值模擬自密封結(jié)構(gòu)的受力情況,其結(jié)果如圖5 所示。忽略當(dāng)中應(yīng)力集中的影響,可以看到應(yīng)力較大值分布在幾個(gè)受力部件危險(xiǎn)截面處。

圖5 自密封結(jié)構(gòu)主要受力情況Fig.5 Main stress conditions of self sealing structure

自密封結(jié)構(gòu)中ab面、cd面、df面的受力和de截面的受力如圖6 所示,在這幾個(gè)受力面各取一個(gè)較均勻區(qū)域測(cè)量其應(yīng)力,可知,ab面的受力在184.9 MPa左右,cd面的受力在160.1 MPa 左右,df面的受力在113.8 MPa 左右,de面的最大應(yīng)力為181.3 MPa左右。

圖6 危險(xiǎn)截面受力分布Fig.6 Stress distribution of dangerous section

將表1 中數(shù)據(jù)代入式(1)—式(9),計(jì)算結(jié)果見表2。其中許用應(yīng)力根據(jù)使用工況、環(huán)境等因素,會(huì)選擇不同的安全系數(shù),所以其值也會(huì)不同,本文取值如表2 所示。

表2 自密封結(jié)構(gòu)受力計(jì)算值Table 2 Stress calculation value of self sealing structure

將理論計(jì)算值與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,如圖7所示,兩種方法計(jì)算結(jié)果相近,理論計(jì)算值比數(shù)值模擬結(jié)果偏大,是由于理論計(jì)算做了簡(jiǎn)化,忽略了摩擦等一些損耗。說(shuō)明所推導(dǎo)計(jì)算公式還是較為符合實(shí)際,和分析相符,可以作為設(shè)計(jì)依據(jù)。

圖7 理論值與數(shù)值結(jié)果對(duì)比Fig.7 Comparison of theoretical and numerical results

將計(jì)算結(jié)果σab、σcd與必需密封比壓qMF1、qMF2比較,可知密封性能完全可以滿足,符合設(shè)計(jì)需求。將計(jì)算結(jié)果與許用應(yīng)力相比較,可知密封環(huán)ab面的擠壓應(yīng)力略大于許用,而四開環(huán)de截面的彎矩遠(yuǎn)大于許用彎矩,有發(fā)生破壞的隱患。因此,需對(duì)主要承力部件尺寸進(jìn)行微調(diào),增強(qiáng)其強(qiáng)度,以滿足設(shè)計(jì)需求。

5 結(jié)論

(1)研究設(shè)計(jì)的中道自密封球閥結(jié)構(gòu),其中道有三道密封結(jié)構(gòu),密封性能優(yōu)異,可以解決球閥在低溫高壓環(huán)境下中道螺栓預(yù)緊不足,易產(chǎn)生危險(xiǎn)的隱患。同時(shí),減少了球閥中道體積,極大的減輕了重量,節(jié)約了成本。

(2)推導(dǎo)出主要受力部件的計(jì)算公式,與數(shù)值模擬結(jié)果相對(duì)比,兩種計(jì)算結(jié)果相近,計(jì)算方法可靠,可以為該種自密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

(3)研究設(shè)計(jì)出的自密封球閥結(jié)構(gòu),提供一種新的大口徑超高壓球閥設(shè)計(jì)思路,推進(jìn)國(guó)產(chǎn)化進(jìn)程,為行業(yè)的發(fā)展提供理論參考。