何 俊 韓龍生 彭成武 李華祖 龐 媛 李 超 宋鵬飛

(湖北泰和石化設備有限公司 宜昌 443000)

1 引言

隨著低溫環(huán)境應用技術的發(fā)展,低溫流體得到越來越廣泛的應用,例如液氮被廣泛地應用于工業(yè)生產、科研領域、醫(yī)療衛(wèi)生等,液氮和液氧作為火箭推進劑在國防領域表現出顯著優(yōu)點[1]。另外,近年來,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,越來越受到社會青睞,很多國家都將LNG 列為首選燃料,天然氣在能源供應中的比例迅速增加。

低溫閥門在液化天然氣(LNG)接收站中有著廣泛的應用,主要用來控制管道介質的截斷或連通,由于LNG 具有易燃、易爆和低溫等特點,其密封性能直接關系到LNG 管道系統的運行安全[2]。而根據《中國“十三五”規(guī)劃》指出大力發(fā)展相關產業(yè),逐步把天然氣、太陽能光熱培育成主體能源之一,力爭使這兩大能源消費比重翻番。在此背景下,國內閥門行業(yè)必須打破現有格局,進軍高端閥門領域成為當下行業(yè)發(fā)展的必然趨勢。尤其是大口徑高磅級低溫球閥,此類球閥產品的核心技術長期被外國廠家壟斷,國內大口徑高磅級球閥基本都是依賴進口。在面對制造技術強大的歐美發(fā)達國家,國內閥門行業(yè)處于發(fā)展不成熟、技術落后。閥門生產企業(yè)大多采取在原有產品上稍作改進或者模仿國外同類產品的方式,獨立自主創(chuàng)新不夠[3],因此缺少具有自主知識產品的核心技術和具有國際競爭力的高端產品。國內低溫閥門高端產品的市場需求和前景巨大,市場對低溫閥門高端產品的期望也是空前的,只有不斷實現產品的創(chuàng)新,提高低溫閥門的技術質量,才能有效填補國內空白,在低溫閥門市場占領制高點,實現國產化的發(fā)展需求。

在此基礎上,通過對液化天然氣作業(yè)要求的分析及大口徑高壓球閥不足之處的研究,設計出一種中道自密封球閥結構形式,對其密封結構做出改進,使密封性能更為安全可靠,并對核心受力部件進行力學計算,防止零部件受力損壞,采用有限元分析方法來驗證計算結果的正確性。

2 結構特點介紹

球閥閥體閥蓋一般通過螺栓連接,由中道螺栓提供預緊力,不僅要抵擋中道產生的介質壓力,還要提供密封所需的壓力。在高壓環(huán)境中,僅靠螺栓預緊難以滿足設計需要,特別是當設計壓力達到25 MPa 及以上時,不但要考慮材料在低溫-196 ℃環(huán)境中的性能改變,還需應對球閥中腔液體介質汽化的可能,汽化后壓力會驟增,單單依靠螺栓的力學性能,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構,對其原理及可靠性進行了分析,并進行仿真驗證校核,力求優(yōu)化高壓低溫大口徑球閥結構,打破國外壟斷局面。

如圖1 所示,為所設計自密封結構,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:球體上方設有球體蓋,球體與球體蓋之間設有自潤滑軸承;球體蓋下端外部有一斜面結構,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 中腔自密封詳細結構Fig.1 Detailed structure of cavity self sealing

相對于常規(guī)的中道結構,閥體閥蓋之間采用螺栓連接,閥體中腔介質壓力都由螺栓承受。圖1 所示這種自密封形式,介質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。該中腔自密封結構設計了三道密封形式,第一道為唇式密封,自帶補償作用;第二道密封為硬密封,在介質壓力的作用下,金屬環(huán)產生輕微變形,并產生一定的擠壓力,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緊力。三道密封結構,極大的保證了密封性能,且第二道密封為自密封結構,壓力越大,密封效果越好,適用于高磅級球閥。

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)之間有一個初始預緊密封力,然后在介質壓力作用下,球體蓋產生向上的運動趨勢,擠壓金屬環(huán)內圈錐面密封面,實現金屬環(huán)和球體蓋之間的密封,當介質壓力達到足夠高,金屬環(huán)會產生一定的形變,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,其實質是介質力大部分作用于四開環(huán),不需中道螺栓來承擔。不僅減輕了螺栓的負擔,還可極大的減少中法蘭的尺寸,節(jié)約成本。

3 可靠性計算

這種中腔自密封結構球閥,可以滿足不同工況的作業(yè)需求。當介質壓力不高時,第一、三道密封形式就足以滿足密封性能的要求,當介質壓力較大時,第二道自密封結構形式得以實現,提高了高壓工況下的密封性能和安全性。該結構難點在于第二道密封形式的實現,需要介質提供的力可以滿足金屬對金屬的硬密封要求,因此要計算其硬密封處的密封比壓,以驗算是否符合密封條件。同時,還要對主要承力部件金屬密封環(huán)、四開環(huán)等進行力學計算,以驗算這些受力件的強度是否可靠。

將中道幾個主要受力部件結構簡化為圖2 所示物理模型,進行可靠性分析,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,以阻擋介質逸出。

圖2 簡化物理模型Fig.2 Simplified physical model

3.1 密封性能計算

由于螺栓提供的初始預緊力相對于介質力來說小得多,在此忽略不計。首先對金屬密封環(huán)的密封性能進行計算,即計算圖2 中B部件ab、cd兩個面的密封比壓。A部件受到介質壓力P的作用,其受力F為:

式中:D為A部件外徑,mm;d為A部件內徑,mm;P為介質壓強,MPa。

A部件在介質壓力的作用下,與B部件在錐面ab形成擠壓,計算ab處的擠壓應力,與密封必需比壓和許用擠壓強度進行對比,驗算其強度和密封性能。簡化計算過程,可得:

式中:D1為B部件密封斜面內徑,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度,MPa。

B部件與閥體之間的環(huán)形空間的擠壓應力為:

式中:σcd為B部件與閥體環(huán)形接觸斜面的擠壓強度,MPa。

B部件與閥體和A部件間的密封都屬于硬密封,根據硬密封必需比壓的經驗算法,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。

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

在實際設計過程中,為了B部件可以更好的裝配進入閥體中,B部件與閥體之間為間隙配合,因此式(2)、式(3)的計算值會比實際偏大。在實際工況當中,B部件在介質力的作用下產生輕微形變,彌補與閥體之間的間隙,產生一定的擠壓,達到密封作用。

3.2 零部件可靠性分析

四開環(huán)C為最終主要承力件,需要對其強度進行計算,以防四開環(huán)C被破壞,導致結構失效。C部件的df面和de面為危險截面,對這兩個截面的受力進行計算分析即可驗證其強度。假設在力的傳遞過程中沒有摩擦消耗等其他損失,由此計算的理論應力值會大于真實值,計算值偏大,相當于放了一定的安全系數,安全性更高。

計算得df面受到的擠壓應力σdf為:

de面的剪切應力τde為:

C部件可簡化為外周固支受均布載荷的環(huán)形板,根據《化工容器設計》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,其具體公式較為復雜,在此就不詳細列舉。由所得彎矩M′可求得外周固支均布載荷環(huán)形板徑向最大應力為:

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

由式(9)可計算出C部件所受最大應力,在環(huán)形板外徑上下表面,即C部件直徑D處。根據式(5)、式(6)和式(9)計算出C 部件危險截面的受力,再結合具體作業(yè)工況,及材料相應的力學性能等,與給定的相應許用應力進行比較,檢驗所設計零部件結構的安全性,確保所設計的結構具有足夠的可靠性。

4 實例分析

為驗證所推導計算公式的合理性,以12″25 MPa球閥為例,采用有限元數值模擬的方法來計算主要受力部件的應力,對理論計算值和數值模擬結果進行對比分析。零部件材質為ASTM A351 CF8M,初步設計出各部件尺寸。表1 中為所設計12″25 MPa 球閥中自密封結構相關尺寸數據,壓力P取25 MPa。

表1 自密封結構相關尺寸Table 1 Dimensions of self sealing structure

簡化模型,將各項參數載入Ansys 軟件中,數值模擬自密封結構的受力情況,其結果如圖5 所示。忽略當中應力集中的影響,可以看到應力較大值分布在幾個受力部件危險截面處。

圖5 自密封結構主要受力情況Fig.5 Main stress conditions of self sealing structure

自密封結構中ab面、cd面、df面的受力和de截面的受力如圖6 所示,在這幾個受力面各取一個較均勻區(qū)域測量其應力,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面的最大應力為181.3 MPa左右。

圖6 危險截面受力分布Fig.6 Stress distribution of dangerous section

將表1 中數據代入式(1)—式(9),計算結果見表2。其中許用應力根據使用工況、環(huán)境等因素,會選擇不同的安全系數,所以其值也會不同,本文取值如表2 所示。

表2 自密封結構受力計算值Table 2 Stress calculation value of self sealing structure

將理論計算值與數值模擬結果進行對比,如圖7所示,兩種方法計算結果相近,理論計算值比數值模擬結果偏大,是由于理論計算做了簡化,忽略了摩擦等一些損耗。說明所推導計算公式還是較為符合實際,和分析相符,可以作為設計依據。

圖7 理論值與數值結果對比Fig.7 Comparison of theoretical and numerical results

將計算結果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,符合設計需求。將計算結果與許用應力相比較,可知密封環(huán)ab面的擠壓應力略大于許用,而四開環(huán)de截面的彎矩遠大于許用彎矩,有發(fā)生破壞的隱患。因此,需對主要承力部件尺寸進行微調,增強其強度,以滿足設計需求。

5 結論

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

(2)推導出主要受力部件的計算公式,與數值模擬結果相對比,兩種計算結果相近,計算方法可靠,可以為該種自密封結構設計提供理論依據。

(3)研究設計出的自密封球閥結構,提供一種新的大口徑超高壓球閥設計思路,推進國產化進程,為行業(yè)的發(fā)展提供理論參考。