譚 鑫 譚術(shù)洋 周 寧 王 磊 李 毅 艾 陽 蘇 舒

（中國核動力研究設(shè)計院核反應(yīng)堆系統(tǒng)設(shè)計技術(shù)重點實驗室）

為滿足反應(yīng)堆一回路系統(tǒng)安全、可靠運行的要求，核動力裝置用閥門的壁厚設(shè)計大都采用相對保守的設(shè)計準(zhǔn)則，這使得核動力裝置用閥門的重量和外形尺寸普遍偏大， 易導(dǎo)致制造成本增加，空間布置可行性降低。

目前，閥門設(shè)計相關(guān)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)中均根據(jù)公稱壓力采用查表插值法確定閥門的最小壁厚，如GB/T 12224、ASME B16.34及RCCM等。 宋忠榮等研究了ASME B16.34對閥體壁厚的分析， 發(fā)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)中閥體壁厚的計算僅與通徑、壓力有關(guān)，與閥體結(jié)構(gòu)無關(guān)，同時為保證閥體強度和剛度，引入了1.5倍安全系數(shù)［1］。 唐先明認(rèn)為ASME B16.34閥體壁厚過于保守，不利于節(jié)省成本［2］。孫豐位等研究發(fā)現(xiàn)閥體壁厚越大，徑向力、周向力沿壁厚方向的非均勻化分布越明顯，同時高溫下球閥壁厚的增加會使熱應(yīng)力迅速增加、削弱閥體強度［3］。謝匡對比分析了旁路閥壁厚設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，得出高溫高壓閥門壁厚設(shè)計采用ASME B16.34極為保守，采用NB/T 47044及EN 12516更為合理和經(jīng)濟(jì)［4］。 卓威君認(rèn)為現(xiàn)行中低壓銅合金閥門壁厚設(shè)計存在缺失，結(jié)合壁厚設(shè)計公式和抗拉、抗扭測試校核的設(shè)計方法能有效解決該問題［5］。

由此可見，現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)和閥門制造廠在閥門閥體壁厚設(shè)計（尤其針對高溫高壓閥門）時存在安全裕量過大，適應(yīng)性不高的情況。 針對核動力系統(tǒng)對設(shè)備小型化、輕量化的要求，筆者在不突破現(xiàn)行規(guī)范的前提下開展基于薄壁圓筒理論的閥門閥體壁厚設(shè)計方法研究， 并以高溫高壓Y型電磁閥閥體為例， 開展承壓性能分析和試驗研究，驗證該方法的可行性，為核動力系統(tǒng)閥門的輕量化設(shè)計提供依據(jù)。

1 閥門閥體壁厚設(shè)計方法

1.1 閥門閥體壁厚設(shè)計方法分類

1.1.1 基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的閥門壁厚設(shè)計方法

基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的閥門壁厚設(shè)計方法有兩種，一是根據(jù)閥門設(shè)計壓力、 溫度確定壓力等級，結(jié)合閥門流道最小內(nèi)徑，查表插值確定閥門的最小壁厚；二是根據(jù)閥門設(shè)計壓力、溫度確定壓力等級，利用壁厚與內(nèi)徑的經(jīng)驗公式確定閥門的最小壁厚。 一般而言，查表插值法確定的閥門壁厚較經(jīng)驗公式法裕量更大。

1.1.2 基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法

厚壁圓筒理論的準(zhǔn)則是保證閥體內(nèi)壁（即應(yīng)力最大）處應(yīng)力不超過材料的許用應(yīng)力。 基于厚壁圓筒理論的應(yīng)力分析認(rèn)為應(yīng)力最大處位于閥體內(nèi)壁上，隨著內(nèi)壓增大最先達(dá)到屈服點，因此閥體內(nèi)壁應(yīng)滿足第四強度理論要求。 通過對第四強度理論進(jìn)行變形，并考慮介質(zhì)腐蝕等因素形成基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法，即：

1.1.3 基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法

薄壁圓筒理論的準(zhǔn)則是保證閥體沿壁厚的平均應(yīng)力（即膜應(yīng)力）不超過材料的許用應(yīng)力。 基于薄壁圓筒理論的應(yīng)力分析認(rèn)為閥門閥體壁厚的周向應(yīng)力應(yīng)小于材料的許用應(yīng)力。 考慮閥體的實際形狀、 閥體材料性能及介質(zhì)腐蝕等因素，形成基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計公式，即：

據(jù)調(diào)研， 以上3種壁厚設(shè)計方法均來源于對壓力容器壁厚設(shè)計理論的修正。 但基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的閥門壁厚設(shè)計方法存在安全裕量設(shè)計過大的問題；相較于基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法而言，基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法以最大應(yīng)力處的應(yīng)力為基礎(chǔ)開展壁厚設(shè)計，其材料許用應(yīng)力的安全系數(shù)選取也更加保守，因此其壁厚設(shè)計結(jié)果的安全裕量較大。

當(dāng)前， 國內(nèi)閥門廠家均采用厚壁圓筒理論、遵照RCCM給定的材料采用磅級進(jìn)行核級閥門壁厚設(shè)計， 對于RCCM未給定材料采用強度近似材料的磅級，故現(xiàn)行閥門閥體最小壁厚設(shè)計存在較大的安全裕量。 因此，通過以上分析認(rèn)為基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計方法能達(dá)到壁厚減薄的效果。 但磅級對閥門閥體厚度影響較大，為了準(zhǔn)確計算不同材料的磅級，還需要開展材料磅級研究。

1.2 磅級計算研究

磅級（壓力等級額定指數(shù)）決定了該種材料閥門在對應(yīng)溫度下的最大允許工作壓力， 即溫度-壓力額定值Psp：

筆者基于特殊壓力級計算獲得不同材料、不同磅級條件下的溫度-壓力額定值（式（5））并形成表格， 為不同材料在不同設(shè)計壓力下磅級的確定提供思路。 基于式（5）開展了高溫高壓閥門常用材料 （321奧氏體不銹鋼與316奧氏體不銹鋼）的溫度-壓力額定值計算，結(jié)果列于表1、2。 圖1所示為兩種材料溫度-壓力額定值計算結(jié)果對比。

圖1 溫度-壓力額定值計算結(jié)果對比

表1 321奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計算結(jié)果

表2 316奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計算結(jié)果

由圖1可知，相同溫度下，兩種材料工作壓力均隨磅級的增加而增加；相同磅級下，兩種材料工作壓力均隨溫度的升高呈下降趨勢，且磅級越高，這種趨勢越明顯；常溫下相同磅級的兩種材料的最大允許工作壓力基本相同，但隨著溫度的升高，321奧氏體不銹鋼的最大允許工作壓力大于316奧氏體不銹鋼，若遵照316奧氏體不銹鋼確定321奧氏體不銹鋼的磅值，高溫高壓用321奧氏體不銹鋼閥門閥體壁厚設(shè)計值將會偏大。 因此，基于筆者提出的磅級計算方法，結(jié)合薄壁圓筒理論確定閥體壁厚的設(shè)計方法更為合理。

1.3 閥體壁厚設(shè)計實例

為驗證閥體壁厚設(shè)計方法具有減薄效果，筆者選取高溫、高壓（設(shè)計壓力17.2 MPa，設(shè)計溫度350 ℃）Y型電磁閥閥體（圖2）開展依據(jù)薄壁圓筒理論的閥體壁厚設(shè)計， 并與厚壁圓筒理論計算值和電磁閥所采用RCCM規(guī)范的原設(shè)計方案進(jìn)行對比。 該閥門閥體為異形結(jié)構(gòu)，且在承壓和承受外載荷條件下的應(yīng)力和變形狀態(tài)相對復(fù)雜， 因此選取該閥門進(jìn)行閥體壁厚設(shè)計具有一定代表性。

圖2 電磁閥結(jié)構(gòu)示意圖

電磁閥閥體采用0Cr18Ni10Ti不銹鋼 （321奧氏體不銹鋼）材料，其直徑為DN80 mm。 基于表1的計算結(jié)果， 采用插值法確定該材料在對應(yīng)壓力、溫度下的磅級，并依據(jù)式（4）開展了閥門最小壁厚設(shè)計計算。 該方法的設(shè)計結(jié)果與厚壁圓筒理論計算結(jié)果（式（1））、標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范計算結(jié)果對比見表3。

表3 Y型閥體壁厚設(shè)計結(jié)果

對比表3中的計算結(jié)果可知， 基于厚壁圓筒理論和標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范確定的閥體壁厚相對薄壁圓筒理論來說偏保守，存在較大的安全裕量。

綜上所述， 在不突破現(xiàn)行規(guī)范的前提下，基于磅級計算的薄壁圓筒閥體壁厚設(shè)計方法可以實現(xiàn)壁厚減薄。

2 閥體承壓性能分析

2.1 計算模型與評定工況

為驗證壁厚減薄后的閥門可行性，采用有限元分析方法對所設(shè)計的電磁閥開展了閥體承壓性能分析。 因只針對閥體、法蘭及閥套等承壓部件，故建立模型時未考慮螺母等部件，且將電磁驅(qū)動頭簡化為一個質(zhì)量點，分析模型如圖3所示，其中閥體材料、法蘭及閥套材料、螺柱材料的材料屬性見表4。 應(yīng)力分析考慮了多載荷、多工況，評定準(zhǔn)則根據(jù)RCCM的相關(guān)規(guī)定執(zhí)行。 載荷包括自重、設(shè)計壓力、沖擊加速度（15g，分別施加于x、y、z方向）、內(nèi)壓力P、管道外載M及水壓試驗壓力（42 MPa）。 4種工況下的載荷組合見表5。

圖3 電磁閥計算模型示意圖

表4 Y型閥體材料屬性

表5 計算工況載荷組合

2.2 承壓性能分析結(jié)果與討論

2.2.1 閥體應(yīng)力分析

在閥體應(yīng)力較大位置取9個應(yīng)力評價路徑（圖4），應(yīng)力計算結(jié)果表明，4種工況下，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在應(yīng)力評價路徑1和2的位置（閥門進(jìn)口位置），其與限值的關(guān)系如圖5所示。由于閥體進(jìn)口處存在幾何形狀突變，且受溫度、壓力變化引起局部載荷等多種因素的影響， 因此在閥體進(jìn)口處出現(xiàn)了局部應(yīng)力集中，雖然強度裕量較小，減薄后的閥體仍然滿足4種工況對閥體的強度要求。 圖5表明設(shè)計工況下的應(yīng)力值與限值接近，其余3種工況均具有較大強度裕量，但總體而言4種工況下的最大應(yīng)力評價路徑的應(yīng)力值均小于限值， 這表明減薄壁厚的閥門閥體承壓能力滿足設(shè)計準(zhǔn)則要求。

圖4 閥體應(yīng)力評定路徑

圖5 計算工況下閥體應(yīng)力值與限值關(guān)系

2.2.2 法蘭應(yīng)力分析

在法蘭應(yīng)力較大位置取5個應(yīng)力評價路徑（圖6）， 應(yīng)力計算結(jié)果表明，4種工況下應(yīng)力最大值出現(xiàn)在應(yīng)力評價路徑4（法蘭開孔處），應(yīng)力最大值與限值關(guān)系如圖7所示。 法蘭開孔處因結(jié)構(gòu)連續(xù)性被破壞而產(chǎn)生了較高集中應(yīng)力，同時還因厚度減薄而降低了強度，因此具有較大應(yīng)力。 圖7表明4種工況下最大應(yīng)力評價路徑的應(yīng)力值均小于限值， 法蘭開孔處的應(yīng)力存在較大強度裕量，即最大應(yīng)力處的實際厚度也遠(yuǎn)大于法蘭強度所需厚度。 這表明減薄壁厚的法蘭仍具有較大安全裕量。

圖6 法蘭應(yīng)力評定路徑

圖7 計算工況下法蘭應(yīng)力值與限值關(guān)系

2.2.3 閥套應(yīng)力分析

在閥套應(yīng)力較大位置取6個應(yīng)力評價路徑（圖8）， 應(yīng)力計算結(jié)果表明，4種工況下應(yīng)力最大值出現(xiàn)在應(yīng)力評價路徑3（6），即閥套最大應(yīng)力出現(xiàn)在支座結(jié)構(gòu)不連續(xù)處，這是由于支座的約束反力對閥套筒體產(chǎn)生了局部應(yīng)力。 圖7為閥套應(yīng)力最大值與限值關(guān)系， 其計算結(jié)果與法蘭基本一致，即閥套限值遠(yuǎn)大于應(yīng)力計算最大值，當(dāng)前壁厚下的閥套仍存在較大強度裕量，滿足最大應(yīng)力處的強度要求。

圖8 閥套應(yīng)力評定路徑

圖9 計算工況下閥套應(yīng)力值與限值關(guān)系

以上結(jié)果表明， 采用薄壁圓筒理論與溫度-壓力額定值相結(jié)合的閥體壁厚設(shè)計方法合理可行，能達(dá)到高溫高壓閥門小型化、輕量化的目的。

3 閥體水壓強度試驗驗證

為進(jìn)一步驗證閥體壁厚設(shè)計方案的合理性，采用1.5倍常溫下額定壓力（36.68 MPa）對電磁閥樣機(jī)開展了水壓強度試驗， 測試了進(jìn)口管段內(nèi)孔、出口管段內(nèi)孔、閥座密封面、閥體頸部內(nèi)孔的應(yīng)變情況。 結(jié)果表明閥體的最大應(yīng)變試驗壓力為36.45 MPa，最大應(yīng)變位置為閥體頸部，閥體存在永久變形部位，這說明電磁閥水壓強度試驗的最高限制與1.5倍的常溫下最大允許工作壓力 （即36.68 MPa）基本一致，閥體壁厚設(shè)計方法滿足強度要求。 隨后進(jìn)行了水壓密封試驗，試驗過程中閥體與閥蓋的連接處無滲漏、閥座密封處的泄漏率滿足要求，這一結(jié)果表明高壓下閥體的變形不影響閥座密封性能。

4 結(jié)論

4.1 通過計算獲得了不同溫度和磅級下材料的溫度-壓力額定值并形成表格， 由此基于查表插值法確定給定溫度和壓力下閥體材料磅級，解決RCCM材料磅級提供不全的問題。

4.2 以高溫高壓Y型電磁閥閥體為例，采用基于磅級計算的薄壁圓筒閥體壁厚設(shè)計方法計算了閥體壁厚，與基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范和厚壁圓筒理論的閥體壁厚設(shè)計方法相比，壁厚減薄效果明顯。

4.3 采用有限元分析方法對壁厚減薄后電磁閥閥體典型位置開展了承壓性能分析，并通過水壓強度試驗驗證了閥體承壓和閥門動作、密封等性能。 結(jié)果表明，閥體、法蘭、閥套等承壓部件強度滿足要求，閥體壁厚設(shè)計合理。