譚 鑫 譚術(shù)洋 周 寧 王 磊 李 毅 艾 陽 蘇 舒

（中國核動(dòng)力研究設(shè)計(jì)院核反應(yīng)堆系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

為滿足反應(yīng)堆一回路系統(tǒng)安全、可靠運(yùn)行的要求，核動(dòng)力裝置用閥門的壁厚設(shè)計(jì)大都采用相對(duì)保守的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，這使得核動(dòng)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(jì)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(duì)閥體壁厚的分析， 發(fā)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)中閥體壁厚的計(jì)算僅與通徑、壓力有關(guān)，與閥體結(jié)構(gòu)無關(guān)，同時(shí)為保證閥體強(qiáng)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(shí)高溫下球閥壁厚的增加會(huì)使熱應(yīng)力迅速增加、削弱閥體強(qiáng)度［3］。謝匡對(duì)比分析了旁路閥壁厚設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，得出高溫高壓閥門壁厚設(shè)計(jì)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(jì)存在缺失，結(jié)合壁厚設(shè)計(jì)公式和抗拉、抗扭測試校核的設(shè)計(jì)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(jì)（尤其針對(duì)高溫高壓閥門）時(shí)存在安全裕量過大，適應(yīng)性不高的情況。 針對(duì)核動(dòng)力系統(tǒng)對(duì)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(jì)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(yàn)研究，驗(yàn)證該方法的可行性，為核動(dòng)力系統(tǒng)閥門的輕量化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 閥門閥體壁厚設(shè)計(jì)方法

1.1 閥門閥體壁厚設(shè)計(jì)方法分類

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

基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的閥門壁厚設(shè)計(jì)方法有兩種，一是根據(jù)閥門設(shè)計(jì)壓力、 溫度確定壓力等級(jí)，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(jì)壓力、溫度確定壓力等級(jí)，利用壁厚與內(nèi)徑的經(jīng)驗(yàn)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(yàn)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(jì)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(diǎn)，因此閥體內(nèi)壁應(yīng)滿足第四強(qiáng)度理論要求。 通過對(duì)第四強(qiáng)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(jì)方法，即：

1.1.3 基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計(jì)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(shí)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(jì)公式，即：

據(jù)調(diào)研， 以上3種壁厚設(shè)計(jì)方法均來源于對(duì)壓力容器壁厚設(shè)計(jì)理論的修正。 但基于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的閥門壁厚設(shè)計(jì)方法存在安全裕量設(shè)計(jì)過大的問題；相較于基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計(jì)方法而言，基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設(shè)計(jì)方法以最大應(yīng)力處的應(yīng)力為基礎(chǔ)開展壁厚設(shè)計(jì)，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(jì)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(jí)進(jìn)行核級(jí)閥門壁厚設(shè)計(jì)， 對(duì)于RCCM未給定材料采用強(qiáng)度近似材料的磅級(jí)，故現(xiàn)行閥門閥體最小壁厚設(shè)計(jì)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(jì)方法能達(dá)到壁厚減薄的效果。 但磅級(jí)對(duì)閥門閥體厚度影響較大，為了準(zhǔn)確計(jì)算不同材料的磅級(jí)，還需要開展材料磅級(jí)研究。

1.2 磅級(jí)計(jì)算研究

磅級(jí)（壓力等級(jí)額定指數(shù)）決定了該種材料閥門在對(duì)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(jí)計(jì)算獲得不同材料、不同磅級(jí)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(jì)壓力下磅級(jí)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(jì)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(jì)算結(jié)果對(duì)比。

圖1 溫度-壓力額定值計(jì)算結(jié)果對(duì)比

表1 321奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計(jì)算結(jié)果

表2 316奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計(jì)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(jí)的增加而增加；相同磅級(jí)下，兩種材料工作壓力均隨溫度的升高呈下降趨勢，且磅級(jí)越高，這種趨勢越明顯；常溫下相同磅級(jí)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(jì)值將會(huì)偏大。 因此，基于筆者提出的磅級(jí)計(jì)算方法，結(jié)合薄壁圓筒理論確定閥體壁厚的設(shè)計(jì)方法更為合理。

1.3 閥體壁厚設(shè)計(jì)實(shí)例

為驗(yàn)證閥體壁厚設(shè)計(jì)方法具有減薄效果，筆者選取高溫、高壓（設(shè)計(jì)壓力17.2 MPa，設(shè)計(jì)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(jì)， 并與厚壁圓筒理論計(jì)算值和電磁閥所采用RCCM規(guī)范的原設(shè)計(jì)方案進(jìn)行對(duì)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(duì)復(fù)雜， 因此選取該閥門進(jìn)行閥體壁厚設(shè)計(jì)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(jì)算結(jié)果， 采用插值法確定該材料在對(duì)應(yīng)壓力、溫度下的磅級(jí)，并依據(jù)式（4）開展了閥門最小壁厚設(shè)計(jì)計(jì)算。 該方法的設(shè)計(jì)結(jié)果與厚壁圓筒理論計(jì)算結(jié)果（式（1））、標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范計(jì)算結(jié)果對(duì)比見表3。

表3 Y型閥體壁厚設(shè)計(jì)結(jié)果

對(duì)比表3中的計(jì)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(duì)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(jí)計(jì)算的薄壁圓筒閥體壁厚設(shè)計(jì)方法可以實(shí)現(xiàn)壁厚減薄。

2 閥體承壓性能分析

2.1 計(jì)算模型與評(píng)定工況

為驗(yàn)證壁厚減薄后的閥門可行性，采用有限元分析方法對(duì)所設(shè)計(jì)的電磁閥開展了閥體承壓性能分析。 因只針對(duì)閥體、法蘭及閥套等承壓部件，故建立模型時(shí)未考慮螺母等部件，且將電磁驅(qū)動(dòng)頭簡化為一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)，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(píng)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(jì)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(yàn)壓力（42 MPa）。 4種工況下的載荷組合見表5。

圖3 電磁閥計(jì)算模型示意圖

表4 Y型閥體材料屬性

表5 計(jì)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(gè)應(yīng)力評(píng)價(jià)路徑（圖4），應(yīng)力計(jì)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(píng)價(jià)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(qiáng)度裕量較小，減薄后的閥體仍然滿足4種工況對(duì)閥體的強(qiáng)度要求。 圖5表明設(shè)計(jì)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(qiáng)度裕量，但總體而言4種工況下的最大應(yīng)力評(píng)價(jià)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(jì)準(zhǔn)則要求。

圖4 閥體應(yīng)力評(píng)定路徑

圖5 計(jì)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(gè)應(yīng)力評(píng)價(jià)路徑（圖6）， 應(yīng)力計(jì)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(píng)價(jià)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(shí)還因厚度減薄而降低了強(qiáng)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(píng)價(jià)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(qiáng)度裕量，即最大應(yīng)力處的實(shí)際厚度也遠(yuǎn)大于法蘭強(qiáng)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(píng)定路徑

圖7 計(jì)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(gè)應(yīng)力評(píng)價(jià)路徑（圖8）， 應(yīng)力計(jì)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(píng)價(jià)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(duì)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(jì)算結(jié)果與法蘭基本一致，即閥套限值遠(yuǎn)大于應(yīng)力計(jì)算最大值，當(dāng)前壁厚下的閥套仍存在較大強(qiáng)度裕量，滿足最大應(yīng)力處的強(qiáng)度要求。

圖8 閥套應(yīng)力評(píng)定路徑

圖9 計(jì)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(jì)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(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證閥體壁厚設(shè)計(jì)方案的合理性，采用1.5倍常溫下額定壓力（36.68 MPa）對(duì)電磁閥樣機(jī)開展了水壓強(qiáng)度試驗(yàn)， 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?cè)囼?yàn)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(qiáng)度試驗(yàn)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(jì)方法滿足強(qiáng)度要求。 隨后進(jìn)行了水壓密封試驗(yàn)，試驗(yàn)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(jì)算獲得了不同溫度和磅級(jí)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(jí)，解決RCCM材料磅級(jí)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(jí)計(jì)算的薄壁圓筒閥體壁厚設(shè)計(jì)方法計(jì)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(jì)方法相比，壁厚減薄效果明顯。

4.3 采用有限元分析方法對(duì)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(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)證了閥體承壓和閥門動(dòng)作、密封等性能。 結(jié)果表明，閥體、法蘭、閥套等承壓部件強(qiáng)度滿足要求，閥體壁厚設(shè)計(jì)合理。