黨建濤,米 博

(甘肅紅峰機械有限責任公司,甘肅 平涼 744000)

0 引 言

蒸汽疏水閥是蒸汽使用管線上的重要組成部分,它可以將蒸汽使用中釋放潛熱而產生的凝結水自動排放到設備之外,從而使蒸汽使用裝置的加熱效率保持在最高狀態(tài),并防止凝結水對設備及管道產生的一系列破環(huán)。同時,蒸汽疏水閥還能有效防止蒸汽泄漏,并排除空氣及其他不可凝氣體。

隨著技術的發(fā)展,蒸汽疏水閥的使用已經相當普及,對其性能和功能的研究也在不斷深入。為了進一步提高使用壽命,研發(fā)技術人員從內部結構上對蒸汽車疏水閥進行了設計和修改,希望設計出能滿足高溫、高壓和超大排量的高性能參數(shù)要求且閥體較小的蒸汽疏水閥。

另一方面,學者們對其密封性的研究也越來越深入,因為密封性是直接影響蒸汽疏水閥能否正常工作的重要因素。若密封不好則會導致蒸汽泄露,這將嚴重影響蒸汽疏水閥的工作性能,從而引起不必要的能源浪費。造成蒸汽疏水閥泄露的原因有很多,例如:螺栓的選型不當;裝配過程中預緊力不夠或過緊;墊片的材料或形式選擇不合適;墊片的薄厚不合適;墊片壓縮不足、過量或不均衡;反復的冷熱循環(huán);振動;在承壓狀況下墊片蠕變或螺栓伸長而造成的松弛;密封面光潔度不合適,太粗糙或者太細等。筆者全面考量了各種泄漏因素,通過對甘肅紅峰機械有限責任公司(920廠)生產的疏水閥法蘭-墊片-螺栓密封系統(tǒng)的理論分析,得出了螺栓預緊力的計算公式,并進行了預緊力控制研究,從而有效地解決了閥體與閥蓋之間的泄漏問題,使閥體閥蓋之間的密封性得到了加強,使產品質量得到了保障。

1 常溫下法蘭-墊片-螺栓系統(tǒng)預緊力研究(法蘭為剛性)

1.1 根據GB150.3-2011規(guī)定[1]

(1) 預緊狀態(tài)下的最小螺栓荷載

在預緊的狀態(tài)下,墊片所需要的最小螺栓荷載和最小墊片壓緊力為:

Wa=Fa=3.14DGby

(1)

(2) 操作狀態(tài)下的最小螺栓荷載

在運行過程中,螺栓所承受的力包括管道內的介質壓力P、墊片的壓緊力FP、彎矩M0、徑向力Fr。由于該處彎矩M0和徑向力Fr不易具體計算,所以將螺栓所受的相當壓力PC來等效彎矩M0和徑向力Fr,這里將管道的介質壓力P增大至PC≤1.5P。因此,在操作狀態(tài)下,螺栓所受的力:

(2)

由式(1)可知,在預緊情況下,墊片的最小壓緊力與參量b和y有關,但與運行情況無關,因此墊片的擠緊力不能作為實際的預緊力。實際中需要的預緊力是指在操作過程時保證法蘭密封性良好即保證螺栓在操作工況下荷載保持在WP值時的預緊力QP。

1.2 預緊力QP的分析計算[2-3]

螺栓和墊片從預緊狀態(tài)到工作狀態(tài)的荷載變化可以通過力學變形曲線來表示,如圖1所示。DB線表示螺栓的力與變形關系,FC線表示墊片的力與變形關系。第一階段:初擰螺栓至剛好接觸墊片,即為D點,此時螺栓與墊片均未受力,變形為零。第二階段:隨擰緊力增大至QP,此時螺栓伸長變形為δL,墊片的壓縮變形為δD。由于兩者的剛度不同,所以即使在同樣荷載下,其變形量也不相等(δL≠δD)。第三階段:閥體受內壓作用,在操作狀態(tài)下,當螺栓受流體靜壓總軸向力F后,其受力逐漸增大,變形量為ΔδL,則此時螺栓總的變形量為δL+ΔδL;同時,隨著螺栓的伸長,壓縮變形墊片也逐漸回彈,其壓縮量會相應減小ΔδD,有ΔδL=ΔδD。此時,螺栓受力增加至WP,墊片受力也由QP減小至壓縮墊片需要的螺栓荷載不發(fā)生泄露的值FP,FP為殘余預緊力。所以螺栓受到的總壓力等于殘余預緊力與工作拉力F之和。

圖1 法蘭連接處螺栓與墊片的受力及變形圖

分析圖1可知,A點即是希望的預緊狀態(tài),此處荷載為QP。如果不考慮墊片受力變化,螺栓的受力為QP+F,但由于墊片回彈,螺栓最終壓縮墊片的荷載為FP,再加上內壓引起的軸向力F,即為操作狀態(tài)下螺栓的總荷載WP。ΔF即為墊片回彈所減小的荷載值。

因此,預緊力QP不僅僅是WP+F,也不是預緊作用下需要的最小螺栓荷載Wa,更不是螺栓材料本身的極限應力,而是綜合考慮內壓作用、螺栓強度、墊片回彈等因素后得出的結果。

對墊片及螺栓應用胡克定律得:

(3)

(4)

由變形條件知 ΔδL=ΔδD,因此:

(5)

式中:PC為相當壓力;CD為墊片剛度;CL為螺栓剛度;AD為墊片的實際接觸面積;ED為墊片材料的彈性模量;tD為墊片厚度;AL為螺栓總截面面積;EL為螺栓材料的彈性模量;lL為螺栓的有效長度。

1.3 預緊力的范圍

(1) 預緊力的最小值

以上對預緊力的分析是建立在法蘭已形成預密封的基礎上,所以螺栓預緊力Fy需滿足式(1)的同時應大于等于保證工作狀態(tài)下密封性能所需的預緊狀態(tài)下的最小螺栓預緊力QP,即Fy≥max(Fa,Qp)。

(2) 預緊力最大值

如果墊片上的壓緊力超出了墊片所能承受的范圍,就會導致墊片發(fā)生塑性變形,失去回彈特性,甚至可能會造成墊片的損壞[4]。為了確保墊片的正常運行,必須設定一個最大允許的預緊力,定義為F1,以確保連接螺栓在內壓力P的作用下不會過度伸長,從而避免泄漏的發(fā)生。根據文獻[5],墊片單位有效密封面積上的壓緊力不得大于4y,即:

F1=πDGb·4y

(6)

當施加的預緊力超過螺栓強度要求時,便會造成螺栓螺紋的破壞而使螺栓失效。因此,此時也對應有一個最大載荷,即F2:

(7)

除此之外,預緊力太大也會引起法蘭變形失效,從而引起泄漏,但一般情況可忽略這種極端狀態(tài)。

所以Fy必須小于考慮各種因素下連接螺栓的最大許用預緊力中的最小值,即Fy

(3) 預緊力范圍

綜合以上分析得預緊力范圍為:max(Fa,Qp)≤Fy

2 高溫下法蘭-墊片-螺栓預緊力研究(法蘭為剛性)

假設閥體閥蓋為完全剛性,墊片近似為線彈性材料(柔性石墨板材墊片),在操作預緊螺栓至所需載荷的過程中,螺栓和墊片的受力-變形關系可簡化為如圖2所示。對螺栓和墊片的受力過程進行分解分析可知[6],與圖1不同的是,AA′段為螺栓溫度從安裝溫度升高到設計溫度過程中墊片的變形曲線,A′B′段為螺栓的內壓加載過程的受力曲線,AC′為內壓和溫度加載過程中墊片的回彈曲線。由圖2可知,預緊狀態(tài)變?yōu)椴僮鳡顟B(tài)過程中,隨著內壓引起的軸向力F的增加,螺栓載荷增加到B點,而墊片載荷由于回彈減小到C′點。如果不考慮在升壓過程中墊片松弛的影響,螺栓載荷本應為A點對應的預緊力QP加上軸向力F,而實際操作狀態(tài)下壓緊墊片所需的螺栓載荷只為FP,因此組成操作狀態(tài)的最終螺栓載荷為F+FP[4]。

圖2 螺栓和墊片的受力-變形關系

對螺栓進行線性熱膨脹分析得:

(8)

(9)

對墊片,由胡克定律得[7]:

(10)

(11)

ΔF為單獨加載操作內壓引起的螺栓力增加; ΔF′為操作溫度加載引起的螺栓力減小;由上式求得ΔF及ΔF′分別為:

(12)

所以,所需要的螺栓總預緊力為:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′

(13)

根據預緊和密封的基本原則,墊片所需單個螺栓最小預緊力為:

(14)

(15)

為了確保墊片在預緊工作過程中不會因過分擠壓而失去回彈特性,文獻【5】指出預緊工況墊片中的應力不得大于4y,因此按ASME PCC-1附錄O中的目標墊片應力法求螺栓預緊力,可得:

(16)

因此,墊片所需單個螺栓的最大預緊力為:

(17)

3 預緊力矩的計算

預緊力矩是一項重要的指標,用來控制裝配過程中的緊固力。它可以是由扭矩扳手在緊固法蘭連接副中的螺釘時形成的扭矩,也可以是由液壓拉伸器在拉伸過程中形成的扭矩。一些常用的預緊方式(如活板手、套簡(死)扳手、加長力臂套筒扳手或敲擊扳手等)雖操作簡單,成本低,對螺栓要求也低,但往往很難較準確地控制預緊力。為了有效解決以上缺點,文中以液壓扭矩扳手為最終的預緊方式。

使用液壓扭矩扳手進行預緊可以節(jié)省時間和精力,并且能夠精確控制預緊力。這種方法的控制精度通常在±25%～40%之間。但是,由于緊固螺栓受到反作用力臂(側向力)的直接影響,預緊力的數(shù)值可能會變得不穩(wěn)定,并且容易受到螺紋副潤滑狀況的直接影響,造成“偏載”現(xiàn)象,從而引起螺栓螺母咬牙。

液壓拉伸器預緊除了具有液壓扭矩扳手的特點外,還具有螺紋副的潤滑狀況不影響液壓拉伸器預緊的優(yōu)點,可多個螺栓同時均勻預緊,預緊力大小可由油壓控制。通常,用于重要場合的M48以上螺栓預緊需要更高的成本,而且螺栓間距和伸出長度也有嚴格的要求,否則,一旦拉伸器被取下,螺栓法蘭就會松弛,從而影響預緊力。

如果使用液壓扳手來緊固螺栓,那么扳手產生的扭矩必須克服螺紋副之間以及螺母與支承面相互之間不斷增加的摩擦力,ASME PCC-1附錄K中給出扭矩可以通過式(18)進行簡化計算[8]:

T=KFD/1 000

(18)

式中:D為螺栓公稱直徑;F為目標螺栓荷載;K為螺母系數(shù);T為目標扭矩。

“K”是一個由實驗確定的與摩擦系數(shù)有關的無量綱常數(shù)。在環(huán)境溫度下的大多數(shù)應用中,K的值通常被近似認為是摩擦系數(shù)加0.04,在此基礎上,摩擦系數(shù)為0.16和0.12(見ASME PCC-1表1M/表1),分別對應于非涂層螺栓和涂層螺栓的螺母系數(shù)為0.20和0.16。

表1 閥體參數(shù)

如果使用液壓拉升器來緊固螺栓,那上緊油壓所產生的拉力必須克服螺栓逐漸增長的拉力,并在彈性范圍內拉長螺栓,以便于擰緊螺栓。但是,如果卸下拉伸器,螺栓連接法蘭會有較大的松弛量,也就是說會產生載荷損失。因此,拉伸器所需的拉伸力或油壓與螺栓預緊力之間的關系如下:

(19)

(20)

式中:F為內壓引起的總軸向力。

4 算 例

文中以自由浮球式疏水閥J7N-40(中壓)進行分析研究,圖3所示為疏水閥密封系統(tǒng)示意圖。疏水閥閥體、螺栓、墊片參數(shù)如表1、2、3所列。

圖3 閥體與閥蓋連接示意圖

表2 M12螺栓參數(shù)

表3 M12墊片的參數(shù)

4.1 常溫下螺栓預緊力

將數(shù)值代入式(1)得到預緊狀態(tài)下所需要的最小螺栓荷載即最小墊片壓緊力:

Wa=Fa=3.14DGby=133.156 kN

將數(shù)值代入式(2)得到蒸汽疏水閥在工作狀態(tài)下所需要的最小螺栓荷載,即螺栓所受的力:

由式(5)得出,要想螺栓的工作荷載一直保持在WP值,所需要螺栓的預緊力為QP如式(5)。

查《實用閥門設計手冊》表3-8,螺栓在20℃,200℃時彈性模量分別為2.20E5 MPa和2.10E5 MPa,線膨脹系數(shù)為12.6 μm/(m·℃);查表3-22,墊片在20℃,200℃時彈性模量為3.0E5 MPa。將數(shù)值代入式(3)、(4)得:

由于CL<

4.2 常溫下預緊力的范圍

(1) 預緊力的最小值

Fy≥max(Fa,Qp)=198.344 kN

(2) 預緊力最大值

由式(6)可知,為了不使墊片破壞,對應的最大許用預緊力F1為:

F1=πDGb·4y=532.622 kN

根據式(7),螺栓強度限制對應最大載荷,即F2:

法蘭失效的最大壓緊力為F3,一般情況可忽略。

所以Fy必須小于考慮各種因素下連接螺栓的最大許用預緊力中的最小值,即:

Fy

綜合以上得預緊力范圍:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

4.3 高溫下螺栓預緊力

計算溫度在200 ℃時,螺栓的預緊力。由式(8)～(12)求得ΔF及ΔF′的值為:

所以,所需要的螺栓總預緊力為:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′=500.953 kN

則根據預緊及密封基本要求,墊片所需單個螺栓最小預緊力為:

預緊力上限為:

因此,墊片所需單個螺栓最大預緊力為:

4.4 預緊力矩的計算

根據式(18)計算預緊力矩,“K”取0.16,常溫下螺栓的預緊力范圍:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

將其帶入式(18),得預緊力矩范圍為:

380.82 N·m≤T<1 022.63 N·m

單個螺栓預計力矩:

47.60 N·m≤T<127.83 N·m

高溫(200 ℃)下單個螺栓預計力矩:

120.23 N·m≤T<198.85 N·m

將算例得出的螺栓預緊力矩施加在該閥上,并進行具體工況試驗驗證,發(fā)現(xiàn)該閥使用良好,未發(fā)現(xiàn)有泄漏現(xiàn)象,進一步驗證了文章中預緊力矩的理論結果的可用性,為以后實踐工程提供了寶貴的參考價值。

5 結 語

通過常溫和高溫兩種狀況的法蘭密封性的研究,得出帶墊片法蘭連接中螺栓的預緊力及預緊力矩的計算公式,并以甘肅紅峰機械有限責任公司(920廠)實體產品進行算例驗證(理論計算與實際情況難免有誤差,可視實際情況具體分析)。計算結果經驗證可有效解決蒸汽疏水閥閥體與閥蓋之間的泄漏問題,提升疏水閥的質量,為疏水閥的長期穩(wěn)定運行提供了保障。