魏 紅，劉 民，徐東升

(甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司，甘肅 平?jīng)?74000)

0 引 言

管道用全焊接球閥在石化、天然氣、冶金、電力、造紙等行業(yè)輸送管道中使用非常普遍，該類閥門(mén)在使用的過(guò)程中，存在閥體中腔與閥體頸部下端過(guò)渡邊緣處泄漏、進(jìn)口端閥座密封面變形、球體變形等問(wèn)題。還存在閥門(mén)設(shè)計(jì)過(guò)程中流量系數(shù)如何驗(yàn)證的問(wèn)題。隨著計(jì)算機(jī)輔助數(shù)值模擬計(jì)算的發(fā)展，計(jì)算機(jī)輔助數(shù)值模擬計(jì)算分析已成為產(chǎn)品開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)與運(yùn)行特性研究的重要手段。筆者以QX67F/H-300LB DN500型全焊接球閥為例，應(yīng)用數(shù)值模擬計(jì)算與實(shí)際應(yīng)用特征分析相結(jié)合，為該類產(chǎn)品的設(shè)計(jì)研發(fā)與技術(shù)工藝性能的改進(jìn)提供合理的參考依據(jù)，以期提高該類產(chǎn)品的技術(shù)性能及使用壽命。

1 閥門(mén)性能參數(shù)及材料性能參數(shù)

1.1 閥門(mén)性能參數(shù)

閥門(mén)性能參數(shù)包括設(shè)計(jì)壓力、密封試驗(yàn)壓力、強(qiáng)度試驗(yàn)壓力、設(shè)計(jì)溫度和適用介質(zhì)。主要技術(shù)參數(shù)及運(yùn)行參數(shù)見(jiàn)表1所列。

表1 全焊球閥主要技術(shù)參數(shù)及運(yùn)行參數(shù)

1.2 主要零件材料性能參數(shù)

閥全焊接球閥的殼體、球體、閥座、管道的材料性能參數(shù)見(jiàn)表2所列。

表2 主要零件材料性能參數(shù)(120 ℃)

2 三維建模及模擬計(jì)算

2.1 三維建模

依據(jù)圖紙三維繪圖軟件SolidWorks建模。殼體三維模型如圖2所示。

圖1 全焊接球閥三維模型

圖2 殼體三維模型 圖3 閥體網(wǎng)格模型分布圖

采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分技術(shù)，對(duì)過(guò)渡曲面及網(wǎng)格尺寸進(jìn)行細(xì)化處理，進(jìn)行高質(zhì)量的網(wǎng)格式劃分，有利于計(jì)算過(guò)程的網(wǎng)格布局，劃分之后的模型有625728個(gè)節(jié)點(diǎn)，397040個(gè)單元。殼體網(wǎng)格模型如圖3所示。

在設(shè)計(jì)壓力工況下，當(dāng)閥門(mén)處于關(guān)閉狀態(tài)時(shí)，閥體進(jìn)口流道和中腔承受的壓力最大，在該工況下閥體、左右閥體以及袖管所承受的壓力最大，此時(shí)也是殼體內(nèi)部的最危險(xiǎn)狀態(tài)。因此，在關(guān)閉狀態(tài)下對(duì)殼體進(jìn)行有限元分析。

2.2 加載約束和載荷條件

殼體在設(shè)計(jì)壓力工況時(shí)，約束和載荷設(shè)置如下：①殼體進(jìn)口端施加固定約束；②殼體出口端施加徑向位移約束；③殼體中法蘭面施加法相位移約束；④殼體進(jìn)口及中腔處施加設(shè)計(jì)壓力5.0 MPa；⑤殼體中腔上部定位銷孔處施加重力載荷289.1 N；⑥殼體中腔下部定位銷孔處施加重力載荷5 883.6 N；⑦殼體中腔右側(cè)支撐板所接觸的環(huán)形面處施加介質(zhì)推力870 190 N；⑧殼體中腔與四開(kāi)環(huán)上表面接觸面上施加作用于四開(kāi)環(huán)上的介質(zhì)推力28 274 N。

通過(guò)有限元計(jì)算，得到殼體模型的應(yīng)力分布云圖，見(jiàn)圖4。

圖4 殼體等效應(yīng)力分布云圖 圖5 殼體等效應(yīng)力局部放大圖

通過(guò)應(yīng)力分布云圖可得出：最大應(yīng)力集中在閥體中腔與閥體頸部下端過(guò)渡邊緣處，分布范圍較小，應(yīng)力值為140.77 MPa，超過(guò)材料許用應(yīng)力值138.0 MPa。

殼體等效應(yīng)力局部放大圖，如圖5所示，由圖可知，應(yīng)力沿壁厚方向分布的范圍及應(yīng)力值均很小。

殼體外壁等效應(yīng)力分布情況如圖6所示，殼體外壁等效應(yīng)力值偏小，遠(yuǎn)小于材料許用應(yīng)力值138.0 MPa。

圖6 殼體外壁等效應(yīng)力分布圖 圖7 殼體變形分布云圖

殼體變形量如圖7所示，殼體最大變形分布在閥體中腔處，最大變形量為0.137 4 mm。

2.3 殼體水壓試驗(yàn)工況的應(yīng)力分布及分析

在水壓試驗(yàn)壓力為7.7 MPa、閥門(mén)開(kāi)啟狀況下，殼體進(jìn)出口流道和中腔承受水壓試驗(yàn)壓力，在此工況下分析殼體的應(yīng)力與變形。

2.3.1 加載約束和載荷條件

殼體在水壓試驗(yàn)工況時(shí)，約束和載荷設(shè)置如下：①殼體進(jìn)口端施加固定約束；②殼體出口端施加徑向位移約束；③殼體中法蘭面處施加法相位移約束；④殼體進(jìn)、出口和閥體中腔處施加強(qiáng)度試驗(yàn)壓力7.7 MPa；

2.3.2 等效應(yīng)力分布及變形分析

通過(guò)有限元計(jì)算，得到殼體模型的等效應(yīng)力分布云圖，如圖8所示，最大等效應(yīng)力為209.7 MPa，出現(xiàn)在閥體中腔與閥體頸部下端過(guò)渡邊緣處，超出了材料的許用應(yīng)力138 MPa，故需對(duì)其進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定。

圖8 水壓試驗(yàn)殼體等效應(yīng)力分布圖 圖9 水壓試驗(yàn)殼體等效應(yīng)力線性化云圖

根據(jù)《JB4732-1995鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》和《ASME BPVC VIII 第二冊(cè) 壓力容器建造另一規(guī)則》的規(guī)定，如表3所列。

表3 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定規(guī)則

對(duì)殼體最大等效應(yīng)力點(diǎn)1處做應(yīng)力線性化，如圖9水壓試驗(yàn)殼體等效應(yīng)力線性化云圖所示，基于ANSYS有限元理論，分解該路線上的等效應(yīng)力，即:用等效線應(yīng)力代替實(shí)際應(yīng)力，取值由點(diǎn)1至點(diǎn)2隨位置變化。

對(duì)由點(diǎn)1至點(diǎn)2路徑進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定，等效線性化評(píng)定線如圖10所示，殼體應(yīng)力評(píng)定線的薄膜應(yīng)力沿壁厚方向均勻分布，為92.2 MPa；彎曲應(yīng)力中間位置為0.0 MPa，由中間向兩邊逐漸增大，且呈對(duì)稱變化，內(nèi)外壁的應(yīng)力值最大，為85.8 MPa；薄膜加彎曲應(yīng)力由殼體內(nèi)壁到外壁逐漸降低，在內(nèi)壁面出現(xiàn)最大應(yīng)力值，為177.3 MPa。應(yīng)力評(píng)定結(jié)果均滿足要求，如表4所列。

圖10 殼體等效應(yīng)力線性化評(píng)定數(shù)據(jù)圖

表4 殼體各類應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定結(jié)果

殼體變形量從圖11中可以看出，殼體最大變形位置分布在閥體中腔處，最大變形量為0.187 2 mm。

圖11 水壓試驗(yàn)殼體變形分布云圖

分析結(jié)論：殼體在設(shè)計(jì)工況和水壓試驗(yàn)工況下最大應(yīng)力值分別為140.77 MPa和209.7 MPa,均分布在閥體中腔與閥體頸部下端過(guò)渡邊緣處，由于存在結(jié)構(gòu)突變,該部位出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象；按相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行殼體的應(yīng)力評(píng)定均滿足要求,如考慮加工倒角等因素，該位置實(shí)際應(yīng)力值將會(huì)下降。殼體在設(shè)計(jì)工況和水壓試驗(yàn)工況下的最大變形量分別為0.137 4 mm和0.187 2 mm，均分布在閥體中腔靠近中法蘭處。

3 球體的應(yīng)力和變形分析

3.1 球體模型的建立與網(wǎng)格的劃分

采用三維繪圖軟件SolidWorks建模。如圖12所示。采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分技術(shù)，對(duì)過(guò)渡曲面進(jìn)行細(xì)化處理，進(jìn)行高質(zhì)量網(wǎng)格化劃分，劃分之后的模型有296287個(gè)節(jié)點(diǎn)，195913個(gè)單元。網(wǎng)格模型如圖13所示。

圖12 球體三維模型 圖13 球體模型網(wǎng)格分布圖

3.2 設(shè)計(jì)壓力(關(guān)閉狀態(tài))應(yīng)力與變形

在設(shè)計(jì)壓力工況下，閥門(mén)關(guān)閉瞬間，球體進(jìn)口端密封面承受密封比壓，出口端密封面承受彈簧預(yù)緊力；球體與進(jìn)口端密封面接觸的表面內(nèi)承受設(shè)計(jì)壓力；球體還承受密封表面的摩擦扭矩和軸承的摩擦轉(zhuǎn)矩。此時(shí)球體受力最大，在此工況下分析球體的應(yīng)力與變形。

球體在設(shè)計(jì)壓力工況(關(guān)閉)時(shí)，約束和載荷設(shè)置如下：①球體底部施加固定約束；②球體上部施加位移約束；③球體進(jìn)口端密封面處施加密封比壓7 MPa；④球體出口端密封面處施加彈簧作用力9 120 N；⑤球體外壁與介質(zhì)接觸面處施加設(shè)計(jì)壓力5.0 MPa；⑥球體上部方形槽內(nèi)施加摩擦扭矩12 030 N·mm。

通過(guò)有限元計(jì)算，得到球體模型的等效應(yīng)力分布云圖，如圖14所示，球體最大應(yīng)力值為410.47 MPa，分布在球體上表面與凸緣根部過(guò)渡處，出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象，這與施加的約束以及凸緣所承受的載荷有關(guān)。球體等效應(yīng)力局部放大圖，如圖15所示。

圖14 關(guān)閉狀態(tài)球體等效應(yīng)力分布圖 圖15 關(guān)閉狀態(tài)球體等效應(yīng)力分布局部圖

球體最大變形量為0.330 6 mm，球體變形如圖16所示，分布在球體上表面與中間流道連接處。

圖16 關(guān)閉狀態(tài)球體總變形分布云圖

3.3 設(shè)計(jì)壓力(開(kāi)啟狀態(tài))應(yīng)力與變形

在設(shè)計(jì)壓力工況下，閥門(mén)開(kāi)啟瞬間，球體進(jìn)口端密封面承受密封比壓；出口端密封面承受彈簧預(yù)緊力；球體與進(jìn)口端密封面接觸的表面內(nèi)承受設(shè)計(jì)壓力；球體還承受密封表面的摩擦扭矩和軸承的摩擦扭矩。在此工況下分析球體的應(yīng)力與變形。

球體在設(shè)計(jì)壓力工況(開(kāi)啟)時(shí)，約束和載荷設(shè)置如下：①球體底部施加固定約束；②球體上部施加位移約束；③球體進(jìn)口端密封面處施加密封比壓7 MPa；④球體出口端密封面處施加彈簧作用力9 120 N；⑤球體內(nèi)壁流道與介質(zhì)接觸面處施加設(shè)計(jì)壓5 MPa；⑥球體上部方形槽內(nèi)施加摩擦扭矩12 030 N·mm。

通過(guò)有限元計(jì)算，得到球體模型的等效應(yīng)力分布云圖，如圖17所示，球體最大應(yīng)力出現(xiàn)在球體下表面與凸緣根部過(guò)渡處，最大應(yīng)力值為120.75 MPa小于球體材料的許用應(yīng)力138 MPa。

圖17 開(kāi)啟狀態(tài)球體等效應(yīng)力分布圖 圖18 開(kāi)啟狀態(tài)球體總變形分布云圖

球體總變形量如圖18所示，球體最大變形量為0.143 7 mm，分布在球體上表面與中間流道連接處。

分析結(jié)論：在設(shè)計(jì)工況下，球體開(kāi)啟、關(guān)閉時(shí)的最大應(yīng)力值分別為120.75 MPa和410.47 MPa，分別分布在球體下表面與凸緣根部過(guò)渡處和球體上表面與凸緣根部過(guò)渡處，由于存在結(jié)構(gòu)突變，該部位出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象；球體在球閥開(kāi)啟、關(guān)閉設(shè)計(jì)工況下最大變形量分別為0.143 7 mm和0.330 6 mm，均分布在球體上表面與中間流道連接處。

4 閥座的應(yīng)力和變形分析

4.1 閥座模型的建立與網(wǎng)格的劃分

采用三維繪圖軟件SolidWorks建模，如圖19所示。

圖19 閥座三維模型 圖20 閥座模型網(wǎng)格分布圖

采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分技術(shù)，控制網(wǎng)格尺寸，對(duì)過(guò)渡曲面進(jìn)行細(xì)化處理，進(jìn)行高質(zhì)量網(wǎng)格的劃分，劃分之后的模型有1113790個(gè)節(jié)點(diǎn)，647430個(gè)單元。網(wǎng)格模型如圖20所示。

在設(shè)計(jì)壓力工況下，閥門(mén)關(guān)閉時(shí)，進(jìn)口端閥座與密封面接觸表面承受密封比壓，與O型圈及密封圈接觸部位的表面承受設(shè)計(jì)壓力，此時(shí)進(jìn)口端閥座比出口端閥座受力大，在此工況下分析進(jìn)口端閥座的應(yīng)力與變形。

4.2 閥座加載約束和載荷條件

閥座設(shè)計(jì)壓力工況下的載荷、約束施加如下：①在閥座進(jìn)口端施加固定約束；②密封環(huán)處施加密封比壓7.0 MPa；③與介質(zhì)接觸面處施加設(shè)計(jì)壓力5.0 MPa。

通過(guò)有限元計(jì)算，得到閥座的等效應(yīng)力分布云圖，如圖21所示，閥座最大應(yīng)力值為71.28 MPa，分布在與密封圈接觸的環(huán)形槽內(nèi)，小于材料的許用應(yīng)力138 MPa。

圖21 閥座等效應(yīng)力分布云圖

閥座變形量如圖22所示，閥座最大變形量為0.067 9 mm，分布在閥座大端邊緣處；與密封圈接觸的環(huán)形槽處的變形量在0.05 mm左右。

圖22 閥座總變形分布云圖

分析結(jié)論：閥座在設(shè)計(jì)工況下的最大應(yīng)力值為71.28 MPa，分布在與密封圈接觸的環(huán)形槽內(nèi)，小于材料許用應(yīng)力138 MPa。閥座最大變形量為0.067 9 mm，分布在閥座大端邊緣處。

5 閥門(mén)在管道擠壓外載荷作用下的應(yīng)力分析

按照ASME B31.8《輸氣和配氣管道系統(tǒng)》的規(guī)定，考慮溫度降低系數(shù)、縱向接頭系數(shù)和設(shè)計(jì)系數(shù)，將袖管0.72倍的最低屈服強(qiáng)度(0.72Sy)，利用筒體環(huán)向應(yīng)力公式換算為管道的極限擠壓力，將極限擠壓力施加到閥體、左右閥體和袖管上，由此對(duì)比分析閥體、左右閥體和袖管在極限擠壓力作用下的應(yīng)力。

環(huán)向應(yīng)力公式換算如下：

Sh≤F1ST

(1)

(2)

式中：D為管子的公稱外徑，610 mm；F1為按表A842.22的環(huán)向應(yīng)力設(shè)計(jì)系數(shù)，0.72；Pe為外壓，0.1 MPa；Pj為管內(nèi)設(shè)計(jì)壓力；S為規(guī)定的最低屈服強(qiáng)度(SMYS),250 MPa；Sh為環(huán)向應(yīng)力；T為表841.116A的溫度降低系數(shù)，取T=1；t為公稱壁厚，17.75 mm。

由式(1)、(2)得:

因此，在擠壓工況下，閥體、左右體及袖管內(nèi)所施加的極限擠壓應(yīng)力為10.58 MPa。

5.1 擠壓工況模型的建立與網(wǎng)格的劃分

應(yīng)用SolidWorks建模并采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分技術(shù)，對(duì)過(guò)渡曲面及網(wǎng)格尺寸進(jìn)行細(xì)化處理，進(jìn)行高質(zhì)量網(wǎng)格的劃分，劃分之后的模型有541681個(gè)節(jié)點(diǎn)，339723個(gè)單元。如圖23所示。

圖23 球閥模型網(wǎng)格分布圖

5.2 擠壓工況閥門(mén)約束和載荷

殼體擠壓工況下的約束和載荷設(shè)置如下：①在袖管的一側(cè)施加固定約束；②袖管另一側(cè)施加徑向約束；③中法蘭面處施加法相位移約束；④閥體及左右閥體內(nèi)表面處施加10.58 MPa極限擠壓應(yīng)力。

5.3 擠壓工況下的應(yīng)力和變形分析

通過(guò)有限元計(jì)算，得到擠壓工況下殼體的等效應(yīng)力分布云圖，如圖24所示。殼體最大應(yīng)力值為281.13 MPa，分布在閥體中腔與閥體頸部下端過(guò)渡邊緣處，出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象。

圖24 等效應(yīng)力分布云圖

殼體等效應(yīng)力局部放大圖，如圖25所示，應(yīng)力集中的范圍及應(yīng)力值均很小。

圖25 等效應(yīng)力分布云圖

殼體外壁等效應(yīng)力分布，如圖26所示，最大應(yīng)力值在172 MPa左右，分布在袖管中腔處，小于材料的屈服強(qiáng)度250 MPa。

圖26 外壁等效應(yīng)力分布云圖

殼體最大變形量為0.3494 mm，總變形量如圖27所示，分布在袖管中腔處。

圖27 擠壓工況殼體變形分布云圖

分析結(jié)論：在擠壓工況下，按照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)在殼體內(nèi)施加極限擠壓應(yīng)力，在閥體中腔與閥體頸部的下端過(guò)渡邊緣處產(chǎn)生最大應(yīng)力，沿壁厚方向分布，但范圍較小，其值為281.13 MPa，出現(xiàn)了局部超應(yīng)力現(xiàn)象；閥體中腔處的最大應(yīng)力值在95.382 MPa左右，袖管處的最大應(yīng)力值在192.48 MPa左右，均小于材料屈服強(qiáng)度250 MPa。該工況下，最大變形量為0.349 4 mm，分布在袖管中腔處。

6 流量系數(shù)及特性分析

通過(guò)對(duì)球閥實(shí)體模型反向建模得到球閥全開(kāi)狀態(tài)下的流道模型，如圖28所示。

圖28 全開(kāi)度下球閥流道模型

數(shù)值計(jì)算網(wǎng)格采用四面體/混合網(wǎng)格劃分，流道模型網(wǎng)格結(jié)構(gòu)，如圖29所示。

圖29 全開(kāi)度下球閥流道網(wǎng)格模型

按照《GB/T 30382-2014閥門(mén) 流量系數(shù)和流阻系數(shù)試驗(yàn)方法》中的規(guī)定，對(duì)球閥產(chǎn)品的流通能力進(jìn)行模擬仿真實(shí)驗(yàn)。選取介質(zhì)為常溫水，分別選取1 000 kPa、500 kPa、100 kPa三種不同工況下的壓差進(jìn)行流場(chǎng)的模擬計(jì)算，獲得得相應(yīng)工況下球閥的流量值，如表5所列。

表5 不同壓差所對(duì)應(yīng)的流量值

流量系數(shù)KV按式(1)計(jì)算：

(1)

式中：Q為測(cè)得的水流量(m3/h)；ΔPV為閥門(mén)的凈壓差(kPa)；ρ為水的密度(kg/m3)；ρ0為15 ℃時(shí)的水密度(kg/m3)。

流量系數(shù)CV按式(2)計(jì)算：

CV=1.156×KV

(2)

由式(2)計(jì)算流量系數(shù)，結(jié)果如表6所示。

取三組數(shù)據(jù)的平均值，得全開(kāi)度下球閥的流量系數(shù)：

CV=(CV1+CV2+CV3)/3=14 658.87

7 結(jié) 論

通過(guò)球體、閥座、閥體以及閥體在擠壓工況下的應(yīng)力分布云圖，得出應(yīng)力集中的范圍及應(yīng)力值。因此，在設(shè)計(jì)中應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：

(1) 殼體在設(shè)計(jì)壓力、水壓試驗(yàn)和擠壓工況下，殼體中腔與殼體頸部下端過(guò)渡邊緣處，存在結(jié)構(gòu)突變導(dǎo)致的應(yīng)力集中，該部位出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象，因此在使用的過(guò)程中該處會(huì)出現(xiàn)損傷現(xiàn)象。如在設(shè)計(jì)中采用較大圓角過(guò)渡或在加工時(shí)考慮采用加工倒角等方式，該位置實(shí)際應(yīng)力值將會(huì)下降。經(jīng)過(guò)模擬驗(yàn)證殼體在設(shè)計(jì)工況和水壓試驗(yàn)工況下的最大變形量非常小，可滿足設(shè)計(jì)和使用要求，這與實(shí)際使用情況是相符的。

(2) 球體下表面與凸緣根部過(guò)渡處和球體上表面與凸緣根部過(guò)渡處，由于存在結(jié)構(gòu)突變，該兩部位出現(xiàn)局部超應(yīng)力現(xiàn)象，因而會(huì)導(dǎo)致該處容易產(chǎn)生裂紋損傷。如在設(shè)計(jì)中采用流線過(guò)渡，該兩處位置實(shí)際應(yīng)力值將會(huì)下降，以解決可能發(fā)發(fā)生的裂紋損傷問(wèn)題。

(3) 閥座在設(shè)計(jì)工況下的最大應(yīng)力值沒(méi)有超過(guò)材料許用應(yīng)力，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)沒(méi)有問(wèn)題，至于閥座磨損損壞應(yīng)考慮更換材料及改進(jìn)材料的熱處理工藝。

(4) 通過(guò)模擬計(jì)算流量系數(shù)，以驗(yàn)證流道設(shè)計(jì)的合理性。

綜上所述，在設(shè)計(jì)管道用全焊接球閥時(shí)，應(yīng)注意細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)，避免結(jié)構(gòu)突變形成應(yīng)力集中而降低閥門(mén)使用壽命。