管道用全焊接球閥設(shè)計(jì)的模擬計(jì)算與分析*

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，該類閥門在使用的過程中，存在閥體中腔與閥體頸部下端過渡邊緣處泄漏、進(jìn)口端閥座密封面變形、球體變形等問題。還存在閥門設(shè)計(jì)過程中流量系數(shù)如何驗(yàn)證的問題。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 閥門性能參數(shù)及材料性能參數(shù)

1.1 閥門性能參數(shù)

閥門性能參數(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)，對過渡曲面及網(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殼體中腔與四開環(huán)上表面接觸面上施加作用于四開環(huán)上的介質(zhì)推力28 274 N。

通過有限元計(jì)算，得到殼體模型的應(yīng)力分布云圖，見圖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渡邊緣處，分布范圍較小，應(yīng)力值為140.77 MPa，超過材料許用應(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、閥門開啟狀況下，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渡邊緣處，超出了材料的許用應(yīng)力138 MPa，故需對其進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評定。

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 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)度評定規(guī)則

對殼體最大等效應(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。

對由點(diǎn)1至點(diǎn)2路徑進(jìn)行應(yīng)力評定，等效線性化評定線如圖10所示，殼體應(yīng)力評定線的薄膜應(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)力線性化評定數(shù)據(jù)圖

表4 殼體各類應(yīng)力強(qiáng)度評定結(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)，對過渡曲面進(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(開啟狀態(tài))應(yīng)力與變形

在設(shè)計(jì)壓力工況下，閥門開啟瞬間，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 開啟狀態(tài)球體等效應(yīng)力分布圖 圖18 開啟狀態(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渡處和球體上表面與凸緣根部過渡處，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，對過渡曲面進(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)，對過渡曲面及網(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

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

圖28 全開度下球閥流道模型

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 全開度下球閥流道網(wǎng)格模型

按照《GB/T 30382-2014閥門 流量系數(shù)和流阻系數(shù)試驗(yàn)方法》中的規(guī)定，對球閥產(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 不同壓差所對應(yīng)的流量值

流量系數(shù)KV按式(1)計(jì)算：

(1)

式中：Q為測得的水流量(m3/h)；ΔPV為閥門的凈壓差(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，得全開度下球閥的流量系數(shù)：

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

7 結(jié) 論

通過球體、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，因此在使用的過程中該處會出現(xiàn)損傷現(xiàn)象。如在設(shè)計(jì)中采用較大圓角過渡或在加工時(shí)考慮采用加工倒角等方式，該位置實(shí)際應(yīng)力值將會下降。經(jīng)過模擬驗(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渡處和球體上表面與凸緣根部過渡處，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)中采用流線過渡，該兩處位置實(shí)際應(yīng)力值將會下降，以解決可能發(fā)發(fā)生的裂紋損傷問題。

(3) 閥座在設(shè)計(jì)工況下的最大應(yīng)力值沒有超過材料許用應(yīng)力，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)沒有問題，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)力集中而降低閥門使用壽命。