管道用全焊接球閥設計的模擬計算與分析*

魏 紅，劉 民，徐東升

(甘肅紅峰機械有限責任公司，甘肅 平涼 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、進口端閥座密封面變形、球體變形等問題。還存在閥門設計過程中流量系數如何驗證的問題。隨著計算機輔助數值模擬計算的發展，計算機輔助數值模擬計算分析已成為產品開發設計與運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，應用數值模擬計算與實際應用特征分析相結合，為該類產品的設計研發與技術工藝性能的改進提供合理的參考依據，以期提高該類產品的技術性能及使用壽命。

1 閥門性能參數及材料性能參數

1.1 閥門性能參數

閥門性能參數包括設計壓力、密封試驗壓力、強度試驗壓力、設計溫度和適用介質。主要技術參數及運行參數見表1所列。

表1 全焊球閥主要技術參數及運行參數

1.2 主要零件材料性能參數

閥全焊接球閥的殼體、球體、閥座、管道的材料性能參數見表2所列。

表2 主要零件材料性能參數(120 ℃)

2 三維建模及模擬計算

2.1 三維建模

依據圖紙三維繪圖軟件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 閥體網格模型分布圖

采用自適應網格劃分技術，對過渡曲面及網格尺寸進行細化處理，進行高質量的網格式劃分，有利于計算過程的網格布局，劃分之后的模型有625728個節點，397040個單元。殼體網格模型如圖3所示。

在設計壓力工況下，當閥門處于關閉狀態時，閥體進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，此時也是殼體內部的最危險狀態。因此，在關閉狀態下對殼體進行有限元分析。

2.2 加載約束和載荷條件

殼體在設計壓力工況時，約束和載荷設置如下：①殼體進口端施加固定約束；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殼體進口及中腔處施加設計壓力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殼體中腔右側支撐板所接觸的環形面處施加介質推力870 190 N；⑧殼體中腔與四開環上表面接觸面上施加作用于四開環上的介質推力28 274 N。

通過有限元計算，得到殼體模型的應力分布云圖，見圖4。

圖4 殼體等效應力分布云圖 圖5 殼體等效應力局部放大圖

通過應力分布云圖可得出：最大應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，應力值為140.77 MPa，超過材料許用應力值138.0 MPa。

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

殼體外壁等效應力分布情況如圖6所示，殼體外壁等效應力值偏小，遠小于材料許用應力值138.0 MPa。

圖6 殼體外壁等效應力分布圖 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 殼體水壓試驗工況的應力分布及分析

在水壓試驗壓力為7.7 MPa、閥門開啟狀況下，殼體進出口流道和中腔承受水壓試驗壓力，在此工況下分析殼體的應力與變形。

2.3.1 加載約束和載荷條件

殼體在水壓試驗工況時，約束和載荷設置如下：①殼體進口端施加固定約束；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、出口和閥體中腔處施加強度試驗壓力7.7 MPa；

2.3.2 等效應力分布及變形分析

通過有限元計算，得到殼體模型的等效應力分布云圖，如圖8所示，最大等效應力為209.7 MPa，出現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力138 MPa，故需對其進行應力強度評定。

圖8 水壓試驗殼體等效應力分布圖 圖9 水壓試驗殼體等效應力線性化云圖

根據《JB4732-1995鋼制壓力容器分析設計標準》和《ASME BPVC VIII 第二冊 壓力容器建造另一規則》的規定，如表3所列。

表3 應力強度評定規則

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

對由點1至點2路徑進行應力評定，等效線性化評定線如圖10所示，殼體應力評定線的薄膜應力沿壁厚方向均勻分布，為92.2 MPa；彎曲應力中間位置為0.0 MPa，由中間向兩邊逐漸增大，且呈對稱變化，內外壁的應力值最大，為85.8 MPa；薄膜加彎曲應力由殼體內壁到外壁逐漸降低，在內壁面出現最大應力值，為177.3 MPa。應力評定結果均滿足要求，如表4所列。

圖10 殼體等效應力線性化評定數據圖

表4 殼體各類應力強度評定結果

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 水壓試驗殼體變形分布云圖

分析結論：殼體在設計工況和水壓試驗工況下最大應力值分別為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，由于存在結構突變,該部位出現局部超應力現象；按相關標準進行殼體的應力評定均滿足要求,如考慮加工倒角等因素，該位置實際應力值將會下降。殼體在設計工況和水壓試驗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 球體的應力和變形分析

3.1 球體模型的建立與網格的劃分

采用三維繪圖軟件SolidWorks建模。如圖12所示。采用自適應網格劃分技術，對過渡曲面進行細化處理，進行高質量網格化劃分，劃分之后的模型有296287個節點，195913個單元。網格模型如圖13所示。

圖12 球體三維模型 圖13 球體模型網格分布圖

3.2 設計壓力(關閉狀態)應力與變形

在設計壓力工況下，閥門關閉瞬間，球體進口端密封面承受密封比壓，出口端密封面承受彈簧預緊力；球體與進口端密封面接觸的表面內承受設計壓力；球體還承受密封表面的摩擦扭矩和軸承的摩擦轉矩。此時球體受力最大，在此工況下分析球體的應力與變形。

球體在設計壓力工況(關閉)時，約束和載荷設置如下：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球體外壁與介質接觸面處施加設計壓力5.0 MPa；⑥球體上部方形槽內施加摩擦扭矩12 030 N·mm。

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

圖14 關閉狀態球體等效應力分布圖 圖15 關閉狀態球體等效應力分布局部圖

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 關閉狀態球體總變形分布云圖

3.3 設計壓力(開啟狀態)應力與變形

在設計壓力工況下，閥門開啟瞬間，球體進口端密封面承受密封比壓；出口端密封面承受彈簧預緊力；球體與進口端密封面接觸的表面內承受設計壓力；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力與變形。

球體在設計壓力工況(開啟)時，約束和載荷設置如下：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球體內壁流道與介質接觸面處施加設計壓5 MPa；⑥球體上部方形槽內施加摩擦扭矩12 030 N·mm。

通過有限元計算，得到球體模型的等效應力分布云圖，如圖17所示，球體最大應力出現在球體下表面與凸緣根部過渡處，最大應力值為120.75 MPa小于球體材料的許用應力138 MPa。

圖17 開啟狀態球體等效應力分布圖 圖18 開啟狀態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。

分析結論：在設計工況下，球體開啟、關閉時的最大應力值分別為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，由于存在結構突變，該部位出現局部超應力現象；球體在球閥開啟、關閉設計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 閥座的應力和變形分析

4.1 閥座模型的建立與網格的劃分

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 閥座模型網格分布圖

采用自適應網格劃分技術，控制網格尺寸，對過渡曲面進行細化處理，進行高質量網格的劃分，劃分之后的模型有1113790個節點，647430個單元。網格模型如圖20所示。

在設計壓力工況下，閥門關閉時，進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計壓力，此時進口端閥座比出口端閥座受力大，在此工況下分析進口端閥座的應力與變形。

4.2 閥座加載約束和載荷條件

閥座設計壓力工況下的載荷、約束施加如下：①在閥座進口端施加固定約束；②密封環處施加密封比壓7.0 MPa；③與介質接觸面處施加設計壓力5.0 MPa。

通過有限元計算，得到閥座的等效應力分布云圖，如圖21所示，閥座最大應力值為71.28 MPa，分布在與密封圈接觸的環形槽內，小于材料的許用應力138 MPa。

圖21 閥座等效應力分布云圖

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

分析結論：閥座在設計工況下的最大應力值為71.28 MPa，分布在與密封圈接觸的環形槽內，小于材料許用應力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力分析

按照ASME B31.8《輸氣和配氣管道系統》的規定，考慮溫度降低系數、縱向接頭系數和設計系數，將袖管0.72倍的最低屈服強度(0.72Sy)，利用筒體環向應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力。

環向應力公式換算如下：

Sh≤F1ST

(1)

(2)

式中：D為管子的公稱外徑，610 mm；F1為按表A842.22的環向應力設計系數，0.72；Pe為外壓，0.1 MPa；Pj為管內設計壓力；S為規定的最低屈服強度(SMYS),250 MPa；Sh為環向應力；T為表841.116A的溫度降低系數，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、左右體及袖管內所施加的極限擠壓應力為10.58 MPa。

5.1 擠壓工況模型的建立與網格的劃分

應用SolidWorks建模并采用自適應網格劃分技術，對過渡曲面及網格尺寸進行細化處理，進行高質量網格的劃分，劃分之后的模型有541681個節點，339723個單元。如圖23所示。

圖23 球閥模型網格分布圖

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置如下：①在袖管的一側施加固定約束；②袖管另一側施加徑向約束；③中法蘭面處施加法相位移約束；④閥體及左右閥體內表面處施加10.58 MPa極限擠壓應力。

5.3 擠壓工況下的應力和變形分析

通過有限元計算，得到擠壓工況下殼體的等效應力分布云圖，如圖24所示。殼體最大應力值為281.13 MPa，分布在閥體中腔與閥體頸部下端過渡邊緣處，出現局部超應力現象。

圖24 等效應力分布云圖

殼體等效應力局部放大圖，如圖25所示，應力集中的范圍及應力值均很小。

圖25 等效應力分布云圖

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

圖26 外壁等效應力分布云圖

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

分析結論：在擠壓工況下，按照相關標準在殼體內施加極限擠壓應力，在閥體中腔與閥體頸部的下端過渡邊緣處產生最大應力，沿壁厚方向分布，但范圍較小，其值為281.13 MPa，出現了局部超應力現象；閥體中腔處的最大應力值在95.382 MPa左右，袖管處的最大應力值在192.48 MPa左右，均小于材料屈服強度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 流量系數及特性分析

通過對球閥實體模型反向建模得到球閥全開狀態下的流道模型，如圖28所示。

圖28 全開度下球閥流道模型

數值計算網格采用四面體/混合網格劃分，流道模型網格結構，如圖29所示。

圖29 全開度下球閥流道網格模型

按照《GB/T 30382-2014閥門 流量系數和流阻系數試驗方法》中的規定，對球閥產品的流通能力進行模擬仿真實驗。選取介質為常溫水，分別選取1 000 kPa、500 kPa、100 kPa三種不同工況下的壓差進行流場的模擬計算，獲得得相應工況下球閥的流量值，如表5所列。

表5 不同壓差所對應的流量值

流量系數KV按式(1)計算：

(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 ℃時的水密度(kg/m3)。

流量系數CV按式(2)計算：

CV=1.156×KV

(2)

由式(2)計算流量系數，結果如表6所示。

取三組數據的平均值，得全開度下球閥的流量系數：

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

7 結 論

通過球體、閥座、閥體以及閥體在擠壓工況下的應力分布云圖，得出應力集中的范圍及應力值。因此，在設計中應注意以下幾點：

(1) 殼體在設計壓力、水壓試驗和擠壓工況下，殼體中腔與殼體頸部下端過渡邊緣處，存在結構突變導致的應力集中，該部位出現局部超應力現象，因此在使用的過程中該處會出現損傷現象。如在設計中采用較大圓角過渡或在加工時考慮采用加工倒角等方式，該位置實際應力值將會下降。經過模擬驗證殼體在設計工況和水壓試驗工況下的最大變形量非常小，可滿足設計和使用要求，這與實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，由于存在結構突變，該兩部位出現局部超應力現象，因而會導致該處容易產生裂紋損傷。如在設計中采用流線過渡，該兩處位置實際應力值將會下降，以解決可能發發生的裂紋損傷問題。

(3) 閥座在設計工況下的最大應力值沒有超過材料許用應力，結構設計沒有問題，至于閥座磨損損壞應考慮更換材料及改進材料的熱處理工藝。

(4) 通過模擬計算流量系數，以驗證流道設計的合理性。

綜上所述，在設計管道用全焊接球閥時，應注意細節設計，避免結構突變形成應力集中而降低閥門使用壽命。