蒸汽疏水閥螺栓連接的氣密性分析計(jì)算*

黨建濤,米 博

(甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司,甘肅 平?jīng)?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(chǎn)生的凝結(jié)水自動(dòng)排放到設(shè)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(jié)水對(duì)設(shè)備及管道產(chǎn)生的一系列破環(huán)。同時(shí),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(shù)的發(fā)展,蒸汽疏水閥的使用已經(jīng)相當(dāng)普及,對(duì)其性能和功能的研究也在不斷深入。為了進(jìn)一步提高使用壽命,研發(fā)技術(shù)人員從內(nèi)部結(jié)構(gòu)上對(duì)蒸汽車疏水閥進(jìn)行了設(shè)計(jì)和修改,希望設(shè)計(jì)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(xué)者們對(duì)其密封性的研究也越來越深入,因?yàn)槊芊庑允侵苯佑绊懻羝杷y能否正常工作的重要因素。若密封不好則會(huì)導(dǎo)致蒸汽泄露,這將嚴(yán)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(fèi)。造成蒸汽疏水閥泄露的原因有很多,例如:螺栓的選型不當(dāng);裝配過程中預(yù)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(fù)的冷熱循環(huán);振動(dòng);在承壓狀況下墊片蠕變或螺栓伸長(zhǎng)而造成的松弛;密封面光潔度不合適,太粗糙或者太細(xì)等。筆者全面考量了各種泄漏因素,通過對(duì)甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司(920廠)生產(chǎn)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(yù)緊力的計(jì)算公式,并進(jìn)行了預(yù)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(qiáng),使產(chǎn)品質(zhì)量得到了保障。

1 常溫下法蘭-墊片-螺栓系統(tǒng)預(yù)緊力研究(法蘭為剛性)

1.1 根據(jù)GB150.3-2011規(guī)定[1]

(1) 預(yù)緊狀態(tài)下的最小螺栓荷載

在預(yù)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(yùn)行過程中,螺栓所承受的力包括管道內(nèi)的介質(zhì)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(jì)算,所以將螺栓所受的相當(dāng)壓力PC來等效彎矩M0和徑向力Fr,這里將管道的介質(zhì)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(yù)緊情況下,墊片的最小壓緊力與參量b和y有關(guān),但與運(yùn)行情況無關(guān),因此墊片的擠緊力不能作為實(shí)際的預(yù)緊力。實(shí)際中需要的預(yù)緊力是指在操作過程時(shí)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(shí)的預(yù)緊力QP。

1.2 預(yù)緊力QP的分析計(jì)算[2-3]

螺栓和墊片從預(yù)緊狀態(tài)到工作狀態(tài)的荷載變化可以通過力學(xué)變形曲線來表示,如圖1所示。DB線表示螺栓的力與變形關(guān)系,FC線表示墊片的力與變形關(guān)系。第一階段:初擰螺栓至剛好接觸墊片,即為D點(diǎn),此時(shí)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(shí)螺栓伸長(zhǎng)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(nèi)壓作用,在操作狀態(tài)下,當(dāng)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(shí)螺栓總的變形量為δL+ΔδL;同時(shí),隨著螺栓的伸長(zhǎng),壓縮變形墊片也逐漸回彈,其壓縮量會(huì)相應(yīng)減小ΔδD,有ΔδL=ΔδD。此時(shí),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(yù)緊力。所以螺栓受到的總壓力等于殘余預(yù)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(diǎn)即是希望的預(yù)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(nèi)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(yù)緊力QP不僅僅是WP+F,也不是預(yù)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(yīng)力,而是綜合考慮內(nèi)壓作用、螺栓強(qiáng)度、墊片回彈等因素后得出的結(jié)果。

對(duì)墊片及螺栓應(yīng)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(dāng)壓力;CD為墊片剛度;CL為螺栓剛度;AD為墊片的實(shí)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(zhǎng)度。

1.3 預(yù)緊力的范圍

(1) 預(yù)緊力的最小值

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

(2) 預(yù)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(huì)導(dǎo)致墊片發(fā)生塑性變形,失去回彈特性,甚至可能會(huì)造成墊片的損壞[4]。為了確保墊片的正常運(yùn)行,必須設(shè)定一個(gè)最大允許的預(yù)緊力,定義為F1,以確保連接螺栓在內(nèi)壓力P的作用下不會(huì)過度伸長(zhǎng),從而避免泄漏的發(fā)生。根據(jù)文獻(xiàn)[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(dāng)施加的預(yù)緊力超過螺栓強(qiáng)度要求時(shí),便會(huì)造成螺栓螺紋的破壞而使螺栓失效。因此,此時(shí)也對(duì)應(yīng)有一個(gè)最大載荷,即F2:

(7)

除此之外,預(yù)緊力太大也會(huì)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(yù)緊力中的最小值,即Fy

(3) 預(yù)緊力范圍

綜合以上分析得預(yù)緊力范圍為:max(Fa,Qp)≤Fy

2 高溫下法蘭-墊片-螺栓預(yù)緊力研究(法蘭為剛性)

假設(shè)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(yù)緊螺栓至所需載荷的過程中,螺栓和墊片的受力-變形關(guān)系可簡(jiǎn)化為如圖2所示。對(duì)螺栓和墊片的受力過程進(jìn)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(shè)計(jì)溫度過程中墊片的變形曲線,A′B′段為螺栓的內(nèi)壓加載過程的受力曲線,AC′為內(nèi)壓和溫度加載過程中墊片的回彈曲線。由圖2可知,預(yù)緊狀態(tài)變?yōu)椴僮鳡顟B(tài)過程中,隨著內(nèi)壓引起的軸向力F的增加,螺栓載荷增加到B點(diǎn),而墊片載荷由于回彈減小到C′點(diǎn)。如果不考慮在升壓過程中墊片松弛的影響,螺栓載荷本應(yīng)為A點(diǎn)對(duì)應(yīng)的預(yù)緊力QP加上軸向力F,而實(shí)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(guān)系

對(duì)螺栓進(jìn)行線性熱膨脹分析得:

(8)

(9)

對(duì)墊片,由胡克定律得[7]:

(10)

(11)

ΔF為單獨(dú)加載操作內(nèi)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(yù)緊力為:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′

(13)

根據(jù)預(yù)緊和密封的基本原則,墊片所需單個(gè)螺栓最小預(yù)緊力為:

(14)

(15)

為了確保墊片在預(yù)緊工作過程中不會(huì)因過分?jǐn)D壓而失去回彈特性,文獻(xiàn)【5】指出預(yù)緊工況墊片中的應(yīng)力不得大于4y,因此按ASME PCC-1附錄O中的目標(biāo)墊片應(yīng)力法求螺栓預(yù)緊力,可得:

(16)

因此,墊片所需單個(gè)螺栓的最大預(yù)緊力為:

(17)

3 預(yù)緊力矩的計(jì)算

預(yù)緊力矩是一項(xiàng)重要的指標(biāo),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(shí)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(yù)緊方式(如活板手、套簡(jiǎn)(死)扳手、加長(zhǎng)力臂套筒扳手或敲擊扳手等)雖操作簡(jiǎn)單,成本低,對(duì)螺栓要求也低,但往往很難較準(zhǔn)確地控制預(yù)緊力。為了有效解決以上缺點(diǎn),文中以液壓扭矩扳手為最終的預(yù)緊方式。

使用液壓扭矩扳手進(jìn)行預(yù)緊可以節(jié)省時(shí)間和精力,并且能夠精確控制預(yù)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(cè)向力)的直接影響,預(yù)緊力的數(shù)值可能會(huì)變得不穩(wěn)定,并且容易受到螺紋副潤(rùn)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(yù)緊除了具有液壓扭矩扳手的特點(diǎn)外,還具有螺紋副的潤(rùn)滑狀況不影響液壓拉伸器預(yù)緊的優(yōu)點(diǎn),可多個(gè)螺栓同時(shí)均勻預(yù)緊,預(yù)緊力大小可由油壓控制。通常,用于重要場(chǎng)合的M48以上螺栓預(yù)緊需要更高的成本,而且螺栓間距和伸出長(zhǎng)度也有嚴(yán)格的要求,否則,一旦拉伸器被取下,螺栓法蘭就會(huì)松弛,從而影響預(yù)緊力。

如果使用液壓扳手來緊固螺栓,那么扳手產(chǎn)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(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算[8]:

T=KFD/1 000

(18)

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

“K”是一個(gè)由實(shí)驗(yàn)確定的與摩擦系數(shù)有關(guān)的無量綱常數(shù)。在環(huán)境溫度下的大多數(shù)應(yīng)用中,K的值通常被近似認(rèn)為是摩擦系數(shù)加0.04,在此基礎(chǔ)上,摩擦系數(shù)為0.16和0.12(見ASME PCC-1表1M/表1),分別對(duì)應(yīng)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(chǎn)生的拉力必須克服螺栓逐漸增長(zhǎng)的拉力,并在彈性范圍內(nèi)拉長(zhǎng)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(huì)有較大的松弛量,也就是說會(huì)產(chǎn)生載荷損失。因此,拉伸器所需的拉伸力或油壓與螺栓預(yù)緊力之間的關(guān)系如下:

(19)

(20)

式中:F為內(nèi)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(jìn)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(yù)緊力

將數(shù)值代入式(1)得到預(yù)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(yù)緊力為QP如式(5)。

查《實(shí)用閥門設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3-8,螺栓在20℃,200℃時(shí)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(shí)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(yù)緊力的范圍

(1) 預(yù)緊力的最小值

Fy≥max(Fa,Qp)=198.344 kN

(2) 預(yù)緊力最大值

由式(6)可知,為了不使墊片破壞,對(duì)應(yīng)的最大許用預(yù)緊力F1為:

F1=πDGb·4y=532.622 kN

根據(jù)式(7),螺栓強(qiáng)度限制對(duì)應(yīng)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(yù)緊力中的最小值,即:

Fy

綜合以上得預(yù)緊力范圍:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

4.3 高溫下螺栓預(yù)緊力

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

所以,所需要的螺栓總預(yù)緊力為:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′=500.953 kN

則根據(jù)預(yù)緊及密封基本要求,墊片所需單個(gè)螺栓最小預(yù)緊力為:

預(yù)緊力上限為:

因此,墊片所需單個(gè)螺栓最大預(yù)緊力為:

4.4 預(yù)緊力矩的計(jì)算

根據(jù)式(18)計(jì)算預(yù)緊力矩,“K”取0.16,常溫下螺栓的預(yù)緊力范圍:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

將其帶入式(18),得預(yù)緊力矩范圍為:

380.82 N·m≤T<1 022.63 N·m

單個(gè)螺栓預(yù)計(jì)力矩:

47.60 N·m≤T<127.83 N·m

高溫(200 ℃)下單個(gè)螺栓預(yù)計(jì)力矩:

120.23 N·m≤T<198.85 N·m

將算例得出的螺栓預(yù)緊力矩施加在該閥上,并進(jìn)行具體工況試驗(yàn)驗(yàn)證,發(fā)現(xiàn)該閥使用良好,未發(fā)現(xiàn)有泄漏現(xiàn)象,進(jìn)一步驗(yàn)證了文章中預(yù)緊力矩的理論結(jié)果的可用性,為以后實(shí)踐工程提供了寶貴的參考價(jià)值。

5 結(jié) 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(yù)緊力及預(yù)緊力矩的計(jì)算公式,并以甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司(920廠)實(shí)體產(chǎn)品進(jìn)行算例驗(yàn)證(理論計(jì)算與實(shí)際情況難免有誤差,可視實(shí)際情況具體分析)。計(jì)算結(jié)果經(jīng)驗(yàn)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(zhì)量,為疏水閥的長(zhǎng)期穩(wěn)定運(yùn)行提供了保障。