蒸汽疏水阀螺栓连接的气密性分析计算*

党建涛,米 博

(甘肃红峰机械有限责任公司,甘肃 平凉 744000)

0 引 言

蒸汽疏水阀是蒸汽使用管线上的重要组成部分,它可以将蒸汽使用中释放潜热而产生的凝结水自动排放到设备之外,从而使蒸汽使用装置的加热效率保持在最高状态,并防止凝结水对设备及管道产生的一系列破环。同时,蒸汽疏水阀还能有效防止蒸汽泄漏,并排除空气及其他不可凝气体。

随着技术的发展,蒸汽疏水阀的使用已经相当普及,对其性能和功能的研究也在不断深入。为了进一步提高使用寿命,研发技术人员从内部结构上对蒸汽车疏水阀进行了设计和修改,希望设计出能满足高温、高压和超大排量的高性能参数要求且阀体较小的蒸汽疏水阀。

另一方面,学者们对其密封性的研究也越来越深入,因为密封性是直接影响蒸汽疏水阀能否正常工作的重要因素。若密封不好则会导致蒸汽泄露,这将严重影响蒸汽疏水阀的工作性能,从而引起不必要的能源浪费。造成蒸汽疏水阀泄露的原因有很多,例如:螺栓的选型不当;装配过程中预紧力不够或过紧;垫片的材料或形式选择不合适;垫片的薄厚不合适;垫片压缩不足、过量或不均衡;反复的冷热循环;振动;在承压状况下垫片蠕变或螺栓伸长而造成的松弛;密封面光洁度不合适,太粗糙或者太细等。笔者全面考量了各种泄漏因素,通过对甘肃红峰机械有限责任公司(920厂)生产的疏水阀法兰-垫片-螺栓密封系统的理论分析,得出了螺栓预紧力的计算公式,并进行了预紧力控制研究,从而有效地解决了阀体与阀盖之间的泄漏问题,使阀体阀盖之间的密封性得到了加强,使产品质量得到了保障。

1 常温下法兰-垫片-螺栓系统预紧力研究(法兰为刚性)

1.1 根据GB150.3-2011规定[1]

(1) 预紧状态下的最小螺栓荷载

在预紧的状态下,垫片所需要的最小螺栓荷载和最小垫片压紧力为:

Wa=Fa=3.14DGby

(1)

(2) 操作状态下的最小螺栓荷载

在运行过程中,螺栓所承受的力包括管道内的介质压力P、垫片的压紧力FP、弯矩M0、径向力Fr。由于该处弯矩M0和径向力Fr不易具体计算,所以将螺栓所受的相当压力PC来等效弯矩M0和径向力Fr,这里将管道的介质压力P增大至PC≤1.5P。因此,在操作状态下,螺栓所受的力:

(2)

由式(1)可知,在预紧情况下,垫片的最小压紧力与参量b和y有关,但与运行情况无关,因此垫片的挤紧力不能作为实际的预紧力。实际中需要的预紧力是指在操作过程时保证法兰密封性良好即保证螺栓在操作工况下荷载保持在WP值时的预紧力QP。

1.2 预紧力QP的分析计算[2-3]

螺栓和垫片从预紧状态到工作状态的荷载变化可以通过力学变形曲线来表示,如图1所示。DB线表示螺栓的力与变形关系,FC线表示垫片的力与变形关系。第一阶段:初拧螺栓至刚好接触垫片,即为D点,此时螺栓与垫片均未受力,变形为零。第二阶段:随拧紧力增大至QP,此时螺栓伸长变形为δL,垫片的压缩变形为δD。由于两者的刚度不同,所以即使在同样荷载下,其变形量也不相等(δL≠δD)。第三阶段:阀体受内压作用,在操作状态下,当螺栓受流体静压总轴向力F后,其受力逐渐增大,变形量为ΔδL,则此时螺栓总的变形量为δL+ΔδL;同时,随着螺栓的伸长,压缩变形垫片也逐渐回弹,其压缩量会相应减小ΔδD,有ΔδL=ΔδD。此时,螺栓受力增加至WP,垫片受力也由QP减小至压缩垫片需要的螺栓荷载不发生泄露的值FP,FP为残余预紧力。所以螺栓受到的总压力等于残余预紧力与工作拉力F之和。

图1 法兰连接处螺栓与垫片的受力及变形图

分析图1可知,A点即是希望的预紧状态,此处荷载为QP。如果不考虑垫片受力变化,螺栓的受力为QP+F,但由于垫片回弹,螺栓最终压缩垫片的荷载为FP,再加上内压引起的轴向力F,即为操作状态下螺栓的总荷载WP。ΔF即为垫片回弹所减小的荷载值。

因此,预紧力QP不仅仅是WP+F,也不是预紧作用下需要的最小螺栓荷载Wa,更不是螺栓材料本身的极限应力,而是综合考虑内压作用、螺栓强度、垫片回弹等因素后得出的结果。

对垫片及螺栓应用胡克定律得:

(3)

(4)

由变形条件知 ΔδL=ΔδD,因此:

(5)

式中:PC为相当压力;CD为垫片刚度;CL为螺栓刚度;AD为垫片的实际接触面积;ED为垫片材料的弹性模量;tD为垫片厚度;AL为螺栓总截面面积;EL为螺栓材料的弹性模量;lL为螺栓的有效长度。

1.3 预紧力的范围

(1) 预紧力的最小值

以上对预紧力的分析是建立在法兰已形成预密封的基础上,所以螺栓预紧力Fy需满足式(1)的同时应大于等于保证工作状态下密封性能所需的预紧状态下的最小螺栓预紧力QP,即Fy≥max(Fa,Qp)。

(2) 预紧力最大值

如果垫片上的压紧力超出了垫片所能承受的范围,就会导致垫片发生塑性变形,失去回弹特性,甚至可能会造成垫片的损坏[4]。为了确保垫片的正常运行,必须设定一个最大允许的预紧力,定义为F1,以确保连接螺栓在内压力P的作用下不会过度伸长,从而避免泄漏的发生。根据文献[5],垫片单位有效密封面积上的压紧力不得大于4y,即:

F1=πDGb·4y

(6)

当施加的预紧力超过螺栓强度要求时,便会造成螺栓螺纹的破坏而使螺栓失效。因此,此时也对应有一个最大载荷,即F2:

(7)

除此之外,预紧力太大也会引起法兰变形失效,从而引起泄漏,但一般情况可忽略这种极端状态。

所以Fy必须小于考虑各种因素下连接螺栓的最大许用预紧力中的最小值,即Fy

(3) 预紧力范围

综合以上分析得预紧力范围为:max(Fa,Qp)≤Fy

2 高温下法兰-垫片-螺栓预紧力研究(法兰为刚性)

假设阀体阀盖为完全刚性,垫片近似为线弹性材料(柔性石墨板材垫片),在操作预紧螺栓至所需载荷的过程中,螺栓和垫片的受力-变形关系可简化为如图2所示。对螺栓和垫片的受力过程进行分解分析可知[6],与图1不同的是,AA′段为螺栓温度从安装温度升高到设计温度过程中垫片的变形曲线,A′B′段为螺栓的内压加载过程的受力曲线,AC′为内压和温度加载过程中垫片的回弹曲线。由图2可知,预紧状态变为操作状态过程中,随着内压引起的轴向力F的增加,螺栓载荷增加到B点,而垫片载荷由于回弹减小到C′点。如果不考虑在升压过程中垫片松弛的影响,螺栓载荷本应为A点对应的预紧力QP加上轴向力F,而实际操作状态下压紧垫片所需的螺栓载荷只为FP,因此组成操作状态的最终螺栓载荷为F+FP[4]。

图2 螺栓和垫片的受力-变形关系

对螺栓进行线性热膨胀分析得:

(8)

(9)

对垫片,由胡克定律得[7]:

(10)

(11)

ΔF为单独加载操作内压引起的螺栓力增加; ΔF′为操作温度加载引起的螺栓力减小;由上式求得ΔF及ΔF′分别为:

(12)

所以,所需要的螺栓总预紧力为:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′

(13)

根据预紧和密封的基本原则,垫片所需单个螺栓最小预紧力为:

(14)

(15)

为了确保垫片在预紧工作过程中不会因过分挤压而失去回弹特性,文献【5】指出预紧工况垫片中的应力不得大于4y,因此按ASME PCC-1附录O中的目标垫片应力法求螺栓预紧力,可得:

(16)

因此,垫片所需单个螺栓的最大预紧力为:

(17)

3 预紧力矩的计算

预紧力矩是一项重要的指标,用来控制装配过程中的紧固力。它可以是由扭矩扳手在紧固法兰连接副中的螺钉时形成的扭矩,也可以是由液压拉伸器在拉伸过程中形成的扭矩。一些常用的预紧方式(如活板手、套简(死)扳手、加长力臂套筒扳手或敲击扳手等)虽操作简单,成本低,对螺栓要求也低,但往往很难较准确地控制预紧力。为了有效解决以上缺点,文中以液压扭矩扳手为最终的预紧方式。

使用液压扭矩扳手进行预紧可以节省时间和精力,并且能够精确控制预紧力。这种方法的控制精度通常在±25%～40%之间。但是,由于紧固螺栓受到反作用力臂(侧向力)的直接影响,预紧力的数值可能会变得不稳定,并且容易受到螺纹副润滑状况的直接影响,造成“偏载”现象,从而引起螺栓螺母咬牙。

液压拉伸器预紧除了具有液压扭矩扳手的特点外,还具有螺纹副的润滑状况不影响液压拉伸器预紧的优点,可多个螺栓同时均匀预紧,预紧力大小可由油压控制。通常,用于重要场合的M48以上螺栓预紧需要更高的成本,而且螺栓间距和伸出长度也有严格的要求,否则,一旦拉伸器被取下,螺栓法兰就会松弛,从而影响预紧力。

如果使用液压扳手来紧固螺栓,那么扳手产生的扭矩必须克服螺纹副之间以及螺母与支承面相互之间不断增加的摩擦力,ASME PCC-1附录K中给出扭矩可以通过式(18)进行简化计算[8]:

T=KFD/1 000

(18)

式中:D为螺栓公称直径;F为目标螺栓荷载;K为螺母系数;T为目标扭矩。

“K”是一个由实验确定的与摩擦系数有关的无量纲常数。在环境温度下的大多数应用中,K的值通常被近似认为是摩擦系数加0.04,在此基础上,摩擦系数为0.16和0.12(见ASME PCC-1表1M/表1),分别对应于非涂层螺栓和涂层螺栓的螺母系数为0.20和0.16。

表1 阀体参数

如果使用液压拉升器来紧固螺栓,那上紧油压所产生的拉力必须克服螺栓逐渐增长的拉力,并在弹性范围内拉长螺栓,以便于拧紧螺栓。但是,如果卸下拉伸器,螺栓连接法兰会有较大的松弛量,也就是说会产生载荷损失。因此,拉伸器所需的拉伸力或油压与螺栓预紧力之间的关系如下:

(19)

(20)

式中:F为内压引起的总轴向力。

4 算 例

文中以自由浮球式疏水阀J7N-40(中压)进行分析研究,图3所示为疏水阀密封系统示意图。疏水阀阀体、螺栓、垫片参数如表1、2、3所列。

图3 阀体与阀盖连接示意图

表2 M12螺栓参数

表3 M12垫片的参数

4.1 常温下螺栓预紧力

将数值代入式(1)得到预紧状态下所需要的最小螺栓荷载即最小垫片压紧力:

Wa=Fa=3.14DGby=133.156 kN

将数值代入式(2)得到蒸汽疏水阀在工作状态下所需要的最小螺栓荷载,即螺栓所受的力:

由式(5)得出,要想螺栓的工作荷载一直保持在WP值,所需要螺栓的预紧力为QP如式(5)。

查《实用阀门设计手册》表3-8,螺栓在20℃,200℃时弹性模量分别为2.20E5 MPa和2.10E5 MPa,线膨胀系数为12.6 μm/(m·℃);查表3-22,垫片在20℃,200℃时弹性模量为3.0E5 MPa。将数值代入式(3)、(4)得:

由于CL<

4.2 常温下预紧力的范围

(1) 预紧力的最小值

Fy≥max(Fa,Qp)=198.344 kN

(2) 预紧力最大值

由式(6)可知,为了不使垫片破坏,对应的最大许用预紧力F1为:

F1=πDGb·4y=532.622 kN

根据式(7),螺栓强度限制对应最大载荷,即F2:

法兰失效的最大压紧力为F3,一般情况可忽略。

所以Fy必须小于考虑各种因素下连接螺栓的最大许用预紧力中的最小值,即:

Fy

综合以上得预紧力范围:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

4.3 高温下螺栓预紧力

计算温度在200 ℃时,螺栓的预紧力。由式(8)～(12)求得ΔF及ΔF′的值为:

所以,所需要的螺栓总预紧力为:

QP=F+FP-ΔF+ΔF′=500.953 kN

则根据预紧及密封基本要求,垫片所需单个螺栓最小预紧力为:

预紧力上限为:

因此,垫片所需单个螺栓最大预紧力为:

4.4 预紧力矩的计算

根据式(18)计算预紧力矩,“K”取0.16,常温下螺栓的预紧力范围:

198.344 kN≤Fy<532.622 kN

将其带入式(18),得预紧力矩范围为:

380.82 N·m≤T<1 022.63 N·m

单个螺栓预计力矩:

47.60 N·m≤T<127.83 N·m

高温(200 ℃)下单个螺栓预计力矩:

120.23 N·m≤T<198.85 N·m

将算例得出的螺栓预紧力矩施加在该阀上,并进行具体工况试验验证,发现该阀使用良好,未发现有泄漏现象,进一步验证了文章中预紧力矩的理论结果的可用性,为以后实践工程提供了宝贵的参考价值。

5 结 语

通过常温和高温两种状况的法兰密封性的研究,得出带垫片法兰连接中螺栓的预紧力及预紧力矩的计算公式,并以甘肃红峰机械有限责任公司(920厂)实体产品进行算例验证(理论计算与实际情况难免有误差,可视实际情况具体分析)。计算结果经验证可有效解决蒸汽疏水阀阀体与阀盖之间的泄漏问题,提升疏水阀的质量,为疏水阀的长期稳定运行提供了保障。