核安全一级阀门的力学分析_张征明

文章编号:1002-5855(2007)02-0018-05

作者简介:张征明(1967-),男,副研究员,从事反应堆结构设计与结构力学分析工作。

核安全一级阀门的力学分析

张征明,吴莘馨

(清华大学核能与新能源技术研究院,北京100084)

摘要　介绍了核安全一级阀门结构应力分析方法在阀门设计中的重要作用。以核安全一级电动截止阀为例,采用规范法和分析法对阀门的承压边界进行了力学分析和计算,并对阀门主法兰和连接螺栓的计算结果作了对比和评价。 关键词　核安全一级;核工业用阀;力学分析 中图分类号:TH134 文献标识码:A

Mechanical analysis of the nuclear safety class 1valve

ZHANG Zheng -ming ,WU Xin -xin

(I nstitute of Nuclear and new Energ y T echno logy ,Tsing hua University ,Beijing 100084,China )

A bstract :Design by analysis method must be used for the nuclear safety class 1valve as the regula -tio ns of nuclear safety codes .Detailed stress distribution in the valve structure should be analyzed and

evaluated .This paper introduces the mechanical analysis of a nuclear safety class 1electric shutoff v alve .The introduction w ill focus on the com munications betw een the designer and the analy zer of the v alve .Some advisements are given by the analy zer based on the mechanical analysis results of the valve structure .

Key words :nuclear safety class 1;valve ;mechanical analysis 1　前言

核安全级阀门在设计、制造和检验等各个环节上均有远高于普通阀门的要求,尤其是核安全一级阀门,按照核安全法规的要求,必须采用分析方法进行设计,对阀门结构进行详细的应力分析和评价。因此,一般为设计人员所熟悉的按规范进行设计将无法满足核安全级一级阀门的要求。针对阀门结构的力学分析主要按照ASM E -Ⅲ-1-NB -3200中有关分析法设计的原则进行〔1〕。有关采用通用有限元软件进行阀门结构的力学分析和力学评价的基本过程,可参见文献〔2〕。2　阀门参数

本文以一个核安全一级电动截止阀为例,着重介绍了在进行力学计算的过程中,在详细的应力分析基础上,对一些设计理念提出了建议。

核安全一级电动截止阀的主体由阀体、阀盖和电动装置组成(图1)。其中阀体和阀盖通过一对

中法兰和8个中法兰螺柱连接成为一个整体,其内

部有阀瓣、阀杆以及填料等部件。在阀盖的中法兰上还连接有2个压板螺柱,通过该螺柱压紧填料压板以实现填料的密封功能。在阀盖的顶法兰上通过4个顶法兰螺栓固定电动装置,同时,顶法兰的侧面还对称焊接4个抗震支耳,安装后这些支耳将电动装置的重力传递到基础上去。

阀门主要设计参数

安全等级 核一级公称通径 DN50设计压力 25M Pa 设计温度 350℃

阀门重量 83.5kg

阀门主要材料 SA182M -F316螺栓主要材料 SA564M -630

电动装置质量 100kg 3　主法兰及其连接螺栓的计算

—18— 阀 门 2007年第2期DOI :10.16630/j .cn ki .1002-5855.2007.02.006

作为承压设备的一种类型,阀门的承压边界十分适合于根据分析法设计的概念进行分析和评价。根据NB -3546的要求,连接螺栓可按照ASM E -Ⅲ-1-附录-规定性附录Ⅺ的规定进行校核〔3〕。规定性附录Ⅺ实际是针对核安全二、三级阀门所进行的规范法校核过程,为许多阀门设计人员所熟悉。设计人员希望针对该阀门也进行规范法的校核计算,以便更为直观地对阀门的力学性能进行评价。

为此,在对该阀门的承压边界进行力学分析时,同时采用了规范法和分析法两种方法进行计算,并对两种方法的计算结果进行了对比和评价

。

1.抗震支耳

2.电动装置

3.顶法兰螺栓

4.压板螺柱

5.填料压盖

6.填料

7.中法兰螺柱

8.阀盖

9.阀杆　10.阀瓣　11.阀体

图1　电动中间引漏截止阀

3.1　阀门主法兰计算(规范法)

阀门承压边界的主体由阀体和阀盖组成,通过一对中法兰和8个中法兰螺柱连接成为一个整体。根据附录Ⅺ-3221的规定,中法兰连接螺栓的载荷为

W m1=0.25πG 2P c +2πG b m P c =292kN W m2=πG b y =66kN

式中　W m1———设计工况下中法兰连接螺栓载荷,

N

W m2———垫片压紧工况下中法兰连接螺栓载荷,N G ———垫片反作用力处的直径(G =87),

mm

b ———垫片的有效密封宽度(b =3.5),mm y ———垫片接触面的单位压紧载荷(y =69),M Pa m ———垫片系数(金属缠绕石墨垫片m =

3),

p c ———设计内压(p c =25),MPa

根据附录Ⅺ-3222的规定,所需的螺栓总横

截面面积A m 取W m1/S b 和W m 2/S a 中的最大值,其中S b =247.5MPa 为设计温度下螺栓的许用应力,S a =266.1MPa 为常温下螺栓的许用应力(许用应力按文献〔4〕表1A “二级设备”确定),得出

A m =1180.2mm 2

中法兰螺柱共有8根,规格为M 24mm ,按螺纹小径计算,螺栓实际的总横截面积A b 为

A b =2705.8mm 2

根据附录Ⅺ-3223的规定,法兰螺栓设计载

荷为

W d1=W m1=292kN

W d2=(A m +A b )S a /2=517kN

式中　W d1———法兰螺栓设计载荷(设计工况),

kN

W d2———螺栓预紧操作时垫片压紧工况下的

螺栓载荷上限值(防过分拧紧螺栓而损伤法兰),kN

根据附录Ⅺ-3230的规定可得到法兰力矩为

M o1=15.8kN .m

M o2=26.6kN .m

式中　M o1———设计工况下法兰力矩,kN .m

M o2———垫片压紧工况下法兰力矩,kN .m 根据附录Ⅺ-3240的规定可得到法兰应力为

S H =118.3MPa S R =106.3MPa S T =103.7MPa

式中　S H ———法兰轴向颈部应力,M Pa

S R ———径向法兰应力,MPa S T ———切向法兰应力,MPa

—19—2007年第2期 阀 门

法兰的许用应力则按照附录Ⅺ-3250的规定计算。法兰材料在设计温度下的许用应力为S f =113.8MPa (许用应力按文献〔4〕表1A “二级设备”确定)。

应力评价的准则为

S H ≤1.5S f S R ≤S f S T ≤S f

(S H +S R )/2≤S f (S H +S T )/2≤S f

将以上的法兰应力计算结果整理,得S H =118.3M Pa

S H <1.5S f S R =106.3M Pa S R

S T =103.7M Pa S T

(S H +S R )/2=112.3MPa (S H +S R )/2

(S H +S T )/2=111.0MPa

(S H +S T )/2

由此可知法兰应力满足规范法设计的要求。3.2　阀门承压边界有限元应力分析(分析法)从力学特性分析,可以认为阀体和阀盖作为一个整体来承受外载荷。因此,在建立有限元模型时,将阀体和阀盖作为一个整体进行建模。考虑到地震载荷的非对称性,对阀体和阀盖的全尺寸进行了网格划分。而内部部件则忽略其刚度,只将其质量叠加到阀体和阀盖结构中去。

阀体和阀盖的有限元网格划分情况如图2所示,模型用四面体十节点单元建立。阀体和阀盖在中法兰对的密封面处合并成一个整体。考虑到电动装置的整体刚性很强,它对阀门的主要作用是施加惯性载荷,因此在计算中将电动装置简化为在其质心处的一个集中质量点,通过多点约束的形式连接到阀盖的顶法兰上端面上。设计工况下所考虑的载荷主要包括设计内压、螺栓预紧力及设备自重。

由此进行有限元计算后,得到的阀体和阀盖的Tresca 应力分布如图3所示。对于阀体和阀盖的整体结构,在中法兰对的根部部位应力达到最大,根据承压边界的应力分类原则,由其应力分布可得

知,此处的一次薄膜应力不超过77M Pa ,一次薄

膜加一次弯曲应力(即一次应力)不超过153MPa ,一次应力叠加二次应力不超过230MPa 。

图2　阀体的有限元模型

(半剖视,隐去密封面,图中应力标尺单位:M Pa )

图3　设计工况下阀体和阀盖的T resca 应力分布

阀门主体材料在设计温度下的设计应力强度值为S m =113.8M Pa (设计应力强度按文献〔4〕表2A “一级设备”确定)。

应力评价的过程为

一次薄膜应力为77M Pa ,其限值为S m =113.8M Pa 。

一次薄膜加一次弯曲应力为153M Pa ,其限值为1.5S m =170.7M Pa 。

—20— 阀 门

2007年第2期

一次应力加二次应力为230M Pa ,其限值为3S m =341.4MPa 。

由此可知法兰应力满足分析法设计的要求。3.3　主法兰应力讨论

通过力学分析,可知阀门结构应力的主要来源是内压及主螺栓预紧载荷。通过计算得出,中法兰螺柱的实际横截面积A b 远大于所需的横截面积A m ,这造成了在确定中法兰螺柱的设计载荷时,垫片压紧工况的载荷W d2远大于设计工况的载荷W d1。实际上,只要螺栓预紧载荷超过W d1,即可满足使用的条件,而W d2只是螺栓预紧载荷的上限值,以防过分拧紧螺栓而损伤法兰。对于本文所分析的法兰和螺栓,如果按W d1来进行螺栓预紧操作,将会造成法兰应力不必要的增大。因此,在确定中法兰螺柱的设计载荷时,若以设计工况的载荷为主要参考值,将对改善主法兰的应力状况有很大的好处。

按规范法对主法兰所做的应力计算和评价,从计算结果分析,其主法兰的应力水平已经很接近于对应的应力限值。按分析法对阀门主体所做的应力计算和评价,从计算结果分析阀门的承压边界的应力水平并不算很高,尚有一定的安全裕度。两者对比可知,分析法设计具有一定的优势,它可以使设计者对结构的应力分布状况有十分详细的了解。在保证安全的前提下,可以做到更有针对性地改进设计,从而降低造价,这是规范法设计所无法做到的。

4　抗震支耳对阀门抗震性能的影响

由于电动装置的质量要大于阀门本体的质量,而且它的质心最高,因此地震条件下它所产生的惯性力将对阀门本体的安全性产生重大的影响。在结构设计上,阀盖顶法兰侧面的抗震支耳将主要承受电动装置所产生的地震载荷。

根据设计人员的要求,在进行阀门的抗震计算时,进行了不考虑抗震支耳和考虑抗震支耳两种情况下的计算,取地震在三个正交方向上所产生的加速度均为5g ,计算过程中同时叠加设计工况下的各种载荷。

不考虑抗震支耳时,阀门的约束位置处于底端的通径处。计算得到的阀门基频为33.8Hz 。采用等效静力法进行抗震计算,得到的阀体和阀盖的Tresca 应力分布如图4所示。由其结果可知,在阀

体通径的两个端口,应力最大值达到了506MPa ,

(半剖视,隐去密封面,图中应力标尺单位:M Pa )

图4　地震条件下阀体和阀盖的T resca 应力分布

(不考虑抗震支耳)

(半剖视,隐去密封面,图中应力标尺单位:M Pa )

图5　地震条件下阀体和阀盖的T resca 应力分布

(考虑抗震支耳)

该应力值分布在端口的整个截面上,因此需视为一次应力。阀体材料的设计应力强度值为

113.8M Pa ,一次应力的限值为1.5×113.8M Pa =170.7M Pa 。因此,阀体通径端口处的应力水平已经远远超过了其对应的限值。

从阀门约束的角度分析,其结果是可以预料的。如果不考虑抗震支耳,阀门仅在阀体通径的端

—21—2007年第2期 阀 门

口处存在支承结构,而阀门的重心和电动装置的重心都在约束位置之上,再加上电动装置自身的质量很大,因此当阀门和电动装置在地震条件下产生惯性力时,该力将在阀体通径的端口形成很大的载荷,并将造成阀体通径端口处应力水平过大。

考虑抗震支耳时,可认为阀门的约束位置仅存在于抗震支耳处,尽管阀体通径的两个端口处与外接管道焊接,但管道的约束作用相对较弱,可以不予考虑。计算得到的阀门基频为94.5Hz。由此可知,抗震支耳的存在可以极大地提高阀门的整体刚度,这对保障阀门的抗震性能是十分重要的。

仍采用等效静力法进行抗震计算,得到的阀体和阀盖的Tresca应力分布如图5所示。对于阀体和阀盖的整体结构,仍是在中法兰对的根部部位应力达到最大。根据承压边界的应力分类原则,由图5中的应力分布可得知,此处的一次薄膜应力不超过77.3MPa,一次薄膜加一次弯曲应力(即一次应力)不超过155MPa,一次应力叠加二次应力不超过243MPa。

通过计算结果比较可知,阀门的主体结构是足够强的,阀门结构应力的主要来源是内压及主螺栓预紧载荷。相比之下,阀门自身因地震而产生的附加应力很小,阀门在地震条件下的安全主要取决于电动装置的支承情况。由于电动装置的质量远大于阀门本身的质量,并且其重心位置最高,因此单靠阀体两端通径处的管道支承是无法承受电动装置在地震条件下所可能产生的惯性力的。因此,从抗震的角度分析,在抗震支耳处施加约束是必须的。现场安装时,应在抗震支耳处安装足够的支承结构,通过抗震支耳将电动装置的重力传递到基础上去,以保证在地震条件下,电动装置所产生的惯性力不会传递到阀门本体上去。

5　结语

核安全级阀门因其对安全性能的高度重视,要求设计人员在设计的过程中进行大量的分析和验证工作。其中,对结构进行详细的力学分析变得越来越重要,它不仅能对阀门的受力特性给出充分的论证,更能为设计人员改进结构设计和保障运行安全提供有益的建议。

参考文献

〔1〕　ASM E-Ⅲ,核动力装置设备〔S〕.

〔2〕　张征明,吴莘馨,何树延.核安全级阀门的结构力学分析.

阀门〔J〕.2004(4),1-4.

〔3〕　ASM E-Ⅲ,核动力装置设备〔S〕.

〔4〕　ASM E-Ⅱ,材料,D篇,性能〔S〕.

(收稿日期:2006.12.30)

(上接第17页)

3　改进

3.1　镶嵌衬套

为了提高阀门的耐磨性,采用了镶嵌衬套结构(图2),衬套材料可以是橡胶或耐磨合金。橡胶材料成本低,密封性能好,但耐磨性差,寿命短,维护工作量大,且更换不方便,工作运行成本高。耐磨合金材料耐磨性能好,比整体铸造耐磨合金成本上经济,比橡胶性价比高,衬套可以更换,阀体可以继续长期使用。衬套选用高硬度、耐磨蚀的高铬耐磨合金铸铁,其热处理后硬度达58～62H RC,耐磨蚀性能良好。

3.2　加隔板

为了降低回流对闸板和阀体槽的冲蚀,在出口套中设置隔板(图2)。隔板强迫介质形成二次扩散,将大面积的回流控制在隔板以下的区域内,减轻了回流对闸板和阀体槽的冲刷。同时减小了压降,降低了汽蚀发生的可能性。

4　结语

闸阀采用衬套加隔板结构,能有效分配压差,避免汽蚀。同时采用高耐磨蚀的合金材料作衬套,提高了渣浆管路中节流用闸阀的寿命。此结构已获得专利(专利号:ZL03242176.1)。

参考文献

〔1〕　杨源泉.阀门设计手册〔M〕.北京:机械工业出版社, 1992.

〔2〕　陆培文.实用阀门设计手册〔M〕.北京:机械工业出版社, 2002.

〔3〕　成大先.机械设计手册〔M〕.北京:化学工业出版社, 1997.

(收稿日期:2006.08.05)

—

22

—

阀 门 2007年第2期