譚 鑫 譚術洋 周 寧 王 磊 李 毅 艾 陽 蘇 舒

（中國核動力研究設計院核反應堆系統(tǒng)設計技術重點實驗室）

為滿足反應堆一回路系統(tǒng)安全、可靠運行的要求，核動力裝置用閥門的壁厚設計大都采用相對保守的設計準則，這使得核動力裝置用閥門的重量和外形尺寸普遍偏大， 易導致制造成本增加，空間布置可行性降低。

目前，閥門設計相關規(guī)范和標準中均根據公稱壓力采用查表插值法確定閥門的最小壁厚，如GB/T 12224、ASME B16.34及RCCM等。 宋忠榮等研究了ASME B16.34對閥體壁厚的分析， 發(fā)現(xiàn)標準中閥體壁厚的計算僅與通徑、壓力有關，與閥體結構無關，同時為保證閥體強度和剛度，引入了1.5倍安全系數［1］。 唐先明認為ASME B16.34閥體壁厚過于保守，不利于節(jié)省成本［2］。孫豐位等研究發(fā)現(xiàn)閥體壁厚越大，徑向力、周向力沿壁厚方向的非均勻化分布越明顯，同時高溫下球閥壁厚的增加會使熱應力迅速增加、削弱閥體強度［3］。謝匡對比分析了旁路閥壁厚設計標準，得出高溫高壓閥門壁厚設計采用ASME B16.34極為保守，采用NB/T 47044及EN 12516更為合理和經濟［4］。 卓威君認為現(xiàn)行中低壓銅合金閥門壁厚設計存在缺失，結合壁厚設計公式和抗拉、抗扭測試校核的設計方法能有效解決該問題［5］。

由此可見，現(xiàn)行標準和閥門制造廠在閥門閥體壁厚設計（尤其針對高溫高壓閥門）時存在安全裕量過大，適應性不高的情況。 針對核動力系統(tǒng)對設備小型化、輕量化的要求，筆者在不突破現(xiàn)行規(guī)范的前提下開展基于薄壁圓筒理論的閥門閥體壁厚設計方法研究， 并以高溫高壓Y型電磁閥閥體為例， 開展承壓性能分析和試驗研究，驗證該方法的可行性，為核動力系統(tǒng)閥門的輕量化設計提供依據。

1 閥門閥體壁厚設計方法

1.1 閥門閥體壁厚設計方法分類

1.1.1 基于標準規(guī)范的閥門壁厚設計方法

基于標準規(guī)范的閥門壁厚設計方法有兩種，一是根據閥門設計壓力、 溫度確定壓力等級，結合閥門流道最小內徑，查表插值確定閥門的最小壁厚；二是根據閥門設計壓力、溫度確定壓力等級，利用壁厚與內徑的經驗公式確定閥門的最小壁厚。 一般而言，查表插值法確定的閥門壁厚較經驗公式法裕量更大。

1.1.2 基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法

厚壁圓筒理論的準則是保證閥體內壁（即應力最大）處應力不超過材料的許用應力。 基于厚壁圓筒理論的應力分析認為應力最大處位于閥體內壁上，隨著內壓增大最先達到屈服點，因此閥體內壁應滿足第四強度理論要求。 通過對第四強度理論進行變形，并考慮介質腐蝕等因素形成基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法，即：

1.1.3 基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法

薄壁圓筒理論的準則是保證閥體沿壁厚的平均應力（即膜應力）不超過材料的許用應力。 基于薄壁圓筒理論的應力分析認為閥門閥體壁厚的周向應力應小于材料的許用應力。 考慮閥體的實際形狀、 閥體材料性能及介質腐蝕等因素，形成基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設計公式，即：

據調研， 以上3種壁厚設計方法均來源于對壓力容器壁厚設計理論的修正。 但基于標準規(guī)范的閥門壁厚設計方法存在安全裕量設計過大的問題；相較于基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法而言，基于厚壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法以最大應力處的應力為基礎開展壁厚設計，其材料許用應力的安全系數選取也更加保守，因此其壁厚設計結果的安全裕量較大。

當前， 國內閥門廠家均采用厚壁圓筒理論、遵照RCCM給定的材料采用磅級進行核級閥門壁厚設計， 對于RCCM未給定材料采用強度近似材料的磅級，故現(xiàn)行閥門閥體最小壁厚設計存在較大的安全裕量。 因此，通過以上分析認為基于薄壁圓筒理論的閥門壁厚設計方法能達到壁厚減薄的效果。 但磅級對閥門閥體厚度影響較大，為了準確計算不同材料的磅級，還需要開展材料磅級研究。

1.2 磅級計算研究

磅級（壓力等級額定指數）決定了該種材料閥門在對應溫度下的最大允許工作壓力， 即溫度-壓力額定值Psp：

筆者基于特殊壓力級計算獲得不同材料、不同磅級條件下的溫度-壓力額定值（式（5））并形成表格， 為不同材料在不同設計壓力下磅級的確定提供思路。 基于式（5）開展了高溫高壓閥門常用材料 （321奧氏體不銹鋼與316奧氏體不銹鋼）的溫度-壓力額定值計算，結果列于表1、2。 圖1所示為兩種材料溫度-壓力額定值計算結果對比。

圖1 溫度-壓力額定值計算結果對比

表1 321奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計算結果

表2 316奧氏體不銹鋼溫度-壓力額定值計算結果

由圖1可知，相同溫度下，兩種材料工作壓力均隨磅級的增加而增加；相同磅級下，兩種材料工作壓力均隨溫度的升高呈下降趨勢，且磅級越高，這種趨勢越明顯；常溫下相同磅級的兩種材料的最大允許工作壓力基本相同，但隨著溫度的升高，321奧氏體不銹鋼的最大允許工作壓力大于316奧氏體不銹鋼，若遵照316奧氏體不銹鋼確定321奧氏體不銹鋼的磅值，高溫高壓用321奧氏體不銹鋼閥門閥體壁厚設計值將會偏大。 因此，基于筆者提出的磅級計算方法，結合薄壁圓筒理論確定閥體壁厚的設計方法更為合理。

1.3 閥體壁厚設計實例

為驗證閥體壁厚設計方法具有減薄效果，筆者選取高溫、高壓（設計壓力17.2 MPa，設計溫度350 ℃）Y型電磁閥閥體（圖2）開展依據薄壁圓筒理論的閥體壁厚設計， 并與厚壁圓筒理論計算值和電磁閥所采用RCCM規(guī)范的原設計方案進行對比。 該閥門閥體為異形結構，且在承壓和承受外載荷條件下的應力和變形狀態(tài)相對復雜， 因此選取該閥門進行閥體壁厚設計具有一定代表性。

圖2 電磁閥結構示意圖

電磁閥閥體采用0Cr18Ni10Ti不銹鋼 （321奧氏體不銹鋼）材料，其直徑為DN80 mm。 基于表1的計算結果， 采用插值法確定該材料在對應壓力、溫度下的磅級，并依據式（4）開展了閥門最小壁厚設計計算。 該方法的設計結果與厚壁圓筒理論計算結果（式（1））、標準規(guī)范計算結果對比見表3。

表3 Y型閥體壁厚設計結果

對比表3中的計算結果可知， 基于厚壁圓筒理論和標準規(guī)范確定的閥體壁厚相對薄壁圓筒理論來說偏保守，存在較大的安全裕量。

綜上所述， 在不突破現(xiàn)行規(guī)范的前提下，基于磅級計算的薄壁圓筒閥體壁厚設計方法可以實現(xiàn)壁厚減薄。

2 閥體承壓性能分析

2.1 計算模型與評定工況

為驗證壁厚減薄后的閥門可行性，采用有限元分析方法對所設計的電磁閥開展了閥體承壓性能分析。 因只針對閥體、法蘭及閥套等承壓部件，故建立模型時未考慮螺母等部件，且將電磁驅動頭簡化為一個質量點，分析模型如圖3所示，其中閥體材料、法蘭及閥套材料、螺柱材料的材料屬性見表4。 應力分析考慮了多載荷、多工況，評定準則根據RCCM的相關規(guī)定執(zhí)行。 載荷包括自重、設計壓力、沖擊加速度（15g，分別施加于x、y、z方向）、內壓力P、管道外載M及水壓試驗壓力（42 MPa）。 4種工況下的載荷組合見表5。

圖3 電磁閥計算模型示意圖

表4 Y型閥體材料屬性

表5 計算工況載荷組合

2.2 承壓性能分析結果與討論

2.2.1 閥體應力分析

在閥體應力較大位置取9個應力評價路徑（圖4），應力計算結果表明，4種工況下，應力最大值出現(xiàn)在應力評價路徑1和2的位置（閥門進口位置），其與限值的關系如圖5所示。由于閥體進口處存在幾何形狀突變，且受溫度、壓力變化引起局部載荷等多種因素的影響， 因此在閥體進口處出現(xiàn)了局部應力集中，雖然強度裕量較小，減薄后的閥體仍然滿足4種工況對閥體的強度要求。 圖5表明設計工況下的應力值與限值接近，其余3種工況均具有較大強度裕量，但總體而言4種工況下的最大應力評價路徑的應力值均小于限值， 這表明減薄壁厚的閥門閥體承壓能力滿足設計準則要求。

圖4 閥體應力評定路徑

圖5 計算工況下閥體應力值與限值關系

2.2.2 法蘭應力分析

在法蘭應力較大位置取5個應力評價路徑（圖6）， 應力計算結果表明，4種工況下應力最大值出現(xiàn)在應力評價路徑4（法蘭開孔處），應力最大值與限值關系如圖7所示。 法蘭開孔處因結構連續(xù)性被破壞而產生了較高集中應力，同時還因厚度減薄而降低了強度，因此具有較大應力。 圖7表明4種工況下最大應力評價路徑的應力值均小于限值， 法蘭開孔處的應力存在較大強度裕量，即最大應力處的實際厚度也遠大于法蘭強度所需厚度。 這表明減薄壁厚的法蘭仍具有較大安全裕量。

圖6 法蘭應力評定路徑

圖7 計算工況下法蘭應力值與限值關系

2.2.3 閥套應力分析

在閥套應力較大位置取6個應力評價路徑（圖8）， 應力計算結果表明，4種工況下應力最大值出現(xiàn)在應力評價路徑3（6），即閥套最大應力出現(xiàn)在支座結構不連續(xù)處，這是由于支座的約束反力對閥套筒體產生了局部應力。 圖7為閥套應力最大值與限值關系， 其計算結果與法蘭基本一致，即閥套限值遠大于應力計算最大值，當前壁厚下的閥套仍存在較大強度裕量，滿足最大應力處的強度要求。

圖8 閥套應力評定路徑

圖9 計算工況下閥套應力值與限值關系

以上結果表明， 采用薄壁圓筒理論與溫度-壓力額定值相結合的閥體壁厚設計方法合理可行，能達到高溫高壓閥門小型化、輕量化的目的。

3 閥體水壓強度試驗驗證

為進一步驗證閥體壁厚設計方案的合理性，采用1.5倍常溫下額定壓力（36.68 MPa）對電磁閥樣機開展了水壓強度試驗， 測試了進口管段內孔、出口管段內孔、閥座密封面、閥體頸部內孔的應變情況。 結果表明閥體的最大應變試驗壓力為36.45 MPa，最大應變位置為閥體頸部，閥體存在永久變形部位，這說明電磁閥水壓強度試驗的最高限制與1.5倍的常溫下最大允許工作壓力 （即36.68 MPa）基本一致，閥體壁厚設計方法滿足強度要求。 隨后進行了水壓密封試驗，試驗過程中閥體與閥蓋的連接處無滲漏、閥座密封處的泄漏率滿足要求，這一結果表明高壓下閥體的變形不影響閥座密封性能。

4 結論

4.1 通過計算獲得了不同溫度和磅級下材料的溫度-壓力額定值并形成表格， 由此基于查表插值法確定給定溫度和壓力下閥體材料磅級，解決RCCM材料磅級提供不全的問題。

4.2 以高溫高壓Y型電磁閥閥體為例，采用基于磅級計算的薄壁圓筒閥體壁厚設計方法計算了閥體壁厚，與基于標準規(guī)范和厚壁圓筒理論的閥體壁厚設計方法相比，壁厚減薄效果明顯。

4.3 采用有限元分析方法對壁厚減薄后電磁閥閥體典型位置開展了承壓性能分析，并通過水壓強度試驗驗證了閥體承壓和閥門動作、密封等性能。 結果表明，閥體、法蘭、閥套等承壓部件強度滿足要求，閥體壁厚設計合理。