0 引言
         某石化廠變換氣自動切斷閥閥體發生了開裂失效，閥體材料為SUS304（相當于0Cr19Ni9）不銹鋼，閥門長為985mm，高為750mm，內直徑為Φ378mm，最小壁厚為40mm，最大壁厚（閥底處）為85mm，整個閥體重達1t。該閥體除密封環外，其余均為整體鑄造成形（包括3個法蘭），閥體焊接密封環后進行了固溶處理。該閥體工作溫度為350～370℃，工作壓力為2.8MPa，工作介質為含氫量大于50%的變換氣。該閥體的設計壽命為15年，但在服役3年后對其進行設備例行檢查時發現閥體外表面的雙閘板密封環所在的進出口直段與閥體腹腔交界相貫處出現大量斷續、分散的裂紋，嚴重影響了安全生產。閥體外表面裂紋形貌如圖1所示。

         1 閥體應力的有限元分析
         1.1 閥體結構簡化
         本文主要關注在閥體相貫處及閥體與法蘭相接處的應力水平，鑒于閥體法蘭上的開孔及螺栓對所要關注區域的應力分布影響不大，故忽略法蘭上的開孔和螺栓的作用；閥體上部的自動切斷控制系統，其重力以及對閥體的密封作用不可忽略，故將自動切斷控制系統簡化成塊狀安放在閥體上部；由于閥體分別關于兩個面完全對稱，可采用1/4模型來模擬閥體的力學行為。
         1.2 材料屬性
         在利用ANSYS軟件進行熱應力分析時，需輸入鋼在不同溫度下的力學參數：如彈性模量、泊松比、導熱系數以及熱膨脹系數等。鑒于泊松比參考數據較少，對其按式（1）進行線性插值模擬：式中：ν為泊松比，無量綱；T為溫度，℃。
閥體材料的熱物理性能參數見表1。

         1.3  建立模型
         根據閥體的結構尺寸，采用三維實體模型，有限元單元選用ANSYS單元庫中的結構分析單元——20節點六面體單元Solid95。整體控制網格尺寸為0.015m，以此作為基本尺寸進行自由網格劃分，共193992個節點，131641個單元，其有限元計算模型如圖2所示。

         1.4  邊界條件與載荷工況
         實際工作中的閥體通過兩個水平法蘭與管道相連接，承受其自重及工作載荷，且閥體垂直法蘭承受自動控制部分的自重（約為700kg）。因此，在建立邊界條件時，需要對水平法蘭施加約束以限制其在垂直方向上的位移。另外，由于計算模型采用1/4模型，故還需在其對稱剖面節點上施加對稱約束。
         閥體在工作中受工作壓力作用，即有機械載荷；閥體內部存在受工作介質的高溫作用，外表面受保溫層的保溫作用，會形成一定的溫度場，即有熱載荷。故需對閥體進行熱-結構耦合分析，以模擬其實際工況，確定其工作應力水平。考慮到在實際工況下，工作壓力既存在小的波動，也存在閥體在正常工作狀態而無保溫或是保溫效果欠佳的可能，從而使閥體除受工作壓力外，還有閥體內、外壁溫差，但溫差在5℃之內，分析時其影響可以忽略。對這兩種工況進行綜合模擬計算，模擬計算的工況如表2所示。

         1.5 分析結果
         本文采用間接法對閥體進行熱-結構耦合求解。首先進行熱分析，定義熱分析單元、材料屬性和實常數等，建立模型，劃分網格，施加熱邊界條件，設置求解選項，進行求解。其次，將熱分析單元轉換成結構單元，定義結構單元材料屬性，施加約束及結構載荷，讀取熱分析的節點溫度結果，進行求解，得到總體應力，從而應用后處理器展示應力和變形等結果。
         工況1～工況8的熱-結構耦合分析結果，即等效應力（SEQV）和總體位移（USUM），列于表3中。

         針對不同溫度和壓力，工況1、工況3、工況5的應力云圖如圖3～圖5所示。

         工況1的位移云圖如圖6所示。

         在圖3、圖4及圖5中，應力沿水平法蘭由里至外逐漸增大，在閥體其他部位應力分布比較均勻，且較小。在圖6中，位移沿水平法蘭由里至外逐漸增大；在豎直方向，閥體從下往上位移逐漸增大，且在閥蓋上達到最大。

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         圖7所示為在2.8MPa內壓下最大等效應力隨溫度變化的趨勢，圖8所示為在375℃下最大等效應力隨內壓變化的趨勢。由圖7、圖8以及圖3～圖6的求解表明如下幾點。
         1）閥體模型在工況5下的最大等效應力為123MPa，是所有工況中最大值；工況1和工況3下的最大等效應力分別為40.9MPa和98.1MPa。三種工況下的最大等效應力均發生在水平法蘭的內表面（見圖5）。
         2）閥體在工況1下的最大變形量為1.029mm，在工況3下的最大變形量為3.732mm，在工況5下的最大變形量為5.9mm，最大位移發生在閥蓋末端（如圖6所示）。
         3）閥體的整體等效應力隨溫度呈不斷上升的趨勢，且等效應力隨溫度上升成倍地增大。然而當溫度一定時，壓力由1MPa上升到3.5MPa時應力下降了5MPa，這是由于溫度一定時工作壓力在一定范圍內的升高會對設備起到一定的保護作用。
         1.6  閘板開閉對閥體結構應力的影響
         控制閘板用于調節或控制流量，需與閥體內部進出口直管段端部密封接觸，其密封性通過密封預緊力保證。依據閥體的實際形狀及功能，預緊力的計算公式如下。
         預緊狀態下墊片的最小壓緊力FG為：

         式中：DG為墊片的平均直徑，mm；k0、k1為常數，k0=0.8bD，k1=bD+5，bD為墊片寬度，mm；KD為常溫下墊片材料的變形阻力，N；KDt為設計溫度下墊片材料的變形阻力，N；p為設計壓力，MPa；fs為密封安全系數，取值為1.2。
         由閥體的結構尺寸及操作條件知：DG=400mm，bD=40mm，p取3.5MPa，金屬墊片材料的變形阻力KD和KDt如表4所示。

         利用式（2）、式（3）和式（4）計算得：

         密封環面積
         其中：r1為密封環內徑，r1=0.19m；δ為密封環的徑向 寬度，δ=0.03m。進出口水平直管內截面S2=πr12=0.113m2；在切斷密封時，折算成施加在密封環上的壓力為：P1=S2p/S1=9.952MPa，取P1=10MPa；操作狀態下最小壓緊力Fp所產生的壓應力P2=Fp/S1=5.592MPa，取P2=6MPa；在操作狀態下對流量進行切換時，閥體與密封環之間的相互作用壓力P=P1+P2=16MPa。將此壓力施加在進出口直管段的密封環面上，并對模型進行調整，直管段有內壓的等效應力云圖如圖9所示，直管段無內壓的等效應力云圖如圖10所示。

         由圖9和圖10所示可知，在相貫處出現應力集中，在閥體其他部位應力分布均勻，且較小。
         兩種工況的模擬結果顯示，在內壓作用下，閥體進出口直管段與腹腔相貫的內表面處（見圖9）應力最大，達到36.3MPa；相貫處的外表面在兩種工況下的應力十分接近，都在32MPa左右；對比表2工況閥體外表面的等效應力情況，閘板的開閉會使閥體外表面的應力產生變化。同時，腹腔內表面中間部位的應力也增大，從10MPa增大到25MPa，增幅達150%，這說明閘板閉合對閥體的結構應力產生了顯著的影響。
         2 結語
         通過對閥體進行有限元分析，可得到如下結論。
         1）閥體模型的熱-結構耦合分析結果表明，閥體應力分布不均勻，在閥體相貫處形成應力集中，極易產生斷裂破壞。針對以上情況，建議在應力集中的閥體相貫處，增加閥體的厚度，可以減小應力集中。
         2）控制閘板閉合時，會在進出口直管段與閥體相貫處產生較高的應力集中。