選用氣體高壓渦輪流量計 工作原理與誤差分析
0、引言：
隨著西氣東輸、川氣東送等管道的建成, 大量的高壓、大口徑天然氣流量計應用于管道沿線的分輸計量站[1]。在煤改氣的大環境下, 其必將刺激市場對氣體流量計的大量需求。氣體渦輪流量計是目前國內少數能在高壓下計量的流量計。本文將對其如何在高壓工況條件下安全、可靠運行進行分析, 主要針對承壓部件 (殼體) 結構理論計算、主軸承供油功能以及高壓損時如何避免或減小軸向力對軸承的軸向沖擊進行結構研究及試驗驗證, 以此深入積累氣體渦輪流量計在高壓氣體介質中運行的經驗, 為今后產品的改進與研發提供理論支持。
1、環境適應性研究：
1.1、殼體結構和材料：
流量計作為一種具有爆炸危險性的承壓類計量器具, 廣泛應用于工業檢測與控制、城市燃氣檢測或計量等領域。在使用過程中, 其材料既承受環境或介質的接觸腐蝕, 又承受復雜的應力載荷。在腐蝕和載荷的共同作用下, 流量計殼體材料容易發生損傷和失效, 導致設備發生結構性破壞、泄漏或爆炸等惡性事故。其常見的失效模式有強度失效、剛度失效、失穩失效和泄漏失效[2]。本小節僅針對強度失效這一現象進行分析。以TBQM-DN300焊接殼體為例, 其結構如圖1所示。
圖1 TBQM-DN300焊接殼體結構圖Fig.1 TBQM-DN300 welded housing structure
在高壓介質的工況環境下, 對主承壓零件———殼體的材質選型以及強度校核應進行理論計算分析及校核。其壁厚的計算公式依據標準《工業金屬管道設計規范》 (GB 50316-2000) [3]。當直管計算厚度ts小于直管外徑D0的1/6時, 承受內壓直管的計算厚度不應小于式 (1) 的計算值。設計厚度tsd應按式 (3) 計算。
式中:ts為直管計算厚度, mm;P為設計壓力, MPa;D0為直管外徑, mm;[σ]t為在設計溫度下材料的許用應力, MPa;Ej為焊接接頭系數;tsd為直管設計厚度, mm;C為厚度附加量之和, mm;C1為厚度減薄附加量, mm;C2為腐蝕或腐蝕附加量, mm;Y為計算系數。
設計溫度根據流量計使用溫度選取, 一般為-20~+80℃;設計壓力P根據ANSI600法蘭公稱壓力, 選取為11 MPa;鋼管外徑及公稱壁厚分別為377 mm與22 mm, 其余參數按《工業金屬管道設計規范》與《壓力管道規范-工業管道第2部分:材料》標準選取。將以上相關參數按式 (1) 計算。厚度附加量C1與腐蝕附加量C2取值按《流體輸送用不銹鋼無縫鋼管》與《鋼制對焊管件規范》標準選取, 并代入式 (3) 。由此可得直管厚度校核計算參數, 如表1所示。
表1 直管厚度校核計算參數表Tab.1 Calculation parameters table of straight pipe thickness checking
由表1可知, 鋼管的公稱壁厚大于設計壁厚, 故所選鋼管的壁厚符合要求。因許用應力已考慮到安全系數, 故建議公稱壁厚選擇可按設計厚度的1.1倍選擇即可。不難看出, 流量計殼體在選材時, 應滿足殼體的高壓工作條件, 并需考慮內部介質腐蝕及載荷沖擊等失效形式, 同時結合產品成本等相關因素。綜上所述, 本文流量計殼體采用Q345材質, ***小壁厚為22 mm。
1.2、供油系統結構設計優化：
渦輪流量計屬于速度式流量計量儀器。其通過采集渦輪旋轉頻率并結合溫度、壓力傳感器相關參數, 計量流過流量計的標況體積量。其旋轉部件一般選用深溝球滾珠軸承。其正常運行時需要潤滑, 否則干摩擦會很快損壞軸承。本小節所研究的是如何克服在高壓介質工況條件下產生的反作用力對潤滑油的進入造成的不良影響。
假設軸承腔體內部的油路結構如圖2所示。其中:2為潤滑油與介質接觸的噴嘴直徑, 前噴嘴與軸向成60°夾角。
圖2 軸承腔體油路結構圖Fig.2 Bearing cavity oil passage structure
由圖2可知, 其流量計外部需配套油泵組件及外部外管, 由單向閥、活塞、手柄、油杯等組成。假設活塞直徑為12 mm, 對流量計內部按照氣密性試驗要求進行加壓并測試, 同時在單向閥與活塞的潤滑油腔室中檢測其潤滑油液體壓力, 數據記錄如表2所示。
表2 壓力數據表 (12 mm活塞) Tab.2 Pressure data (12 mm piston)
從表2數據可知, 供油壓差與介質壓力的比值為0.059~0.061, 平均值為0.06。而潤滑油和氣體介質接觸噴嘴面積S1與供油活塞的面積S2比值相近。按圖2噴嘴幾何尺寸, 并結合活塞直徑, 計算面積之比:
油杯供油阻力來自氣體介質壓力的反作用力、密封圈摩擦以及沿程阻力、壓縮彈簧所產生的反作用力等。其中, ***為明顯的是氣體介質壓力的反作用力。其在活塞處的受力情況為:
P1來自法蘭公稱壓力等級, 其按設計要求進行選取。若需降低氣體介質壓力對供油的阻力, 可對S1、S2的相關參數進行調整。如將供油活塞的外徑按8 mm設計, 相關數據記錄如表3所示。
表3 壓力數據表 (8 mm活塞) Tab.3 Pressure data (8 mm piston)
從表3數據可知, 供油壓差與氣體介質壓力的比值在0.134~0.135范圍內, 平均值為0.134。而潤滑油和氣體介質接觸面積S1與供油活塞的面積比值相近。按圖2噴嘴幾何尺寸, 并結合活塞直徑, 計算面積之比:
由此可初步驗證經驗公式 (3) 的正確性。與此同時, 當氣體介質壓力為9.45 MPa時, 其活塞受力與其外徑息息相關。活塞外徑尺寸分別為12 mm與8 mm時, 其所承受的反作用力為1132.74 N與538.98 N。
2、推力軸承研究試驗：
隨著氣體介質壓力的增加, 在管道上進行計量的氣體渦輪流量計前后壓差必將增大。壓差的變化將影響葉輪的受力狀況。通常情況下, 氣體介質的壓力并不是穩定增加或減小, 頻繁變化的壓差容易使葉輪受到沖擊, 從而無法計量流量[4]。
工業生產中的大型旋轉機械由徑向軸承支承, 并配以推力軸承以抵消軸向力。通常在對此類機械進行研究時, 注意力集中在徑向軸承的行為上, 而忽視了推力軸承對系統橫向振動的影響[5]。
深溝球軸承加推力軸承的組合, 可在承受很高徑向負荷的同時承受一定的軸向負荷。根據以往的經驗, 組合軸承理論上能保證葉輪在受到氣體的軸向沖擊時, 由推力軸承抵消部分作用在深溝球軸承的軸向力, 以保護深溝球軸承免于損壞[6]。
本文接下來將對氣體渦輪流量計進行氣體沖擊試驗, 研究對比氣體渦輪流量計在配有推力軸承和沒有推力軸承的情況下的檢定數據, 以此探索和驗證推力軸承在高壓氣體渦輪流量計應用的可行性。
2.1、檢定所用的裝置：
本文帶壓檢定所用裝置是高壓環道氣體流量標準裝置。其以空氣為介質, 工作壓力范圍為0.1~2.0 MPa, 其流量范圍為1~2 500 m3/h, 檢測口徑為DN20~DN250, 不確定度為0.33%。
2.2、試驗對象：
試驗對象為2臺TBQM-G160-DN100渦輪流量計。流量范圍為20~400 m3/h, 壓力等級為PN16。為了便于區分, 將殼體編號為17110971的渦輪流量計標記為TA, 殼體編號為17110957的渦輪流量計標記為TB。其中:TA按照標準裝配工藝, 不配推力軸承;TB在TA的基礎上加裝了一只推力軸承。
TB的機芯結構如圖3所示。
圖3 機芯結構圖 (TB) Fig.3 Axial buffer structure (TB)
2.3、試驗步驟：
2.3.1、常壓檢定：
首先, 對2臺流量計進行常壓檢定。檢定參照JJG1037-2008《渦輪流量計檢定規程》[7], 檢定的流量點為7點。
2.3.2、氣體沖擊試驗與高壓檢定：
為了研究加裝推力軸承的流量計在高壓情況下的計量特性, 以及其抗氣體沖擊的能力是否達到預期的效果, 本試驗將在高壓環道氣體流量標準裝置中進行。同時, 為達到試驗要求, 在裝置上加裝一個手動球閥, 如圖4所示, 以有效避免標準裝置損壞。
圖4 高壓沖擊試驗裝置結構圖Fig.4 Structure of high-pressure impact test device
(1) 在高壓環道氣體流量標準裝置上, 對2臺流量計進行多種壓力情況下的標定, 壓力分別為常壓、0.8 MPa、1.6 MPa。
(2) 進行氣體沖擊試驗, 而后進行檢定。本文要試驗流量計在壓力波動情況下的抗沖擊能力, 但是受限于目前的技術和設備, 暫時沒辦法完全按照試驗要求來配置裝置。天信儀表集團的高壓環道氣體流量標準裝置可以分別對每段管段或者不同區域進行單獨加壓, 以實現不同壓力的氣體對渦輪流量計的沖擊。首先, 將圖4中的自動閥1、2關閉, 同時手動關閉手動閥;然后對單獨加壓區加壓到測試壓力值。由于被檢表正處于常壓情況下, 可瞬間打開手動閥, 以保證流量計瞬時壓差達到測試壓力值 (即對被檢表進行軸向沖擊, 以模擬因人為誤操作而形成對高壓渦輪流量計葉輪的沖擊) 。
(3) 分別對2臺渦輪流量計進行0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa的壓力沖擊, 在每個壓力沖擊完成后進行常壓檢定, 并對比數據。
2.4、試驗數據及分析：
2.4.1、常壓檢定數據：
常壓檢定數據如表5所示。以其作為基準數據, 便于與高壓、沖擊后測試數據進行比對分析, 從中發現規律并對其結構進行優化[8]。
表5 常壓檢定數據Tab.5 Atmospheric pressure verification data
表5中:TA的儀表系數為13 599.17;TB的儀表系數為13 488.77。
2.4.2、高壓與沖擊后檢定數據：
(1) TA在0.1 MPa (常壓) 、0.8 MPa、1.6 MPa壓力下的示值誤差曲線如圖5所示。圖5中, 上限和下限折線表示合格示值誤差的臨界點, 合格的流量計產品的示值誤差必須在上限和下限之間。
圖5 示值誤差曲線 (TA) Fig.5 Indication error curves (TA)
TA每次經過高壓氣體沖擊后再進行常壓檢定的示值誤差曲線如圖6所示。
圖6 不同壓力沖擊后的示值誤差曲線 (TA) Fig.6 Indication error curves after different pressure shock (TA)
圖6中:A為常壓檢定示值誤差曲線;B~I分別為0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa壓力沖擊后的常壓檢定示值誤差曲線。與常壓下所測的數據對比, 當氣體壓力大于或等于0.4 MPa時, 經過氣體沖擊的氣體渦輪流量計的示值誤差曲線斜率增加, 主要表現在小流量的示值誤差與流量計沒經過沖擊時測的數據相差甚多, 小流量示值誤差接近EN12261所規定的***大允許誤差 (±2%) 。而當氣體壓力為0.8 MPa時, 小流量示值誤差達到峰值, 為-1.824%。
(2) 編號為TB的表在0.1 MPa (常壓) 、0.8 MPa、1.6 MPa壓力下的示值誤差曲線如圖7所示。
圖7 示值誤差曲線 (TB) Fig.7 Indication error curves (TB)
對比圖7和圖5可知, 在沒有高壓氣體沖擊而僅在高壓介質下的檢定, 相較于普通渦輪流量計, 帶推力軸承的氣體渦輪流量計在不同壓力下的線性曲線更加穩定。
TB每次經過高壓氣體沖擊后再進行常壓檢定的示值誤差曲線如圖8所示。
圖8 不同壓力沖擊后的示值誤差曲線 (TB) Fig.8 Indication error curve after different pressure shock (TB)
圖8中:A’為常壓檢定示值誤差曲線;B’~I’分別為0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa壓力沖擊后的常壓檢定示值誤差曲線。
從圖8中可以看出, 大部分的曲線都在上下限之間, 曲線穩定, 且與常壓下的檢定數據相差不大。唯獨在壓力1.6MPa的氣體沖擊后, 小流量的示值誤差較大, 為-1.306%, 但其在***大允許誤差限之內。從數據上看, TB的抗沖擊能力優于TA。
3、結束語：
本文對目前氣體渦輪流量計在高壓工況下的幾個問題進行了分析改進和試驗驗證。首先, 根據計算及理論分析, 選擇材質以及設計壁厚。其次, 設計改進的油泵結構可在高壓狀況下更輕松地對軸承供油, 保證高效穩定, 避免了高壓下無法給軸承供油的極端情況;同時, 根據測試試驗數據, 推導出關于推力與活塞面積、介質接觸面積以及介質壓力之間所存在的經驗公式, 為后期油泵系統的結構優化提供了理論基礎。通過上述受力情況分析并結合人體工程學對手動加油手柄進行結構優化設計, 使其滿足高壓氣體介質的供油功能。***后, 安裝了推力軸承后的氣體渦輪流量計, 在高壓下有更強的抗沖擊能力。目前, 在1.6 MPa壓力沖擊下, 示值誤差能滿足要求。鑒于目前的試驗研究還不夠系統和全面, 未來將進行更多的改進及試驗, 使產品能夠承受更高的壓力沖擊, 實現流量計量更、更可靠的目標。
