摘要:針對目前(qián)市場對計量高壓(ya)氣體渦輪流量計(ji) 的大量需求，設計(ji)了一種新型高壓(ya)氣體渦輪流量計(jì)的🌈結構🐉方案。在常(chang)壓氣體渦輪流量(liàng)計研究的基🧑🏾‍🤝‍🧑🏼礎上(shàng)👌，對殼體的材料與(yu)結構、主軸承的供(gong)油系統及其軸向(xiàng)緩沖結構進行研(yan)究。采用理論分析(xī)、結構設計以及試(shì)驗驗證，研制了适(shi)用于高壓環境的(de)氣體🐇渦輪流量計(ji)。通過耐壓試驗台(tai)裝置模拟管道介(jie)質🤞壓力，對流量💜計(ji)供油系統及主承(cheng)壓殼體進行可靠(kào)性測試;根🤟據測試(shì)試驗數🌈據，提出關(guan)于推力與活塞面(mian)🔞積、介質接觸面積(ji)以及介質壓力之(zhi)間所存在的經驗(yàn)公式;通過高壓環(huan)❤️道裝置，在不同壓(yā)力、不同流🍓量下，對(duì)整機進行🌏示值誤(wu)🤩差性能測試及分(fèn)析，以優化軸向緩(huǎn)沖結構。測試結果(guǒ)表明，該新型高壓(yā)氣體渦輪流量計(jì)能安全、準确，可長(zhang)期應用于高壓介(jiè)質計量領域。
0引言(yán)
　　随着國家西氣東(dōng)輸、川氣東送等管(guǎn)道的建成，大量的(de)高壓、 大口徑天然(ran)氣流量計 應用于(yú)管道沿線的分輸(shu)計量站［1］。在煤改氣(qì)的大環境下，其必(bì)将👉刺激市場對氣(qì)體流量計的大量(liàng)需求。氣體渦輪流(liu)量計是⛹🏻‍♀️目前國内(nei)少數能在高壓下(xia)計量的流量計。本(ben)🈲文将對其如何在(zai)高壓工況條件下(xià)安全、可靠運行進(jin)行分析，主要針對(dui)承壓部件(殼體)結(jié)構理論計算、主軸(zhou)承供油功能以及(jí)高壓損時如何避(bi)免或減小軸向力(lì)對軸承的軸向沖(chong)擊進行結構研究(jiū)及試驗驗證，以此(ci)💘深入積累 氣體渦(wō)輪流量計 在高壓(yā)氣體介質中運行(hang)的經驗，爲今後産(chǎn)品的改進與研發(fā)提供理論支持。
1環(huán)境适應性研究
1.1殼(ké)體結構和材料
　　流(liú)量計 作爲一種具(ju)有爆炸危險性的(de)承壓類計量器具(jù)，廣泛應用于💃工業(yè)檢測與控制、城市(shì)燃氣檢測或計量(liang)等領域。在使用📱過(guò)程中，其材料既承(chéng)受環境或介質的(de)接觸😘腐蝕，又承受(shòu)複雜的應🚶‍♀️力載荷(hé)。在腐蝕和載荷的(de)共同作用下，流♍量(liang)計殼體🙇‍♀️材料容易(yì)發生損傷㊙️和失效(xiao)，導緻設備發生結(jié)構性破壞、洩漏或(huò)爆炸等惡性事故(gù)。其常見的失效模(mo)式📧有強度失效、剛(gāng)🈚度失效、失穩失效(xiao)和洩🔆漏失效［2］。本小(xiao)節僅🈲針對強度失(shi)效這一現象進行(háng)分析🏒。以TBQM-DN300焊接殼體(ti)爲例，其結構如圖(tu)1所示。

　　在高壓(ya)介質的工況環境(jìng)下，對主承壓零件(jian)———殼體的材質選型(xíng)以及強度校核應(ying)進行理論計算分(fèn)析及校核。其壁厚(hòu)的♊計算⭐公式依據(ju)标準《工業金屬管(guǎn)道設計規🌈範》(GB50316-2000)［3］。當直(zhi)管計算💛厚度ts小于(yú)直管外徑D0的1/6時，承(cheng)受内壓直✂️管的計(ji)算厚度不應小于(yu)式(1)的計算值。設♉計(ji)厚度tsd應按式(3)計算(suàn)。

　　式中:ts爲直管計算(suàn)厚度，mm;P爲設計壓力(lì)，MPa;D0爲直管外徑，mm;［σ］t爲在(zài)設⭕計溫度下材料(liao)的許用應力，MPa;Ej爲焊(han)接接頭系數;tsd爲直(zhi)管設計厚度，mm;C爲👣厚(hòu)度附加量之和，mm;C1爲(wèi)厚度減薄附加量(liàng)💰，mm;C2爲腐蝕或腐蝕附(fù)加量，mm;Y爲計算系數(shu)。
　　設計溫度根據流(liu)量計使用溫度選(xuan)取，一般爲－20～+80℃;設計壓(ya)力P根據ANSI600法蘭公稱(cheng)壓力，選取爲11MPa;鋼管(guǎn)外徑及公稱壁厚(hòu)分别爲377mm與22mm，其餘參(cān)數☀️按《工業金屬管(guǎn)道設計規🌂範》與《壓(yā)力管道🈲規範-工業(yè)管道第2部分:材料(liào)》标準選取。将以上(shang)相關參數按式(1)計(ji)算。厚度附加量C1與(yǔ)腐蝕附加量C2取值(zhí)按《流體輸送🐪用不(bu)鏽鋼無縫鋼管》與(yǔ)《鋼制對焊管件規(guī)範》标準選取，并代(dài)入式(3)。由此可得直(zhí)管厚度校核計算(suan)參數，如表1所示。
圖(tú)表1直管厚度校核(hé)計算參數表

　　由表(biao)1可知，鋼管的公稱(cheng)壁厚大于設計壁(bi)厚，故所選鋼管的(de)壁厚符合要求。因(yin)許用應力已考慮(lǜ)到安全系數👌，故建(jian)❤️議公稱壁厚選🔞擇(ze)可按設計厚度的(de)1.1倍選擇即可。不難(nán)看出，流量計殼體(tǐ)在選材時，應滿足(zu)殼體的高壓工作(zuò)條件🏃‍♂️，并需考慮😄内(nèi)部介質腐蝕及載(zǎi)荷沖擊等失效形(xíng)式，同時結合産品(pin)成😍本等相關因素(su)。綜上所述，本文流(liu)量計殼體采用Q345材(cái)質，最小壁厚爲22mm。
1.2供(gòng)油系統結構設計(jì)優化
　　渦輪流量計(jì) 屬于速度式流量(liang)計量儀器。其通過(guò)采集渦輪旋轉頻(pín)率并🐕結合❌溫度、壓(yā)力傳感器相關參(cān)數，計量流過流量(liang)計的标況🐆體積量(liàng)。其旋轉部件一般(bān)選用深溝球滾珠(zhū)👌軸承。其正常運行(hang)時需要潤滑，否則(ze)幹摩擦會很快損(sǔn)壞軸承。本📱小節所(suo)研究的是如何克(kè)服在高壓介質工(gōng)況條件下産🍓生的(de)反作用力對潤滑(huá)油🏃的進入造成的(de)不良影響。
　　假設軸(zhóu)承腔體内部的油(yóu)路結構如圖2所示(shi)。其中:2爲潤滑😘油與(yǔ)🐇介質接觸的噴嘴(zui)直徑，前噴嘴與軸(zhou)向成🏃🏻60°夾角🙇🏻。
圖2軸承(chéng)腔體油路結構圖(tú)

　　由圖2可(ke)知，其流量計外部(bù)需配套油泵組件(jiàn)及外部外管😄，由單(dan)向閥、活塞、手柄、油(yóu)杯等組成。假設活(huo)塞直徑爲🐪12mm，對流🔱量(liàng)計内部按照氣密(mì)性試驗要求進行(hang)加壓并測🧑🏾‍🤝‍🧑🏼試，同時(shí)💋在單向❄️閥與活塞(sai)的潤滑油腔室中(zhōng)檢測其潤滑油液(ye)體壓力，數據記錄(lù)如表👌2所示。
圖表2壓(yā)力數據表（12mm活塞）

　　從(cong)表2數據可知，供油(you)壓差與介質壓力(li)的比值爲0.059～0.061，平均值(zhi)爲0.06。而潤滑油和氣(qì)體介質接觸噴嘴(zui)面積S1與供油活塞(sāi)的面積S2比值相近(jìn)。按圖2噴嘴幾何尺(chi)寸，并結合活塞直(zhí)徑，計算面積之比(bǐ):

　　油杯供油阻力來(lai)自氣體介質壓力(li)的反作用力、密封(fēng)圈💋摩擦✔️以及沿程(cheng)阻力、壓縮彈簧所(suo)産生的反作用力(li)等。其中，最爲明顯(xiǎn)的是氣體介質壓(yā)力的反作用力。其(qi)在活塞處的受力(lì)情況爲:
F=P2S2=(S1+S2)P1(5)
　　P1來自法蘭(lan)公稱壓力等級，其(qi)按設計要求進行(háng)選取♈。若需降低氣(qi)體介質壓力對供(gòng)油的阻力，可對S1、S2的(de)相關參數進行調(diào)整。如将供油活塞(sai)的外徑按8mm設計，相(xiang)關數據記錄如🌂表(biao)3所示。
圖表3壓力數(shù)據表(8mm活塞）

　　從表3數(shù)據可知，供油壓差(cha)與氣體介質壓力(lì)的比值在0.134～0.135範圍内(nei)，平🙇‍♀️均值爲0.134。而潤滑(hua)油和氣體介質接(jie)觸面積S1與供油活(huó)塞的面☁️積比值相(xiang)近。按圖2噴嘴幾何(he)尺寸，并結合活塞(sai)直徑，計☂️算面積之(zhi)比:
式6

　　由此可初步(bu)驗證經驗公式(3)的(de)正确性。與此同時(shi)，當氣體介💘質壓力(lì)爲9.45MPa時，其活塞受力(li)與其外徑息息相(xiàng)關。活塞外徑尺寸(cùn)分别爲12mm與8mm時，其所(suǒ)承受的反作用力(li)爲1132.74N與😄538.98N。
2推力軸承研(yan)究試驗
　　随着氣體(ti)介質壓力的增加(jiā)，在管道上進行計(jì)量的氣體渦☁️輪流(liú)👨‍❤️‍👨量計前後壓差必(bì)将增大。壓差的變(bian)化将影響葉輪的(de)受力狀況。通常情(qíng)況下，氣體介質的(de)壓力并不是穩定(dìng)增加或減小，頻繁(fán)變🚶化的壓差容🈲易(yi)使葉輪受到沖擊(ji)，從而無法計量流(liu)量🥵［4］。
　　工業生産中的(de)大型旋轉機械由(yóu)徑向軸承支承，并(bing)配以推力軸承以(yi)抵消軸向力。通常(cháng)在對此類機械進(jin)行研究時，注意力(lì)集中在徑向軸承(cheng)的行爲上，而忽視(shì)了♈推力軸承對系(xi)統橫向👄振動的影(yǐng)響［5］。
　　深溝球軸承加(jiā)推力軸承的組合(he)，可在承受很高徑(jing)向負荷的同時承(chéng)受一定的軸向負(fù)荷。根據以往的經(jīng)驗，組合✔️軸承理論(lùn)上能保證葉輪在(zai)受到氣體的軸向(xiàng)沖擊時，由推力軸(zhóu)承抵消部分作用(yòng)在深溝球軸承的(de)軸向力，以保護深(shen)溝球軸承免于損(sǔn)壞［6］。
　　本文接下來将(jiang)對氣體渦輪流量(liang)計進行氣體沖擊(ji)試驗，研㊙️究♈對比氣(qì)體渦輪流量計在(zài)配有推力軸承和(hé)沒有推力軸承的(de)情況下的檢定數(shù)據，以此探索和驗(yan)證㊙️推力軸承在高(gao)♊壓氣體渦輪流量(liang)計應用的可行性(xing)。
2.1檢定所用的裝置(zhì)
　　本文帶壓檢定所(suǒ)用裝置是高壓環(huan)道氣體流量标準(zhǔn)裝置。其以空氣爲(wèi)介質，工作壓力範(fan)圍爲0.1～2.0MPa，其流量範圍(wéi)爲1～2500m3/h，檢測口徑爲DN20～DN250，不(bú)确定度爲0.33%。
2.2試驗對(duì)象
　　試驗對象爲2台(tái)TBQM-G160-DN100渦輪流量計。流量(liàng)範圍爲20～400m3/h，壓力等級(ji)爲PN16。爲了便于區分(fèn)，将殼體編号爲17110971的(de)渦輪流量計标記(ji)爲TA，殼體⚽編号爲17110957的(de)渦輪流量計标記(jì)爲TB。其中:TA按照标準(zhun)裝配工藝🏃🏻‍♂️，不配推(tui)力軸承;TB在TA的基礎(chǔ)上加裝了一隻推(tui)力軸承。TB的機芯結(jié)構如圖3所示。
圖3機(ji)械芯結構圖

2.3試驗(yan)步驟
2.3.1常壓檢定
　　首(shou)先，對2台流量計進(jin)行常壓檢定。檢定(dìng)參照JJG1037-2008《渦輪流📐量🔆計(ji)檢定規程》［7］，檢定的(de)流量點爲7點。
2.3.2
　　氣體(tǐ)沖擊試驗與高壓(ya)檢定爲了研究加(jiā)裝推力軸承的流(liu)量計在高壓情況(kuang)下的計量特性，以(yǐ)及其抗✂️氣體沖擊(jī)🔞的能力是否達🐕到(dao)預期的效果，本試(shi)驗将在高壓環道(dào)氣體流量⭐标準裝(zhuāng)置中進行。同時，爲(wei)達到試驗要求，在(zài)裝置上加裝一個(gè)手動球閥，如圖4所(suo)示，以有效避免标(biāo)準裝置損壞。
圖4高(gao)壓沖擊試驗裝置(zhì)結構圖

①在高壓環道(dào)氣體流量标準裝(zhuang)置上，對2台流量計(jì)進行多種壓😍力情(qing)況下的标定，壓力(lì)分别爲常壓、0.8MPa、1.6MPa。
②進行(háng)氣體沖擊試驗，而(er)後進行檢定。本文(wén)要試驗流量計在(zai)壓力波動情況下(xia)的抗沖擊能力，但(dàn)是受限于目前的(de)🏃技術和設備，暫時(shí)沒辦法完全按照(zhào)試驗要求來配置(zhi)裝置。天信儀表集(ji)團的高壓環道氣(qì)體流量标準裝置(zhi)可以分别對每段(duàn)管段或者不同區(qū)域進行單獨加壓(yā)，以實現💯不同壓力(lì)的氣體對渦輪流(liú)量計的沖擊🔞。首先(xiān)，将圖4中的自動閥(fá)1、2關閉，同時手動關(guan)閉手動閥;然後對(duì)單獨加壓區加壓(yā)到測試壓🔴力值。由(you)于被檢表正處于(yu)常壓情況下，可瞬(shun)間打開手動閥，以(yǐ)保證流量計瞬時(shí)壓差達到測試壓(yā)力值(即對被檢表(biǎo)進行軸向沖擊，以(yi)模拟因人爲誤操(cao)作而形成對高壓(yā)渦輪流量☀️計葉輪(lun)的沖擊)。
③分别對2台(tai)渦輪流量計進行(hang)0.2MPa、0.4MPa、0.6MPa、0.8MPa、1.0MPa、1.2MPa、1.4MPa、1.6MPa的壓力沖擊，在每(mei)個壓力沖擊完成(cheng)後進行常壓檢定(ding)，并對比數據。
2.4試驗(yàn)數據及分析
2.4.1常壓(ya)檢定數據
　　常壓檢(jian)定數據如表5所示(shì)。以其作爲基準數(shu)據，便于🔆與高壓、沖(chong)❤️擊後測試數據進(jin)行比對分析，從中(zhong)發現規律并對其(qí)結構進🥵行優化［8］。
圖(tu)表5常壓檢定數據(jù)

表5中:TA的儀表系數(shu)爲13599.17;TB的儀表系數爲(wei)13488.77。
2.4.2高壓與沖擊後檢(jian)定數據
①TA在0.1MPa(常壓)、0.8MPa、1.6MPa壓(ya)力下的示值誤差(cha)曲線如圖5所示。圖(tu)5中，上限和下限折(she)線表示合格示值(zhí)誤差的臨界點，合(hé)格的流量計産品(pin)的示值誤差必須(xu)在上限和下限之(zhi)💘間。
圖5示值誤差曲(qu)線

TA每次經過高(gāo)壓氣體沖擊後再(zai)進行常壓檢定的(de)示值誤🚩差曲📧線如(rú)圖6所示。
圖6不同壓(ya)力沖擊後的示值(zhi)誤差曲線

　　圖6中:A爲常壓檢定(ding)示值誤差曲線;B～I分(fèn)别爲0.2MPa、0.4MPa、0.6MPa、0.8MPa、1.0MPa、1.2MPa、1.4MPa、1.6MPa壓力沖擊後(hòu)的💚常🔆壓檢定示值(zhi)誤差曲線。與常壓(yā)下所測的數⚽據對(dui)比，當氣體壓力大(dà)于或等于0.4MPa時，經過(guò)氣體沖擊的氣體(ti)♈渦輪流量計的示(shì)值誤差曲線斜率(lǜ)增加，主要表現在(zai)小流量的示值誤(wù)差與流量計沒經(jīng)過沖擊時測的數(shù)據相差甚多😘，小流(liú)量示值誤差接近(jin)EN12261所⛷️規定的最大✨允(yǔn)🏃許誤差(±2%)。而當氣體(ti)壓力爲0.8MPa時，小流量(liàng)示值誤差達到峰(fēng)值，爲－1.824%。
②編号爲TB的表(biao)在0.1MPa(常壓)、0.8MPa、1.6MPa壓力下的(de)示值誤差曲線如(ru)圖🈲7所示。
圖7示值誤(wu)差曲線

　　對比(bi)圖7和圖5可知，在沒(méi)有高壓氣體沖擊(jī)而僅在高壓介質(zhi)下🌍的檢定，相較于(yú)普通渦輪流量計(jì)，帶推力軸承的氣(qi)體渦輪流🈲量計👉在(zài)不同壓力下的線(xian)性曲線更加❄️穩定(ding)。
TB每次經過高壓氣(qì)體沖擊後再進行(hang)常壓檢定的示值(zhi)誤差曲線如圖8所(suo)示。
圖8不同壓力沖(chòng)擊後的示值誤差(cha)曲線

　　圖8中:A’爲常壓(ya)檢定示值誤差曲(qu)線;B’～I’分别爲0.2MPa、0.4MPa、0.6MPa、0.8MPa、1.0MPa、1.2MPa、1.4MPa、1.6MPa壓力沖(chong)擊後的常壓👈檢定(ding)示值誤差曲線。
　　從(cóng)圖8中可以看出，大(dà)部分的曲線都在(zai)上下限之間，曲線(xian)⛱️穩定，且⁉️與常壓下(xia)的檢定數據相差(cha)不大。唯獨在壓力(li)1.6MPa的氣體沖擊後，小(xiǎo)流量的示值誤差(chà)較大，爲✊－1.306%，但其在🏃‍♀️最(zuì)大允許誤差限之(zhī)内。從數據⛷️上看，TB的(de)抗沖💯擊能力優于(yu)TA。
3結束語
　　本文對目(mù)前氣體渦輪流量(liang)計在高壓工況下(xià)的幾個🏒問題進行(háng)☔了分析改進和試(shi)驗驗證。首先，根據(ju)計算及理論分析(xī)，選擇材質以及設(shè)計壁厚。其次，設計(jì)改進的油泵結構(gòu)可在高壓狀況下(xià)更輕松地對軸承(cheng)供油，保證高效穩(wěn)定，避免了🌈高壓下(xia)無法給軸承🚩供油(you)的極端情況;同時(shí)，根🧡據測試試驗💃🏻數(shu)據，推導出關于推(tui)力與活塞面積、介(jiè)質接觸面積以及(ji)介質壓力之間所(suǒ)存在的🧑🏾‍🤝‍🧑🏼經驗公式(shì)，爲後期油泵系統(tǒng)的結構優化提供(gòng)了理論😄基礎。通過(guo)上述受力⛹🏻‍♀️情況分(fen)析🔴并結合人體工(gong)程學對手動加油(you)手柄進行結構優(yōu)化設計，使其滿足(zú)高壓氣體介質的(de)供油功能。最後☁️，安(an)裝了推力軸承後(hou)的氣㊙️體渦輪流量(liàng)計，在高壓下👣有更(gèng)強的抗沖擊能力(li)。目前，在🌈1.6MPa壓力沖擊(ji)下，示值誤差能滿(mǎn)足要求。鑒于目前(qian)的試驗研究還👄不(bu)夠系統⛷️和全面，未(wèi)來将進行更多的(de)改進及試驗，使産(chan)品能夠承受更高(gao)的壓力沖擊，實現(xiàn)流量計量更精确(que)、更可靠的目标。

以(yǐ)上内容來源于網(wǎng)絡，如有侵權請聯(lián)系即删除!