高压气体涡轮流量计研究

杨国芬,章宦辉,叶友意,苏苗候,华 威,侯畔畔

(天信仪表集团有限公司，浙江 苍南 325800)

0 引言

随着国家西气东输、川气东送等管道的建成，大量的高压、大口径天然气流量计应用于管道沿线的分输计量站[1]。在煤改气的大环境下，其必将刺激市场对气体流量计的大量需求。气体涡轮流量计是目前国内少数能在高压下计量的流量计。本文将对其如何在高压工况条件下安全、可靠运行进行分析，主要针对承压部件(壳体)结构理论计算、主轴承供油功能以及高压损时如何避免或减小轴向力对轴承的轴向冲击进行结构研究及试验验证，以此深入积累气体涡轮流量计在高压气体介质中运行的经验，为今后产品的改进与研发提供理论支持。

1 环境适应性研究

1.1 壳体结构和材料

流量计作为一种具有爆炸危险性的承压类计量器具，广泛应用于工业检测与控制、城市燃气检测或计量等领域。在使用过程中，其材料既承受环境或介质的接触腐蚀，又承受复杂的应力载荷。在腐蚀和载荷的共同作用下，流量计壳体材料容易发生损伤和失效，导致设备发生结构性破坏、泄漏或爆炸等恶性事故。其常见的失效模式有强度失效、刚度失效、失稳失效和泄漏失效[2]。本小节仅针对强度失效这一现象进行分析。以TBQM-DN300焊接壳体为例，其结构如图1所示。

图1 TBQM-DN300焊接壳体结构图

在高压介质的工况环境下，对主承压零件——壳体的材质选型以及强度校核应进行理论计算分析及校核。其壁厚的计算公式依据标准《工业金属管道设计规范》(GB 50316-2000)[3]。当直管计算厚度ts小于直管外径D0的1/6时，承受内压直管的计算厚度不应小于式(1)的计算值。设计厚度tsd应按式(3)计算。

(1)

tsd=ts+C

(2)

C=C1+C2

(3)

式中：ts为直管计算厚度，mm；P为设计压力，MPa；D0为直管外径，mm；[σ]t为在设计温度下材料的许用应力，MPa；Ej为焊接接头系数；tsd为直管设计厚度，mm；C为厚度附加量之和，mm；C1为厚度减薄附加量，mm；C2为腐蚀或腐蚀附加量，mm；Y为计算系数。

设计温度根据流量计使用温度选取，一般为-20～+80 ℃；设计压力P根据ANSI600法兰公称压力，选取为11 MPa；钢管外径及公称壁厚分别为377 mm与22 mm，其余参数按《工业金属管道设计规范》与《压力管道规范-工业管道 第2部分：材料》标准选取。将以上相关参数按式(1)计算。厚度附加量C1与腐蚀附加量C2取值按《流体输送用不锈钢无缝钢管》与《钢制对焊管件规范》标准选取，并代入式(3)。由此可得直管厚度校核计算参数，如表1所示。

表1 直管厚度校核计算参数表

由表1可知，钢管的公称壁厚大于设计壁厚，故所选钢管的壁厚符合要求。因许用应力已考虑到安全系数，故建议公称壁厚选择可按设计厚度的1.1倍选择即可。不难看出，流量计壳体在选材时，应满足壳体的高压工作条件，并需考虑内部介质腐蚀及载荷冲击等失效形式，同时结合产品成本等相关因素。综上所述，本文流量计壳体采用Q345材质，最小壁厚为22 mm。

1.2 供油系统结构设计优化

涡轮流量计属于速度式流量计量仪器。其通过采集涡轮旋转频率并结合温度、压力传感器相关参数，计量流过流量计的标况体积量。其旋转部件一般选用深沟球滚珠轴承。其正常运行时需要润滑，否则干摩擦会很快损坏轴承。本小节所研究的是如何克服在高压介质工况条件下产生的反作用力对润滑油的进入造成的不良影响。

假设轴承腔体内部的油路结构如图2所示。其中：φ2为润滑油与介质接触的喷嘴直径，前喷嘴与轴向成60°夹角。

图2 轴承腔体油路结构图

由图2可知，其流量计外部需配套油泵组件及外部外管，由单向阀、活塞、手柄、油杯等组成。假设活塞直径为12 mm，对流量计内部按照气密性试验要求进行加压并测试，同时在单向阀与活塞的润滑油腔室中检测其润滑油液体压力，数据记录如表2所示。

表2 压力数据表(12 mm活塞)

从表2数据可知，供油压差与介质压力的比值为0.059～0.061，平均值为0.06。而润滑油和气体介质接触喷嘴面积S1与供油活塞的面积S2比值相近。按图2喷嘴几何尺寸，并结合活塞直径，计算面积之比：

(4)

油杯供油阻力来自气体介质压力的反作用力、密封圈摩擦以及沿程阻力、压缩弹簧所产生的反作用力等。其中，最为明显的是气体介质压力的反作用力。其在活塞处的受力情况为：

F=P2S2=(S1+S2)P1

(5)

P1来自法兰公称压力等级，其按设计要求进行选取。若需降低气体介质压力对供油的阻力，可对S1、S2的相关参数进行调整。如将供油活塞的外径按8 mm设计，相关数据记录如表3所示。

表3 压力数据表(8 mm活塞)

从表3数据可知，供油压差与气体介质压力的比值在0.134～0.135范围内，平均值为0.134。而润滑油和气体介质接触面积S1与供油活塞的面积比值相近。按图2喷嘴几何尺寸，并结合活塞直径，计算面积之比：

(6)

由此可初步验证经验公式(3)的正确性。与此同时，当气体介质压力为9.45 MPa时，其活塞受力与其外径息息相关。活塞外径尺寸分别为12 mm与8 mm时，其所承受的反作用力为1132.74 N与538.98 N。

2 推力轴承研究试验

随着气体介质压力的增加，在管道上进行计量的气体涡轮流量计前后压差必将增大。压差的变化将影响叶轮的受力状况。通常情况下，气体介质的压力并不是稳定增加或减小，频繁变化的压差容易使叶轮受到冲击，从而无法计量流量[4]。

工业生产中的大型旋转机械由径向轴承支承，并配以推力轴承以抵消轴向力。通常在对此类机械进行研究时，注意力集中在径向轴承的行为上，而忽视了推力轴承对系统横向振动的影响[5]。

深沟球轴承加推力轴承的组合，可在承受很高径向负荷的同时承受一定的轴向负荷。根据以往的经验，组合轴承理论上能保证叶轮在受到气体的轴向冲击时，由推力轴承抵消部分作用在深沟球轴承的轴向力，以保护深沟球轴承免于损坏[6]。

本文接下来将对气体涡轮流量计进行气体冲击试验，研究对比气体涡轮流量计在配有推力轴承和没有推力轴承的情况下的检定数据，以此探索和验证推力轴承在高压气体涡轮流量计应用的可行性。

2.1 检定所用的装置

本文带压检定所用装置是高压环道气体流量标准装置。其以空气为介质，工作压力范围为0.1～2.0 MPa，其流量范围为1～2 500 m3/h，检测口径为DN20～DN250，不确定度为0.33%。

2.2 试验对象

试验对象为2台TBQM-G160-DN100涡轮流量计。流量范围为20～400 m3/h，压力等级为PN16。为了便于区分，将壳体编号为17110971的涡轮流量计标记为TA，壳体编号为17110957的涡轮流量计标记为TB。其中：TA按照标准装配工艺，不配推力轴承；TB在TA的基础上加装了一只推力轴承。

TB的机芯结构如图3所示。

图3 机芯结构图(TB)

2.3 试验步骤

2.3.1 常压检定

首先,对2台流量计进行常压检定。检定参照JJG 1037-2008《涡轮流量计检定规程》[7]，检定的流量点为7点。

2.3.2 气体冲击试验与高压检定

为了研究加装推力轴承的流量计在高压情况下的计量特性，以及其抗气体冲击的能力是否达到预期的效果，本试验将在高压环道气体流量标准装置中进行。同时，为达到试验要求，在装置上加装一个手动球阀，如图4所示，以有效避免标准装置损坏。

图4 高压冲击试验装置结构图

①在高压环道气体流量标准装置上，对2台流量计进行多种压力情况下的标定，压力分别为常压、0.8 MPa、1.6 MPa。

②进行气体冲击试验，而后进行检定。本文要试验流量计在压力波动情况下的抗冲击能力，但是受限于目前的技术和设备，暂时没办法完全按照试验要求来配置装置。天信仪表集团的高压环道气体流量标准装置可以分别对每段管段或者不同区域进行单独加压，以实现不同压力的气体对涡轮流量计的冲击。首先，将图4中的自动阀1、2关闭，同时手动关闭手动阀；然后对单独加压区加压到测试压力值。由于被检表正处于常压情况下，可瞬间打开手动阀，以保证流量计瞬时压差达到测试压力值(即对被检表进行轴向冲击，以模拟因人为误操作而形成对高压涡轮流量计叶轮的冲击)。

③分别对2台涡轮流量计进行0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa的压力冲击，在每个压力冲击完成后进行常压检定，并对比数据。

2.4 试验数据及分析

2.4.1 常压检定数据

常压检定数据如表5所示。以其作为基准数据，便于与高压、冲击后测试数据进行比对分析，从中发现规律并对其结构进行优化[8]。

表5 常压检定数据

表5中：TA的仪表系数为13 599.17;TB的仪表系数为13 488.77。

2.4.2 高压与冲击后检定数据

① TA在0.1 MPa(常压)、0.8 MPa、1.6 MPa压力下的示值误差曲线如图5所示。图5中,上限和下限折线表示合格示值误差的临界点，合格的流量计产品的示值误差必须在上限和下限之间。

图5 示值误差曲线(TA)

TA每次经过高压气体冲击后再进行常压检定的示值误差曲线如图6所示。

图6 不同压力冲击后的示值误差曲线(TA)

图6中：A为常压检定示值误差曲线；B～I分别为0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa压力冲击后的常压检定示值误差曲线。与常压下所测的数据对比，当气体压力大于或等于0.4 MPa时，经过气体冲击的气体涡轮流量计的示值误差曲线斜率增加，主要表现在小流量的示值误差与流量计没经过冲击时测的数据相差甚多，小流量示值误差接近EN12261所规定的最大允许误差(±2%)。而当气体压力为0.8 MPa时，小流量示值误差达到峰值，为-1.824%。

② 编号为TB的表在0.1 MPa(常压)、0.8 MPa、1.6 MPa压力下的示值误差曲线如图7所示。

图7 示值误差曲线(TB)

对比图7和图5可知，在没有高压气体冲击而仅在高压介质下的检定，相较于普通涡轮流量计，带推力轴承的气体涡轮流量计在不同压力下的线性曲线更加稳定。

TB每次经过高压气体冲击后再进行常压检定的示值误差曲线如图8所示。

图8 不同压力冲击后的示值误差曲线(TB)

图8中：A’为常压检定示值误差曲线；B’～I’分别为0.2 MPa、0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa、1.0 MPa、1.2 MPa、1.4 MPa、1.6 MPa压力冲击后的常压检定示值误差曲线。

从图8中可以看出，大部分的曲线都在上下限之间，曲线稳定，且与常压下的检定数据相差不大。唯独在压力1.6MPa的气体冲击后，小流量的示值误差较大，为-1.306%，但其在最大允许误差限之内。从数据上看，TB的抗冲击能力优于TA。

3 结束语

本文对目前气体涡轮流量计在高压工况下的几个问题进行了分析改进和试验验证。首先，根据计算及理论分析，选择材质以及设计壁厚。其次，设计改进的油泵结构可在高压状况下更轻松地对轴承供油，保证高效稳定，避免了高压下无法给轴承供油的极端情况；同时，根据测试试验数据，推导出关于推力与活塞面积、介质接触面积以及介质压力之间所存在的经验公式，为后期油泵系统的结构优化提供了理论基础。通过上述受力情况分析并结合人体工程学对手动加油手柄进行结构优化设计，使其满足高压气体介质的供油功能。最后，安装了推力轴承后的气体涡轮流量计，在高压下有更强的抗冲击能力。目前，在1.6 MPa压力冲击下，示值误差能满足要求。鉴于目前的试验研究还不够系统和全面，未来将进行更多的改进及试验，使产品能够承受更高的压力冲击，实现流量计量更精确、更可靠的目标。