摘要:針對目前(qian)市場對計量高壓(yā)氣體渦輪流量計(jì) 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(cháng)壓氣體渦輪流量(liàng)計研究的基礎上(shàng)，對殼體的材料與(yǔ)結👨‍❤️‍👨構、主軸承的供(gòng)油系統及其軸向(xiang)緩沖結構進行研(yán)究。采用理論分析(xi)、結構設計以及試(shi)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(jiè)質壓力，對流量計(jì)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(miàn)🚩積、介質接觸面積(jī)以及介質壓力之(zhī)間❓所存在的⭐經驗(yan)公式;通過高壓環(huán)道裝置，在不同壓(yā)力、不同流🙇‍♀️量下，對(dui)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(jie)質🎯計量領域。
0引言(yan)
　　随着國家西氣東(dōng)輸、川氣東送等管(guan)道的建成，大量的(de)高壓、 大口徑天然(rán)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(bi)🆚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(nèi)少數能在高壓下(xia)計量的流量計。本(běn)文将對其如何在(zài)高壓工況條件下(xia)💯安全、可靠運行進(jìn)行🏃‍♂️分析，主要針對(dui)承壓部件(殼體)結(jie)構理論計算、主軸(zhou)承供🏃🏻‍♂️油功能以及(jí)高壓損時如💃🏻何避(bì)免或減小軸向力(li)對軸承👌的軸向沖(chòng)擊進行結構研究(jiū)及試驗驗證，以此(cǐ)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(fa)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(liu)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(ye)檢測與控制、城市(shi)燃氣檢測或計量(liang)等領域。在🔞使用過(guo)程中，其材料既承(cheng)受環境或介質的(de)接觸🌈腐蝕，又承受(shou)複雜的應力載荷(he)。在腐蝕和載荷的(de)共同作用下，流量(liang)計殼體🙇🏻材料容易(yi)發生損傷📱和失效(xiao)，導緻設備發生結(jie)構性破壞、洩🔞漏或(huo)爆炸等🚩惡性事故(gu)。其常見的失效模(mó)式有強度失效、剛(gang)度失效、失穩失效(xiao)和洩⭐漏失效［2］。本小(xiǎo)節僅針對強度失(shi)效這一現象進行(hang)分析🧡。以TBQM-DN300焊接殼體(tǐ)爲例，其結構如圖(tu)1所示。

　　在高壓(yā)介質的工況環境(jing)下，對主承壓零件(jiàn)———殼體的材質選型(xing)以🈲及強度校核應(yīng)進行理論計算分(fen)析及校核。其壁🔞厚(hou)的計算公式依據(ju)标準《工業金屬管(guan)道設計規範》(GB50316-2000)［3］。當直(zhi)🐅管計算厚度ts小于(yu)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(suan)厚度，mm;P爲設計壓力(lì)，MPa;D0爲直管外徑，mm;［σ］t爲在(zai)設計溫度下材料(liào)的許用應力，MPa;Ej爲焊(hàn)接接頭系數;tsd爲直(zhi)管設🛀計厚度，mm;C爲厚(hou)度附加量之和，mm;C1爲(wei)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(shù)。
　　設計溫度根據流(liu)量計使用溫度選(xuǎn)取，一般爲－20～+80℃;設計壓(ya)㊙️力P根據ANSI600法蘭公稱(chēng)壓力，選取爲11MPa;鋼管(guan)外徑及公稱壁厚(hòu)⁉️分别爲377mm與🚶‍♀️22mm，其餘參(can)數‼️按《工業金屬管(guǎn)道設計規🌂範》與《壓(yā)力管道🔞規範-工業(ye)管道第2部分:材料(liao)》标準選取。将以上(shàng)相關參數按式(1)計(ji)算。厚度附加量C1與(yu)腐蝕附加量C2取值(zhi)按《流體輸送用不(bú)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(zhi)🌈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(he)計算參數表

　　由表(biǎo)1可知，鋼管的公稱(cheng)壁厚大于設計壁(bì)厚，故所選鋼管㊙️的(de)壁厚符合要求。因(yīn)許用應力已考慮(lǜ)到安全系數💋，故建(jiàn)議公🍉稱壁♋厚選擇(zé)可按設計厚度的(de)1.1倍選❗擇即可❌。不難(nan)看✍️出，流量計殼體(tǐ)💃🏻在選材時，應滿足(zú)殼體的高壓工作(zuò)條件，并需考慮内(nei)部介質腐蝕及載(zai)荷沖擊等失效形(xing)式，同時結合産品(pin)成本等相關因❓素(su)。綜上所述，本❌文流(liú)量計殼體采用Q345材(cai)質，最小壁厚爲22mm。
1.2供(gong)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(ya)力傳感器相關參(can)數，計量流過💛流量(liang)計的标況體積量(liang)。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(zé)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(you)路結構如圖2所示(shì)。其中:2爲潤🐇滑油與(yu)介質接觸的噴嘴(zui)直徑，前噴嘴與軸(zhóu)向成60°夾角。
圖2軸承(cheng)腔體油路結構圖(tu)

　　由圖2可(ke)知，其流量計外部(bu)需配套油泵組件(jian)及外部外🎯管，由單(dan)向閥、活塞、手柄、油(yóu)杯等組成。假設活(huó)塞直徑爲12mm，對流量(liang)計内部按照氣密(mi)性試驗要求進行(hang)加壓并測試，同時(shi)在單向閥與活塞(sāi)的潤滑油腔室中(zhong)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(ya)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(lì)的比值爲0.059～0.061，平均值(zhí)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(jin)🔴。按圖2噴嘴幾何尺(chi)寸，并結合活塞直(zhi)徑，計算面積之比(bi):

　　油杯供油阻力來(lái)自氣體介質壓力(lì)的反作用力、密封(feng)圈摩擦以✔️及沿程(chéng)阻力、壓縮彈簧所(suo)産生的反作用力(lì)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(li)情況⭐爲:
F=P2S2=(S1+S2)P1(5)
　　P1來自法蘭(lán)公稱壓力等級，其(qí)按設計要求進行(háng)選取。若需降低❗氣(qi)體介質壓力對供(gong)油的阻力，可對S1、S2的(de)相💯關參數進行調(diao)💜整。如将供油活塞(sai)的外徑按8mm設計，相(xiang)👌關數據記錄如表(biǎo)3所示🏃‍♀️。
圖表3壓力數(shu)據表(8mm活塞）

　　從表3數(shu)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(huá)油和氣體介質接(jie)觸面積S1與供油🔅活(huo)塞的面㊙️積比值相(xiàng)近。按圖2噴嘴幾何(hé)尺寸，并結合活塞(sāi)🚩直徑，計算面積之(zhī)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(suo)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(tǐ)介質壓力的增加(jia)，在管道上進行計(ji)量的氣體渦輪流(liu)😘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(qing)況下，氣體介質的(de)壓力并不是穩定(ding)增加🏃🏻或減小，頻繁(fan)變化的壓差容易(yì)使葉輪受到沖擊(jī)，從而無法計量流(liú)量［4］。
　　工業生産中的(de)大型旋轉機械由(you)徑向軸承支承，并(bìng)配以😄推力軸承以(yi)抵消軸向力。通常(cháng)在對此類機械☂️進(jìn)行研究時，注🔱意力(li)集中在徑向軸承(cheng)的行爲上，而忽視(shi)了推力軸承對系(xì)統橫向振動的影(ying)響［5］。
　　深溝球軸承加(jia)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(fu)荷。根據以往的🌈經(jīng)驗，組合軸承理論(lun)上能保證葉輪在(zài)受到氣體的🧑🏽‍🤝‍🧑🏻軸向(xiàng)沖擊時，由推力軸(zhóu)承抵消部分作用(yong)在深溝球軸承的(de)軸🧑🏽‍🤝‍🧑🏻向力，以保護深(shēn)溝球軸承免于損(sun)壞［6］。
　　本文接下來将(jiang)對氣體渦輪流量(liang)計進行氣體沖擊(jī)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(suo)用裝置是高壓環(huán)道氣體流量标💔準(zhǔn)裝置。其以空氣爲(wei)介質，工作壓力範(fàn)圍爲0.1～2.0MPa，其流量範圍(wei)爲1～2500m3/h，檢✏️測口徑爲DN20～DN250，不(bu)确🌍定度爲0.33%。
2.2試驗對(dui)象
　　試驗對象爲2台(tai)TBQM-G160-DN100渦輪流量計。流量(liang)範圍爲20～400m3/h，壓力等級(jí)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(zhǔn)裝配工藝，不配推(tui)🚶力軸承;TB在TA的基礎(chu)上加裝了一隻推(tui)力軸承。TB的機芯結(jie)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(ding)參照JJG1037-2008《渦輪流量計(jì)檢定規程》［7］，檢定的(de)流量點爲7點。
2.3.2
　　氣體(ti)沖擊試驗與高壓(yā)檢定爲了研究加(jia)裝推力軸承的流(liu)量計在高壓情況(kuàng)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(zhuang)置中進行。同時，爲(wei)達到試驗要求，在(zài)裝置上加裝一個(ge)手動球閥，如圖4所(suǒ)示，以有效避免标(biao)準裝置損壞。
圖4高(gāo)壓沖擊試驗裝置(zhi)結構圖

①在高壓環道(dao)氣體流量标準裝(zhuang)置上，對2台流量計(ji)進🌏行多種壓力情(qíng)況下的标定，壓力(li)分别爲常壓、0.8MPa、1.6MPa。
②進行(hang)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(zhao)試驗要求來配置(zhi)裝置。天信儀表集(jí)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(qu)💛域進行單獨加壓(yā)，以實現不同壓力(li)的氣體對渦輪流(liu)量計的沖擊✨。首先(xian)，将圖4中的📧自動閥(fá)1、2關閉，同時手動關(guān)閉手🔞動閥;然後對(duì)單獨加壓區加壓(ya)到測試壓力值。由(you)于被檢表正🔞處于(yú)常壓情況下，可瞬(shùn)間打開手動閥，以(yǐ)保證流量計瞬時(shi)壓差達到測試壓(yā)💔力值(即對被檢表(biao)進行✨軸向沖擊，以(yǐ)模拟因人爲誤操(cāo)作而形成對高壓(ya)渦輪流量計葉輪(lun)的沖擊)。
③分别對2台(tái)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(shù)據，便于與高壓、沖(chòng)擊後測試數據進(jin)行比對分析，從中(zhōng)發現規律并對其(qí)結🐪構進行優化［8］。
圖(tú)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(wèi)13488.77。
2.4.2高壓與沖擊後檢(jiǎn)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(he)格的流量計産品(pǐn)的示值誤❗差必須(xū)在上限和下限之(zhi)間。
圖5示值誤差曲(qǔ)線

TA每次經過高(gāo)壓氣體沖擊後再(zài)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(zhí)誤差曲線

　　圖6中:A爲常壓檢定(dìng)示值誤差曲線;B～I分(fen)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(ya)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(guo)氣體沖擊的氣體(tǐ)渦輪流量計的示(shì)值誤差曲線斜率(lü)增加，主要表現在(zài)小流量的🚶‍♀️示值誤(wù)差與流量計💋沒經(jing)過沖✊擊時測的數(shu)♋據相差甚多，小流(liú)量示值誤差接近(jìn)EN12261所規定的最大允(yun)🈲許誤差(±2%)。而當氣體(tǐ)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(mei)有高壓氣體沖擊(ji)而僅在高壓介質(zhì)下的檢定，相較于(yú)普通渦輪流量計(ji)，帶推力軸承的氣(qi)體渦輪流量計在(zai)不同壓力下的線(xian)性曲線更加穩定(ding)。
TB每次經過高壓氣(qi)體沖擊後再進行(háng)常壓檢定的示值(zhí)誤❓差㊙️曲線如圖8所(suǒ)示。
圖8不同壓力沖(chong)擊後的示值誤差(cha)曲線

　　圖8中:A’爲常壓(yā)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(zài)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(cha)較大，爲－1.306%，但其在最(zuì)大允許誤差⁉️限之(zhi)内。從數據上看，TB的(de)抗沖擊能力優于(yú)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(xia)的幾個問題進行(háng)♻️了分析改進和試(shi)驗驗證。首先，根據(jù)計算及理論分析(xī)，選擇材質以及設(shè)計壁厚。其次，設計(ji)改進的油泵結構(gòu)可在高壓狀🚩況下(xia)更輕松地對軸⁉️承(chéng)供油，保證高效穩(wen)定，避免了高壓下(xia)無法給軸承✊供油(yóu)的極端情況;同時(shi)，根據測試試驗數(shù)據，推導出💰關于推(tuī)力與活塞面積、介(jiè)質接觸面積以及(jí)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(guò)上述受力🐪情況分(fèn)析并結合人體工(gong)程學對手動加油(you)手柄進行結構優(you)化設計，使其滿足(zú)高壓氣體介質的(de)供油功能。最後，安(ān)裝了推力軸承後(hòu)的氣體渦輪流量(liang)計，在高壓下💔有更(geng)強的抗沖擊能力(lì)。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(qián)的試驗研究🌈還不(bú)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。

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