船用緊急切斷閥振動分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)*

婁燕鵬，周世豪，余 巍，張新奇

(中國船舶重工集團(tuán)公司第725研究所， 河南 洛陽 471000)

0 引 言

在液化天然氣(簡稱LNG)系統(tǒng)中低溫閥件和附件雖然是配套設(shè)備，但其作用不容忽視，燃料的充裝、儲存、供應(yīng)和利用等方面均離不開低溫閥件和附件的配合。緊急切斷閥作為LNG系統(tǒng)中管路控制元件通常安裝在燃?xì)夤┙o管路，正常工作時閥門處于供氣打開狀態(tài)，當(dāng)出現(xiàn)緊急情況時氣缸失氣、閥門關(guān)閉，阻止險情擴(kuò)大，保證LNG存儲和供給系統(tǒng)的安全性[1]。

由于船舶在高速航行過程中，其推進(jìn)系統(tǒng)自身產(chǎn)生的振動導(dǎo)致LNG系統(tǒng)中管路和閥門不可避免的出現(xiàn)振動[2]。因此，船用緊急切斷閥在船級社認(rèn)證過程中，需進(jìn)行《電氣電子產(chǎn)品型式認(rèn)可試驗指南》(以下簡稱試驗指南)中的振動試驗。由于試驗考核工況更加嚴(yán)格，且目前暫無文獻(xiàn)對其抗振性能進(jìn)行理論分析，故船用緊急切斷閥通常在陸用超低溫閥門危險截面處增加余量，然后試驗驗證其抗振性能。

在船用超低溫緊急切斷閥產(chǎn)品研制過程中，對首臺樣機(jī)進(jìn)行振動測試，試驗結(jié)束后發(fā)現(xiàn)閥蓋端部出現(xiàn)裂紋，如圖1所示。

圖1 振動試驗

為滿足船用環(huán)境的使用要求，需對閥門進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。采用數(shù)值模方法對船用緊急切斷閥不同結(jié)構(gòu)下的抗振性能和模態(tài)頻率進(jìn)行分析，并與試驗對比，得到不同參數(shù)對閥門抗振能力的影響，為船舶LNG系統(tǒng)用閥門的抗振設(shè)計起到一定參考作用。

1 模型建立

1.1 建立有限元分析模型

以DN40PN320船用LNG超低溫高壓緊急切斷閥(以下簡稱緊急切斷閥)為研究對象，分析船用環(huán)境中高壓緊急切斷閥的抗振能力，以及振動試驗對結(jié)構(gòu)件材料性能的影響。圖2為緊急切斷閥結(jié)構(gòu)示意圖，主要包括閥體、長頸閥蓋、閥桿、閥頂、執(zhí)行器等。

LNG超低溫閥門的工作溫度為-163 ℃，在超低溫環(huán)境中金屬材料易發(fā)生低溫冷脆現(xiàn)象，影響閥門的性能和安全。為了防止材料在低溫下的低應(yīng)力脆斷，在設(shè)計超低溫閥門時，通常采用金相組織穩(wěn)定性較高的材料，如304、304 L、316、316 L等不銹鋼[3]。該模型的主體材料為304材質(zhì)。

由圖2可看出緊急切斷閥采用“長頸”閥桿結(jié)構(gòu)，其目的是減少冷量沿閥桿和閥蓋向上傳遞，保證填料函底部溫度在0 ℃以上，防止填料冷凍失效[4]。由于閥門為高壓閥門，為滿足閥座密封性要求，執(zhí)行器在尺寸和重量方面較大，閥門重心偏高。以上兩點結(jié)構(gòu)均不利于閥門的抗振性能。

1.2 建立不同的抗振模型

從圖1可看出，閥門在長頸閥蓋端部處出現(xiàn)裂紋，為降低閥蓋端部的疲勞應(yīng)力，目前采用以下兩種方案對其進(jìn)行改進(jìn)。

(1) 改變長頸閥蓋的外徑，分析不同管徑對閥門抗振能力的影響。緊急切斷閥的長頸閥蓋內(nèi)、外徑原尺寸分別為26 mm、38 mm，受閥桿直徑的影響，閥蓋內(nèi)徑不變，外徑和截面慣性矩如表1所示。

表1 不同外徑下截面慣性矩

(2) 增加支承結(jié)構(gòu)，考慮到支承結(jié)構(gòu)的加工便捷性，采用板條折彎和C型板折彎結(jié)構(gòu)做固定支承，增加支承結(jié)構(gòu)的模型如圖3所示，材料仍選用304不銹鋼。不同支承結(jié)構(gòu)的截面慣性矩如表2所示。

表2 不同支承結(jié)構(gòu)的截面慣性矩 /mm3

圖2 緊急切斷閥結(jié)構(gòu) 圖3 增加C型板折彎 示意圖 結(jié)構(gòu)模型

2 計算結(jié)果與分析

2.1 建立邊界條件

根據(jù)中國船級社(CCS)試驗指南，該型閥門需在30 Hz下做90 min耐振試驗振動試驗，試驗方向在3個互相垂直的軸向上，即橫向、縱向(軸向)和垂向。振動最大加速度為0.7g (6.9 m/s2)，振動方式為簡諧運動。振動加速度數(shù)學(xué)模型為：

a=6.9×sin(2π·30·t)

(1)

式中：t為運動時間。

在模擬振動過程時，由于仿真結(jié)果中振動臺位移屬非簡諧運動，與實際試驗不符，故將振動加速度數(shù)學(xué)模型轉(zhuǎn)換為位移振動模型，轉(zhuǎn)換后數(shù)學(xué)模型為：

s=0.194×sin(2π·30·t)

(2)

將緊急切斷閥三維模型導(dǎo)入ANSYS軟件中，采用瞬態(tài)動力學(xué)模塊對模型進(jìn)行振動數(shù)值分析，振動過程中考慮模型自身重力影響。對模型施加邊界條件，為保證數(shù)值分析準(zhǔn)確性，每個周期取16個采集點，采集時長為1 s，施加后的橫向振動有限元模型如圖4所示。

圖4 橫向振動有限元分析模型

2.2 原結(jié)構(gòu)振動模擬分析

對原結(jié)構(gòu)模型在橫向、縱向和垂向進(jìn)行振動模擬，得到模型的應(yīng)力分布隨采集時間變化的云圖，取最大應(yīng)力時刻的云圖對其進(jìn)行分析，橫向、縱向和垂向的峰值應(yīng)力云圖如圖5所示。采集時間段內(nèi)的最大應(yīng)力和平均峰值應(yīng)力如表3所列。

圖5 模型應(yīng)力分布云圖

表3 不同方向應(yīng)力值 /MPa

由圖5可知，橫向和縱向振動過程中長頸閥蓋應(yīng)力較大，最大應(yīng)力分布在長頸閥蓋端部，與實際試驗的斷裂位置相同；垂向振動過程中長頸閥蓋和閥桿應(yīng)力較大，最大應(yīng)力在閥桿頂端。由表3可知，垂向的最大應(yīng)力約為橫向和縱向應(yīng)力的1/10，在結(jié)構(gòu)改進(jìn)中不再考慮。

2.3 不同閥蓋外徑的振動和模態(tài)分析

對不同閥蓋外徑結(jié)構(gòu)的閥門在振動方向上進(jìn)行模態(tài)分析，其中垂向模態(tài)為一階，與振動方向垂直的模態(tài)為二階，沿振動方向的模態(tài)為三階。由于振動過程中位移量在振動方向較大，故三階模態(tài)頻率對結(jié)構(gòu)共振程度起主導(dǎo)作用，以下簡稱主導(dǎo)模態(tài)，不同閥蓋外徑的二、三階模態(tài)頻率如表4所列。

表4 不同閥蓋外徑的模態(tài)頻率

由表4可知，隨外徑增大，模型的模態(tài)頻率逐漸增加；當(dāng)外徑為42 mm時，模型的2、3階模態(tài)頻率與振動頻率(30 Hz)均比較接近，即模型易產(chǎn)生共振。對不同閥蓋外徑結(jié)構(gòu)的閥門在30 Hz條件下的橫向和縱向進(jìn)行振動分析，其平均峰值應(yīng)力如表5所列。

表5 不同閥蓋外徑的應(yīng)力值

綜合分析表1、表4和表5可知，當(dāng)閥蓋外徑為34 mm時，閥蓋慣性矩較小，較外徑38 mm時降低42%，在振動試驗條件下其端部最大應(yīng)力均值遠(yuǎn)大于材料抗拉強(qiáng)度，閥蓋屈曲失穩(wěn)[5]；隨著閥蓋外徑增加，閥蓋的慣性矩和閥門模態(tài)頻率均增加，其中模態(tài)頻率起主導(dǎo)作用，當(dāng)閥蓋外徑為42 mm時閥門共振，最大應(yīng)力均值約為外徑38 mm時的5倍。

2.4 不同支承結(jié)構(gòu)的振動和模態(tài)分析

對不同支承結(jié)構(gòu)的閥門在橫向和縱向進(jìn)行模態(tài)分析，其中橫向振動時，垂向模態(tài)為一階，與振動方向垂直的模態(tài)為二階，沿振動方向的模態(tài)為三階；縱向振動時，垂向模態(tài)為一階，沿振動方向的模態(tài)為二階，與振動方向垂直的模態(tài)為三階。橫向振動時三階模態(tài)頻率對結(jié)構(gòu)共振程度起主導(dǎo)作用，縱向振動時二階模態(tài)頻率起主導(dǎo)作用。不同支承結(jié)構(gòu)的二三階模態(tài)頻率如表6所列。

表6 不同閥蓋外徑的模態(tài)頻率

由表6可知，增加支承結(jié)構(gòu)可明顯提高模型的模態(tài)頻率，隨著支承結(jié)構(gòu)的慣性矩增大，模型的模態(tài)頻率逐漸增加，其中5 mm厚板的二階模態(tài)頻率接近振動頻率，5 mm厚C型板的模態(tài)頻率與振動頻率相距最遠(yuǎn)。對不同支承結(jié)構(gòu)的閥門在30 Hz條件下的橫向和縱向進(jìn)行振動分析，其平均峰值應(yīng)力如表7所列。

綜合分析表2、表6和表7可知，采用5 mm厚度板條折彎結(jié)構(gòu)支承時，主導(dǎo)模態(tài)頻率與振動頻率較近，閥門產(chǎn)生共振，其最大應(yīng)力均值亦較大；采用10 mm厚度板條折彎和5 mm C型板折彎支承結(jié)構(gòu)不僅可提高閥門的模態(tài)頻率，同時可有效降低長頸閥蓋的最大應(yīng)力均值，在同等質(zhì)量支承結(jié)構(gòu)中C型板材的應(yīng)力均值最小，其中橫向應(yīng)力降低約86.9%，縱向應(yīng)力降低約41.0%。

表7 不同支承結(jié)構(gòu)的應(yīng)力值

3 試驗驗證

采用5 mm厚C型板折彎支承結(jié)構(gòu)，在30 Hz頻率下對閥門進(jìn)行振動試驗，振動加速度0.7 g(6.9 m/s2)，振動時間為橫向、縱向、豎向各90 min，試驗過程中閥門未出現(xiàn)共振，試驗結(jié)束后閥門無異常和受損現(xiàn)象，產(chǎn)品通過試驗考核。目前該結(jié)構(gòu)已用于LNG儲罐系統(tǒng)中，現(xiàn)場使用圖如圖6所示。

圖6 緊急切斷閥使用現(xiàn)場圖

4 結(jié) 論

針對船用超低溫高壓緊急切斷閥的“長頸”和重心偏高結(jié)構(gòu)對緊急切斷閥進(jìn)行抗振分析。通過改變長頸閥蓋的閥蓋外徑和增加支承結(jié)構(gòu)等方式，優(yōu)化閥門的抗振性能。通過對不同結(jié)構(gòu)的模態(tài)和振動模擬分析得到相關(guān)結(jié)論，通過與試驗結(jié)果對比驗證模擬結(jié)果的有效性。具體結(jié)論如下。

(1) 增加長頸閥蓋外徑可提高閥門的慣性矩和相同階數(shù)下的模態(tài)頻率，但未必提高閥門的抗振能力。當(dāng)主導(dǎo)模態(tài)頻率接近振動頻率時，結(jié)構(gòu)易產(chǎn)生共振，最大應(yīng)力均值增大，降低疲勞壽命，故閥門在結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)使主導(dǎo)模態(tài)頻率避開振動頻率，避免產(chǎn)生共振。

(2) 增加支承結(jié)構(gòu)可顯著提高閥門的慣性矩和相同階數(shù)下的模態(tài)頻率，且慣性矩越大模態(tài)頻率越高。增加支承結(jié)構(gòu)可改變主導(dǎo)模態(tài)，如橫向振動的主導(dǎo)模態(tài)仍為三階，縱向振動的主導(dǎo)模態(tài)由三階變?yōu)槎A，故支承結(jié)構(gòu)可大幅提高橫向抗振能力，對縱向抗振能力提升較小。

(3) 在無共振的前提下，增加慣性矩可降低結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力均值，提高閥門的抗振能力。當(dāng)支承結(jié)構(gòu)安裝位置相同時，慣性矩與抗彎截面系數(shù)成正比，故在選擇支承結(jié)構(gòu)時應(yīng)選擇抗彎截面系數(shù)高的支承結(jié)構(gòu)。

[1] 張清雙,趙云霞,茅博崴.液化天然氣槽車用緊急切斷閥[J].閥門,2015(1):29-31.

[2] 朱哲仁,袁紅良.中國首批大型LNG船振動問題及解決方案研究[J].船舶與海洋工程,2017,33(3):40-45.

[3] 吳堂榮,唐 勇,孫 曄,等.LNG船用超低溫閥門設(shè)計研究[J].船舶工程,2010,2(32):73-78.

[4] JB/T 7749-1995.低溫閥門技術(shù)條件[S].

[5] 吳洪飛,苑世劍,王仲仁.初始缺陷和比例加載路徑對圓柱殼彈塑性穩(wěn)定性的影響[J].機(jī)械工程學(xué)報,2003,39(2):53-57.