低溫軸流式止回閥的疲勞壽命分析

□ 譚術(shù)洋

中國(guó)核動(dòng)力研究設(shè)計(jì)院 成都 610213

1 分析背景

在航空航天領(lǐng)域,氫氣作為航天器的發(fā)射燃料,在-253 ℃溫度下壓縮成液態(tài)儲(chǔ)存,如何保證液氫的安全儲(chǔ)運(yùn)是一個(gè)關(guān)鍵問題[1-2]。其中,低溫閥門對(duì)液氫的流通和控制起至關(guān)重要的作用。低溫軸流式止回閥流體阻力小,振動(dòng)和噪聲小,被大量應(yīng)用于液氫輸送管線系統(tǒng)中,防止低溫介質(zhì)反向流動(dòng)。低溫軸流式止回閥設(shè)計(jì)壽命為40 a,啟閉循環(huán)不少于2 000次。在使用過程中,低溫軸流式止回閥的啟閉循環(huán)次數(shù)多,同時(shí)受到溫度、壓力和沖擊載荷的反復(fù)作用,極易引起疲勞而發(fā)生密封和強(qiáng)度失效。在多種載荷及啟閉循環(huán)的嚴(yán)苛工況下,低溫軸流式止回閥的研制難度較大,尤其是在疲勞壽命方面,面臨巨大挑戰(zhàn)。

目前,國(guó)內(nèi)針對(duì)閥門疲勞壽命的研究集中在閥門結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析與計(jì)算方面。張素心等[3]主要針對(duì)主汽調(diào)節(jié)閥蠕變強(qiáng)度、疲勞壽命進(jìn)行研究,對(duì)閥門殼體進(jìn)行強(qiáng)度校核。彭震中等[4]主要計(jì)算了125 MW機(jī)組主汽閥閥門殼體蠕變壽命的損耗。曾獻(xiàn)[5]研究了振動(dòng)交變應(yīng)力對(duì)核電廠主蒸汽隔離閥疲勞壽命的影響。陳忠兵[6]對(duì)火電站中壓主汽閥閥殼的熱疲勞損傷進(jìn)行了研究。徐娟娟[7]計(jì)算了高溫高壓多級(jí)降壓調(diào)節(jié)閥的疲勞壽命。余煜哲[8]對(duì)機(jī)組的高溫高壓閥門進(jìn)行熱結(jié)構(gòu)耦合應(yīng)力分析及疲勞壽命計(jì)算。

筆者利用ANSYS軟件瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)計(jì)算模塊,結(jié)合Ncode疲勞計(jì)算軟件中的臨界損傷平面法[9],對(duì)低溫軸流式止回閥進(jìn)行疲勞壽命分析。

2 低溫軸流式止回閥計(jì)算模型

低溫軸流式止回閥三維模型如圖1所示,主要由閥體、閥瓣和閥座組成。閥門關(guān)閉時(shí),閥瓣和閥座產(chǎn)生碰撞。閥座是閥體的主要受力部件,其疲勞壽命是影響閥門強(qiáng)度和密封的主要因素,因此閥座是筆者的主要分析對(duì)象。

▲圖1 低溫軸流式止回閥三維模型

低溫軸流式止回閥有限計(jì)算元模型如圖2所示。計(jì)算模型采用曲率方法劃分網(wǎng)格,網(wǎng)格為四面體,網(wǎng)格數(shù)量為68 930,節(jié)點(diǎn)數(shù)量為115 432,網(wǎng)格質(zhì)量為0.79。閥體材料為ASTM A350 CF8不銹鋼,材料的彈性模量為196 000 MPa,泊松比為0.3,許用應(yīng)力為138 MPa,屈服強(qiáng)度為205 MPa,抗拉強(qiáng)度為485 MPa。

▲圖2 低溫軸流式止回閥有限計(jì)算元模型

3 閥體與閥座瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

假設(shè)低溫軸流式止回閥在最嚴(yán)苛工況下運(yùn)行。在一個(gè)啟閉循環(huán)中,閥體所受的載荷有溫度載荷、壓力載荷、外部沖擊載荷,閥座所受載荷主要為關(guān)閥時(shí)閥瓣對(duì)閥體的撞擊力載荷。其中,壓力載荷、沖擊載荷、撞擊力載荷的位置和大小隨時(shí)間變化,屬于動(dòng)態(tài)載荷,所以對(duì)閥體與閥座的力學(xué)分析采用瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析方法。

3.1 溫度場(chǎng)數(shù)值計(jì)算

在輸送低溫介質(zhì)的軸流式止回閥中,由溫度產(chǎn)生的熱脹冷縮會(huì)對(duì)閥體和閥座的疲勞壽命產(chǎn)生較大影響。液氫的液化溫度為-253 ℃,閥體外壁包覆有保溫層,與外界熱量交換較少,閥體外壁熱量交換按絕熱處理。通過ANSYS軟件溫度場(chǎng)數(shù)值計(jì)算得到閥體與閥座穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)分布,如圖3所示。由圖3可知,閥體和閥座熱交換達(dá)到穩(wěn)態(tài)后,內(nèi)外壁溫度均為-253 ℃。

▲圖3 閥體與閥座穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)分布

3.2 載荷分析

在低溫軸流式止回閥的啟閉循環(huán)中,閥體與閥座承受壓力載荷。啟閉過程中,閥瓣對(duì)閥體與閥座的撞擊載荷隨時(shí)間變化,使閥體與閥座的應(yīng)力產(chǎn)生波動(dòng)。

3.2.1 壓力載荷

低溫軸流式止回閥在開啟或關(guān)閉狀態(tài)下所承受的壓力載荷不同,開啟狀態(tài)下所承受的壓力載荷大于關(guān)閉狀態(tài)下所承受的壓力載荷,且隨著時(shí)間的變化,壓力載荷作用位置不同。為了更好地模擬實(shí)際工況,設(shè)關(guān)閥過程壓力載荷為P1,碰撞過程壓力載荷為P2,壓力載荷作用位置與變化曲線如圖4～圖7所示。

▲圖4 關(guān)閥過程壓力載荷作用位置

▲圖5 關(guān)閥過程壓力載荷變化曲線

▲圖6 碰撞過程壓力載荷作用位置

▲圖7 碰撞過程壓力載荷變化曲線

閥門在關(guān)閉過程中,閥體內(nèi)壁面均受到壓力載荷P1作用,P1為11.18 MPa。發(fā)生碰撞時(shí),閥門完全關(guān)閉且密封,閥體進(jìn)口端流道承受壓力載荷P2作用,P2為12.45 MPa。在一個(gè)啟閉循環(huán)中,閥座承受的內(nèi)壓為P1與P2的耦合壓力。

利用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)及自定義函數(shù)模塊計(jì)算得到關(guān)閥時(shí)間為0.025 s,閥瓣關(guān)閉最終速度為10 m/s。在0～0.1 s時(shí)段,閥門為關(guān)閉過程狀態(tài)。在0.1 s～0.125 s時(shí)段,閥瓣與閥體和閥座發(fā)生碰撞。在0.125 s～0.2 s時(shí)段,閥瓣與閥體和閥座的碰撞結(jié)束。

3.2.2 沖擊載荷

在最嚴(yán)苛工況下,低溫軸流式止回閥受到外部沖擊載荷。閥門的沖擊載荷譜見表1,其中f為閥門沖擊的頻率,f>160 Hz時(shí)為加速度譜,10 Hz

表1 閥門沖擊載荷譜

將各頻段的速度、位移譜通過式(1)轉(zhuǎn)換為加速度譜,有:

a=(2πf)2u=2πfv

(1)

式中:a為加速度幅值;u為位移幅值;v為速度幅值。

參考標(biāo)準(zhǔn)GJB 150.18A—2009[10],確定沖擊波持續(xù)時(shí)間為1 s,強(qiáng)振持續(xù)時(shí)間為23 ms,上升持續(xù)時(shí)間為0.3 s,采樣頻率為4 096 Hz。功率譜密度和時(shí)域加速度譜的轉(zhuǎn)換結(jié)果如圖8～圖11所示。

▲圖8 橫向、垂向功率譜密度

▲圖9 橫向、垂向時(shí)域加速度譜

▲圖10 縱向功率譜密度

▲圖11 縱向時(shí)域加速度譜

為減少計(jì)算量,截取時(shí)域加速度譜中強(qiáng)振階段沖擊加速度,持續(xù)時(shí)間為0.08 s,此時(shí)包含足夠的循環(huán)次數(shù)。截取后的時(shí)域加速度譜如圖12、圖13所示。

▲圖12 截取后橫向、垂向時(shí)域加速度譜

▲圖13 截取后縱向時(shí)域加速度譜

3.2.3 碰撞載荷

利用ANSYS軟件與LS-DYNA有限元求解軟件的聯(lián)合仿真計(jì)算模塊,得到閥瓣對(duì)閥體與閥座的碰撞載荷,碰撞載荷隨時(shí)間的變化曲線如圖14所示。

▲圖14 閥體與閥座碰撞載荷隨時(shí)間變化曲線

由圖14可以看出,在0～0.1 s時(shí),閥門處于關(guān)閉過程,閥瓣與閥體和閥座未接觸,碰撞載荷為0;在0.1 s～0.125 s時(shí),閥瓣與閥體和閥座接觸并發(fā)生碰撞,碰撞載荷最大峰值為5.085×105N;在0.125 s之后,碰撞過程結(jié)束。

3.3 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

通過瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析,得到低溫軸流式止回閥關(guān)閥過程的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。低溫軸流式止回閥動(dòng)態(tài)載荷在一個(gè)啟閉循環(huán)時(shí)間段內(nèi)的疊加圖如圖15所示。圖15中,左側(cè)Y軸為壓力,右側(cè)Y軸為力和加速度,ax、ay、az依次為橫向、垂向、縱向加速度,F為碰撞載荷。

▲圖15 閥門啟閉循環(huán)載荷疊加圖

通過瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)計(jì)算,得到閥體與閥座在一個(gè)啟閉循環(huán)內(nèi)最大等效應(yīng)力隨時(shí)間的響應(yīng)曲線,如圖16所示。

▲圖16 閥體與閥座最大等效應(yīng)力響應(yīng)曲線

由圖16可以看出,在0～0.1 s時(shí),低溫軸流式止回閥處于關(guān)閉過程狀態(tài),閥體與閥座受到溫度載荷、質(zhì)量載荷、壓力載荷P1的作用,閥體與閥座最大等效應(yīng)力為76.032 MPa,小于閥體與閥座材料的許用應(yīng)力,閥體與閥座均處于安全狀態(tài)。0.1 s～0.125 s為閥瓣和閥體與閥座的碰撞過程,依據(jù)假設(shè)的最嚴(yán)苛工況,對(duì)閥體與閥座施加沖擊載荷,等效應(yīng)力隨著沖擊加速度的波動(dòng)而波動(dòng),閥體與閥座的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在0.115 6 s時(shí),最大等效應(yīng)力為101.74 MPa,小于閥體與閥座的許用應(yīng)力;可見,最大等效應(yīng)力并未出現(xiàn)在0.112 5 s,閥瓣對(duì)閥體與閥座碰撞造成的影響小于沖擊加速度對(duì)閥體與閥座碰撞的影響。在0.125 s后碰撞結(jié)束。在0.125 s～0.178 s時(shí),沖擊載荷作用于閥體與閥座,由于沖擊載荷的頻率處于閥門模態(tài)頻率范圍內(nèi),因此閥門出現(xiàn)了共振,閥體與閥座最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在0.177 1 s,最大等效應(yīng)力為112.64 MPa,小于材料的許用應(yīng)力。在0.178 s～0.2 s時(shí),止回閥完全關(guān)閉且沖擊載荷作用結(jié)束,閥體與閥座受到溫度載荷、重力載荷和壓力載荷P2的作用,閥體與閥座最大應(yīng)力為80.013 MPa,閥體與閥座處于安全狀態(tài)。整個(gè)閥門關(guān)閉和碰撞過程中,閥體與閥座最大等效應(yīng)力均小于許用應(yīng)力,閥體與閥座處于安全狀態(tài)。

閥體與閥座在碰撞過程中的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)于0.177 1 s時(shí)。0.177 1 s時(shí)閥體與閥座的等效應(yīng)力分布如圖17所示。由圖17可知,閥體與閥座最大應(yīng)力出現(xiàn)在閥體與閥座下部筋板處,閥體與閥座的危險(xiǎn)截面是閥體筋板。

▲圖17 0.177 1 s時(shí)閥體與閥座等效應(yīng)力分布

4 閥體與閥座疲勞壽命分析

由于閥體與閥座各點(diǎn)三向應(yīng)力狀態(tài)中至少有兩個(gè)方向的應(yīng)力分量均不為零,因此閥體與閥座的疲勞壽命屬于多軸應(yīng)力疲勞問題。為了進(jìn)行多軸應(yīng)力疲勞壽命計(jì)算,需要將閥體與閥座瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)計(jì)算出的應(yīng)力轉(zhuǎn)換為可與材料應(yīng)力壽命曲線進(jìn)行比較的單軸應(yīng)力,這一等效轉(zhuǎn)換過程稱為應(yīng)力組合。

4.1 臨界損傷面法與平均應(yīng)力修正模型

采用臨界損傷面法位置及等效應(yīng)力準(zhǔn)則,由Ncode疲勞分析軟件計(jì)算最大等效應(yīng)力響應(yīng)。閥體與閥座在疊加載荷綜合作用下的疲勞壽命屬于多軸應(yīng)力疲勞壽命,在計(jì)算閥體與閥座的疲勞壽命時(shí),選用臨界損傷面法配合平均應(yīng)力修正模型[11]。

4.2 分析結(jié)果

閥體與閥座材料ASTM A350 CF8不銹鋼的應(yīng)力壽命曲線如圖18所示。將閥體與閥座的載荷譜,即瞬態(tài)分析結(jié)果中應(yīng)力的響應(yīng)曲線導(dǎo)入Ncode軟件,進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算,通過應(yīng)力組合對(duì)等效應(yīng)力進(jìn)行轉(zhuǎn)換,并通過平均應(yīng)力修正模型修正平均應(yīng)力,得到閥體的疲勞壽命分布,如圖19所示。

▲圖18 ASTM A350 CF8不銹鋼應(yīng)力壽命曲線

▲圖19 閥體疲勞壽命分布

由圖19可以看出,閥體最短疲勞壽命為2.798×107次循環(huán),位于閥體筋板內(nèi)側(cè),與啟閉循環(huán)中閥體最大等效應(yīng)力處位置相同。閥體最短壽命長(zhǎng)于低溫工況下所要求的2 000次啟閉循環(huán),因此閥體壽命滿足設(shè)計(jì)要求。

閥座的疲勞壽命分布如圖20所示。由圖20可以看出,閥座的最短疲勞壽命位于閥座間的密封面,由關(guān)閥過程中閥瓣對(duì)閥座的撞擊所致。閥座的最短疲勞壽命為2.058×1011次,大于啟閉2 000次的要求,因此閥座設(shè)計(jì)滿足要求。

▲圖20 閥座疲勞壽命分布

5 結(jié)束語(yǔ)

筆者對(duì)低溫軸流式止回閥閥體和閥座的各類載荷進(jìn)行分類、組合,分析了壓力載荷、沖擊載荷、碰撞載荷的作用位置及其隨時(shí)間的變化情況。經(jīng)分析,對(duì)閥體與閥座影響最大的是外部沖擊載荷,共振是引起閥體最大應(yīng)力的主要原因。

耦合低溫軸流式止回閥關(guān)閉過程的各類載荷,通過瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析了閥體與閥座的最大等效應(yīng)力響應(yīng)曲線。通過應(yīng)力分析可知,低溫軸流式止回閥的關(guān)閥過程處于安全狀態(tài),最大等效應(yīng)力均出現(xiàn)在閥體筋板處,閥體筋板是閥門啟閉循環(huán)中的危險(xiǎn)截面,是影響閥體壽命的主要部位。將閥體與閥座瞬態(tài)應(yīng)力載荷譜通過臨界面損傷法進(jìn)行組合,利用平均應(yīng)力修正模型進(jìn)行平均應(yīng)力修正,運(yùn)用Ncode疲勞分析軟件對(duì)閥體與閥座進(jìn)行疲勞壽命分析,得到閥體與閥座的疲勞壽命分布。閥體與閥座的最短疲勞壽命均滿足航空航天行業(yè)中液氫管線的使用要求。