低溫軸流式止回閥的疲勞壽命分析

□ 譚術洋

中國核動力研究設計院 成都 610213

1 分析背景

在航空航天領域,氫氣作為航天器的發射燃料,在-253 ℃溫度下壓縮成液態儲存,如何保證液氫的安全儲運是一個關鍵問題[1-2]。其中,低溫閥門對液氫的流通和控制起至關重要的作用。低溫軸流式止回閥流體阻力小,振動和噪聲小,被大量應用于液氫輸送管線系統中,防止低溫介質反向流動。低溫軸流式止回閥設計壽命為40 a,啟閉循環不少于2 000次。在使用過程中,低溫軸流式止回閥的啟閉循環次數多,同時受到溫度、壓力和沖擊載荷的反復作用,極易引起疲勞而發生密封和強度失效。在多種載荷及啟閉循環的嚴苛工況下,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。

目前,國內針對閥門疲勞壽命的研究集中在閥門結構的應力分析與計算方面。張素心等[3]主要針對主汽調節閥蠕變強度、疲勞壽命進行研究,對閥門殼體進行強度校核。彭震中等[4]主要計算了125 MW機組主汽閥閥門殼體蠕變壽命的損耗。曾獻[5]研究了振動交變應力對核電廠主蒸汽隔離閥疲勞壽命的影響。陳忠兵[6]對火電站中壓主汽閥閥殼的熱疲勞損傷進行了研究。徐娟娟[7]計算了高溫高壓多級降壓調節閥的疲勞壽命。余煜哲[8]對機組的高溫高壓閥門進行熱結構耦合應力分析及疲勞壽命計算。

筆者利用ANSYS軟件瞬態動力學計算模塊,結合Ncode疲勞計算軟件中的臨界損傷平面法[9],對低溫軸流式止回閥進行疲勞壽命分析。

2 低溫軸流式止回閥計算模型

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。閥門關閉時,閥瓣和閥座產生碰撞。閥座是閥體的主要受力部件,其疲勞壽命是影響閥門強度和密封的主要因素,因此閥座是筆者的主要分析對象。

▲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算元模型如圖2所示。計算模型采用曲率方法劃分網格,網格為四面體,網格數量為68 930,節點數量為115 432,網格質量為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,許用應力為138 MPa,屈服強度為205 MPa,抗拉強度為485 MPa。

▲圖2 低溫軸流式止回閥有限計算元模型

3 閥體與閥座瞬態動力學分析

假設低溫軸流式止回閥在最嚴苛工況下運行。在一個啟閉循環中,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閥時閥瓣對閥體的撞擊力載荷。其中,壓力載荷、沖擊載荷、撞擊力載荷的位置和大小隨時間變化,屬于動態載荷,所以對閥體與閥座的力學分析采用瞬態動力學分析方法。

3.1 溫度場數值計算

在輸送低溫介質的軸流式止回閥中,由溫度產生的熱脹冷縮會對閥體和閥座的疲勞壽命產生較大影響。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軟件溫度場數值計算得到閥體與閥座穩態溫度場分布,如圖3所示。由圖3可知,閥體和閥座熱交換達到穩態后,內外壁溫度均為-253 ℃。

▲圖3 閥體與閥座穩態溫度場分布

3.2 載荷分析

在低溫軸流式止回閥的啟閉循環中,閥體與閥座承受壓力載荷。啟閉過程中,閥瓣對閥體與閥座的撞擊載荷隨時間變化,使閥體與閥座的應力產生波動。

3.2.1 壓力載荷

低溫軸流式止回閥在開啟或關閉狀態下所承受的壓力載荷不同,開啟狀態下所承受的壓力載荷大于關閉狀態下所承受的壓力載荷,且隨著時間的變化,壓力載荷作用位置不同。為了更好地模擬實際工況,設關閥過程壓力載荷為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 關閥過程壓力載荷作用位置

▲圖5 關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

閥門在關閉過程中,閥體內壁面均受到壓力載荷P1作用,P1為11.18 MPa。發生碰撞時,閥門完全關閉且密封,閥體進口端流道承受壓力載荷P2作用,P2為12.45 MPa。在一個啟閉循環中,閥座承受的內壓為P1與P2的耦合壓力。

利用動網格技術及自定義函數模塊計算得到關閥時間為0.025 s,閥瓣關閉最終速度為10 m/s。在0～0.1 s時段,閥門為關閉過程狀態。在0.1 s～0.125 s時段,閥瓣與閥體和閥座發生碰撞。在0.125 s～0.2 s時段,閥瓣與閥體和閥座的碰撞結束。

3.2.2 沖擊載荷

在最嚴苛工況下,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。

參考標準GJB 150.18A—2009[10],確定沖擊波持續時間為1 s,強振持續時間為23 ms,上升持續時間為0.3 s,采樣頻率為4 096 Hz。功率譜密度和時域加速度譜的轉換結果如圖8～圖11所示。

▲圖8 橫向、垂向功率譜密度

▲圖9 橫向、垂向時域加速度譜

▲圖10 縱向功率譜密度

▲圖11 縱向時域加速度譜

為減少計算量,截取時域加速度譜中強振階段沖擊加速度,持續時間為0.08 s,此時包含足夠的循環次數。截取后的時域加速度譜如圖12、圖13所示。

▲圖12 截取后橫向、垂向時域加速度譜

▲圖13 截取后縱向時域加速度譜

3.2.3 碰撞載荷

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

▲圖14 閥體與閥座碰撞載荷隨時間變化曲線

由圖14可以看出,在0～0.1 s時,閥門處于關閉過程,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,閥瓣與閥體和閥座接觸并發生碰撞,碰撞載荷最大峰值為5.085×105N;在0.125 s之后,碰撞過程結束。

3.3 瞬態動力學分析

通過瞬態動力學分析,得到低溫軸流式止回閥關閥過程的動態響應。低溫軸流式止回閥動態載荷在一個啟閉循環時間段內的疊加圖如圖15所示。圖15中,左側Y軸為壓力,右側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 閥門啟閉循環載荷疊加圖

通過瞬態動力學計算,得到閥體與閥座在一個啟閉循環內最大等效應力隨時間的響應曲線,如圖16所示。

▲圖16 閥體與閥座最大等效應力響應曲線

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

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

▲圖17 0.177 1 s時閥體與閥座等效應力分布

4 閥體與閥座疲勞壽命分析

由于閥體與閥座各點三向應力狀態中至少有兩個方向的應力分量均不為零,因此閥體與閥座的疲勞壽命屬于多軸應力疲勞問題。為了進行多軸應力疲勞壽命計算,需要將閥體與閥座瞬態動力學計算出的應力轉換為可與材料應力壽命曲線進行比較的單軸應力,這一等效轉換過程稱為應力組合。

4.1 臨界損傷面法與平均應力修正模型

采用臨界損傷面法位置及等效應力準則,由Ncode疲勞分析軟件計算最大等效應力響應。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力疲勞壽命,在計算閥體與閥座的疲勞壽命時,選用臨界損傷面法配合平均應力修正模型[11]。

4.2 分析結果

閥體與閥座材料ASTM A350 CF8不銹鋼的應力壽命曲線如圖18所示。將閥體與閥座的載荷譜,即瞬態分析結果中應力的響應曲線導入Ncode軟件,進行疲勞壽命計算,通過應力組合對等效應力進行轉換,并通過平均應力修正模型修正平均應力,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,位于閥體筋板內側,與啟閉循環中閥體最大等效應力處位置相同。閥體最短壽命長于低溫工況下所要求的2 000次啟閉循環,因此閥體壽命滿足設計要求。

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,由關閥過程中閥瓣對閥座的撞擊所致。閥座的最短疲勞壽命為2.058×1011次,大于啟閉2 000次的要求,因此閥座設計滿足要求。

▲圖20 閥座疲勞壽命分布

5 結束語

筆者對低溫軸流式止回閥閥體和閥座的各類載荷進行分類、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間的變化情況。經分析,對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力的主要原因。

耦合低溫軸流式止回閥關閉過程的各類載荷,通過瞬態動力學分析了閥體與閥座的最大等效應力響應曲線。通過應力分析可知,低溫軸流式止回閥的關閥過程處于安全狀態,最大等效應力均出現在閥體筋板處,閥體筋板是閥門啟閉循環中的危險截面,是影響閥體壽命的主要部位。將閥體與閥座瞬態應力載荷譜通過臨界面損傷法進行組合,利用平均應力修正模型進行平均應力修正,運用Ncode疲勞分析軟件對閥體與閥座進行疲勞壽命分析,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中液氫管線的使用要求。