基于Hyper works的二阀组仪表阀结构应力分析研究

李 静,吕光明,屈力刚

(1.沈阳航空航天大学 a.国防重点学科实验室,b.科技处,沈阳 110136；2.大连交通大学 机械工程学院,大连 116028)

仪表阀作为管路附件,用于接通和切断仪表与测量管路的联系并控制输送介质的质量,设计人员需对其材料、壁厚及结构进行研究分析。本文根据实际工况对阀体进行有限元分析,验证设计的产品是否能够满足标准,确保测量的可靠性。

1 二阀组仪表阀结构及材料特性

二阀组仪表阀主要由阀体、阀瓣、阀盖、阀杆、锁紧螺母、阀杆螺母、手柄等部件构成，其结构如图1所示。计算中涉及到的二阀组仪表阀材料机械性能指标如表1所示。

图1 二阀组仪表阀结构图

2 有限元模型简化及网格划分

在系统中,二阀组仪表阀是重要组成部件,因此要对其进行详细地应力分析和评定。但从图1分析,尽管它们都具有尺寸小、重量轻的特点,但内部结构和压力边界部分几何形状相当复杂,为了保证有限元计算的有效性和合理性,需要对二阀组仪表阀的有限元模型进行必要的简化,否则,复杂的有限元模型在仿真计算会变得十分困难,甚至无法得到计算结果[1-4]。为了使有限元模型能够准确的描述工况,在建立有限元模型的过程中要遵循“精确性”和“高效性”的原则。“精确性”是指有限元模型能最大限度的保留分析零件的结构特点、材料特性和力学特征；“高效性”是指考虑模型的建模周期、人力以及计算机的计算能力等因素。综合考虑以上两种原则,在有限元建模的过程中,从三维模型简化和约束条件简化两方面对有限元模型进行简化。

表1 二阀组仪表阀材料特性

(1)模型简化

简化整个结构中应力没有影响的垫片及结构上的倒角,有利于网格的划分同时提高计算效率。

(2)约束简化

由于阀门在正常使用时,底端是完全固定的,因此在对二阀组仪表阀进行有限元分析时,阀座的底端及螺栓孔处节点的6个自由度全被约束(X,Y,Z方向的移动和X,Y,Z方向的转动)。

在有限元计算过程中,二阀组仪表阀均采用了十节点四面体三维单元,共划分130 185个单元,211 325个节点，有限元网格模型如图2所示。

图2 二阀组仪表阀有限元模型图

3 二阀组仪表阀设计工况计算要求

在设计工况下,二阀组仪表阀的主要载荷包括设计压力、自重和管道设计温度[5-7]。阀门的工作温度不高,而且温度梯度均匀,故阀门热应力相对于工作压力产生的压力比例很小,做忽略处理。

二阀组仪表阀的静强度分析主要对围成阀门承载压力边界的阀瓣、阀体、阀座、阀盖进行应力分析。

(1)二阀组仪表阀设计工况

二阀组仪表阀的设计工况包括自重、设计压力和设计温度,设计工况如表2所示,有限元计算模型如图3所示。

表2 二阀组仪表阀设计工况载荷

(2)应力评定准则

根据《ASME锅炉及压力容器规范》(美国国家标准NB-3212),“对复合应力所采用的破坏理论是最大剪应力理论：在某一点上的最大剪应力等于该点上3个主应力的代数最大值和代数最小值之差的一半”[8-9]。其公式为

图3 二阀组仪表阀设计工况模型图

(1)

4 二阀组仪表阀有限元计算结果与分析

4.1 二阀组仪表阀的固有频率分析

表3列出了二阀组仪表阀的前四阶固有频率。图4、5为二阀组仪表阀的前两阶固有频率振型图。

表3 二阀组仪表阀四阶固有频率

图4 二阀组仪表阀一阶振型图

从模态分析的结果显示,阀门整体的四阶振型均表现为阀杆和阀盖的摆动,阀体基本不动。通常情况下,极频超过33 Hz的设备即可当作刚性体来考虑整体结构刚度。

图5 二阀组仪表阀二阶振型图

4.2 设计工况最大应力及位置分析

通过有限元计算,得到设计工况条件下二阀组仪表阀应力分析结果[10-12]。在有限元计算中,计算了二阀组仪表阀整体和重要部件的应力,找出了在设计工况条件下的最大应力和发生位置。详见表4、表5。图6～8为二阀组仪表阀的位移云图和应力云图。

表4 二阀组仪表阀整体在设计工况下的最大应力及其作用位置 单位：MPa

表5 二阀组仪表阀重要部件在设计工况下的最大应力及其作用位置 单位：MPa

图6 二阀组仪表阀位移云图

图7 二阀组仪表阀整体应力云图

图8 二阀组仪表阀剖面应力云图

4.3 二阀组仪表阀应力评定

根据《ASME锅炉及压力容器规范》美国国家标准NB-3200和NC-3100对复合应力所采用的破坏理论是最大剪应力理论，“在某一点上的最大剪应力等于该点上3个主应力的代数最大值和代数最小值之差的一半”。根据规范的要求可知,在组合工况(自重、设计内压和某一方向的单独冲击载荷作用)下,计算出的最大应力值Pm应小于设计温度下材料的许用应力值Sm13[13-15],即

Pm

(2)

二阀组仪表阀在设计工况下,整体及其重要部件计算出的最大应力值Pm与设计温度下材料的许用应力值Sm进行比较评定,比较结果满足公式(2)的要求,见表6二阀组仪表阀主要零件应力评定表。

5 二阀组仪表阀抗冲击载荷分析

冲击载荷是指结构或系统在瞬时产生的形状、速度和加速度变化的瞬态激励,从能量角度看,冲击载荷是瞬间的爆发性的能量释放、能量转换和能量传递,有很强的的急剧性。冲击的形成过程是非常短的,并且这个过程是不连续且不稳定,冲击载荷没有规律 。

冲击载荷对装备、系统产生很大伤害,所以进行抗冲击分析很重要,可以避免极端工况下的不必要损失。对于该二阀组仪表阀的工作环境,根据其设计标准,抗冲击等级为Ⅰ类。要求二阀组仪表阀在系统寿命周期内,承受外界环境带来的冲击载荷且主要压力承载零件不被损坏。

5.1 冲击载荷计算方法

考虑到阀门所受到的冲击类型,采用等效静力法对阀门进行抗冲击分析。等效静力法是将动载荷等效为产生相同作用结果的静载荷,通过静态分析法校核设备的强度。系统的静力学方程为

表6 二阀组仪表阀主要零件应力评定表 单位：MPa

[K]{u}={Fa}+{Fr}

(3)

式(3)中，[K]-总刚度矩阵,[K] =∑[Ke];

{u}-节点位移矢量；

[Ke]-单元刚度矩阵；

{Fa}-支反力载荷矢量；

{Fr}-所受的总外载荷。

通过式(1)得出各个节点的位移矢量。由位移插值函数结合求得的应力和位移,得出单元节点的应变和应力表达式

{εel}=[B]{u}

(4)

{σ}=[D]{εel}

(5)

式(4)、(5)中，{εel}-由应力引起的应变；

[B]-节点上的应变和位移矩阵；

{u}-节点位移矢量；

{σ}-应力矢量；

[D]-弹性矩阵。

结合计算结构的抗冲击能力时,将惯性力等效为静力载荷施加在结构上，运用静力分析法计算结构的应力和位移。惯性力计算公式为

F=δgM=δgW/g=KW

(6)

式(6)中，W-结构的重力；

K-运动加速度与重力加速度比值；

M-结构的重量；

δ-运动加速度。

5.2 抗冲击载荷组合

考虑到二阀组仪表的工作环境以及所受载荷状况,确定二阀组仪表阀的抗冲击载荷组合工况。根据GB842.31A及ASMEⅢ的相关规定,6M266W-250P型号的抗冲击评定载荷工况组合如表7所示。

表7 抗冲击评定载荷工况组合表

设计工况所评定载荷组合已包含工况1、2、3所评定的载荷组合,评定标准也更严格。故此分析中只评定工况4,工况组合表中冲击载荷SSS如表8所示，OBS为载荷SSS二分之一的冲击载荷。

表8 阀门的冲击负荷

5.3 二阀组仪表阀抗冲击分析

通过有限元计算,得到了抗冲击分析中工况4条件下二阀组仪表阀3个冲击频段的应力分析结果。在有限元计算中,计算了二阀组仪表阀整体和重要部件的应力,找出了在设计工况条件下3个冲击频段的的最大应力和发生位置，详见表9～11。图9～11为二阀组仪表阀的应力云图。

表9 二阀组仪表阀在工况4低频冲击下下的最大应力及其作用位置 单位：MPa

表10 二阀组仪表阀在工况4中频冲击下的最大应力及其作用位置 单位：MPa

表11 二阀组仪表阀在工况4高频冲击下的最大应力及其作用位置 单位：MPa

图9 二阀组仪表阀在工况4低频冲击下的应力云图

图10 二阀组仪表阀在工况4中频冲击下的应力云图

图11 二阀组仪表阀在工况4高频冲击下的应力云图

从工况4分析结果可以看出,阀门在工况4低频、中频和高频冲击下最大应力分别为24.204 MPa、35.209 MPa和50.604 MPa,最大应力均发生在阀体部位,其他部位应力相对较小,阀的总体应力水平较低。3种频率冲击工况下应力最大值远小于许用应力122 MPa,有足够的安全裕度,所以阀的整体应力水平始终处于弹性阶段。以上结果可以得出结论,阀门在工况4冲击载荷条件下可运行性是有保障的,符合设计规范要求。

6 结论

根据《ASME锅炉及压力容器规范》美国国家标准NB-3200和NC-3100相应规定,对二阀组仪表阀进行应力评定,结论如下：

二阀组仪表阀在设计工况和冲击载荷工况下,整体及其重要部件阀瓣、阀体、阀杆、阀盖的计算最大应力Pm均小于相应的设计温度下的许用应力Sm,符合ASME的规范要求。应力分析表明：二阀组仪表阀满足强度要求,结构设计是安全的。