李玉坤, 尤澤廣, 陳曉紅, 吳中林

(1.中國石油大學儲運與建筑工程學院,山東青島 266580; 2.中國石油天然氣管道工程有限公司,河北廊坊 065000;3.中油管道投產運行公司,河北廊坊 065000; 4.中國石油北京天然氣管道有限公司,北京100000)

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一RMG530減壓閥隨機振動疲勞分析

李玉坤1, 尤澤廣2, 陳曉紅3, 吳中林4

(1.中國石油大學儲運與建筑工程學院,山東青島 266580; 2.中國石油天然氣管道工程有限公司,河北廊坊 065000;3.中油管道投產運行公司,河北廊坊 065000; 4.中國石油北京天然氣管道有限公司,北京100000)

為了評估隨機振動載荷下減壓閥的安全可靠性,在減壓閥振動機制分析基礎上,利用有限元分析軟件Workbench建立某天然氣分輸站RMG530減壓閥閥體有限元模型,根據(jù)現(xiàn)場測得的隨機振動載荷對減壓閥進行振動響應分析,獲得響應功率譜密度,最后依據(jù)修正獲得的減壓閥材料S-N曲線,應用有限元疲勞分析軟件NCode,通過時域和頻域方法對減壓閥進行隨機振動疲勞分析,計算閥體關鍵部位的疲勞壽命。結果表明:減壓閥結構設計比較保守,振動載荷下最小壽命發(fā)生在進口管段到閥座的拐角處,時域疲勞計算最小壽命為41.79 a,頻域疲勞計算最小壽命為38.81 a。

:減壓閥; 隨機振動; 時域; 頻域; 疲勞壽命

RMG530減壓閥廣泛應用于西氣東輸和陜京線,減壓閥振動決定了減壓閥的壽命,直接關系著天然氣分輸系統(tǒng)的運行可靠性。分輸減壓閥同與之相連結的各種設備構成了一個完整的機械結構系統(tǒng),減壓閥內流體流動規(guī)律十分復雜,加之不同程度的冰屑沖擊等影響,易加劇減壓閥結構的振動,進而加劇疲勞失效[1]。振動疲勞研究涉及結構動力學、疲勞強度理論以及斷裂力學等學科,疲勞壽命估算是在載荷時域或頻域分析的基礎上,借助材料的S-N曲線計算結構疲勞壽命及其分布。冀亞鋒等[2]通過理論分析和有限元分析相結合的方法建立了連續(xù)管疲勞壽命預測模型,較好地預測連續(xù)管的壽命。劉秀全等[3-6]分別采用頻域和時域分析的方法進行了隔水管波激振動及波激疲勞分析計算,研究了深水鉆井隔水管波激疲勞失效問題。頻域方法較時域方法計算效率高,在結構隨機振動疲勞有限元計算方面效果明顯。Rahman等[7]采用頻域分析的方法,應用有限元計算軟件對發(fā)動機活塞的振動疲勞壽命進行分析。Claudio等[8]針對雙向應力載荷下的機械部件,采用頻域方法計算機械部件的疲勞壽命。通過試驗方法,Whaley等[9]利用不可逆熱力學原理研究了振動疲勞過程中的阻尼變化。Willidal等[10]應用高頻共振疲勞試驗機對鑄鋼中片狀石墨的數(shù)量及大小、共晶體尺寸和基體強度同疲勞強度的關系進行研究。Colakoglu等[11]推導了疲勞裂紋萌生壽命與結構阻尼變化的關系。Damir等[12]通過研究建立結構模態(tài)參數(shù)同材料疲勞破壞行為的關系,提出了一種非破壞性的分析結構疲勞破壞行為的研究方法。RMG530減壓閥閥體材料為1.622 0鑄鋼,具有良好的低溫強度、低溫韌性,該減壓閥振動具有振動幅值小、頻率高的特點,疲勞失效沒有明顯的塑性形變,屬于應力疲勞破壞的范疇。目前國內外尚未見公開發(fā)表該減壓閥的隨機振動疲勞壽命的研究成果。筆者介紹減壓閥振動產生原因,就某分輸站減壓閥的實際監(jiān)測振動響應數(shù)據(jù)進行分析,得出減壓閥隨機振動規(guī)律;采用workbench建立RMG530減壓閥的有限元精細模型,進行熱流固耦合作用下的模態(tài)分析。

1 減壓閥振動機制

分輸減壓閥同與之相連結的各種設備構成了一個復雜的機械結構系統(tǒng),由于減壓閥抗振性能差同時受閥內流體脈動引起的激振力的作用,系統(tǒng)容易振動。減壓閥是彈簧振子調節(jié)系統(tǒng),閥腔充滿彈性的理想可壓縮氣體,天然氣分輸過程氣體受節(jié)流孔開度的影響產生氣柱脈動,脈動氣流作用在敏感元件上會產生隨時間變化的激振力,當激振力的激振頻率與系統(tǒng)某一部分固有頻率相等時就會造成系統(tǒng)共振,倘若系統(tǒng)阻尼不足以抑制激振力作用,系統(tǒng)振動無法及時衰減,造成減壓閥持續(xù)振動。脈動氣流激振頻率一般較小,容易與系統(tǒng)固有頻率耦合產生共振,激振力振幅大、衰減慢,對系統(tǒng)危害程度較大。

天然氣分輸過程流體流動過程復雜,受旋渦沖擊和節(jié)流過程的影響,容易造成減壓閥的高頻振動[13-16]。減壓閥振動現(xiàn)象是流固耦合作用的結果,節(jié)流結束后,在壁面的阻擋和摩擦力共同作用下,在閥籠周圍形成數(shù)量眾多的相同旋向的旋渦,閥套的上下運動與旋渦運動相互作用,容易誘發(fā)閥套的高頻振動。節(jié)流過程中流體流速激增,雷諾數(shù)由小變大,旋渦頻率出現(xiàn)明顯的周期性下降,倘若旋渦頻率達到系統(tǒng)的固有頻率,容易造成閥套的劇烈振動。同時,閥套升程變化控制節(jié)流孔的開度,閥套、閥腔附著流交替反復變化,容易引起氣流的高頻壓力脈動,造成減壓閥強迫高頻振動[17-19]。

以分輸站RMG530減壓閥為研究對象,利用YE6280動態(tài)數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)測量獲得秦皇島天然氣分輸站工況條件下減壓閥隨機振動加速度時域歷程。減壓閥的振動形式主要有橫向振動和軸向振動,兩種形式的振動振幅和頻率并不相同,軸向振動頻率低,振幅大,危害大;橫向振動頻率較,振幅小,危害較小。圖1所示為減壓閥隨機振動時域歷程,圖2為振動加速度功率譜,減壓閥主要振動形式為軸向振動,加速度振動幅值與頻率跨度較大,最大加速度振幅約為20 m/s2,振動頻率為0～300 Hz,頻率為10 Hz的加速度功率譜密度最高。

圖1 隨機振動時域歷程

圖2 振動加速度功率譜

圖3 振動載荷雨流法分析

工況條件下加速度振幅變化較大,最小加速度振幅為0.3 m/s2,最大加速度振幅為20 m/s2。1 000 s時間內加速度振幅為0.3 m/s2的振動有17 304次,加速度振幅為10 m/s2的振動有1 148次,加速度振幅為20 m/s2的振動有146次;加速度振幅在0.5 m/s2以內的振動占21.6%,加速度振幅為10 m/s2的振動占1.46%,加速度振幅為20 m/s2的振動只占0.09%。

圖4 振動載荷概率分析

2 減壓閥模態(tài)分析

2.1 減壓閥有限元模型建立

根據(jù)某天然氣分輸站RMG530減壓閥結構圖紙建立等比例閥體模型,減壓閥規(guī)格為DN150/300,閥體進氣端直徑為150 mm、出氣端直徑為300 mm;閥腔內徑為380 mm、外徑470 mm。上下閥體連接處到下閥體底部高度為600 mm,到上閥體頂部高度為1 100 mm。在Solid Works中建模,利用ICEM對結構進行網格劃分,圖5為RMG530減壓閥幾何模型和有限元模型。

圖5 RMG530減壓閥幾何模型和有限元模型

2.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析是結構動態(tài)響應分析的基礎,通過模態(tài)分析確定減壓閥的固有頻率,了解閥體結構對不同方向振動載荷的響應規(guī)律。減壓閥的振動固有頻率本來只與其自身屬性和構件特征有關,與外界載荷無關。但當存在溫度載荷時,材料性能發(fā)生了改變,并且由于熱膨脹促使構件存在內部熱應力,考慮預應力效應時,固有頻率將發(fā)生變化。閥體材料為1.622 0鑄鋼,材料參數(shù)為:泊松比μ=0.25,膨脹系數(shù)α=1.1×10-5/℃,密度ρ=7 200 kg/m3。材料的彈性模量隨溫度變化,試驗測得低溫材料彈性模量的變化規(guī)律如圖6所示。

模態(tài)分析考慮流體壓力與溫度載荷的影響,圖7為入口壓力8 MPa,出口壓力2 MPa時流體與閥體耦合壓力結果。由圖7可見,高壓腔與低壓腔壓力載荷較均勻,但閥籠處由于流通面積驟減,流體流通受阻,壓力迅速下降。圖8為環(huán)境溫度-10 ℃、加熱溫度20 ℃時的閥體結構溫度場。由圖8可見,閥體內部溫度分布較均勻,受流體節(jié)流溫降影響較大的位置溫度明顯降低,溫度最低點出現(xiàn)在閥籠節(jié)流孔處,最低溫度為-25 ℃。

三是結合實際工作及時給予員工精神鼓勵。既要表揚團隊，又要逐一表揚每位員工的比較優(yōu)勢，要讓員工覺得自己對于團隊很重要，有一種“主角”的感覺，充分發(fā)揮優(yōu)秀員工的模范帶頭作用，從而實現(xiàn)整個團隊共同進步。

圖6 低溫下材料彈性模量

圖7 流體壓力與閥體的耦合作用

圖8 閥體溫度載荷

利用Lanzos法計算獲得固體重力、流-固耦合作用、熱-流-固耦合作用下閥體的前六階自振頻率,頻率范圍為0～1 300 Hz。減壓閥前六階固有頻率計算結果如表1所示。熱-流-固耦合作用前六階固有頻率振型如圖9所示。數(shù)據(jù)顯示,增加壓力載荷,減壓閥各階頻率略有增加,但增幅很小。頻率增加的原因是流體與殼壁的耦合應力增加了閥體的內部預應力,從而“硬化”了閥體[20-21]。增加熱載荷時,各階頻率增長幅度較大,閥體材料的楊氏模量隨著溫度降低而增大,結構的固有頻率也隨之升高。同時不均勻溫度載荷下,由于材料的熱脹冷縮產生較大熱應力,使結構進一步“硬化”,固有頻率增大[22]。在常溫或低溫環(huán)境下,減壓閥的振動固有頻率的第一和第二階都較低,在此頻率段有可能引發(fā)共振。

表1 減壓閥的前六階固有頻率

圖9 減壓閥振型

3 材料S-N曲線修正

通常利用材料的抗拉強度和屈服強度并采用最小二乘法擬合獲得材料的S-N曲線[23-24]。擬合獲得的S-N曲線只能表征標準試樣的疲勞性能,閥體結構部件與標準試樣存在較大區(qū)別,直接利用擬合獲得的材料S-N曲線進行疲勞壽命計算,計算誤差較大。在擬合獲得材料S-N曲線的基礎上,分析應力集中、表面狀態(tài)、載荷類型、微觀組織等對疲勞壽命的影響,綜合考慮各影響因素,對閥體材料的S-N曲線進行修正。

通過最小二乘法獲得材料的S-N曲線,其擬合方程[25-26]為

logN=a+bσ-1.

(1)

其中

式中,a、b為材料特征常數(shù),由材料的抗拉強度和屈服強度確定;σ-1為材料的屈服強度;σi為材料的抗拉強度。

1.6220鑄鋼材料的σb為520 MPa,a=33.238 6,b=-11.275 9,屈服σs為196 MPa。ZG08Cr18Ni9材料的σb為496 MPa,a=34.594 1,b=-11.093 9。將材料的特征參數(shù)帶入式(1)獲得材料的S-N曲線。

考慮各影響因素,材料疲勞強度降低系數(shù)[27-28]為

(2)

其中

kσ=1+q(aσ-1).

式中,kσD為彎曲疲勞強度降低系數(shù);β1為表面加工系數(shù);ε為尺寸系數(shù);kσ為有效應力集中系數(shù);q為敏感系數(shù);aσ為理論應力集中系數(shù)。

根據(jù)修正結果,計算獲得不同疲勞壽命下對應的疲勞極限值,并得到兩種材料的S-N曲線,見圖10。

圖10 1.6220鑄鋼及ZG08Cr18Ni9不銹鋼S-N曲線

4 隨機振動疲勞分析

4.1 時域疲勞分析

將隨機振動疲勞壽命的時域法引入到減壓閥的疲勞壽命預測中,在閥體上施加Z方向振動加速度載荷,由有限元軟件Workbench進行隨機振動分析,再依據(jù)材料的S-N曲線利用NCode軟件進行時域疲勞分析,得到加速度激勵下減壓閥疲勞壽命分布。圖11為減壓閥不同位置壽命分布云圖。

由表2可知:RMG530減壓閥振動載荷下最小壽命發(fā)生在進口管段到閥座的拐角處,最小壽命為1.318×106,振動損傷為7.59×10-7;閥籠、閥套處振動載荷下疲勞損傷也較為嚴重,振動測量周期為1 000 s,閥體和閥籠的振動疲勞壽命分別為1.79 a和60.75 a,閥套的振動疲勞壽命N>100 a,減壓閥的振動疲勞壽命大于設計使用壽命30 a,但是,長時間振動作用下仍然容易造成疲勞破壞;因此,減壓閥分輸過程中須優(yōu)化節(jié)流調壓參數(shù),增強減壓閥的抗振性能,減小振動疲勞損傷。

圖11 減壓閥振動時域疲勞壽命分布云圖

表2 減壓閥振動疲勞時域計算結果

4.2 頻域疲勞分析

將隨機振動疲勞壽命的頻域法引入到減壓閥的疲勞壽命預測中,應用有限元分析軟件,基于隨機振動理論,根據(jù)現(xiàn)場測得的隨機振動載荷對減壓閥進行隨機振動響應分析,獲得響應功率譜密度,然后根據(jù)材料疲勞特性獲得閥體結構疲勞壽命及分布。振動激勵作用下閥籠、閥套、閥體中腔上部拐角處和進口管段到閥座的拐角處激勵位移較大,容易造成振動疲勞,隨機振動分析選取這4個位置為觀察對象。圖12顯示在溫度場和流場共同作用下減壓閥主要位置節(jié)點響應的應力功率譜。所有功率譜圖的波峰出現(xiàn)在 263.6 Hz位置,這與模態(tài)分析獲得的第二階固有頻率一致。減壓閥主要位置節(jié)點響應應力功率譜顯示各位置的應力功率譜曲線形態(tài)基本一致,但峰值存在較大差異,進口管段到閥座的拐角處響應峰值最大,進口管段到閥座的拐角處的內應力遠大于其他位置。

圖12 節(jié)點應力功率譜

基于計算獲得的閥體結構應力功率譜結果,利用NCODE軟件進行隨機振動載荷下閥體結構頻域疲勞分析,得到加速度激勵下減壓閥疲勞壽命結果和分布。圖13為減壓閥不同位置壽命分布云圖。

圖13 減壓閥振動頻域疲勞壽命分布云圖

表3為減壓閥振動疲勞頻域計算結果。由表3可見，RMG530減壓閥振動疲勞壽命頻域計算結果與時域計算結果存在一定差異,頻域計算結果偏安全。隨機振動載荷下最小壽命發(fā)生在進口管段到閥座的拐角處,最小頻域循環(huán)次數(shù)為1.224×106,振動損傷為8.17×10-7;閥籠、閥套處振動載荷下疲勞損傷也較為嚴重。閥體和閥籠的振動疲勞壽命分別為38.81和 50.76 a,閥體其他位置的振動疲勞壽命N>100 a,減壓閥的整體振動疲勞壽命大于設計使用壽命30 a。

表3 減壓閥振動疲勞頻域計算結果

5 結 論

(1)減壓閥主要位置節(jié)點響應應力功率譜曲線形態(tài)基本一致,進口管段到閥座的拐角處響應峰值最大。波峰均出現(xiàn)在263.6 Hz位置,與閥體的第二階固有頻率一致。

(2)RMG530減壓閥隨機振動載荷下最小壽命發(fā)生在進口管段到閥座的拐角處,最小疲勞壽命為41.79 a,閥籠的振動疲勞壽命為60.75 a,閥套的振動疲勞壽命大于100 a。

(3)RMG530減壓閥振動疲勞壽命頻域計算結果與時域計算結果存在一定差異,頻域計算結果偏安全。進口管段到閥座的拐角處為38.81 a,閥籠的振動疲勞壽命為50.76 a,減壓閥的振動疲勞壽命大于設計使用壽命30 a。

(4)天然氣分輸過程中閥體應力響應幅值不大,未引起閥體共振,該閥體有足夠的安全裕度。

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(編輯 沈玉英)

Random vibration fatigue analysis of flow control valve RMG 530

LI Yukun1, YOU Zeguang2, CHEN Xiaohong3, WU Zhonglin4

(1.CollegeofPipelineandCivilEngineeringinChinaUniversityofPetroleum,Qingdao266580,China;2.ChinaPetroleumPipelineEngineeringCorporation,Langfang065000,China;3.ChinaPetroleumPipelineProductionOperationCompany,Langfang065000,China;4.PetrochinaBeijingNaturalGasPipelineCompanyLimited,Beijing100000,China)

In order to assess the safety and reliability of the value body under random vibration loading, the model of valve and gas in the valve was established using element analysis software Workbench. Firstly, the stress response power spectral density was obtained by the flow control valve vibration response analysis based on the field test of random vibration load. According to the modifiedS-Ncurve of the flow control valve material, finite element fatigue analysis software NCode was used to analyze the random vibration fatigue of the reducing valve by the method of time domain and frequency domain. The results show that the minimum fatigue life point under random vibration loading is at the corner between the inlet section and the valve seat with the minimum calculated fatigue life of 41.79 years in time domain and with the minimum calculated fatigue life of 38.81 years in frequency domain.

flow control valve; random vibration; time domain; frequency domain; fatigue life

2015-12-22

中石油北京天然氣管道有限公司科研項目(KY-KJ-13-053)

李玉坤(1973-)，男，副教授，博士，研究方向為油氣田工程設備安全可靠性。E-mail：youzeguangyzg@163.com。

1673-5005(2016)05-0142-09

10.3969/j.issn.1673-5005.2016.05.018

TE 974

:A

李玉坤,尤澤廣,陳曉紅,等.RMG530減壓閥隨機振動疲勞分析[J]. 中國石油大學學報(自然科學版), 2016,40(5):142-150.

LI Yukun, YOU Zeguang, CHEN Xiaohong, et al. Random vibration fatigue analysis of flow control valve RMG 530[J]. Journal of China University of Petroleum (Edition of Natural Science), 2016,40(5):142-150.