爆破針型泄壓裝置力學行為模擬分析

蔣臧杰,王 磊,信志強

(河海大學力學與材料學院，南京 211100)

壓力容器是泛指在一定的設計壓力下運行的承壓設備，在工作時能夠承受的最大內部壓力稱為最高容許壓力。壓力容器在最高容許壓力下能夠安全運行，當內部壓力超過其最高容許壓力，壓力容器的外壁有可能因為過高的壓力產生過度塑性變形導致結構破壞，并造成嚴重的生產安全事故。安全泄壓裝置就是為了保證壓力容器可以在最高容許壓力下工作的一種安全保護裝置。安全泄壓裝置要能夠保證壓力容器在正常運行狀態下不泄漏，超壓時泄放，防止壓力容器出現超壓工作狀態，從而保證壓力容器在工作時的安全。由于運行環境的復雜，安全泄壓裝置在承壓設備運行時會出現各種各樣的故障，如閥瓣開啟過程中的顫振、閥門在臨界泄放壓力下出現泄漏、泄放量不足等[1-2]。安全泄壓裝置常用的材料為各類型結構鋼，當閥門開啟時，閥瓣在流體作用下會以高速沖擊閥蓋，即便是高強度的鋼材，在閥瓣的多次沖擊下依然會出現塑性變形乃至疲勞破壞。尤其是對于口徑較大的閥門，閥瓣重量大。當入口壓力較高時，閥瓣開啟后速度逐漸增加，沖量會非常巨大。閥瓣受限制減速后，將會在極短的接觸碰撞時間內對閥蓋施加極大沖擊力，可能直接造成閥蓋的斷裂破壞，閥桿與閥瓣沖出閥腔，進而造成嚴重后果。所以安全泄壓裝置在壓力容器的安全工作中有著舉足輕重的地位，具有非常實際的研究意義。

多年來，中外學者通過實驗以及數值模擬方法對各型泄壓裝置進行了大量研究。郭崇志[3]通過貼應變片的方式，對安全閥的閥芯進行檢測，將安全閥的參數檢測集中在閥體本身的結構特性上，首次實現了安全閥的在線檢測技術；丘垂育[4]通過實驗研究了閥門在瞬態開啟時閥瓣剛度對其性能參數的影響，指出柔性閥瓣能夠提升閥門的性能參數，如提高泄放效率、提升閥瓣開啟速度等相對于剛性閥瓣更具優勢；Dossena等[5]通過實驗方法研究了不同介質流體對閥門的性能參數、泄放系數等的影響，發現介質的比熱容是最主要的影響因素；Stevenson等[6]運用Fluent軟件對高壓閥內流體的流動進行了可視化研究，通過對比數值模擬結果與實驗結果，得出了數值模擬方法能夠快速得到流場參數且數據準確的結論；梁寒雨[7]建立了安全閥的二維瞬態研究模型，通過瞬態模擬研究安全閥泄放過程中流場參數的變化，并取得一定的成果，得到了閥門入口段和密封段流場參數的變化特性。戴芳芳[8]對閥瓣和反沖盤所受的沖擊力進行了研究，使用區域分解法實現了定量計算閥瓣及反沖盤的沖擊力，并通過改變安全閥的結構參數如出入口直徑、閥瓣尺寸等研究沖擊力的影響因素。近年來，對于安全泄壓裝置的研究主要集中于超壓泄放原理及泄壓裝置的性能參數的理論研究和工程應用這兩方面。而隨著計算機技術的發展，數值模擬方法成為理論研究的重要手段。通過泄壓裝置內部流場的數值模擬，研究內流場在安全泄壓裝置動態開啟過程中的流動特性，如泄放量、開啟速度、泄放系數等。因此無論是研發新型泄壓裝置抑或是對現有設備進行結構優化或者在線檢測都離不開對泄壓裝置內部流場的理論或仿真分析。研究的某一型號的爆破針型泄壓閥屬于一種非重閉式泄壓裝置，該類型安全泄壓裝置在完成泄壓動作后不會重新閉合。相較于一般彈簧式安全閥[9]和爆破片，這種爆破針型泄壓閥具有顯著的優勢。隨著中國石化工業和海洋油氣的不斷發展，爆破針型泄壓閥在中國的應用也越來越普遍[10]。目前，美國機械工程師協會(American Society of Mechanical Engineers,ASME)鍋爐及壓力容器規范標準[11]已將爆破針型泄壓閥列為可以采用的非重閉式泄壓裝置，而與之相對應的相關法規和標準均未涉及爆破針型泄壓閥的設計與使用要求，如《壓力容器》(GB 150—2011)[12]和《安全閥一般要求》(GB/T 12241—2005)[13]。該類型爆破針型泄壓裝置的國家標準還存在一定的空白，且目前未針對該種新型安全泄壓裝置性能參數和動態開啟分析的數值模擬和試驗研究。因此，通過計算流體動力學(computational fluid dynamics,CFD)數值仿真對爆破針型泄壓裝置的開啟動態特性和性能參數以及閥蓋在多次沖擊循環下的疲勞分析進行的研究是十分必要的，以期通過的研究成果能夠為該類型安全泄壓裝置的選型及結構優化提供一定指導。

1 數理模型與計算方法

有限體積法是計算流體動力學領域廣泛應用的數值方法，相較于有限元和有限差分法，通過有限體積法得出的離散方程，要求因變量對任意一個控制體積都滿足積分守恒，因而天然的滿足整個計算區域的質量守恒定律。研究的爆破針型泄壓閥具有閥門開度大，閥瓣行程長的特點，因此對其泄壓過程的瞬態數值模擬需要能夠實現網格的大尺度變形。閥瓣在泄放的初始階段在流體介質作用下會產生向上運動的趨勢，由于閥瓣的位移受爆破針的限制，此時爆破針會在閥瓣作用下產生微小的形變，閥瓣因此受到爆破針微小形變下產生的反力。通過CFD軟件求解閥瓣在流體介質中所受流體力并結合通過用戶定義函數(user-defined function，UDF)編寫的爆破針的變形與反力的本構函數實現了閥瓣在流體介質和爆破針作用下的運動狀態的數值模擬。爆破針型泄壓閥典型結構如圖1所示。

1為閥體；2為活塞式閥瓣；3為閥座；4為閥桿；5為閥蓋；6為爆破針；7為針籠圖1 爆破針型閥的典型結構[14]Fig.1 Typical structure of buckling pin valves[14]

爆破針型泄壓閥的主要觸發部件是爆破針，它是實現爆破針型泄壓閥密封或泄壓的關鍵部件。爆破針在閥門超壓泄放時僅承受軸向壓縮荷載，根據壓桿失穩的歐拉定律[15]，當承受的軸向載荷F小于爆破針的臨界載荷Fcr時，爆破針可以維持直線平衡狀態。當軸向載荷F達到爆破針的臨界載荷Fcr時，爆破針將會轉為失穩狀態，此時極小的軸向荷載增大都會導致爆破針的屈曲失穩。當爆破針發生失穩后，它就喪失了承載能力，閥瓣所受的反力會隨著爆破針屈曲失效后急劇減小，如圖2所示。由圖2可知，極小的軸向荷載增加也會導致爆破針產生極大的彎曲變形。因此很適合作為觸發泄壓裝置的結構。

Fc為爆破針因變形產生的反力；X為爆破針的變形量圖2 爆破針的支撐力與變形量的關系Fig.2 The relationship between the support force and the deformation of buckling pin

1.1 物理模型

爆破針型泄壓閥屬于對稱結構，故選取流體計算區域取一半的流場空間建立模型，流體介質為水。模型外形尺寸與實際尺寸一致。所用爆破針的直徑為3.5 mm，長度為150 mm。將閥蓋從閥門結構中獨立出來，建立了閥蓋的疲勞損傷分析模型，以Q235碳素鋼作為閥門的材料，它的屈服強度為235 MPa。閥體和閥蓋的物理模型分別如圖3、圖4所示。

圖3 爆破針型泄壓閥簡圖Fig.3 Photograph of buckling pin valve

圖4 閥蓋物理模型Fig.4 Physical model of valve cover

1.2 數學模型

1.2.1 湍流模型

由于閥腔內部處于湍流狀態且需要對近壁區域有較高計算精度，采用SSTk-ω(shear stress transferk-ω)模型，湍流動能k和湍流耗散率ω方程如式(1)、式(2)所示[16]。

湍流動能k：

(1)

湍流耗散率ω：

(2)

式中：ρ為流體密度；t為時間；xi、xj為位移的張量表示；ui為速度的張量表示；Gk為湍流動能；Gω為渦量方程；Γk、Γω分別表示k與ω的有效擴散項；Yk、Yω分別表示k與ω的發散項；Dω表示正交發散項；Sk、Sω為用戶定義的源項。

1.2.2 動網格技術

采用動網格技術，對于任意邊界移動的控制體積V對一般標量φ有守恒型方程[16]：

(3)

式(3)中：V為大小形狀隨時間變化的控制體積；?V(t)是控制體積的運動邊界；u為速度矢量；ug為動網格的運動速度；ρ為流體密度；A為控制體的表面積向量；Γ為耗散系數；Sφ為φ的源項。

對于閥瓣運動區域的流體計算域，采用局部網格重構的方法實現3D網格的重新劃分與合并。通過用戶指定網格歪斜率和尺寸閾值控制網格的局部重構。

1.2.3 閥瓣的剛體運動UDF

將閥瓣視作運動剛體，通過用戶定義函數(user-defined function,UDF)模擬閥瓣在流體作用和爆破針反力作用下的運動狀態。對于爆破針閥的閥瓣，其受流體力和爆破針反力的共同作用而運動，滿足牛頓第二定律：

(4)

vt=vt-Δt+(F/m)Δt

(5)

式中：F為閥瓣所受合力；m為閥瓣質量；v為閥瓣運動速度；t為時間。

對于閥瓣運動區域的網格，采用擴散光順與局部網格重構相結合的動網格技術。根據閥瓣的運動方程編寫UDF程序，模擬爆破針型泄壓閥動態開啟的過程。通過UDF分別求解流體力與爆破針對閥瓣的反力，并以此為基礎求得閥瓣所受合外力，依據牛頓第二定律計算閥瓣的加速度，從而實現對閥瓣運動狀態的模擬。爆破針在閥門泄放過程中的變形量與反力的關系通過實驗得到，將數據擬合為雙折線函數加載到剛體運動的UDF中，即為爆破針型泄壓閥的閥瓣。圖5為擬合的雙折線函數圖像。通過編寫的DEFINE_CG_MOTION宏實現閥瓣的運動狀態模擬。

L為爆破針的變形量圖5 直徑3.5 mm爆破針形變與反力函數圖Fig.5 Deformation and reaction function diagram of buckling pin with diameter of 3.5 mm

1.2.4 塑性理論

塑性是一種在某個給定載荷情況下材料出現永久變形的情況。大多數工程材料在所受的應力低于其比例極限時，它的應力應變曲線呈線性變化關系，當材料所受的應力低于屈服點時，表現為彈性行為，即當材料所受應力消失時，材料產生的應變也會消失。而當材料所受應力超過比例極限時，材料產生的塑性應變在應力消失后依然存在。

屈服準則是一個標量的，它可以用來表示與單軸測試的屈服應力相比較的應力狀態。依據屈服準則，程序就能通過確定材料結構的應力狀態來判斷其是否出現塑性應變。圖6為Von Mises屈服準則，是一個通用的屈服準則。

圖6 主應力空間中的Mises屈服準則Fig.6 Mises yield criterion in principal stress space

在三維主應力空間中，屈服面是一個以σ1=σ2=σ3為軸的圓柱面，而在二維主應力平面中，屈服面是一個橢圓，當材料的應力狀態處于屈服面內時，其表現為彈性行為，而當應力狀態處于屈服面外時，則表示材料屈服，會表現塑性行為，出現不可逆的變形。流動準則描述了當材料表現塑性行為時，塑性應變的方向。強化準則描述了初始屈服準則隨著塑性應變的增加是如何發展的。主要使用等向強化和隨動強化這兩種強化準則，如圖7所示。

圖7 兩種強化準則的屈服面變化Fig.7 Yield surface changes of two reinforcement criteria

等向強化的屈服面對于Mises屈服準則來說，會在所有方向上均勻擴張，材料在受壓方向的屈服應力等于受拉過程中的最大應力。而隨動強化準則是假定屈服面的大小保持不變且僅在屈服的方向上移動，當一個方向的屈服應力升高時，其反方向的屈服應力則應該降低。采用雙線性等向強化的彈塑性本構模型對閥蓋在沖擊作用下的應力應變和疲勞壽命進行計算分析。

1.3 網格劃分與求解設置

為了提高計算效率并保障計算結果的準確性，將流體計算區域分為三個獨立的部分分別劃分網格，分別為入流流道、動網格區域和出流流道。動網格區域采用四面體網格進行劃分，其余兩個計算域采用六面體網格劃分。將網格更新限定在動網格區域內以提高計算效率。三個流體計算域之間通過滑移界面即interface連接。由于在軟件的流體計算中無法計算兩個完全重疊的邊界，并且為了能夠保證閥瓣在初始狀態時不會出現泄漏的情況，在閥瓣閉合時設定了一個較小的初始開高，為0.5 mm。閥蓋模型按照實際尺寸建立，模型以六面體結構性網格進行劃分。網格劃分如圖8所示。為了得到閥瓣對閥蓋局部的沖擊力，以流體計算結果為基礎，通過動量定理[式(6)]可計算得到閥蓋在受到閥瓣碰撞瞬間所受的沖擊力。

Ft=mv

(6)

式(6)中：F為閥蓋所受的沖擊力；t為閥瓣與閥蓋的沖擊時間；m為閥瓣質量；v為發生碰撞時閥瓣的速度。

圖8 流體計算區域和閥蓋的網格劃分Fig.8 Grid division of fluid calculation area and valve cover

流體計算區域的入口處和出口處為壓力邊界條件，通過改變入口邊界的入口壓力計算不同工況下的閥門性能參數，并將出口壓力邊界的初始靜壓設置為0。流場外側壁面為固壁面。由于選取了 1/2 的流體計算域進行計算，因此在對稱面上使用對稱邊界條件。在軟件的動網格設置中，將閥瓣視作運動剛體并通過加載編寫的剛體運動UDF來實現閥瓣的運動。將對稱面和閥瓣上方的運動壁面設置為變形邊界，即隨著閥瓣的運動，會通過軟件的網格重構功能不斷更新該邊界面上的網格。當完成了模型的網格劃分，湍流模型選擇以及邊界條件設置后即可進行求解設置并進行求解。由于閥腔內部屬于高湍流的狀態，且動網格計算精度要求較高，使用PISO算法進行壓力-速度耦合以避免SIMPLE算法中壓力場偏離過大的問題[17]。閥蓋的疲勞分析模型中邊界條件的設置較簡單，將閥蓋與閥腔連接處設置為固壁面，通過改變施加在閥蓋上的沖擊力計算閥蓋在不同工況下的應力應變分布與疲勞壽命。

2 計算結果與分析

2.1 流場參數分析

2.1.1 漩渦分布以及速度場分析

以入口壓力為1.6 MPa的超壓泄放情況為例，為了探究爆破針閥在超壓泄放過程中閥腔結構及閥瓣運動對流場的影響，平均選取了閥瓣開啟過程中的四個不同開啟高度的時刻對流場參數進行分析，這四個不同開度分別對應0.6、1.5、2.5、5 ms這四個不同的時刻。

在閥瓣開啟過程中，漩渦的烈度及速度場分布分別如圖9、圖10所示。

圖9 進口壓力1.6 MPa下不同時刻的漩渦強度Fig.9 Vortex intensity at different time under 1.6 MPa inlet pressure

圖10 進口壓力1.6 MPa下不同時刻速度場云圖Fig.10 Velocity field at different time under 1.6 MPa inlet pressure

當閥瓣開啟瞬間，隨著介質快速流入閥腔，喉部兩側開始出現漩渦并向閥門內部泄放；隨著閥門開啟，閥瓣向上移動，閥門內部結構凸角也會使流體產生漩渦，并隨著閥瓣開啟高度增加，流速加快，漩渦的強度也會逐漸增大。并且集中在出口流道上下壁面、入口流道喉部上端和閥瓣凸角處。由于閥腔內部結構的快速變化對流場的擾動極為明顯，因此在整個開啟過程中，流場是逐漸向高湍流發展的，且在閥瓣全啟的瞬間處于極度強烈的狀態，流場參數變化幅度很大；當閥瓣停止運動后，閥門結構對流場參數的影響減弱，流場參數逐漸變得平穩，達到穩定泄放。漩渦的產生主要原因是閥腔本身的內部結構以及閥瓣的運動，內部結構的突變導致了流場參數的強烈變化，說明閥門自身結構會影響流場參數，在泄放初期階段，入口處介質流速接近0 m/s，隨著閥瓣的開高增大，介質會以高速射流的狀態向閥門內部運動，由于介質為水，且密封段在閥瓣開啟前是無介質充填的狀態，在閥門密封段出現了散射狀的速度分布圖像。隨著閥瓣向上運動，可以明顯看到閥瓣以及閥腔內部結構凸角周圍介質流速較低，介質速度的突變都發生在結構突變處，這是由于結構凸角處會產生湍流漩渦，極大影響介質的流動狀態使得閥腔內部速度場變化很劇烈。在泄放過程中，隨著閥瓣開高不斷增大，入流流速不斷增大，并在出口流道上下壁面產生高速回流，對流場產生強烈擾動。對比2.5 ms時刻與 5 ms 時刻速度場可以看到，入流流速在閥瓣開啟瞬間增大后幾乎保持不變，當閥瓣停止運動時入流速度有明顯的增大，說明介質流速主要受閥瓣運動特性的影響，可以通過結構優化的方式以降低流場的擾動來提高流體介質的泄放效率和提升閥門安全性。

2.1.2 閥門的泄放量及運動學參數分析

當然，何翔父親的心態可能不夠“端正”。據稱，何翔平時愛好表演，這不是什么問題，有著各種愛好的孩子很多，家長在能力范圍內培養孩子的愛好、滿足孩子的興趣，也算正常。可是，有必要通過花錢買參演的方式來培養和滿足孩子的表演興趣嗎？從影樓里聽來的消息，花錢買來的角色，即便“簽約那天，現場負責人說只有五個名額的‘一號角色’”，稍有點兒常識的人也會知道，這種做法很不靠譜，家長未免顯得太著急了。

為了探究閥門在接近臨界泄放壓力和超壓泄放狀態下的性能參數，分別對入口壓力為0.1、0.2、1.2、1.6、3 MPa這5種入口邊界條件下的閥門泄放進行了數值模擬，結果分析如下。

T為閥門開啟過程中的時刻圖11 閥瓣運動情況Fig.11 Valve clack movement

圖12 進口壓力1.6 MPa下入流邊界處壓力變化Fig.12 Pressure variation at inflow boundary under inlet pressure of 1.6 MPa

圖11、圖12分別為閥瓣在不同入口壓力下的位移及運動速度曲線和1.6 MPa入口邊界的壓力變化圖。閥瓣的動態特性主要受流場影響，且運動速度與進口壓力正相關；隨著入口壓力不斷增大，閥瓣運動速度增大，閥門全啟的時間縮短。在0.1 MPa時，閥瓣的運動速度在0 m/s上下震蕩，且位移值在達到1.36 mm后逐漸回到0，結合泄放量的變化情況可以看到閥門的泄放量出現負值，說明閥門可以視作未泄放，這也符合爆破針型泄壓閥的特性，即在未達到泄放壓力時可以保證密閉性。區別于普通彈簧式安全閥的閥瓣在臨界壓力下會出現起跳[18]從而影響密封性能的情況。在超壓泄放狀態下，閥瓣的運動速度在開啟瞬間會突然增大，隨后以一個較平穩的加速度逐漸增加，最后存在一個較短的減速階段并突然降到0。首先，由于爆破針在在形變超過0.8 mm后即會失效變形，而此時處于超壓泄放下，通過對比圖12中的入口壓力變化，可以看到，喉部壓力會逐漸積聚，當爆破針失效后，喉部積聚的高壓會使得閥瓣的加速度非常大，在短時間內速度達到一個峰值；而后隨著閥瓣開高的增大，積聚的壓力逐漸釋放，動壓的變化變得平穩，閥瓣的加速度逐漸減小，增速也逐漸放緩；直到閥瓣接近全啟時，由于此時閥腔頂部流體介質受到壓縮，導致靜壓的積聚，當閥瓣運動時動壓占主導，影響閥瓣的運動特性，隨著閥瓣接近閥蓋，積聚的靜壓使得閥瓣開始減速，直到受到閥蓋的限制，突然降為0。圖13、圖14分別為不同入口壓力下入口和出口邊界的泄放量及閥瓣停止瞬間前后時刻的壓力場分布。

圖13 不同進口壓力下出入口邊界質量流量Fig.13 Mass flow at entry-exit boundary under different inlet pressure

圖14 閥瓣停止運動前后時刻壓力場分布Fig.14 Pressure field distribution before and after valve clack stop

由于流體在閥腔出口處的法向流速與出口截面處法向量相反，所以出口處監測值為負值。0.1 MPa下，閥門入口處介質出現了回流的情況，說明此時閥瓣的開度可以視作閥門未泄放，也說明所采用的初始開高是可取的。對比閥瓣的運動速度圖像可以看到，閥門的泄放量在閥瓣受到閥蓋限制停止時會出現一個突變。泄放量變化曲線顯示，在閥瓣停止運動前，泄放量呈現勻速增長的態勢，而隨著閥瓣由于閥蓋的限位停止運動后，泄放量的增速會放緩并逐漸區域穩定。這說明閥腔內部結構會對閥門的泄放造成影響，且閥瓣運動狀態的突變會影響閥門的泄放穩定性。閥門泄放量的突變發生在閥瓣停止運動的時刻，圖14為閥瓣停止瞬間前后時刻的壓力場分布對比，當閥瓣停止運動后，閥腔內部結構不再變化，流場機理主要受靜壓分布的影響，在閥瓣停止運動后的時刻，入流流道處的總壓增大，而隨著閥瓣停止運動，原本閥瓣上方積聚的靜壓轉移至閥腔導致閥腔內部壓力陡增，使得泄放量在閥瓣停止運動時出現突變。

2.2 閥蓋疲勞分析

閥瓣的質量為0.783 kg，通過對流場的瞬態數值模擬得到在1.2、1.6、3 MPa這三種超壓泄放狀態下閥瓣與閥蓋撞擊前的速度分別為8.18、9.69、13.39 m/s，假設閥瓣與閥蓋的沖擊時間為 0.5 ms，根據式(6)，可以得到在這三種超壓泄放狀態下，閥蓋所受沖擊力分別為12 810、15 175、 20 969 N。由于爆破針型泄壓閥在每次泄放完成后都需要設置新的爆破針，并重復使用的，因此單次受沖擊力情況下的應力應變分析不足以滿足真實的工程應用需要。所以分別將閥蓋在三種超壓泄放的情況下所受沖擊力循環10 000次施加在閥蓋上進行結構的疲勞分析。分別對三種沖擊力各循環10 000次下的結構安全系數、閥蓋在三種沖擊力下循環下的壽命以及閥蓋的疲勞敏感性進行分析。

圖15 閥蓋的塑性應變云圖Fig.15 Plastic strain of valve cover

圖16 閥蓋的應力及彈性應變云圖Fig.16 Stress and elastic strain of valve cover

圖15、圖16分別為閥蓋在三種進口壓力下受單次沖擊的應力應變云圖。由圖15、圖16可知，在三種沖擊力的單次作用下，閥蓋沒有出現塑性應變區，說明閥蓋在這三種受力情況下都沒有出現塑性應變，即在單次沖擊下閥門的結構是安全可靠的，且閥蓋的應力應變分布是一致的，越接近閥蓋中心處，應力應變越大，并且隨著與閥蓋中心距離的增大，應力應變都逐漸減小。而在閥蓋與閥體頂部結構突變處，應力應變都出現了突然減小。因為在閥蓋與閥體頂部連接處的結構在沖擊力作用下基本呈軸向受拉的受力方式，而其他部分的結構受剪應力較大，軸向受拉的部分結構相對比較安全。說明在閥瓣的沖擊下，閥蓋整體都承受了較大的應力，而在閥蓋與閥體頂部的結構突變處所受應力較小，相對較安全。而閥蓋的中心處最容易出現塑性應變和損傷破壞。圖17為閥蓋在三種不同沖擊力各循環10 000次下的結構安全系數及三種沖擊力循環下的壽命。

圖17 閥蓋安全系數及循環壽命Fig.17 Safety factor and cycle life of valve cover

由圖17可知，在三種沖擊力分別循環10 000次的情況下，閥蓋的最低安全系數分別為1.99、1.68、1.22，說明在假設循環10 000次的情況下，閥門可以滿足工程上的安全系數要求，并且通過循環壽命的分析可以看到，在1.2 MPa的泄放下壓力，閥蓋在循環達到20×104次左右后達到疲勞損傷，在1.6 MPa下循環次數為12×104次左右，而在3 MPa下僅為2.6×104次左右，隨著泄放壓力的增大，閥蓋的循環壽命會急劇減少，并且損傷部位會從閥蓋的中心點位置逐漸擴散到整個閥蓋上。通過分析閥蓋的安全系數及循環壽命可以得到，閥蓋在超壓泄放的情況下可以保證結構的安全性，但隨著泄放壓力的增大，閥蓋的循環壽命不是呈線性的減少，而是會出現循環壽命的突然減少。

同樣在三種泄放壓力下，對閥蓋在沖擊力作用下的疲勞敏感性進行分析，設置閥蓋所受的最小荷載變化幅度為20%，最大荷載變化幅度為150%。圖18為三種不同情況下閥蓋的疲勞敏感性變化。

圖18 三種泄放壓力下閥蓋的疲勞敏感性Fig.18 Fatigue sensitivity of valve cover under three relief pressures

由圖18可知，3種沖擊力情況下，當荷載幅值分別達到某一值后，閥蓋的循環壽命會出現驟減，泄放壓力1.2、1.6、3 MPa對應的循環壽命突變時的荷載幅值分別是10 119、10 319、9 855 N，這三個值非常接近，且都在10 000 N左右。說明閥蓋的循環壽命在承受10 000 N左右的沖擊力情況下會出現驟減。也就是說，當閥蓋承受的沖擊力小于10 000 N以下時可以不用考慮閥蓋的疲勞損傷，此情況下閥門的結構是安全可靠的。當閥蓋承受的沖擊力大于10 000 N時，需要考慮閥蓋在不同泄放壓力下的循環壽命，對閥蓋進行疲勞損傷分析以對工程應用做出可靠的疲勞分析和損傷預報。

3 結論

對不同入口壓力邊界條件下的爆破針泄壓閥進行了數值模擬，通過對閥瓣開啟過程中流場的瞬態數值模擬以及閥蓋的結構分析，得到了閥腔內部結構以及閥瓣的運動特性對流場機理的影響以及閥蓋在不同沖擊力作用下的應力應變分布和疲勞壽命。數值模擬得到以下結論。

(1)閥腔內部結構和閥瓣的運動是導致漩渦產生的主要原因，爆破針閥的內部流場參數不僅與閥瓣的運動特性也與閥門本身的幾何結構有關。

(2)在閥瓣開啟初期，閥瓣下方流體介質會出現壓力的積聚，在閥瓣開啟和停止運動的瞬間，由于壓力分布的突變導致了介質流速和閥門泄放量的突變。

(3)數值模擬提供了閥腔內部流場可視化研究的渠道，其結果可以為閥門結構優化提供數值依據及驗證手段。

(4)閥蓋的結構危險點為閥蓋的中心處，閥蓋在多次循環荷載情況下的塑性應變區會隨著荷載增大從閥蓋中心處向周圍擴散。

(5)閥蓋存在一個最大可承受沖擊力值，在承受沖擊力低于這一值時結構是安全可靠的，無需考慮疲勞損傷，而當閥蓋所受沖擊力超過這一數值時，通過數值模擬的手段對可能損傷進行分析與預測是有必要的。