順序增壓切換閥高溫蠕變規律仿真研究

張博欣，賈建利，鐘毅，王麗君，李圣辰，胥江

(1.西安工業大學機電工程學院，陜西 西安 710021；2.重慶市地勘局205地質隊，重慶 402160)

隨著內燃機功率密度的提升和轉速范圍的拓展，增壓系統在追求以燃油經濟性、動態響應性為目的的全工況性能匹配需求方面，面臨著全新的技術要求[1]。順序增壓系統為可調增壓系統，其切換閥用于控制柴油機排氣流量，閥門類型通常選取快關蝶閥[2-3]。從結構設計角度而言，切換閥長期運行在最高溫度730 ℃和最大壓力0.5 MPa的環境下，會導致材料高溫蠕變失效[4-5]。因此在閥門材料選擇方面，優先選擇耐高溫性能優良的310S不銹鋼。閥門結構復雜，會產生多軸蠕變應變，需要在設計研發過程中考慮材料、結構在高溫工作環境下發生的工作安全問題[6-7]。

目前，在310S不銹鋼材料的高溫蠕變特性研究領域，朱合范[8]對310S不銹鋼進行1 250 ℃下的高溫蠕變試驗，從性能、結構兩方面進行理論分析與蠕變壽命預測。在高溫蠕變試驗領域[9]，高溫單軸拉伸蠕變試驗是目前最常用的研究手段。目前，已經有對P91鋼、304不銹鋼、316不銹鋼等多種金屬材料的高溫單軸拉伸蠕變試驗研究[10-13]。而關于閥門類結構高溫蠕變研究方面，仇前鋒[14]以小型汽輪機主蒸汽閥門為分析對象，引入 Norton-Bailey 材料蠕變數學模型和多軸蠕變系數對新設計的閥門進行了高溫蠕變強度計算與分析。孔憲仁[15]對高壓蒸汽轉換閥閥體進行分析, 給出了105h后的蠕變位移、應變及應力情況，著重研究了閥門內部應力重分布情況。徐浩等[16]利用ABAQUS有限元軟件，采用不同單元類型對某蒸汽閥門的高溫蠕變進行計算，發現不同單元類型的計算結果有較大差異。本研究針對順序增壓切換閥，基于高溫蠕變試驗，在730 ℃及以下的工作溫度下，對閥門的高溫蠕變情況進行有限元仿真分析。考慮到多軸蠕變效應，引入Cocks-Ashby多軸蠕變系數[17-18]，評估順序增壓切換閥的結構壓力變化規律、蠕變應變變化規律。

1 多軸蠕變強度理論與試驗

1.1 多軸蠕變強度理論

研究材料高溫蠕變力學性能時，一般通過單軸拉伸試驗與高溫蠕變試驗來獲得材料的高溫蠕變參數[19-20]。但在實際工況中，復雜的閥門類機械結構經常受到多軸應力的作用, 在多軸應力的影響下，閥門材料的蠕變結構韌性明顯比在單向應力下低[21-22]。此時，如果用應力積累的思路去討論問題，會發現隨著時間的累積閥門應力在重分布后趨于平緩，從而得到閥門安全性會加強的錯誤結論。而采用應變積累，可真實地反映材料在高溫壓力載荷條件下的強度狀態。

根據傳統塑性理論以及Mises屈服準則,可推得蠕變后的Mises等效應變:

(1)

式中：εx，εy，εz分別為x，y，z3個坐標方向的應變。

由于在高溫環境下閥門內部結構的破環主要受到孔洞長大機制約束，因此，只有基于孔洞長大理論模型才能相對確切地描述順序增壓切換閥在高溫條件下，其內部壓力對閥門材料的影響。本研究采用Cocks-Ashby模型，對材料在單軸應力和多軸應力狀態下的蠕變應變進行轉化。通過求解得到多軸應力與單軸應力下蠕變失效應變的關聯式：

(2)

在多軸蠕變應變結果評估方面，引入多軸蠕變損傷系數后，高溫構件的應變強度準則可以表示為

εeq=ε1CA。

(3)

式中：εeq為多軸蠕變等效應變；ε1為單向最大主應變。據此計算順序增壓系統切換閥的多軸蠕變應變問題，結果是偏安全的。

1.2 試驗方法與結果

為了獲取順序增壓切換閥材料310S不銹鋼的高溫蠕變數據，首先需要對材料進行高溫單軸拉伸試驗，進而根據材料特定溫度下的力學性能參數，來確定高溫蠕變試驗的載荷加載范圍。通過施加溫度載荷與壓力載荷，獲得材料在實際工況溫度730 ℃、不同載荷下的蠕變應變-時間曲線。

1.2.1 試驗方法

本次試驗材料為310S不銹鋼，材料的具體化學成分如表1所示。

表1 310S不銹鋼的主要成分

材料經高溫單軸拉伸試驗(730 ℃,15 min)后，測得材料力學性能參數，具體參數見如表2所示。

表2 310S不銹鋼730 ℃力學性能參數

由表2確定試件高溫蠕變試驗的應力加載范圍，選取6 MPa，8 MPa，10 MPa，12 MPa 4種應力進行試驗。蠕變試件尺寸的確定是根據蠕變試驗裝置要求以及國家標準GB/T 2975—1998和GB/T4338—2006的相關要求。試驗在電子式高溫蠕變持久強度試驗機上進行。

1.2.2 試驗結果

經試驗得到310S不銹鋼在730 ℃下的高溫蠕變率-時間關系曲線，如圖1所示。

圖1 310S鋼730 ℃單軸蠕變率-時間曲線

1.3 蠕變模型

1.3.1 Norton蠕變數學模型

在ANSYS有限元仿真軟件中，Norton蠕變數學模型主要用于模擬蠕變最為穩定的第二階段。該蠕變數學模型需要根據材料的穩態蠕變率來擬合2個參數，Norton蠕變數學模型的數學表達式如下：

(4)

根據310S不銹鋼材料在730 ℃下的蠕變試驗數據，分別得出在每一個應力下310S不銹鋼的穩態蠕變應變率。采用Origin軟件對數據進行擬合，控制其相關系數在0.90以上，得到在該恒定溫度下材料的Norton蠕變數學模型參數(見表3)。

表3 310S不銹鋼不同載荷下穩態蠕變應變率

由試驗數據擬合可得310S不銹鋼材料的Norton蠕變數學模型的表達式：

1.3.2 模型可靠性驗證

為了驗證材料310S不銹鋼在730 ℃下Norton蠕變數學模型參數的準確性，將蠕變試件根據設計尺寸進行三維建模。基于所獲得的Norton蠕變數學模型進行試件的有限元仿真計算，對比試驗蠕變應變與仿真蠕變應變數值結果，計算誤差。其數值擬合曲線如圖2所示。由圖2可見，在不同應力下試驗數值與仿真數值的誤差均小于10%，二者吻合度較高。說明擬合得到的Norton蠕變數學模型可以準確地描述材料310S不銹鋼在730 ℃下的蠕變過程。

2 閥門蠕變有限元仿真

順序增壓切換閥的蠕變有限元仿真計算是基于閥門材料310S不銹鋼蠕變試驗數據，擬合材料的Norton蠕變數學模型參數，并將其輸入ANSYS有限元仿真軟件中，模擬閥門在特定溫度下的蠕變情況。

2.1 幾何模型的建立

采用Cero三維繪圖軟件對閥門幾何模型進行建模繪制，如圖3和圖4所示。

圖3 閥門幾何模型構成

圖4 閥門幾何模型剖視圖

依次創建閥座、閥板、閥軸、連接銷等部件模型，并對其進行裝配。限定閥門動作，隨后將幾何模型導入ANSYS有限元仿真軟件中，設置閥門在730 ℃工作溫度下的彈性模量、泊松比、屈服強度、抗拉強度等材料參數。

2.2 網格的劃分

應用Nonlinear Mechanical劃分方式，選取ANSYS仿真軟件中Hex Dominant Method劃分類型進行網格劃分。去除不必要的倒角、圓角結構，將閥門結構部件劃分為平面單元，并在閥板與閥座、閥軸與閥板接觸部位進行細致劃分，保證更準確地反映閥門蠕變應變情況。順序增壓切換閥模型的網格劃分如圖5所示，所劃分網格數為188 326，平均網格質量為0.76 mm。

圖5 網格劃分及局部放大

2.3 邊界條件設置

設定本次分析類型為穩態結構分析(Static)，仿真計算時長設置為18 000 h，總載荷步設置為2步；蠕變極限比率可在1～10之間選取，其值會隨著材料屬性而改變，作用是提高運行的精度，本研究設置為3；同時，設置載荷形式為階躍載荷。對順序增壓切換閥閥座的Z方向、閥座長軸端及短軸端的Y方向施加彈性邊界條件約束；這里假設順序增壓切換閥處于理想的恒定溫度環境下，且閥門內部壓力不受流體介質的影響，閥門內部溫度載荷設置為730 ℃，閥門內部壓力載荷參考實際工況，設置為0.5 MPa。

3 結果分析與討論

3.1 閥門Mises應力場分析

順序增壓切換閥在730 ℃，0.5 MPa的工況環境下，經歷18 000 h工作時長后，其結構應力場如圖6所示。

圖6 閥門Mises應力分布云圖

由圖6可知，閥門整體應力分布較為均勻。其中閥座整體應力水平較低，平均應力為2.43 MPa。最大應力點A出現在閥座與短閥軸配合處，應力為14.509 MPa，如圖7和圖8所示。

圖7 閥座短閥軸內側云圖

圖8 閥座長閥軸內側云圖

順序增壓切換閥內部結構的Mises應力分布如圖9和圖10所示。由圖9和圖10可見，閥門內部結構應力主要集中在閥板上，平均值為6.40 MPa。同閥座最大應力點出現部位相同，閥板的最大應力點發生在靠近短閥軸處的閥板與密封臺階接觸點B、C。

圖9 進氣端內部結構應力云圖

閥門在經歷長時間高溫、壓力環境后，由于溫度升高，金屬材料的膨脹會導致閥門結構接觸區域的接觸應力出現較明顯的變化。隨著閥座和閥板、閥軸接觸區域的應力下降，高應力集中的區域也有所減小。此時會產生閥門結構的應力重分布狀況，其中最大應力變化曲線與平均應力變化曲線如圖11和圖12所示。

圖11 最大應力變化曲線

圖12 平均應力變化曲線

由應力變化曲線推理可知，在溫度升高后，閥門結構的應力趨向穩定，使得順序增壓切換閥在實際運行過程中不會由于應力變化過大造成結構破壞。但在長時間高溫工況下運行，閥門應力的變化會造成閥門結構產生明顯的蠕變應變。因此，如何基于應力變化來分析閥門真實工況下的蠕變應變問題是需要重點研究的問題。

3.2 閥門高溫蠕變分析

通過順序增壓切換閥18 000 h單軸蠕變有限元仿真可知，閥門主要發生蠕變應變部位為閥門內部閥板與閥座密封臺階接觸部位，蠕變應變平均值為8%，如圖13和圖14所示。其中蠕變應變最大的部位發生在短閥軸處的閥板與密封臺階配合處，原因是閥門在啟合過程中發生碰撞以及散熱性較低等情況，更易發生蠕變應變現象，此處需要重點進行安全校核。

除此之外，閥座由于受到內部流體介質的壓力，并且長期處于高溫工況環境下，也會產生一定程度的蠕變應變。總體蠕變應變數值較低，主要發生蠕變應變部位集中在閥座長閥軸與短閥軸配合連接處，如圖15和圖16所示。

圖16 閥座短閥軸處蠕變應變云圖

在高溫、壓力環境下工作18 000 h后，閥門整體蠕變速率較為穩定，其中最大蠕變應變會在閥門材料進入蠕變第二階段后開始降低。原因是在順序增壓切換閥蠕變發展初期，結構應力下降，在高溫壓力環境下，閥板、閥軸與閥座之間由于過盈配合產生較大的擠壓應力，此時會產生較為明顯的蠕變應變。隨著時間增加以及蠕變應變的累積，閥門結構發生了應力重分布，閥門內部分區域的應力明顯下降。順序增壓切換閥高溫蠕變應變最大值與平均值變化規律如圖17和圖18所示。

圖17 最大蠕變應變曲線

圖18 平均蠕變應變曲線

考慮到閥門自身結構的復雜性，僅根據閥門的單軸蠕變有限元仿真計算結果來評判閥門的蠕變特性是不準確的。這里根據式(2)引入Cocks-Ashby多軸蠕變系數，即CA系數，來對閥門進行多軸蠕變特性的考量。由圖19和圖20可以看出，順序增壓切換閥在18 000 h工況下的CA平均值大部分在小于或等于1的合理范圍。而CA較大值出現在閥座的長閥軸端、短閥軸端延伸臺階處以及底座部位，最大值出現在短閥軸端的閥板與閥座密封臺階接觸部位，CA系數過大的原因主要是由于該處結構突變導致計算結果失真。

結合圖19和圖20，選取D，E，F，G和H這5個點作為順序增壓切換閥的多軸蠕變主要考核點。將上述考核點的單軸蠕變最大應變數值與對應的CA系數相乘，獲取節點的多軸蠕變等效應變數值。由圖21和圖22可知，多軸蠕變等效應變最大位置依舊在短閥軸處閥板與閥座密封臺階連接處，其中F點計算結果為13.48%，H點計算結果為10.7%，這兩點的多軸蠕變應變較大可能是由于該處結構突變，從而導致CA計算結果失真。因此該處結構強度需要優化，而其余關鍵節點的多軸蠕變應變均低于2%，滿足工程許用規范，證明該順序增壓切換閥的高溫蠕變應變強度設計滿足工程許用要求。

圖19 切換閥閥座CA系數分布云圖

圖20 切換閥內部結構CA系數分布云圖

圖21 切換閥閥座多軸蠕變應變較大值

圖22 切換閥內部結構多軸蠕變應變較大值

4 結論

a)通過ANSYS有限元仿真分析得到了順序增壓切換閥在730 ℃高溫工況下內部應力分布規律，閥門應力峰值為14.509 MPa,集中出現在靠近短閥軸一側的閥板進氣口邊緣；

b)建立了Norton蠕變數學模型，經驗證模擬值與試驗值誤差在10%以內，模型可靠；通過仿真得到蠕變較大部位的蠕變應變平均值為8%，主要發生在靠近短閥軸一側的閥板邊緣；

c)結合Cocks-Ashby多軸蠕變系數，在單軸蠕變結果基礎上獲得閥門關鍵節點的多軸蠕變應變結果，除少數結構突變點外，閥門多軸蠕變應變大小均在2%以內，滿足實際生產需求。