天然气分输减压阀流场分析及耦合应力场计算.pdf

◀管道工程▶ 天然气分输减压阀流场分析及耦合应力场计算 ∗ 张 波１ 李玉坤１ 井荣娟２ （１􀆱 中国石油大学 （华东） ２􀆱 新奥集团股份有限公司） 摘要 减压阀结构复杂， 在工况压力下变形不协调， 应力集中严重， 容易造成阀体的强度失 效， 缩短阀体的使用寿命， 造成天然气泄漏等问题。 为此， 以 ＲＭＧ５３０ 减压阀为研究对象， 依据 实际工况进行了阀体及阀内流体数值仿真计算。 计算结果表明， 在绝热条件下， 耦合应力中热应 力占据主导地位， 应力最大点位于阀笼节流孔处， 为１８０ ＭＰａ， 阀套处最大应力为１２６ ＭＰａ； 在加 热条件下， 耦合应力中内压应力占据主导地位； 进口管段到阀座拐角处最大应力为 １７０ ＭＰａ， 阀 笼处最大应力为 １０６ ＭＰａ， 阀套处最大应力为 ７３ ＭＰａ； 在加热条件下阀笼和阀套处的耦合应力比 在绝热条件下明显减小， 加热可降低阀笼和阀套处应力， 延长阀套使用寿命及减压阀可靠运营年 限。 研究结果可为天然气分输站场工艺流程的设定和阀体结构优化设计提供指导。 关键词 减压阀； 有限元； 流场分析； 流固耦合 中图分类号 ＴＨ１３４ 文献标识码 Ａ ｄｏｉ １０􀆱 １６０８２／ ｊ􀆱 ｃｎｋｉ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 １００１－４５７８􀆱 ２０１５􀆱 １０􀆱 ０２７ Ｆｌｏｗ Ｆｉｅｌｄ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ａｎｄ Ｃｏｕｐｌｅｄ Ｓｔｒｅｓｓ Ｆｉｅｌｄ Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ Ｎａｔｕｒａｌ Ｇａｓ Ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ Ｖａｌｖｅ Ｚｈａｎｇ Ｂｏ１ Ｌｉ Ｙｕｋｕｎ１ Ｊｉｎｇ Ｒｏｎｇｊｕａｎ２ （１． Ｃｈｉｎａ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｐｅｔｒｏｌｅｕｍ （Ｈｕａｄｏｎｇ）； ２􀆱 ＥＮＮ Ｇｒｏｕｐ Ｃｏ􀆱 ， Ｌｔｄ􀆱 ） Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｔｈｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｄｕｃｉｎｇ ｖａｌｖｅ ｗｉｔｈ ｃｏｍｐｌｉｃａｔｅｄ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｉｓ ｐｒｏｎｅ ｔｏ ｈａｖｉｎｇ ｔｈｅ ｉｓｓｕｅｓ ｏｆ ｕｎｃｏｏｒｄｉｎａｔｅｄ ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ ａｎｄ ｓｅｖｅｒｅ ｓｔｒｅｓｓ ｃｏｎｃｅｎｔｒａｔｉｏｎ ｕｎｄｅｒ ｗｏｒｋｉｎｇ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ， ｌｅａｄｉｎｇ ｔｏ ｉｓｓｕｅｓ ｌｉｋｅ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ ｆａｉｌ⁃ ｕｒｅ， ｒｅｄｕｃｅｄ ｓｅｒｖｉｃｅ ｌｉｆｅ ａｎｄ ｇａｓ ｌｅａｋｓ􀆱 Ｔｏ ａｄｄｒｅｓｓ ｔｈｅ ｉｓｓｕｅ， ｔａｋｉｎｇ ＲＭＧ５３０ ｖａｌｖｅ ａｓ ｔｈｅ ｓｔｕｄｙ ｏｂｊｅｃｔ， ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｓ ｈａｖｅ ｂｅｅｎ ｃｏｎｄｕｃｔｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ ａｎｄ ｔｈｅ ｆｌｕｉｄｓ ｉｎ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ａｃｔｕａｌ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉ⁃ ｔｉｏｎｓ􀆱 Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ， ｕｎｄｅｒ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ， ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｄｏｍｉｎａｔｅｓ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｅｄ ｓｔｒｅｓｓ􀆱 Ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｉｓ ｌｏｃａｔｅｄ ａｔ ｔｈｅ ｏｒｉｆｉｃｅ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｖａｌｕｅ ｏｆ １８０ ＭＰａ􀆱 Ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ｈａｓ ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｏｆ １２６ ＭＰａ􀆱 Ｕｎｄｅｒ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ， ｔｈｅ ｉｎｔｅｒｎａｌ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｏｍｉｎａｔｅｓ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｅｄ ｓｔｒｅｓｓ􀆱 Ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｉｎｌｅｔ ｔｕｂｅ ｔｏ ｔｈｅ ｃｏｒｎｅｒ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｓｅａｔ ｉｓ １７０ ＭＰａ􀆱 Ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ｈａｓ ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｏｆ １０６ ＭＰａ， ａｎｄ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ｈａｓ ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｏｆ ７３ ＭＰａ􀆱 Ｃｏｍｐａｒｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ， ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｅｄ ｓｔｒｅｓｓｅｓ ａｔ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ａｎｄ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｈａｖｅ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｌｙ ｂｅｅｎ ｒｅｄｕｃｅｄ， ｉｎｄｉｃａｔｉｎｇ ｔｈａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃａｎ ｒｅｄｕｃｅ ｔｈｅ ｓｔｒｅｓｓ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ａｎｄ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ， ｌｅａｄｉｎｇ ｔｏ ｉｍｐｒｏｖｅｄ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ｌｉｆｅ ａｎｄ ｅｘｔｅｎｄｅｄ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｌｉｆｅ ｏｆ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｄｕｃｉｎｇ ｖａｌｖｅ􀆱 Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒｅｄｕｃｉｎｇ ｖａｌｖｅ； ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ； ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ ａｎａｌｙｓｉｓ ； ｆｌｕｉｄ⁃ｓｏｌｉｄ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ０ 引 言 分输站是直接联系站场和下游用户安全的纽 带， 减压阀在天然气分输站中担负着为下游用户平 稳提供安全气源的任务， 同时也是保证输气干线压 力和流量相对稳定的基础。 减压阀结构复杂， 在工 况压力下变形不协调， 应力集中严重， 容易造成阀 体的强度失效， 缩短阀体的使用寿命， 造成天然气 泄漏等问题。 ６１１ 石 油 机 械 ＣＨＩＮＡ ＰＥＴＲＯＬＥＵＭ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ ２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期 ∗基金项目 中国石油天然气股份有限公司科研项目 “分输减压阀温降与振动规律及其安全可靠性研究” （ＫＹ－ＫＪ－１３－０５２）。 笔者以有限元分析软件 Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ 作为分析平 台［１］， 建立了天然气分输减压阀 （ＲＭＧ５３０ 减压 阀） 阀体及流体有限元模型， 通过分析获得了天 然气在分输过程中的温度、 压力和流速变化规律； 通过单向流固耦合的方式进行阀体的应力场计算， 研究应力的大小及其分布状况， 同时比较分析了温 度耦合作用下阀体应力变化规律， 最后依据模拟计 算结果， 找出阀体的薄弱部分， 对工况条件下阀体 的安全可靠性进行评估。 节流温降研究结果可为分 输站冰堵的防治提供依据， 从而降低防治成本， 减 少防治措施的盲目性。 结构应力场计算结果可为天 然气分输站场工艺流程的设定和阀体结构优化设计 提供指导。 １ 有限元模型的建立 ＲＭＧ５３０ 减压阀由阀体、 阀杆、 阀盖、 阀板、 阀套、 阀笼和阀密封等组成， 在分输减压过程中通 过调节阀杆带动阀套上、 下滑动， 进而控制阀笼的 开度， 达到节流降压的目的。 笔者根据结构图建立 等比例阀体模型， 图 １ 所示为阀体几何模型， 图 ２ 所示为阀体有限元模型。 图 １ 阀体几何模型 Ｆｉｇ􀆱 １ Ｇｅｏｍｅｔｒｉｃａｌ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ 图 ２ 阀体有限元模型 Ｆｉｇ􀆱 ２ Ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ 利用 ＩＣＥＭ 建立六面体结构化网格， ＩＣＥＭ 基 于 Ｂｌｏｃｋ 生成网格， 首先生成 Ｂｌｏｃｋ 的网格， 然后 依托 Ｅｄｇｅ 和 Ｃｕｒｖｅ 的映射关系将 Ｂｌｏｃｋ 的网格节点 坐标通过计算生成 Ｇｅｏｍｅｔｒｙ 的网格坐标， 通过定 义 Ｅｄｇｅ 的节点数定义网格节点生成流体区域网格。 流体模型采用 Ｏ 型网格划分方法， 靠近流体表面 的区域网格细化， 可大大提高计算精度。 网格质量 保证在 ０􀆱 ７ 以上， 确保计算结果可靠， 网格划分后 的模型有 ２５９ １７９ 个单元， １０３ ４８２ 个节点。 流体 有限元模型见图 ３， 节流通道截面网格见图 ４。 图 ３ 流体有限元模型 Ｆｉｇ􀆱 ３ Ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｆｌｕｉｄ 图 ４ 节流通道截面网格 Ｆｉｇ􀆱 ４ Ｃｒｏｓｓ ｓｅｃｔｉｏｎ ｇｒｉｄ ｏｆ ｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇ ｃｈａｎｎｅｌ ２ 分输过程流场分析 天然气分输流量根据客户需求调节幅度较大， 冬季天然气需求量较多， 标准工况下流量为 ４１０４ ｍ３／ ｈ， 天然气入口压力为 ８ ＭＰａ， 出口压力为 ２ ＭＰａ。 阀体外表面包裹绝热保温材料， 通过电缆加 热的方法保证阀体表面温度为 ２０ ℃。 笔者参考 ＲＭＧ５３０ 减压阀运行工况边界条件， 分析绝热和加 热保温条件下减压阀的节流分输过程， 获得 ２ 种条 件下分输节流过程的压力和温度分布规律。 ２􀆱 １ 边界条件 分输过程考虑节流降温， 入口边界设为压力入 口， 入口压力为 ８ ＭＰａ， 初始温度为 ２６３ Ｋ； 出口 边界为压力出口， 出口压力为 ２ ＭＰａ； 壁面边界根 据加热保温条件设置， 分别设定绝热和恒温 ２９３ Ｋ 壁面边界。 流体流动状态为湍流， 湍流模型选择 ＲＮＧ 模型， 设置流体为可压缩流体， 流体属性选 用 ＡＩＲ－ＳＩ， 人工阻尼为 ０􀆱 ２５［２－４］。 ７１１２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期张 波等 天然气分输减压阀流场分析及耦合应力场计算 ２􀆱 ２ 压力场计算结果分析 图 ５ 为不同热边界条件下阀笼处压力云图。 压 力波动主要出现在阀笼处， 入口段压力均匀保持在 ８ ＭＰａ， 出口压力为 ２ ＭＰａ。 阀笼处由于流通面积骤 减， 流体流通受阻， 压力迅速下降。 分析加热对节 流过程压力变化规律可看出， 温度对节流压降影响 较小， 绝热条件下节流孔内压力由 ７􀆱 ９ ＭＰａ 迅速降 为 １􀆱 ８ ＭＰａ， 受高速喷射流体冲击的位置出现局部 高压区， 压力达到 ５􀆱 ５ ＭＰａ； 加热条件下节流孔内 压力由 ８􀆱 ０ ＭＰａ 迅速降为 １􀆱 ５ ＭＰａ， 受高速喷射流 体冲击的位置出现局部高压区， 压力达到 ４􀆱 ０ ＭＰａ。 图 ５ 阀笼处的压力云图 Ｆｉｇ􀆱 ５ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｆｉｅｌｄ ａｔ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ２􀆱 ３ 温度场计算结果分析 天然气流经减压阀阀笼处时， 流通面积骤缩， 产生强烈的涡流， 同时由于无法与周围环境进行充 分的热量交换， 造成阀内温度骤降， 该过程称为节 流效应［５－６］。 节流过程流体温度骤降， 平均压力每 下降 １ ＭＰａ， 温度降低 １０ Ｋ， 节流效应造成阀内流 体温度分布极不均匀。 图 ６ 为不同热边界条件下节流过程阀内温度变 化云图。 图 ７ 为阀笼处的温度云图。 在绝热条件下 阀体入口温度为环境温度 ２６３ Ｋ， 出口最低温度为 ２１２ Ｋ， 前后温差为 ５１ Ｋ； 在加热条件下阀体入口 温度为环境温度 ２６３ Ｋ， 出口最低温度为 ２５０ Ｋ， 前后温差为 １３ Ｋ。 对比节流过程压力和温度变化云图可以看出， 流体的温度与压力分布规律一致， 节流孔为压力和 温度变化最大的位置， 阀笼处温度分布很不均匀。 在绝热条件下温度最低达到 １８４ Ｋ， 在加热条件下 温度变化规律与在绝热条件下一致， 但节流过程的 最低温度为 １８０ Ｋ。 阀体加热对分输过程的温度影 响较大， 虽然加热可提高阀内流体的温度， 但是对 节流孔内节流温降过程影响相对较小。 图 ６ 节流过程阀内温度变化云图 Ｆｉｇ􀆱 ６ Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｆｉｅｌｄ ｉｎ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｄｕｒｉｎｇ ｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇ 图 ７ 阀笼处的温度云图 Ｆｉｇ􀆱 ７ Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｆｉｅｌｄ ａｔ ｔｈｅ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ３ 阀体的应力场分析 在静载作用下阀体的受力主要由热应力和内压 应力 ２ 部分组成， 不均匀温度造成阀体不同部位热 膨胀量不同， 当结构热胀冷缩受到限制时就会在阀 内产生热应力， 温差越大的位置热应力越大。 同时 分输过程流体介质的不均匀压力引起阀体较大的静 载内压机械应力， 流体压力越大的位置内压应力越 ８１１ 石 油 机 械２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期 大。 因此， 分输减压阀的耦合应力计算主要从热应 力和内压应力 ２ 方面考虑［７－９］。 ３􀆱 １ 边界条件 热边界条件依据分输减压阀的运行工况设定。 减压阀分输过程中， 阀体外壁包裹保温材料， 热分 析时设定阀体通过保温材料传导到环境中的热量较 少， 可以忽略不计。 减压阀长时间分输运行过程 中， 某一运行参数下认定阀体结构温度稳定， 不随 时间而变化。 减压阀分输过程是一个稳态热过程， 流体传导到阀体内壁的热量等于阀体结构热传导的 热量， 阀体稳态热应力计算时分别设定阀体壁面为 绝热和 ２９３ Ｋ 温度边界条件。 减压阀结构分析边界条件的设定很复杂。 阀体 的安装并没有固定的支点， 一般都是通过法兰与 前、 后管道相连接， 通过分析边界条件对阀体应力 结果的影响发现， 直接在阀体的端部施加固定约 束， 约束条件对应力计算结果影响较大。 为了获得 精确的阀体结构强度计算结果， 笔者在结构分析时 分别在阀体的前、 后两端加 ０􀆱 ５ ｍ 的管道， 分析显 示当管道的长度等于阀体两端内径时， 即可忽略固 定边界对阀体的应力计算结果的影响。 结构分析只 考虑流体压力和不均匀温度引起的内压应力和热应 力， 不 考 虑 法 兰 密 封 和 结 构 重 力 所 引 起 的 应 力［１０－１３］。 ３􀆱 ２ 载荷施加 温度从温度场导入， 压力从流场导入。 具体施 加载荷情况见表 １。 表 １ 施加载荷情况 Ｔａｂｌｅ １ Ａｐｐｌｉｅｄ ｌｏａｄｓ ｌｉｓｔ 热边界 入口压力／ ＭＰａ 出口压力／ ＭＰａ 流体初始 温度／ Ｋ 温度边界／ Ｋ 绝热８２２６３绝热 保温８２２６３２９３ ３􀆱 ３ 热应力计算结果及分析 减压阀在稳态运行时， 阀体上的应力由温度不 均匀引起的热应力和由天然气压力产生的机械应力 ２ 部分组成， 对阀体的热应力和机械应力分别进行 分析， 并且对其等效合成应力进行计算， 以对阀体 的安全运行进行评估。 分析过程分 ３ 种情况 ①施加从温度场转移过 来的温度载荷； ②施加压力载荷； ③施加温度和压 力载荷。 分别对减压阀整体、 阀笼和阀套在 ３ 种情 况下的应力分布进行计算［１４－１５］。 ３􀆱 ３􀆱 １ 在绝热条件下热应力计算 温度和压力载荷见图 ８。 加载情况 温度从温 度场导入， 压力直接从流场导入， 施加在阀体内 壁上。 图 ８ 在绝热条件下施加载荷 Ｆｉｇ􀆱 ８ Ａｐｐｌｉｅｄ ｌｏａｄｓ ａｔ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 由结构热弹性力学可知， 决定热应力大小的 ３ 个因素为 阀体内部结构、 不均匀温度梯度和边界 约束条件。 在内部结构和边界约束一定的条件下， 热应力的大小主要取决于不均匀温度梯度， 温度梯 度越大的地方， 热膨胀越大， 热应力也越大。 由图 ８ａ 可知， 在节流部位阀笼处温度梯度比较大， 因 此其热应力也相应比较大。 图 ９ 为绝热条件下阀体结构应力分布云图。 图 １０ 为阀笼结构应力分布云图。 图 １１ 为阀套结构应 力分布云图。 由单温度载荷下不同位置的热应力云 图可以看出， 单温度载荷下应力最大位置在阀笼节 流孔处， 其最大热应力达到了 １７８ ＭＰａ。 阀套处最 大热应力在阀套底部外表面， 最大热应力为 １１６ ＭＰａ， 阀套与阀笼处热应力较大， 这是因为一方面 节流位置温度梯度大， 另一方面阀笼和阀套材料的 热膨胀系数大于阀体和阀盖材料的热膨胀系数， 阀 笼和阀套向外膨胀导致热应力值增大。 由单压力载荷下不同位置的应力云图可以看 出， 最大应力为 １３８ ＭＰａ， 应力最大位置处在进口 管段到阀座的拐角处， 这是因为该处过渡不够圆 滑， 所以产生较大应力集中。 若增大圆弧过渡的尺 寸则可以有效地减小应力集中， 降低进口管段到阀 座拐角处的应力水平。 阀笼处应力最大为 １０５ ＭＰａ， 应力最大位置在节流孔内。 阀套处最大应力 在阀套底部外表面， 最大应力为 ９８ ＭＰａ。 在温度和流体压力耦合作用下， 减压阀耦合应 力分布规律与热应力计算结果一致， 应力最大位置 在阀笼节流孔处， 最大耦合应力为 １８０ ＭＰａ， 阀套 ９１１２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期张 波等 天然气分输减压阀流场分析及耦合应力场计算 处最大耦合应力为 １２６ ＭＰａ。 减压阀耦合应力计算 结果显示， 结构耦合应力小于热应力与内压应力代 数之和， 内压应力与热应力产生机理不同， 耦合作 用下内压应力和热应力可以抵消。 比较 ３ 种载荷作 用下的应力计算结果， 热⁃流耦合作用下阀体的应 力分布规律与热应力计算结果一致， 耦合应力中热 应力占主导地位。 ＲＭＧ５３０ 减压阀阀体材料为 １􀆱 ６２２０ 铸钢， 材料的抗拉强度 Ｒｍ为 ５２０ ＭＰａ， 屈 服强度 Ｒｅ为 ２７５ ＭＰａ。 阀笼和阀套组件采用相同 的材料 ＺＧ０８Ｃｒ１８Ｎｉ９， 材料的抗拉强度 Ｒｍ为 ４９６ ＭＰａ， 屈服强度 Ｒｅ为 ２１６ ＭＰａ。 而在稳定运行时， 阀体的最大合成应力小于 １００ ＭＰａ， 阀笼的最大合 成应力为 １８０ ＭＰａ， 阀套的最大合成应力为 １２６ ＭＰａ。 在绝热条件下， 阀体结构的计算应力低于材 料的屈服强度， 这说明材料强度能够保证该工况下 减压阀分输过程的安全运行， 不会发生强度破坏。 图 ９ 在绝热条件下阀体结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 ９ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ ａｔ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 图 １０ 在绝热条件下阀笼结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 １０ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ａｔ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 图 １１ 在绝热条件下阀套结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 １１ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ａｔ ａｄｉａｂａｔｉｃ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ３􀆱 ３􀆱 ２ 在加热条件下热应力计算 在加热条件下温度和压力加载见图 １２。 加载 情况 温度从温度场导入， 压力直接从流场导入， 施加在阀体内壁上。 由图 １２ａ 可知， 阀笼和阀套等 内部结构温度梯度小， 阀体内、 外温度梯度较大， 因此阀笼和阀套处热应力应该较小。 图 １３～ 图 １５ 所示为加热条件下减压阀结构的应力计算结果。 由单温度载荷下不同位置的应力云图可以看 出， 单温度载荷下应力最大位置在阀笼节流孔处， 最大应力比绝热时小， 其值为 ８５ ＭＰａ。 加热提高 了阀体内部结构的温度， 降低了阀体内、 外温度 差， 热应力由绝热时的 １７８ ＭＰａ 降为 ８５ ＭＰａ。 由单压力载荷下不同位置的应力云图可以看 出， 最大应力为 １４４ ＭＰａ， 应力最大位置在进口管 ０２１ 石 油 机 械２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期 段到阀座的拐角处， 阀笼处最大应力为 １２６ ＭＰａ， 阀套处最大应力为 １２５ ＭＰａ， 加热对节流压降影响 较小， 在压力载荷下的应力计算结果比在绝热条件 下略有提高， 但影响不大。 图 １２ 在加热条件下施加载荷 Ｆｉｇ􀆱 １２ Ａｐｐｌｉｅｄ ｌｏａｄｓ ａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 图 １３ 在加热条件下阀体结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 １３ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｏｄｙ ａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 图 １４ 在加热条件下阀笼结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 １４ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｃａｇｅ ａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 图 １５ 在加热条件下阀套结构应力云图 Ｆｉｇ􀆱 １５ Ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｖａｌｖｅ ｂｕｓｈ ａｔ ｈｅａｔｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ 在温度和流体压力耦合作用下， 减压阀耦合应 力分布规律与内压计算结果一致， 应力最大位置在 进口管段到阀座的拐角处， 最大耦合应力为 １７０ ＭＰａ， 阀笼处最大合成应力为 １０６ ＭＰａ， 阀套处最 大合成应力为 ７３ ＭＰａ。 由于进口管段到阀座的拐 角处过渡不够圆滑， 所以产生较大应力集中， 若增 大圆弧过渡尺寸， 则可以有效地减小应力集中， 降 低进口管段到阀座拐角处的应力水平。 比较 ３ 种载荷作用下的应力计算结果可知， 热 ⁃流耦合作用下阀体的应力分布规律与内压应力计 １２１２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期张 波等 天然气分输减压阀流场分析及耦合应力场计算 算结果一致， 耦合应力中内压应力占主导地位。 而 在稳定运行时， 阀体的最大耦合应力为 １７０ ＭＰａ， 阀笼的最大耦合应力为 １０６ ＭＰａ， 阀套的最大耦合 应力为 ７３ ＭＰａ。 阀体结构应力计算结果均小于材 料的屈服强度， 安全系数较高， 不会出现弹塑性破 坏。 进口管段到阀座的拐角处最大合成应力较大， 主要由于过渡不够光滑导致局部的应力集中， 可以 采取增大倒角尺寸的方法减小应力集中， 控制应力 值在较低的水平。 在加热条件下阀笼、 阀套处的耦 合应力比在绝热条件下明显减小， 实际工况下阀 笼、 阀套接触表面密封材料容易破损造成天然气泄 漏， 加热可降低阀笼、 阀套处应力， 从而延长阀套 的使用年限， 保证天然气分输过程的正常运营。 上 述计算结果符合理论分析， 对阀体的安全评估和结 构优化设计具有指导意义和参考价值。 ４ 结 论 （１） 节流分输过程阀内天然气流动复杂， 流 体温度与压力分布规律一致， 且分布极不均匀； 阀 笼节流孔为减压阀的节流部位， 节流孔内流速激 增， 但压力和温度骤降。 （２） 对阀体加热可显著提高阀内流体温度， 但对分输节流温降过程影响较小， 节流孔内温度分 布与绝热分输过程一致。 （３） 在绝热条件下， 耦合应力中热应力占据 主导地位。 应力最大点位于阀笼节流孔处， 最大应 力为 １８０ ＭＰａ， 阀套处最大应力为 １２６ ＭＰａ。 在耦 合应力作用下内压应力和热应力部分抵消， 结构耦 合应力值小于热应力与内压应力代数之和。 （４） 在加热条件下， 耦合应力中内压应力占据 主导地位。 进口管段到阀座拐角处过渡不够圆滑， 产生较大应力集中， 最大应力为 １７０ ＭＰａ， 阀笼处 最大应力为 １０６ ＭＰａ， 阀套处最大应力为 ７３ ＭＰａ。 （５） 在加热条件下阀笼、 阀套处的耦合应力 比绝热条件下明显减小， 阀笼、 阀套接触表面密封 材料易破损造成天然气泄漏， 加热可降低阀笼、 阀 套处应力， 延长阀套使用寿命和 ＲＭＧ５３０ 减压阀可 靠运营年限。 参 考 文 献 ［１］ 张洪才， 何波 􀆱 有限元分析 ＡＮＳＹＳ １３􀆱 ０ 从入门 到实战 ［Ｍ］ 􀆱 北京 机械工业出版社， ２０１０ ２１－ ２３􀆱 ［２］ 彭震中， 丁祝顺， 王璋奇， 等 􀆱 汽机调节阀阀体三 维瞬态温度场及应力场分析 ［Ｊ］ 􀆱 热能动力工程， ２００２， １７ （１） ８０－８３􀆱 ［３］ 于碧涌 􀆱 燃气调压器数值模拟与试验研究 ［Ｄ］ 􀆱 哈尔滨 哈尔滨工业大学， ２００７􀆱 ［４］ 张洪才， 孙长青 􀆱 ＡＮＳＹＳ １４􀆱 ０／ ＦＬＯＴＲＡＮ 理论解析 与工程应用实例 ［Ｍ］ 􀆱 北京 机械工业出版社， ２０１３ ３３－３５􀆱 ［５］ 余晓明， 茅忠明， 孔彪龙 􀆱 减压阀性能试验与内部 流场数值计算 ［Ｊ］ 􀆱 上海理工大学学报， ２００９， ３１ （２） １８３－１８９􀆱 ［６］ 庞可， 潘诚 􀆱 汽轮机速关阀不同开度下的流动特性 数值研究 ［Ｊ］ 􀆱 节能技术， ２０１１， ２９ （４） ３０１－ ３０５􀆱 ［７］ 张健， 黄晨光 􀆱 三维瞬态方形管流的热流固耦合数 值模拟 ［Ｊ］ 􀆱 工程力学， ２０１０， ２７ （６） ２３２－２３９􀆱 ［８］ 吕振华， 姜利泉 􀆱 基于液⁃固耦合有限元分析方法的 气⁃液型减振器补偿阀性能研究 ［Ｊ］ 􀆱 工程力学， ２００６， ２３ （１１） １６３－１６９􀆱 ［９］ 刘鹏飞， 郑津洋， 孙国有 􀆱 内压和振动载荷联合作 用下埋地管线疲劳寿命评估 ［ Ｊ］ 􀆱 机械强度， ２０１０， ３２ （１） １２５－１２９􀆱 ［１０］ 李秀峰， 陈宗华 􀆱 低温阀门闸板应力场的数值计 算及分析 ［Ｊ］ 􀆱 化工机械， ２００５， ３２ （１） ２７－ ３１􀆱 ［１１］ 聂文科， 冀贵， 龚彭􀆱 阀控偶合器主阀的阀口流场 分析及结构改进 ［Ｊ］ 􀆱 煤矿机电， ２０１０ （６） ８－ １０􀆱 ［１２］ 吴政 􀆱 减压阀流量压力特性的分析与探讨 ［Ｊ］ 􀆱 阀门， ２００２ （２） １７－１８􀆱 ［１３］ 王晓玲， 周莎莎， 郎建， 等 􀆱 旋流沉砂池除砂废水 流场与结构参数优化模拟 ［Ｊ］ 􀆱 工程力学， ２０１２， ２９ （６） ３００－３０７􀆱 ［１４］ Ｙａｐｉｃｉ Ｈ， Ａｌｂａｙｒａｋ Ｂ􀆱 Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｏｌｕｔｉｏｎｓ ｏｆ ｃｏｎｊｕ⁃ ｇａｔｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓｅｓ ｉｎ ａ ｃｉｒｃｕｌａｒ ｐｉｐｅ ｅｘｔｅｒｎａｌｌｙ ｈｅａｔｅｄ ｗｉｔｈ ｎｏｎ⁃ｕｎｉｆｏｒｍ ｈｅａｔ ｆｌｕｘ ［Ｊ］ 􀆱 Ｅｎ⁃ ｅｒｇｙ Ｃｏｎｖｅｒｓｉｏｎ ａｎｄ Ｍａｎａｇｅｍｅｎｔ， ２００４， ４５ （ ６） ９２７－９３７􀆱 ［１５］ Ｌｕｎａ Ｎ， Ｍｅｎｄｅｚ Ｆ， Ｔｒｅｖｉｎｏ Ｃ􀆱 Ｃｏｎｊｕｇａｔｅｄ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓ⁃ ｆｅｒ ｉｎ ｃｉｒｃｕｌａｒ ｄｕｃｔｓ ｗｉｔｈ ａ ｐｏｗｅｒ⁃ｌａｗ ｌａｍｉｎａｒ ｃｏｎｖｅｃ⁃ ｔｉｏｎ ｆｌｕｉｄ ｆｌｏｗ ［Ｊ］ 􀆱 Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｈｅａｔ Ｍａｓｓ Ｔｒａｎｓｆｅｒ， ２００２， ４５ （３） ６５５－６６６􀆱 第一作者简介 张 波， 生于 １９８９ 年， 在读硕士研究 生， 研究方向为输油气管道焊接技术及设备安全可靠性。 地址 （ ２６６５８０） 山 东 省 青 岛 市。 Ｅ⁃ｍａｉｌ ｚｈａｎｇｂｏ５８７９ ＠ １２６􀆱 ｃｏｍ。 收稿日期 ２０１５－０５－１８ （本文编辑 刘 锋） ２２１ 石 油 机 械２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期