陳余秋

(中國航發(fā)商用發(fā)動機有限公司 上海 201108)

1 引言

液化天然氣(LNG)作為清潔的石化能源,因其運輸方便、使用靈活、不受管網(wǎng)制約等特點,終端應(yīng)用領(lǐng)域越來越廣闊,LNG 在交通運輸行業(yè)的應(yīng)用具有安全、環(huán)保、整車續(xù)駛里程長、環(huán)保效益與經(jīng)濟效益明顯等優(yōu)勢。國家積極推廣實施節(jié)能減排和以氣代油政策,有效推動了天然氣作為交通運輸替代燃料的使用和發(fā)展。目前該型車載低溫絕熱LNG 氣瓶產(chǎn)品作為車輛的一種新能源使用方式,正在行業(yè)得到推廣應(yīng)用。

劉德玉[1]等對車載低溫絕熱LNG 氣瓶的內(nèi)膽進行了強度校核,研究了內(nèi)膽內(nèi)壓變化對內(nèi)膽最大應(yīng)力的影響,及水平加速度和垂直加速度從0 變化到2g對內(nèi)膽最大應(yīng)力的影響。袁新輝[2]等對低溫液體運輸半掛車內(nèi)膽進行了應(yīng)力分析,研究了內(nèi)膽內(nèi)壓由0至0.8 MPa 變化對內(nèi)膽最大應(yīng)力的影響,以及水平加速度和垂直加速度從0 變化到2g 對內(nèi)膽最大應(yīng)力的影響。高二盼等[3]對復(fù)合材料LNG 車載氣瓶內(nèi)膽進行了應(yīng)力分析,得出復(fù)合材料LNG 車載氣瓶的臨界損傷壓力為4.8 MPa,內(nèi)壓載荷是氣瓶產(chǎn)生位移的主要影響因素的結(jié)論。張曉程[4]等對平板封頭壓力容器在最大工作壓力和標準工作壓力下進行了應(yīng)力分析和用ANSYS 進行疲勞壽命預(yù)測。辛天佐[5]等對LNG 罐車如下勻速行駛、緊急制動、急速轉(zhuǎn)彎、遇到凸起、遇到凹坑等5 種工況進行了應(yīng)力分析和用Fatigue 疲勞預(yù)測,得到了罐車的行駛里程5 ×105km。徐妙富[6]等對移動式低溫LNG 貯罐如下勻速行駛、遭遇顛簸、急速轉(zhuǎn)彎、緊急制動、啟動或制動等5 種工況進行應(yīng)力分析和疲勞壽命計算,通過避免焊肉不飽滿、表面粗糙、焊后不打磨等方法降低罐體薄膜應(yīng)力。周天送[7]分析了車載低溫絕熱LNG 氣瓶在一個方向上的0—5g 沖擊工況下的應(yīng)力,得到應(yīng)力隨沖擊變化的變化,并進行了LNG 氣瓶的隨機振動分析,基于隨機振動預(yù)測了疲勞壽命。但是對于車載低溫絕熱LNG 氣瓶整體結(jié)構(gòu)在各典型工況下的強度分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化和疲勞壽命預(yù)測還未見報道。文獻[7]中并未給出6 種典型工況,也未給出基于6 種典型工況應(yīng)力分析的疲勞預(yù)測。各參考文獻中也未給出完整的應(yīng)力幅計算方法。

2 有限元模型及參數(shù)

本設(shè)備車載低溫絕熱LNG 氣瓶,其瓶體基本結(jié)構(gòu)為具有內(nèi)、外圓筒的雙層結(jié)構(gòu),內(nèi)膽貯存低溫LNG液體,內(nèi)膽與外殼之間的夾層填充絕熱材料且抽真空;內(nèi)膽與外殼前后封頭通過圓形支撐管(或上下兩組玻璃鋼擋圈)和軸向支撐導(dǎo)棒等支承。外筒體通過拉帶、橡膠墊片及支座等與車輛連接以方便使用。車載低溫絕熱LNG 氣瓶產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的有限元分析計算主要包括:內(nèi)膽、外殼結(jié)構(gòu)主體、前后端軸向支撐連接組件結(jié)構(gòu)。內(nèi)膽包括:內(nèi)筒體、內(nèi)前后封頭,見圖1。外殼包括:外筒體、外前后封頭,見圖1。前段結(jié)構(gòu)包括:支撐管、分配頭、對接法蘭和分子篩包,見圖2。后端結(jié)構(gòu)包括:后縱向支撐、后橫向支撐、支撐套環(huán)、后支撐棒、管帽和預(yù)留內(nèi)膽,見圖3,優(yōu)化后的后支撐結(jié)構(gòu)見圖4。

圖1 氣瓶內(nèi)外瓶瓶體結(jié)構(gòu)三維模型Fig.1 3D model of LNG tank

圖2 氣瓶前段結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Front structure of LNG tank

圖3 氣瓶后端三維示意Fig.3 Back structure of LNG tank

圖4 優(yōu)化后的一體式后支撐(后支撐與豎直方向呈45°)Fig.4 Optimized support(back support is 45°from vertical direction)

三維模型重點考察:前后內(nèi)外殼瓶體軸向支撐連接結(jié)構(gòu)局部位置等,不考慮氣瓶的內(nèi)膽防蕩板、外殼拉帶、橡膠墊和瓶體內(nèi)各類工藝管線等附件結(jié)構(gòu),其相關(guān)結(jié)構(gòu)質(zhì)量均折算到內(nèi)外殼瓶體主體結(jié)構(gòu)上以考慮自重及其它方向慣性力的影響。該氣瓶為對稱結(jié)構(gòu),邊界條件和載荷均為對稱,主要設(shè)計參數(shù)見表1。為了減少計算機運算規(guī)模又能保證計算結(jié)果的可靠性,有限元分析幾何模型采用以對稱面為剖面的一半結(jié)構(gòu)為分析對象,對稱面豎直方向。

表1 氣瓶的主要設(shè)計參數(shù)Table 1 Main design parameters of LNG tank

氣瓶的內(nèi)殼、外殼及支撐件等主體附件均為06Cr19 Ni10,其在設(shè)計溫度-196 ℃的彈性模量為209 GPa,許用應(yīng)力為238 MPa;在溫度25 ℃的彈性模量為195 GPa,許用應(yīng)力為138 MPa;在溫度50 ℃的彈性模量為193 GPa,許用應(yīng)力為133 MPa。支撐管的材料環(huán)氧玻璃鋼,其力學(xué)性能見表2。

表2 環(huán)氧玻璃鋼材料的力學(xué)性能Table 2 Mechanical properties of FRP materials

該氣瓶的有限元模型使用類型為六面體的網(wǎng)格進行劃分。經(jīng)過網(wǎng)格劃分,氣瓶的網(wǎng)格數(shù)量為123 013,外筒體支撐套環(huán)處,內(nèi)膽前端和后端都進行了網(wǎng)格細化處理。氣瓶結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格見圖5 和圖6所示。

圖5 氣瓶前端網(wǎng)格劃分Fig.5 Mesh of front LNG tank

圖6 氣瓶后端網(wǎng)格劃分Fig.6 Mesh of back LNG tank

3 邊界條件與載荷

3.1 約束

在氣瓶結(jié)構(gòu)的安裝位置施加固定約束,如圖7所示。

圖7 拉帶和鞍座位置施加固定約束Fig.7 Fixed constraints applied to saddle positions

3.2 載荷

氣瓶內(nèi)外殼體結(jié)構(gòu)承受的載荷主要有:外殼體承受的外壓力P外、內(nèi)膽介質(zhì)壓力P內(nèi)、內(nèi)外瓶瓶體結(jié)構(gòu)自重G(包括附件重量)。氣瓶在使用過程中,液位高度小于675 mm,產(chǎn)生的液柱靜壓力忽略不計。氣瓶各載荷數(shù)值及處理過程如下:

(1)外殼承受的外壓力P外=0.21 MPa,以均壓方式加在外殼外表面。

(2)內(nèi)膽介質(zhì)壓力P內(nèi)=1.9 MPa(一級安全閥開啟壓力),以均壓方式加在內(nèi)膽內(nèi)表面。

(3)氣瓶結(jié)構(gòu)的加速度沖擊載荷G(包括附件重量)以慣性力的方式加。沖擊工況下的的氣瓶結(jié)構(gòu)的沖擊加速度為5g,方向為沖擊方向。

(4)重力載荷:氣瓶結(jié)構(gòu)的密度為7.8t/m3,重力加速度為9.8 m/s2,重力加速度施加于氣瓶模型上,方向豎直向下。

(5)氣瓶在使用(運輸)過程中介質(zhì)承受若干方向上的慣性力F。本計算主要考慮了前沖、后沖、側(cè)沖、上沖和下沖等5 個方向上的慣性力。下沖5g 以5 倍低溫液體重量的慣性力方式(另外,再加液體自身重量),前后沖5g 是以5 倍低溫液體慣性力,側(cè)向沖5g 是以5 倍的低溫液體慣性力。另外,為了方便對應(yīng)力計算結(jié)果的分析、比較與評定,原設(shè)計型氣瓶的有限元計算共設(shè)置了6 種載荷計算工況:

(a)P外+P內(nèi)+G,3 種載荷作用工況,簡稱“充液工況”;

(b)P外+P內(nèi)+G+F前,前沖5g 載荷作用工況,簡稱“前沖5g 工況”;

(c)P外+P內(nèi)+G+F后,后沖5g 載荷作用工況,簡稱“后沖5g 工況”;

(d)P外+P內(nèi)+G+F側(cè),側(cè)沖5g 載荷作用工況,簡稱“側(cè)沖5g 工況”;

(e)P外+P內(nèi)+G+F上,上沖5g 載荷作用工況,簡稱“上沖5g 工況”;

(f)P外+P內(nèi)+G+F下,下沖5g 載荷作用工況,簡稱“下沖5g 工況”。

將介質(zhì)承受的慣性力折合成內(nèi)膽內(nèi)壁在沖擊方向的內(nèi)壓P,計算公式如式(1)。

式中:ρ為介質(zhì)密度,426 kg/m3;g 為重力加速度,9.8 m/s2;h為液柱高度,前沖和后沖工況下,液柱高度即為內(nèi)膽長度,為2.1 m;上沖、下沖和側(cè)沖工況下,液柱高度為液位高度,為0.675 m。

由式(1)計算得前沖和后沖工況下的沖擊壓力F為0.026 MPa,上沖、下沖和側(cè)沖工況下的沖擊壓力F為0.014 MPa。計算所得沖擊液柱壓力載荷施加于沖擊方向的內(nèi)膽內(nèi)壁,此載荷即為沖擊工況下的最惡劣情況。

4 強度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化結(jié)果

4.1 氣瓶整體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析

在充液工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為219 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為73.2 MPa,位于封頭部位;支撐和封頭的最大應(yīng)力為97.8 MPa,位于支撐和封頭的連接處。外筒體及支撐的應(yīng)力均小于1.5 倍的許用應(yīng)力(常溫下許用應(yīng)力138 MPa)。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為219 MPa,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8a 所示。

在前沖5g 工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為369.9 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為369.9 MPa,位于外前封頭折邊處;支撐和封頭的最大應(yīng)力為97.4 MPa,位于支撐和封頭的連接處。外筒體的外前封頭折邊處應(yīng)力大于1.5 倍的許用應(yīng)力,因此,在此處進行應(yīng)力線性化分析,取路勁A_A,如圖9 所示。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為321.7 MPa,位于分子篩包和內(nèi)前封頭連接處,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8b 所示。

在后沖5g 工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為319 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為319 MPa,位于外前封頭折邊處;后支撐和封頭的最大應(yīng)力為98 MPa。外筒體的外前封頭折邊處應(yīng)力大于1.5 倍的許用應(yīng)力,因此,在此處進行應(yīng)力線性化分析,取路勁B_B,如圖10 所示。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為287.2 MPa,位于支撐頸管和內(nèi)前封頭連接處,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8c 所示。

在側(cè)沖5g 工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為218 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為204 MPa;后支撐和封頭的最大應(yīng)力為204 MPa,位于后支撐和封頭的連接處。外筒體及支撐的應(yīng)力均小于1.5 倍的許用應(yīng)力(常溫下許用應(yīng)力138 MPa)。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為218 MPa,位于分子篩包和內(nèi)前封頭連接處,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8 d 所示。

在上沖5g 工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為237.4 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為151.3 MPa,位于外前封頭折邊處;后支撐和封頭的最大應(yīng)力為122.5 MPa,位于后支撐和封頭的連接處。外筒體及后支撐的應(yīng)力均小于1.5 倍的許用應(yīng)力(常溫下許用應(yīng)力138 MPa)。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為237.4 MPa,位于分子篩包和內(nèi)前封頭連接處,內(nèi)膽的最大應(yīng)力為237.4 MPa,位于分子篩包和內(nèi)前封頭連接處,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8e 所示。

圖8 各工況下的氣瓶結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布Fig.8 Stress distribution of LNG tank under 6 typical working conditions

在下沖5g 工況的載荷下,氣瓶的最大應(yīng)力為318.5 MPa。外筒體的封頭和筒體最大應(yīng)力為318.5 MPa,位于外前封頭折邊處;后支撐和封頭的最大應(yīng)力為233 MPa,位于支撐和封頭的連接處。外筒體應(yīng)力均大于1.5 倍的許用應(yīng)力(常溫下許用應(yīng)力138 MPa),因此,對外筒體的外前封頭折邊處進行應(yīng)力線性化分析,取路徑C_C,如圖11 所示。內(nèi)膽的最大應(yīng)力為282.8 MPa,位于支撐頸管和內(nèi)前封頭連接處,小于1.5 倍的許用應(yīng)力(-196 ℃的許用應(yīng)力238 MPa),如圖8f 所示。

4.2 應(yīng)力分類和評定

根據(jù)4.1 節(jié),取前沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑A_A,取后沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑B_B;取下沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑C_C,見圖9—圖11。

圖9 前沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑A_AFig.9 Linearized path A_A at hem of front head outside outer cylinder under 5g forward flushing condition

圖10 后沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑B_BFig.10 Linearized path B_B at folding edge of outer shell in front head under 5g backstroke condition

圖11 下沖5g 工況下外筒體外前封頭折邊處線性化路徑C_CFig.11 Linearized path C_C at outside front head folding edge of outer cylinder under 5g driving condition

根據(jù)美國壓力容器分析設(shè)計標準《ASME VIII.2 Ed.2010 Ad.2010》[8]中的應(yīng)力分類定義,再結(jié)合氣瓶的結(jié)構(gòu)特點、受載特性和應(yīng)力分布特征等,可分離出:局部薄膜PL、彎曲應(yīng)力Pb和峰值應(yīng)力Q,再分門別類地進行應(yīng)力評定。評定結(jié)果見表3,表中Sa為外筒體材料06Cr19 Ni10 在溫度25 ℃的許用應(yīng)力138 MPa。應(yīng)力評定結(jié)果可以接受。

表3 應(yīng)力分類及評定Table 3 Stress classification and evaluation

4.3 后支撐優(yōu)化前后最大應(yīng)力對比

優(yōu)化前的后支撐采用沖壓成形的豎直和水平兩片結(jié)構(gòu)進行焊接,然后將焊接的支撐再焊接至外筒體的封頭處。優(yōu)化后的后支撐采用一次沖壓成形的單片十字形狀,該十字形狀與豎直水平方向呈45°角,省去了拼裝焊接工藝。優(yōu)化后的支撐結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力明顯降低,6 種工況下的最大應(yīng)力在80.4 MPa 至81.9 MPa 之間,充液工況下最大應(yīng)力降低了16.8%,前沖工況下降低了17.2%,后沖工況下降低了17.8%,側(cè)沖工況下降低了44.4%,上沖工況下降低了34.4%,下沖工況下下降了53.5%,應(yīng)力下降明顯。

表4 后支撐優(yōu)化前后的最大應(yīng)力對比Table 4 Comparison of maximum stress before and after optimization of back support

5 疲勞壽命計算和評定

5.1 疲勞壽命計算

本節(jié)通過計算確定氣瓶10 年內(nèi)正常使用中充放液的許用次數(shù),10 年內(nèi)檢修或長期閑置不使用情況下的許用次數(shù),10 年內(nèi)在惡劣(路況)運輸使用工況下車輛上下顛簸情況下的許用次數(shù),并通過標準公式計算應(yīng)力幅,進而將應(yīng)力幅代入S-N曲線,計算出疲勞壽命,最后計算出累計使用系數(shù),并評定疲勞壽命。

氣瓶在正常使用工況下內(nèi)膽充放液,在進出液體和介質(zhì)壓力變化等計算載荷工況(不包括溫差載荷)。在正常使用工況下,假設(shè)氣瓶內(nèi)膽進出液體為每天1 次(平均),其氣瓶產(chǎn)品10 年預(yù)期使用壽命下累計3650 次(365 次×10 年),實取氣瓶內(nèi)膽進出液體總的許用次數(shù)n1=4 000 次。

閑置使用時內(nèi)膽疲勞壽命計算,氣瓶在檢修或長期閑置不使用(到再使用)內(nèi)壓變化為計算載荷工況。假設(shè)其氣瓶產(chǎn)品10 年預(yù)期使用壽命下(氣瓶)檢修或長期閑置,每年檢修或充放液5 次,累計50次,實取氣瓶總的許用次數(shù)n2=60 次。

氣瓶在沖擊載荷ΔG(氣瓶結(jié)構(gòu)和液體重量5g 交變作用)為疲勞計算載荷工況。在惡劣(路況)運輸使用工況下,假設(shè)氣瓶隨車輛上下顛簸,車速:60 km/h(16.7 m/s),車輪高度1.0 m(平均),且假定車輪旋轉(zhuǎn)一周氣瓶產(chǎn)品結(jié)構(gòu)上下顛簸一次。同樣,則可粗算出一秒鐘內(nèi)氣瓶上下顛簸的次數(shù)(即顛簸圓頻率)為5.32 次/秒,十年累計5.60 ×108次,實取氣瓶許用顛簸次數(shù)n3=6.0 ×108次。

其它工況如側(cè)沖、前沖和后沖為車輛發(fā)生碰撞或側(cè)翻的工況,不允許發(fā)生,因此壽命不予考慮。

通過標準應(yīng)力幅計算公式獲得各工況的當量應(yīng)力幅[8]如式(2)所示。

式中:ΔSP為局部薄膜加彎曲應(yīng)力加峰值應(yīng)力的等效應(yīng)力;Kf為疲勞強度減縮因子,取1.0;Ke為疲勞懲罰因子,取1.0;Kv為局部熱應(yīng)力和熱彎曲應(yīng)力的塑性泊松比調(diào)整因子,取0;ΔSLT為局部熱等效應(yīng)力。

氣瓶在正常使用工況下,氣瓶內(nèi)膽進出液體和介質(zhì)壓力變化下的當量交變壓力充滿液壓力1.9 MPa減去液體留存壓力0.6 MPa,為1.3 MPa。氣瓶在充液工況下,最大應(yīng)力Smax 為219 MPa,位于分子篩包和內(nèi)前封頭連接處。ΔSp=1.3/1.9 ×Smax=150 MPa,帶入式(2)計算出應(yīng)力幅為75 MPa,將應(yīng)力幅帶入S-N 曲線,得到疲勞壽命N1為1.1 ×107次。

氣瓶在檢修或長期閑置不使用時,壓力變化范圍為1.9 MPa 至0 MPa,當量交變應(yīng)力幅值為109.5 MPa,疲勞壽命N2為2.4 ×105次。

氣瓶在沖擊載荷ΔG下。氣瓶在前沖工況下的最大應(yīng)力最大,在分子篩包和內(nèi)前封頭連接處,其應(yīng)力變化幅值為151 MPa。當量應(yīng)力幅值為75.5 MPa。疲勞壽命N3為8.7 ×108次。

5.2 疲勞壽命評定

對每種顯著應(yīng)力循環(huán),根據(jù)式(3)確定各自的使用系數(shù)U1、U2、U3…[9]。

最后根據(jù)式(4)計算累計使用系數(shù)U,不得大于1。根據(jù)5.1 節(jié)計算的數(shù)值,得到U為0.69,小于1。因此,氣瓶在服役周期內(nèi)的疲勞壽命完全能夠滿足設(shè)計要求。

6 結(jié)論

沖擊載荷由3 g 提高到5g,通過仿真和試驗,將5g 沖擊載荷形成新的行業(yè)標準。為了使車載低溫絕熱LNG 氣瓶在服役周期內(nèi)保安全運行,對車載低溫絕熱LNG 氣瓶整體結(jié)構(gòu)開展了各典型工況下的強度分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化和疲勞壽命預(yù)測,完成了車載低溫絕熱LNG 氣瓶整體結(jié)構(gòu)在5g 沖擊下的全流程安全性評價。

優(yōu)化前的后支撐采用沖壓成形的豎直和水平兩片結(jié)構(gòu)進行焊接,然后將焊接的支撐再焊接至外筒體的封頭處。優(yōu)化后的后支撐采用一次沖壓成形的單片十字形狀,該十字形狀與豎直水平方向呈45°角,省去了拼裝焊接工藝。采用優(yōu)化后的后支撐結(jié)構(gòu)大大降低了后支撐結(jié)構(gòu)連接部位的應(yīng)力,提高了疲勞壽命,簡化了后支撐的成形工藝性,一舉兩得,保證了車載低溫絕熱LNG 氣瓶的設(shè)計安全性。