李樹勛 王宜雪 楊玲霞 康雯宇

（1.蘭州理工大學(xué)，石油化工學(xué)院，蘭州 730050；2.機械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，蘭州 730050）

主題詞：高壓氫氣瓶閥 外部激勵 結(jié)構(gòu)強度 疲勞強度 可靠性

1 前言

車載儲氫系統(tǒng)是氫能燃料電池汽車的重要組成部分。高壓氫氣瓶閥作為車載儲氫系統(tǒng)的重要組件，直接連接在儲氫氣瓶上，有密封氣瓶和啟閉高壓氣體的作用，對保障氫燃料電池汽車安全運行具有重要作用。汽車行駛過程中，高壓氫氣瓶閥在急轉(zhuǎn)彎、緊急制動和顛簸等特殊路況下承受慣性沖擊和道路隨機振動載荷作用，閥門的可靠性與穩(wěn)定性將受到影響，大概率會造成閥門結(jié)構(gòu)的強度及剛度失效問題。因此，研究高壓氫氣瓶閥在多種外部激勵載荷作用下的結(jié)構(gòu)強度、疲勞強度對其可靠性分析具有指導(dǎo)意義。

近年來，國內(nèi)外學(xué)者在外部激勵載荷下的結(jié)構(gòu)強度分析、疲勞強度分析及可靠性研究等方面取得了一定成果。目前，對結(jié)構(gòu)進行隨機振動疲勞分析的方法主要有時域法和頻域法。吳趙佳等采用雨流計數(shù)法并運用Miner 理論對襯套疲勞壽命進行了分析計算。劉芬等采用時域法并結(jié)合Miner理論和雨流循環(huán)計數(shù)法，分析了焊縫及母材的隨機振動疲勞壽命。時域法需循環(huán)計數(shù)，計算量較大，因此目前大部分學(xué)者采用頻域法對結(jié)構(gòu)進行隨機振動疲勞分析。龔蘇生等采用頻域法對空調(diào)管路進行隨機振動疲勞分析，找出了引起管路疲勞失效的主要原因。R.Kendre采用頻域法對啟動電機進行了隨機振動分析。目前沒有針對汽車在路面行駛過程中各種外部激勵載荷作用下的高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)強度及疲勞強度研究，本文運用ANSYS 有限元軟件分析計算新能源汽車在顛簸、緊急制動和急轉(zhuǎn)彎等道路行駛過程中慣性沖擊載荷作用下高壓氫氣瓶閥的結(jié)構(gòu)強度，并根據(jù)高斯分布和Miner 法則，運用頻域法分析計算道路隨機振動載荷作用下高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)的疲勞強度，為高壓氫氣瓶閥安全可靠運行研究提供參考。

2 隨機振動疲勞分析理論

表1 基于高斯三區(qū)間法的隨機振動應(yīng)力分布

高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)的疲勞損傷度為：

式中，n為結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞損傷時的實際循環(huán)次數(shù)；N為材料-曲線上當應(yīng)力為時對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)；、、分別為材料-曲線上應(yīng)力1、2、3對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)；、、分別為應(yīng)力為1、2、3時對應(yīng)的實際循環(huán)次數(shù)。

結(jié)構(gòu)不發(fā)生疲勞損傷破壞時，<1，結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞損傷破壞時，=1。

3 高壓氫氣瓶閥有限元模型

3.1 材料屬性

高壓氫氣環(huán)境會對材料產(chǎn)生一定的劣化作用，6061-T6 鋁合金材料具有質(zhì)量輕、抗氫脆、高強度等優(yōu)點，用作高壓氫氣瓶閥主閥體材料，同時選擇對氫氣敏感度較低的316L 不銹鋼材料用作截止閥閥體、閥芯和螺栓材料，力學(xué)性能參數(shù)如表2所示。

表2 材料力學(xué)性能參數(shù) MPa

3.2 有限元模型建立

通過對大量相關(guān)標準和產(chǎn)品的調(diào)研，針對氫燃料電池汽車的動力系統(tǒng)中供氫閥關(guān)鍵問題，本文設(shè)計了結(jié)構(gòu)如圖1所示的70 MPa車用氫氣電磁組合閥，其工作壓強為70 MPa，極限工作壓強可達87.5 MPa。對模型進行合理簡化，分析外部激勵載荷作用下高壓氫氣瓶閥主閥體與截止閥部分的結(jié)構(gòu)強度可靠性，有限元分析模型如圖2所示。

圖1 70 MPa車用氫氣電磁組合閥結(jié)構(gòu)示意

圖2 高壓氫氣瓶閥有限元模型

對模型進行網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無關(guān)性檢驗，最終確定網(wǎng)格節(jié)點數(shù)量為531 886 個，網(wǎng)格單元數(shù)量為356 393個，網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 高壓氫氣瓶閥網(wǎng)格模型

4 有限元分析

4.1 慣性沖擊載荷下的高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)強度分析

車輛在顛簸路面行駛時，會遇到2 種典型工況，即顛簸+緊急制動工況和顛簸+急轉(zhuǎn)彎工況。車輛受到的慣性沖擊載荷將傳遞到高壓氫氣瓶閥，本文分別對車輛在以上2種典型工況下運行時高壓氫氣瓶閥的結(jié)構(gòu)強度進行有限元分析。

4.1.1 邊界條件與載荷

假定實際工況下車架上的儲氫氣瓶固定不搖動，高壓氫氣瓶閥主閥體2外螺紋連接部位設(shè)置為固定約束，主閥體2與截止閥10螺紋連接處設(shè)置接觸類型為摩擦，根據(jù)文獻[13]，車輛在2 種典型工況下的加速度載荷如表3所示，根據(jù)表3分別對高壓氫氣瓶閥各方向施加不同的加速度載荷。

表3 2種典型工況下的加速度 g

4.1.2 慣性沖擊載荷下的結(jié)構(gòu)強度分析結(jié)果

圖4、圖5 所示分別為高壓氫氣瓶閥在2 種典型路況下受慣性沖擊載荷作用的應(yīng)力及變形云圖。

由圖4、圖5可知，高壓氫氣瓶閥在2種典型工況下的應(yīng)力及變形均主要分布在螺紋連接處，2種工況下的最大應(yīng)力分別為63.71 MPa和66.18 MPa，最大應(yīng)力均分布在截止閥閥體靠近端面的第1 個螺牙根部位置，2 種工況下最大變形量分別為4.16 μm和4.21 μm。

圖4 顛簸+緊急制動工況下應(yīng)力和變形云圖

圖5 顛簸+急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力和變形云圖

進一步對各螺牙受力情況進行分析，如圖6所示，2種工況下不同螺牙根部應(yīng)力變化曲線描繪了螺紋連接處的強度變化過程，可知在2種工況下從第1螺牙至第9螺牙根部的應(yīng)力均呈現(xiàn)減小趨勢。

圖6 2種工況下不同螺牙根部應(yīng)力變化曲線

由以上分析可知，汽車在上述2 種路況下行駛時，高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)薄弱位置均為閥體螺紋連接處，該處應(yīng)力遠超過其他位置，但未超過材料許用應(yīng)力，則高壓氫氣瓶閥的安全可靠性在上述2 種工況中均可得到保證。

4.2 隨機振動載荷下的高壓氫氣瓶閥疲勞強度分析

4.2.1 邊界條件與載荷

首先在截止閥與主閥體接觸的上端面施加軸向預(yù)緊力21 103.90 N，在閥內(nèi)氣體通道施加最大工作壓強87.5 MPa，并將截止閥與主閥體螺紋連接部位的接觸類型設(shè)置為摩擦，進行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析；然后將靜力學(xué)分析結(jié)果導(dǎo)入進行模態(tài)分析；最后將結(jié)果導(dǎo)入進行隨機振動分析，施加GB/T 4857.23—2021《包裝運輸包裝件基本試驗第23部分：垂直隨機振動試驗方法》中4種不同路況的功率譜密度（Power Spectral Density，PSD）激勵，即中國地區(qū)部分公路隨機振動PSD、ISO 13355:2001 公路隨機振動PSD、ASTM D4728-06 公路隨機振動PSD、ISTA 3A 公路隨機振動PSD，同時設(shè)置阻尼，取計算阻尼比為0.02。

4.2.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析使用分塊蘭索斯（Block Lancos）法，分析得到結(jié)構(gòu)的前12階模態(tài)振型及固有頻率，其中前6階模態(tài)的固有頻率如表4所示。

表4 前6階固有頻率及其振型

4.2.3 隨機振動載荷下的疲勞強度分析結(jié)果

中國公路路況PSD 激勵三軸加載下高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)的1馮·米塞斯（von Mises）應(yīng)力云圖如圖7 所示，由圖7可知，最大1應(yīng)力分布在第1個螺紋位置處。因螺紋連接部位易發(fā)生振動，使得螺紋連接處的1應(yīng)力相對較大。

圖7 三軸加載時結(jié)構(gòu)的1σ von Mises應(yīng)力云圖

對高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)分別沿、、軸方向單獨加載隨機振動激勵譜得到的1von Mises 應(yīng)力最大值均位于截止閥閥體第1個螺紋位置，各方向加載激勵后的最大1、2、3von Mises應(yīng)力結(jié)果如表5所示。由表5可知，三軸同時施加激勵下的應(yīng)力大于某一單軸施加激勵下的應(yīng)力，該結(jié)構(gòu)在三軸隨機振動下的受力狀態(tài)差。本文基于Miner 法則和高斯三區(qū)間法對高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)在三軸隨機激勵下的疲勞強度開展分析計算。

表5 單軸與多軸加載下的最大von-Mises應(yīng)力 MPa

根據(jù)以上結(jié)構(gòu)的三軸隨機振動應(yīng)力結(jié)果，同時結(jié)合6061-T6 材料的曲線，如圖8 所示，查得1、2及3應(yīng)力下相應(yīng)的、、分別為1.19×10次、6.57×10次及2.86×10次。根據(jù)表1 中的實際循環(huán)次數(shù)公式和式（1），可求得1、2及3von Mises疲勞損傷值，高壓氫氣瓶閥在三軸同時加載隨機激勵時產(chǎn)生最危險節(jié)點的PSD響應(yīng)曲線如圖9所示，獲得該點最危險的振動頻率為6.368 Hz。

圖8 6061-T6材料S-N曲線

圖9 高壓氫氣瓶閥螺紋連接處最危險點的PSD響應(yīng)曲線

計算高壓氫氣瓶閥在三軸同時加載隨機激勵時結(jié)構(gòu)最危險點的疲勞損傷度為：

由以上結(jié)果可知，高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)最危險點的疲勞損傷度遠小于1，因此所設(shè)計的閥門結(jié)構(gòu)在中國地區(qū)部分公路隨機振動PSD激勵下的疲勞強度滿足要求。

對高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)加載其余3 種路況的PSD 激勵，獲得結(jié)構(gòu)的最大1von Mises 均位于截止閥閥體靠近介質(zhì)壓力作用面的第1 個螺牙根部。為進一步研究結(jié)構(gòu)薄弱部位的應(yīng)力變化情況，分別對4種路況PSD激勵加載下截止閥閥體螺牙根部的受力狀態(tài)進行分析，得到4種PSD激勵下不同螺牙的1von Mises應(yīng)力變化曲線如圖10所示。由圖10可知：結(jié)構(gòu)在中國地區(qū)部分公路隨機振動PSD激勵下第1個螺牙根部的1von Mises應(yīng)力值最大，為3.057 MPa；在ASTM D4728-06 公路隨機振動PSD 激勵下第1 個螺牙根部的1von Mises 應(yīng)力值最小，為1.435 MPa；在4 種PSD 激勵三軸加載下，從第1 螺牙至第9 螺牙的1σ von Mises 應(yīng)力分布均呈減小趨勢。

圖10 4種PSD激勵三軸加載下不同螺牙1σ von Mises應(yīng)力變化曲線

高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)在4 種PSD 激勵三軸加載下的疲勞強度分析結(jié)果如表6所示，由表6可知，結(jié)構(gòu)在4種PSD激勵三軸加載下的疲勞強度均滿足要求。

表6 高壓氫氣瓶閥三軸加載下的疲勞強度分析結(jié)果

5 結(jié)束語

本文運用有限元仿真方法分析計算了在2 種典型路況下行駛時高壓氫氣瓶閥的結(jié)構(gòu)強度，并基于Miner法則和高斯分布，采用頻域法計算了4種PSD激勵下高壓氫氣瓶閥結(jié)構(gòu)的疲勞強度，得到以下結(jié)論：自主設(shè)計的高壓氫氣瓶閥在2 種特殊路況下的最大等效應(yīng)力分別為63.71 MPa和66.18 MPa，均小于該處材料的許用應(yīng)力，結(jié)構(gòu)強度均滿足要求；在4 種PSD 激勵下的疲勞損傷度均小于1，疲勞強度均滿足要求。該方法可為高壓氫氣瓶閥安全可靠運行研究提供參考。