摘 要 采用ANSYS有限元分析技術(shù)，建立整體齒嚙式快開結(jié)構(gòu)的有限元模型，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析和疲勞壽命評(píng)價(jià)。同時(shí)，以結(jié)構(gòu)總質(zhì)量為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)高壓釜的快開密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化分析。選取卡箍上環(huán)齒厚度T、平蓋封頭齒厚度T、卡箍筒體厚度T、卡箍上環(huán)齒長(zhǎng)度L、平蓋封頭齒長(zhǎng)度L這5組變量作為設(shè)計(jì)變量，最大應(yīng)力值、最大位移值、快開門結(jié)構(gòu)總質(zhì)量作為因變量，通過(guò)輕量化分析，得到優(yōu)化后的快開門質(zhì)量為2 921.9 kg，比優(yōu)化前降低了16.5%。

關(guān)鍵詞 高壓釜 整體齒嚙 疲勞壽命 結(jié)構(gòu)優(yōu)化 有限元分析

中圖分類號(hào) TQ052.4 " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼 A " 文章編號(hào) 0254?6094（2024）04?0524?09

在海洋資源開發(fā)過(guò)程中，整體齒嚙式高壓釜作為快開門壓力容器是進(jìn)行深水環(huán)境模擬試驗(yàn)裝置時(shí)水壓試驗(yàn)的重要設(shè)備［1～3］。但在實(shí)際生產(chǎn)中，操作人員使用快開門壓力容器時(shí)容易出現(xiàn)操作不當(dāng)?shù)那闆r，在未完全關(guān)閉時(shí)就升壓或者帶有余壓時(shí)開門，這很容易引起爆炸事故，危害人員自身安全［4］。據(jù)國(guó)家安全監(jiān)察部門的統(tǒng)計(jì)，2000年以前，快開門式壓力容器發(fā)生的事故約占我國(guó)壓力容器事故總數(shù)的三分之一［5］。為了提高設(shè)備的安全性并在此基礎(chǔ)上降低使用成本、促進(jìn)節(jié)能減排、實(shí)現(xiàn)綠色設(shè)計(jì)與制造，1994年SMITH B等提出了采用有限元法分析快開門結(jié)構(gòu)的應(yīng)力水平［6］。徐海鵬等針對(duì)典型的齒嚙式與平啟式快開門壓力容器的爆炸失效起因，進(jìn)行了統(tǒng)計(jì)分析并提出解決方案［7，8］。因此，在設(shè)計(jì)模擬深海水壓試驗(yàn)設(shè)備的過(guò)程中，需考慮其安全性，并對(duì)設(shè)備進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)以提高其工作效率。

筆者采用ANSYS有限元分析技術(shù)，建立整體齒嚙式快開結(jié)構(gòu)的有限元模型［9，10］，模擬分析高壓釜應(yīng)力分布情況，依據(jù)現(xiàn)代機(jī)械生產(chǎn)中相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析和疲勞壽命評(píng)價(jià)，并對(duì)高壓釜的快開門密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 高壓釜基本參數(shù)

高壓釜主要由封頭、筒體、卡箍齒、封頭齒、O形圈、管口、支腿以及吊耳等部件組成，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。筒體內(nèi)直徑D=1000 mm、厚度δ=32 mm；封頭的厚度t=36 mm；管口N2、N3、N4、N5的規(guī)格均為?42 mm×14.5 mm，管口N1、N8的規(guī)格均為?65 mm×18.7 mm，管口N7的規(guī)格為?36 mm×12.5 mm，管口N6的規(guī)格為?32 mm×5 mm。其中接管N1、N2、N3、N4、N5、N7、N8的材料均為16MnⅢ，接管N6的材料為20#。設(shè)備筒體材料為Q345R，卡箍齒、封頭齒材料為16MnⅢ，O形密封圈材料為丁腈橡膠，吊耳材料為Q235B，支腿材料為Q235B/Q345R。高壓釜設(shè)計(jì)參數(shù)見表1、2。

2 高壓釜有限元分析

2.1 高壓釜有限元模型及網(wǎng)格劃分

在進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算時(shí)，只能夠考慮到實(shí)際模型的復(fù)雜性，然而，對(duì)于影響設(shè)備結(jié)構(gòu)的相關(guān)因素不可能全部考慮到，因此，對(duì)結(jié)構(gòu)應(yīng)力強(qiáng)度影響較小的部件進(jìn)行合理簡(jiǎn)化后，再將高壓釜的實(shí)際尺寸通過(guò)ANSYS APDL模塊進(jìn)行三維實(shí)體建模，得到的有限元實(shí)體模型如圖2所示。根據(jù)高壓釜結(jié)構(gòu)的實(shí)際狀況，可以選用solid185單元，采用掃掠網(wǎng)格劃分，整體結(jié)構(gòu)均采用六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，得到的高壓釜有限元網(wǎng)格模型如圖3所示［11］。

2.2 載荷與邊界條件

筒體內(nèi)表面施加設(shè)計(jì)壓力p=10.5 MPa；同時(shí)在支座底面施加全約束即U=U=U=0；接管N8端面施加平衡載荷p=-2.747 MPa；卡箍齒與封頭齒的接觸部分建立面接觸。具體加載情況如圖4所示。

2.3 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定

對(duì)高壓釜結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元應(yīng)力強(qiáng)度分析計(jì)算，得到整體結(jié)構(gòu)的Tresca最大應(yīng)力值如圖5所示。由圖5可知，高壓釜整體結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值位于筒體與N8接管連接處，最大當(dāng)量應(yīng)力為328.668 MPa，這是因?yàn)樵谕搀w與N8接管的連接處由于結(jié)構(gòu)不連續(xù)，導(dǎo)致局部應(yīng)力集中。

接管N8最大Tresca當(dāng)量應(yīng)力為328.67 MPa，大于1.5倍許用應(yīng)力，故需對(duì)其進(jìn)行線性化分析。如圖6所示劃分線性化路徑并進(jìn)行應(yīng)力分類。計(jì)算結(jié)果如下：局部薄膜應(yīng)力為210.6 MPa，小于1.5KS；一次應(yīng)力+二次應(yīng)力為332.6 MPa，小于1.5KS；該整體齒嚙式高壓釜結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評(píng)定合格。

2.4 疲勞壽命評(píng)定

由于整體齒嚙式快開門高壓釜結(jié)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行中存在頻繁開門、關(guān)門的情況，使整個(gè)結(jié)構(gòu)承受著循環(huán)交變載荷的作用，這對(duì)結(jié)構(gòu)的抗疲勞性能提出了較高的要求［12，13］，因此對(duì)該結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞壽命評(píng)價(jià)是非常有必要的。目前疲勞評(píng)價(jià)方法包括試驗(yàn)疲勞評(píng)價(jià)、基于斷裂力學(xué)理論的疲勞評(píng)價(jià)和S?N曲線疲勞評(píng)價(jià)。

S?N曲線疲勞評(píng)價(jià)是目前最常用的工程設(shè)計(jì)方法，該方法一直被JB 4732和ASMEⅧ?2標(biāo)準(zhǔn)采用。該高壓釜主要結(jié)構(gòu)材料為碳鋼，操作溫度不超過(guò)152 ℃，符合JB 4732中附錄C的S?N設(shè)計(jì)疲勞曲線方法，可以用該方法進(jìn)行疲勞壽命評(píng)價(jià)。通過(guò)輸入疲勞評(píng)價(jià)參數(shù)化的命令流，一種是施加最大工作壓力下的運(yùn)算結(jié)果，另一種是最小工作壓力下的運(yùn)算結(jié)果，再將最大工況計(jì)算出的結(jié)果與最小工況計(jì)算出的結(jié)果相減，求得模型的最大應(yīng)力幅值S；按照J(rèn)B 4732附錄C，求出交變應(yīng)力強(qiáng)度幅的修正值公式如下：

S′=K×S×E/E（1）

查JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）附錄C中圖

C?2對(duì)應(yīng)的曲線及表C?2中的數(shù)據(jù)可以得到S′的最大允許循環(huán)次數(shù)，判斷疲勞壽命是否滿足要求。其中E=200 GPa，是圖C?2疲勞曲線中相對(duì)應(yīng)的彈性模量；Et為設(shè)計(jì)溫度下材料的彈性模量值，K為強(qiáng)度減弱系數(shù)，一般取值1.0。

該高壓釜在實(shí)際運(yùn)行中，筒體內(nèi)壓力始終位于0～10 MPa，周期循環(huán)變化。首先計(jì)算出兩種工況（最大工作壓力10 MPa、最小工作壓力0 MPa）下的應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，再將最大工況計(jì)算出的結(jié)果與最小工況計(jì)算出的結(jié)果相減，得到最大應(yīng)力幅值結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知，最大循環(huán)應(yīng)力幅值出現(xiàn)在N8接管與下封頭連接處，該部分所用材料為16MnⅢ。疲勞交變最大應(yīng)力差為309.724 MPa，因此在工作壓力作用下，應(yīng)力強(qiáng)度幅值S=0.5×309.724=154.862 MPa，應(yīng)力強(qiáng)度修正幅值S′=S=154.862×200/199.5=155.25 MPa。

由JB 4732圖C?2對(duì)應(yīng)的曲線及表C?2中的數(shù)據(jù)，查得應(yīng)力幅155.25 MPa時(shí)的允許循環(huán)次數(shù)為56 194次。而該高壓釜設(shè)備設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)為

10 000次，故滿足疲勞評(píng)價(jià)規(guī)范要求。

對(duì)于快開門結(jié)構(gòu)，最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在卡箍齒與卡箍連接處，該部分材料為16MnⅢ，根據(jù)公式求得S′=108.54 MPa，查JB 4732圖C?1得應(yīng)力幅108.54 MPa時(shí)的允許循環(huán)次數(shù)為249 727次，而該設(shè)備設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)為10 000次，滿足疲勞要求，并且疲勞評(píng)價(jià)壽命存在較大的裕量。為降低制造成本，以質(zhì)量為約束條件，對(duì)高壓釜的快開門密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，得到快開門結(jié)構(gòu)的最佳尺寸參數(shù)。

3 快開門結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)

3.1 高壓釜有限元模型

因?yàn)锳PDL連接模型時(shí)的glue和耦合較為單一，而ANSYS Workbench中可以自動(dòng)生成連接，修改連接類型和求解接觸問題且后處理功能較強(qiáng)大，因此選用ANSYS Workbench模塊對(duì)高壓釜進(jìn)行參數(shù)化建模優(yōu)化分析［14］。重點(diǎn)研究快開門結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，所以不考慮筒體、下封頭、支腿、接管、吊耳及O形密封圈等結(jié)構(gòu)，簡(jiǎn)化后的模型如圖8所示，有限元網(wǎng)格模型如圖9所示。

3.2 結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案

在ANSYS軟件的優(yōu)化程序中，只允許定義一個(gè)目標(biāo)函數(shù)。利用ANSYS Workbench的Design of Experiments模塊進(jìn)行建模和參數(shù)化分析，并基于所建立的優(yōu)化數(shù)學(xué)模型，設(shè)置約束條件、設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)。

3.2.1 約束條件

剛度約束是指限制結(jié)構(gòu)變形的約束條件。當(dāng)結(jié)構(gòu)受力變形后，會(huì)改變密封徑向高度、密封槽寬度等因素，繼而影響密封結(jié)構(gòu)的密封性能，因此要對(duì)結(jié)構(gòu)剛度進(jìn)行約束?？蓪⒚芊馊μ帍较蜷g隙C作為判斷剛度失效的重要因素。對(duì)于密封間隙C，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為：

C=C+Z-Z（2）

式中 C——初始密封間隙；

Z——密封圈處上節(jié)點(diǎn)軸向位移；

Z——密封圈處下節(jié)點(diǎn)軸向位移。

上下節(jié)點(diǎn)定義位置如圖10所示。

3.2.2 設(shè)計(jì)變量

為滿足抗疲勞性能，當(dāng)疲勞設(shè)計(jì)壽命為

10 000次時(shí)，查JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）可得到材料的許用應(yīng)力幅值S′=262 MPa，求得S=

261.35 MPa，因此，最大應(yīng)力不超過(guò)522.69 MPa。分別選取卡箍上環(huán)齒厚度T、平蓋封頭齒厚度T、卡箍筒體厚度T、卡箍上環(huán)齒長(zhǎng)度L、平蓋封頭齒長(zhǎng)度L這5組變量作為設(shè)計(jì)變量。將最大應(yīng)力值、最大位移值和快開門結(jié)構(gòu)總質(zhì)量作為狀態(tài)變量。設(shè)計(jì)變量選取范圍分別為85 mm≤T≤105 mm，70 mm≤T≤100 mm，75 mm≤T≤95 mm，65 mm≤

L≤85 mm，60 mm≤L≤80 mm。

3.2.3 目標(biāo)函數(shù)

對(duì)高壓釜齒嚙式快開門結(jié)構(gòu)質(zhì)量進(jìn)行優(yōu)化的目的是保證結(jié)構(gòu)在滿足約束條件的前提下，使得快開門結(jié)構(gòu)的質(zhì)量達(dá)到最小，所以把目標(biāo)函數(shù)定為高壓釜快開門結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量M。經(jīng)過(guò)計(jì)算，得出該快開門結(jié)構(gòu)優(yōu)化前的質(zhì)量為3 499.7 kg。

將上述約束條件、設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)用數(shù)學(xué)表達(dá)式來(lái)描述，如下：

minM（X）

X=［T1，T2，T3，L1，L2

］

C≤［C］

h≤0.015H

S≤

nS（3）

3.3 參數(shù)化優(yōu)化計(jì)算

設(shè)備疲勞循環(huán)工況為0～10 MPa，所以該設(shè)備疲勞應(yīng)力幅值即為工作壓力p=10 MPa的最大應(yīng)力值。在高壓釜快開門結(jié)構(gòu)內(nèi)表面施加工作壓力p=10 MPa，在卡箍齒與封頭齒接觸面建立面接觸。同時(shí)高壓釜整體式卡箍與筒體底部施加軸向位移約束U=U=U=0。

3.4 優(yōu)化結(jié)果分析

設(shè)置好所選擇的各組參數(shù)后進(jìn)行計(jì)算，得到的各組計(jì)算結(jié)果如圖11所示。

圖11中P為各組參數(shù)通過(guò)計(jì)算后得到的最大應(yīng)力值，P為最大位移值，P是計(jì)算后所得到的質(zhì)量。根據(jù)上圖結(jié)果分析，最小質(zhì)量為2 909.5 kg，但其最大應(yīng)力值為543.55 MPa，大于滿足疲勞分析的最大應(yīng)力522.69 MPa，不符合要求。由圖可得，符合最大疲勞應(yīng)力幅值的最小質(zhì)量為2 993.1 kg，其最大應(yīng)力值為439.15 MPa，離最大疲勞應(yīng)力幅值522.69 MPa還有不小的裕量，證明該組尺寸并未達(dá)到最優(yōu)參數(shù)。因此對(duì)其進(jìn)行進(jìn)一步的細(xì)化分析。

將該組參數(shù)作為上限重新輸入?yún)?shù)：P為卡箍上環(huán)齒厚85～98 mm；P為平蓋封頭齒厚70～

81 mm；P為封頭齒到中心軸之間的距離580～

593 mm，即平蓋封頭齒長(zhǎng)度60～73 mm；P為上齒尖到中心軸之間的距離537～550 mm，即卡箍上環(huán)齒長(zhǎng)度65～78 mm；P為卡箍筒體外側(cè)到卡箍下環(huán)內(nèi)側(cè)之間的距離220～228 mm，即卡箍筒體厚度75～83 mm。

然后再次進(jìn)行計(jì)算，得到的各組計(jì)算結(jié)果如圖12所示。

根據(jù)圖12結(jié)果分析，符合最大疲勞應(yīng)力幅值的最小質(zhì)量為2 921.9 kg，其對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力值為

478.13 MPa，距離最大疲勞應(yīng)力幅值522.69 MPa裕量適中，為該設(shè)計(jì)變量范圍內(nèi)的最優(yōu)參數(shù)。所以最優(yōu)尺寸參數(shù)分別為：卡箍上環(huán)齒厚P=89.658 mm；平蓋封頭齒厚P=77.058 mm；P=588.34 mm，即平蓋封頭齒長(zhǎng)度68.34 mm；P=545.34 mm，即卡箍上環(huán)齒長(zhǎng)度69.66 mm；P=222.87 mm，即卡箍筒體厚度77.87 mm。優(yōu)化前后設(shè)計(jì)變量數(shù)值見表3。

通過(guò)計(jì)算得到原設(shè)計(jì)尺寸的高壓釜快開門結(jié)構(gòu)質(zhì)量為3 499.7 kg，而經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的快開門質(zhì)量為2 921.9 kg，優(yōu)化后質(zhì)量減少了577.8 kg，輕量化設(shè)計(jì)初步滿足要求。依據(jù)上述約束條件，對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行校核評(píng)定。

關(guān)于強(qiáng)度評(píng)定，由于輕量化設(shè)計(jì)對(duì)快開門結(jié)構(gòu)進(jìn)行尺寸減薄后，最大Tresca當(dāng)量應(yīng)力大幅度提升，該結(jié)構(gòu)可能發(fā)生局部薄弱處強(qiáng)度失效的情況，因此需對(duì)優(yōu)化的模型進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)定。根據(jù)

JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的應(yīng)力分類方式，分別對(duì)結(jié)構(gòu)各部位的應(yīng)力最大點(diǎn)進(jìn)行線性化處理，其滿足設(shè)計(jì)規(guī)定的強(qiáng)度極限值如下：

a. 一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度P，許用極限KS；

b. 一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度P，許用極限1.5KS；

c. 一次+二次應(yīng)力強(qiáng)度P+P+Q，許用極限3KS。

K為載荷組合系數(shù)，此處取K=1.0，許用應(yīng)力

S=185 MPa。

按照優(yōu)化后的尺寸進(jìn)行建模，并施加設(shè)計(jì)壓力10.5 MPa，約束、接觸條件不變，對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如圖13a所示。對(duì)比優(yōu)化前結(jié)構(gòu)強(qiáng)度（圖13b），優(yōu)化前最大應(yīng)力值為227.383 MPa。由圖可知，優(yōu)化前應(yīng)力最大值較小，余量很大，而經(jīng)過(guò)減

重優(yōu)化后的最大應(yīng)力值為500.87 MPa，大于1.5倍許用應(yīng)力，所以需要對(duì)其進(jìn)行線性化分析，線性化路徑如圖13c所示，線性化結(jié)果見表4。

根據(jù)線性化評(píng)定結(jié)果可知，該快開門結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，符合優(yōu)化條件。此外，還需評(píng)定其剛度是否失效。需要控制卡箍齒及平蓋封頭齒內(nèi)側(cè)位移h不大于0.015倍的齒高H［15］。圖14為優(yōu)化前后高壓釜快開門結(jié)構(gòu)的位移云圖。

分析圖14可知，快開門結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后最大位移點(diǎn)均出現(xiàn)在平蓋封頭處，質(zhì)量?jī)?yōu)化后的最大位移為0.947 mm，比設(shè)計(jì)尺寸的最大位移增加了0.131 mm。其中，卡箍齒優(yōu)化后最大位移值為0.536 mm，小于0.015H=0.015×105=1.575 mm；平蓋封頭齒優(yōu)化后最大位移值為0.519 mm，小于0.015H=0.015×100=1.5 mm。優(yōu)化后的高壓釜快開門結(jié)構(gòu)剛度評(píng)定合格。

4 結(jié)論

4.1 高壓釜整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評(píng)定合格，整體循環(huán)次數(shù)為56 194次，快開門結(jié)構(gòu)循環(huán)次數(shù)為249 727次，超過(guò)設(shè)備設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)，可做輕量化設(shè)計(jì)。

4.2 最優(yōu)尺寸分別為：T=90 mm；T=77 mm；T=78 mm；L=70 mm；L=68 mm。此時(shí)設(shè)計(jì)壓力下最大Tresca當(dāng)量應(yīng)力為500.87 MPa。根據(jù)線性化評(píng)定結(jié)果所示，該快開門結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。優(yōu)化后的高壓釜快開門結(jié)構(gòu)剛度評(píng)定合格。

4.3 對(duì)快開門結(jié)構(gòu)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，得到優(yōu)化后的快開門質(zhì)量為2 921.9 kg，優(yōu)化后質(zhì)量減少了577.8 kg，比優(yōu)化前質(zhì)量降低了16.5%。

參 考 文 獻(xiàn)

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（收稿日期：2023-07-26，修回日期：2024-07-03）

Stress Analysis and Structure Optimization of Integral

Toothed Quick Opening Autoclave

HU Hao， DONG Jin?shan， WANG Cong， WANG Tao

（School of Mechanical and Power Engineering， Nanjing Tech University）

Abstract " In this paper， making use of ANSYS finite element analysis technology establish the finite element model of the integral toothed quick?opening structure was implemented， and its structural strength was analyzed and the fatigue life was evaluated. In addition， having the total mass of the structure taken as the objective function was implemented to optimize and analyze autoclave’s quick?opening seal structure， including having variables like the thickness of clamp’s upper ring tooth T1， that of the flat cap’s head tooth T2， that of the clamp’s cylinder T3， and the length of the clamp’s upper ring tooth L1， and that of the flat cap’s head tooth L2 selected as the design variables， the maximum stress value， the maximum displacement value and the total mass of the fast opening structure for the dependent variables. The lightweight analysis indicates that， the optimized quick?opening mass is 2 921.9 kg， a 16.5% lower than that before the optimization.

Key words " autoclave， integral tooth engagement， fatigue life， structural optimization， finite element analysis

作者簡(jiǎn)介：胡浩（1998-），碩士研究生，從事過(guò)程裝備現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法的研究。

通訊作者：董金善（1964-），教授，從事化工過(guò)程機(jī)械的研究，djs@njtech.edu.cn。

引用本文：胡浩，董金善，王聰，等.整體齒嚙式快開門高壓釜應(yīng)力分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.化工機(jī)械，2024，51（4）：524-

532.