整體齒嚙式快開門高壓釜應力分析及結構優化

摘 要 采用ANSYS有限元分析技術，建立整體齒嚙式快開結構的有限元模型，對其進行結構強度分析和疲勞壽命評價。同時，以結構總質量為目標函數，對高壓釜的快開密封結構進行優化分析。選取卡箍上環齒厚度T、平蓋封頭齒厚度T、卡箍筒體厚度T、卡箍上環齒長度L、平蓋封頭齒長度L這5組變量作為設計變量，最大應力值、最大位移值、快開門結構總質量作為因變量，通過輕量化分析，得到優化后的快開門質量為2 921.9 kg，比優化前降低了16.5%。

關鍵詞 高壓釜 整體齒嚙 疲勞壽命 結構優化 有限元分析

中圖分類號 TQ052.4 " 文獻標志碼 A " 文章編號 0254?6094（2024）04?0524?09

在海洋資源開發過程中，整體齒嚙式高壓釜作為快開門壓力容器是進行深水環境模擬試驗裝置時水壓試驗的重要設備［1～3］。但在實際生產中，操作人員使用快開門壓力容器時容易出現操作不當的情況，在未完全關閉時就升壓或者帶有余壓時開門，這很容易引起爆炸事故，危害人員自身安全［4］。據國家安全監察部門的統計，2000年以前，快開門式壓力容器發生的事故約占我國壓力容器事故總數的三分之一［5］。為了提高設備的安全性并在此基礎上降低使用成本、促進節能減排、實現綠色設計與制造，1994年SMITH B等提出了采用有限元法分析快開門結構的應力水平［6］。徐海鵬等針對典型的齒嚙式與平啟式快開門壓力容器的爆炸失效起因，進行了統計分析并提出解決方案［7，8］。因此，在設計模擬深海水壓試驗設備的過程中，需考慮其安全性，并對設備進行優化設計以提高其工作效率。

筆者采用ANSYS有限元分析技術，建立整體齒嚙式快開結構的有限元模型［9，10］，模擬分析高壓釜應力分布情況，依據現代機械生產中相應的標準，對其進行結構強度分析和疲勞壽命評價，并對高壓釜的快開門密封結構進行輕量化優化設計。

1 高壓釜基本參數

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，其結構簡圖如圖1所示。筒體內直徑D=1000 mm、厚度δ=32 mm；封頭的厚度t=36 mm；管口N2、N3、N4、N5的規格均為?42 mm×14.5 mm，管口N1、N8的規格均為?65 mm×18.7 mm，管口N7的規格為?36 mm×12.5 mm，管口N6的規格為?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。高壓釜設計參數見表1、2。

2 高壓釜有限元分析

2.1 高壓釜有限元模型及網格劃分

在進行數值模擬計算時，只能夠考慮到實際模型的復雜性，然而，對于影響設備結構的相關因素不可能全部考慮到，因此，對結構應力強度影響較小的部件進行合理簡化后，再將高壓釜的實際尺寸通過ANSYS APDL模塊進行三維實體建模，得到的有限元實體模型如圖2所示。根據高壓釜結構的實際狀況，可以選用solid185單元，采用掃掠網格劃分，整體結構均采用六面體網格進行劃分，得到的高壓釜有限元網格模型如圖3所示［11］。

2.2 載荷與邊界條件

筒體內表面施加設計壓力p=10.5 MPa；同時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 應力強度評定

對高壓釜結構進行有限元應力強度分析計算，得到整體結構的Tresca最大應力值如圖5所示。由圖5可知，高壓釜整體結構的最大應力值位于筒體與N8接管連接處，最大當量應力為328.668 MPa，這是因為在筒體與N8接管的連接處由于結構不連續，導致局部應力集中。

接管N8最大Tresca當量應力為328.67 MPa，大于1.5倍許用應力，故需對其進行線性化分析。如圖6所示劃分線性化路徑并進行應力分類。計算結果如下：局部薄膜應力為210.6 MPa，小于1.5KS；一次應力+二次應力為332.6 MPa，小于1.5KS；該整體齒嚙式高壓釜結構強度評定合格。

2.4 疲勞壽命評定

由于整體齒嚙式快開門高壓釜結構在實際運行中存在頻繁開門、關門的情況，使整個結構承受著循環交變載荷的作用，這對結構的抗疲勞性能提出了較高的要求［12，13］，因此對該結構進行疲勞壽命評價是非常有必要的。目前疲勞評價方法包括試驗疲勞評價、基于斷裂力學理論的疲勞評價和S?N曲線疲勞評價。

S?N曲線疲勞評價是目前最常用的工程設計方法，該方法一直被JB 4732和ASMEⅧ?2標準采用。該高壓釜主要結構材料為碳鋼，操作溫度不超過152 ℃，符合JB 4732中附錄C的S?N設計疲勞曲線方法，可以用該方法進行疲勞壽命評價。通過輸入疲勞評價參數化的命令流，一種是施加最大工作壓力下的運算結果，另一種是最小工作壓力下的運算結果，再將最大工況計算出的結果與最小工況計算出的結果相減，求得模型的最大應力幅值S；按照JB 4732附錄C，求出交變應力強度幅的修正值公式如下：

S′=K×S×E/E（1）

查JB 4732—1995（2005年確認）附錄C中圖

C?2對應的曲線及表C?2中的數據可以得到S′的最大允許循環次數，判斷疲勞壽命是否滿足要求。其中E=200 GPa，是圖C?2疲勞曲線中相對應的彈性模量；Et為設計溫度下材料的彈性模量值，K為強度減弱系數，一般取值1.0。

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

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

由JB 4732圖C?2對應的曲線及表C?2中的數據，查得應力幅155.25 MPa時的允許循環次數為56 194次。而該高壓釜設備設計循環次數為

10 000次，故滿足疲勞評價規范要求。

對于快開門結構，最大應力點出現在卡箍齒與卡箍連接處，該部分材料為16MnⅢ，根據公式求得S′=108.54 MPa，查JB 4732圖C?1得應力幅108.54 MPa時的允許循環次數為249 727次，而該設備設計循環次數為10 000次，滿足疲勞要求，并且疲勞評價壽命存在較大的裕量。為降低制造成本，以質量為約束條件，對高壓釜的快開門密封結構進行優化，得到快開門結構的最佳尺寸參數。

3 快開門結構輕量化設計

3.1 高壓釜有限元模型

因為APDL連接模型時的glue和耦合較為單一，而ANSYS Workbench中可以自動生成連接，修改連接類型和求解接觸問題且后處理功能較強大，因此選用ANSYS Workbench模塊對高壓釜進行參數化建模優化分析［14］。重點研究快開門結構的優化，所以不考慮筒體、下封頭、支腿、接管、吊耳及O形密封圈等結構，簡化后的模型如圖8所示，有限元網格模型如圖9所示。

3.2 結構改進方案

在ANSYS軟件的優化程序中，只允許定義一個目標函數。利用ANSYS Workbench的Design of Experiments模塊進行建模和參數化分析，并基于所建立的優化數學模型，設置約束條件、設計變量、目標函數。

3.2.1 約束條件

剛度約束是指限制結構變形的約束條件。當結構受力變形后，會改變密封徑向高度、密封槽寬度等因素，繼而影響密封結構的密封性能，因此要對結構剛度進行約束。可將密封圈處徑向間隙C作為判斷剛度失效的重要因素。對于密封間隙C，其數學表達式為：

C=C+Z-Z（2）

式中 C——初始密封間隙；

Z——密封圈處上節點軸向位移；

Z——密封圈處下節點軸向位移。

上下節點定義位置如圖10所示。

3.2.2 設計變量

為滿足抗疲勞性能，當疲勞設計壽命為

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

261.35 MPa，因此，最大應力不超過522.69 MPa。分別選取卡箍上環齒厚度T、平蓋封頭齒厚度T、卡箍筒體厚度T、卡箍上環齒長度L、平蓋封頭齒長度L這5組變量作為設計變量。將最大應力值、最大位移值和快開門結構總質量作為狀態變量。設計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 目標函數

對高壓釜齒嚙式快開門結構質量進行優化的目的是保證結構在滿足約束條件的前提下，使得快開門結構的質量達到最小，所以把目標函數定為高壓釜快開門結構的總質量M。經過計算，得出該快開門結構優化前的質量為3 499.7 kg。

將上述約束條件、設計變量、目標函數用數學表達式來描述，如下：

minM（X）

X=［T1，T2，T3，L1，L2

］

C≤［C］

h≤0.015H

S≤

nS（3）

3.3 參數化優化計算

設備疲勞循環工況為0～10 MPa，所以該設備疲勞應力幅值即為工作壓力p=10 MPa的最大應力值。在高壓釜快開門結構內表面施加工作壓力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 優化結果分析

設置好所選擇的各組參數后進行計算，得到的各組計算結果如圖11所示。

圖11中P為各組參數通過計算后得到的最大應力值，P為最大位移值，P是計算后所得到的質量。根據上圖結果分析，最小質量為2 909.5 kg，但其最大應力值為543.55 MPa，大于滿足疲勞分析的最大應力522.69 MPa，不符合要求。由圖可得，符合最大疲勞應力幅值的最小質量為2 993.1 kg，其最大應力值為439.15 MPa，離最大疲勞應力幅值522.69 MPa還有不小的裕量，證明該組尺寸并未達到最優參數。因此對其進行進一步的細化分析。

將該組參數作為上限重新輸入參數：P為卡箍上環齒厚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，即卡箍上環齒長度65～78 mm；P為卡箍筒體外側到卡箍下環內側之間的距離220～228 mm，即卡箍筒體厚度75～83 mm。

然后再次進行計算，得到的各組計算結果如圖12所示。

根據圖12結果分析，符合最大疲勞應力幅值的最小質量為2 921.9 kg，其對應的最大應力值為

478.13 MPa，距離最大疲勞應力幅值522.69 MPa裕量適中，為該設計變量范圍內的最優參數。所以最優尺寸參數分別為：卡箍上環齒厚P=89.658 mm；平蓋封頭齒厚P=77.058 mm；P=588.34 mm，即平蓋封頭齒長度68.34 mm；P=545.34 mm，即卡箍上環齒長度69.66 mm；P=222.87 mm，即卡箍筒體厚度77.87 mm。優化前后設計變量數值見表3。

通過計算得到原設計尺寸的高壓釜快開門結構質量為3 499.7 kg，而經過優化后的快開門質量為2 921.9 kg，優化后質量減少了577.8 kg，輕量化設計初步滿足要求。依據上述約束條件，對優化方案進行校核評定。

關于強度評定，由于輕量化設計對快開門結構進行尺寸減薄后，最大Tresca當量應力大幅度提升，該結構可能發生局部薄弱處強度失效的情況，因此需對優化的模型進行強度評定。根據

JB 4732—1995（2005年確認）中的應力分類方式，分別對結構各部位的應力最大點進行線性化處理，其滿足設計規定的強度極限值如下：

a. 一次總體薄膜應力強度P，許用極限KS；

b. 一次局部薄膜應力強度P，許用極限1.5KS；

c. 一次+二次應力強度P+P+Q，許用極限3KS。

K為載荷組合系數，此處取K=1.0，許用應力

S=185 MPa。

按照優化后的尺寸進行建模，并施加設計壓力10.5 MPa，約束、接觸條件不變，對其進行計算，結果如圖13a所示。對比優化前結構強度（圖13b），優化前最大應力值為227.383 MPa。由圖可知，優化前應力最大值較小，余量很大，而經過減

重優化后的最大應力值為500.87 MPa，大于1.5倍許用應力，所以需要對其進行線性化分析，線性化路徑如圖13c所示，線性化結果見表4。

根據線性化評定結果可知，該快開門結構的結構強度滿足設計要求，符合優化條件。此外，還需評定其剛度是否失效。需要控制卡箍齒及平蓋封頭齒內側位移h不大于0.015倍的齒高H［15］。圖14為優化前后高壓釜快開門結構的位移云圖。

分析圖14可知，快開門結構優化前后最大位移點均出現在平蓋封頭處，質量優化后的最大位移為0.947 mm，比設計尺寸的最大位移增加了0.131 mm。其中，卡箍齒優化后最大位移值為0.536 mm，小于0.015H=0.015×105=1.575 mm；平蓋封頭齒優化后最大位移值為0.519 mm，小于0.015H=0.015×100=1.5 mm。優化后的高壓釜快開門結構剛度評定合格。

4 結論

4.1 高壓釜整體結構強度評定合格，整體循環次數為56 194次，快開門結構循環次數為249 727次，超過設備設計循環次數，可做輕量化設計。

4.2 最優尺寸分別為：T=90 mm；T=77 mm；T=78 mm；L=70 mm；L=68 mm。此時設計壓力下最大Tresca當量應力為500.87 MPa。根據線性化評定結果所示，該快開門結構的結構強度滿足設計要求。優化后的高壓釜快開門結構剛度評定合格。

4.3 對快開門結構進行輕量化設計，得到優化后的快開門質量為2 921.9 kg，優化后質量減少了577.8 kg，比優化前質量降低了16.5%。

參 考 文 獻

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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

作者簡介：胡浩（1998-），碩士研究生，從事過程裝備現代設計方法的研究。

通訊作者：董金善（1964-），教授，從事化工過程機械的研究，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力分析及結構優化［J］.化工機械，2024，51（4）：524-

532.