一種船用球形壓力儲氣罐的設(shè)計與應(yīng)力分析

林樹勇，楊 毅，孔虎子，龐春芳

● （1.中國船舶重工集團(tuán)公司第704研究所，上海 200031；2.常州四新船用設(shè)備有限公司，江蘇常州 213004）

一種船用球形壓力儲氣罐的設(shè)計與應(yīng)力分析

林樹勇1，楊 毅1，孔虎子1，龐春芳2

● （1.中國船舶重工集團(tuán)公司第704研究所，上海 200031；2.常州四新船用設(shè)備有限公司，江蘇常州 213004）

設(shè)計了一種船用球形壓力儲氣罐，應(yīng)用軟件Ansys進(jìn)行了有限元建模，根據(jù)有限元模型的應(yīng)力分析情況，選取三個危險截面仔細(xì)做應(yīng)力分析，并進(jìn)行結(jié)果評定。最后運用Ansys載荷步分析方法獲得交變應(yīng)力強(qiáng)度，分析了儲氣罐的疲勞性質(zhì)。

儲氣罐；Ansys；有限元建模；應(yīng)力分析

0 引言

作為一種常見的壓力容器，儲氣罐在船舶行業(yè)中具有廣泛的應(yīng)用，它用來儲存壓縮氣體，保證在正?；驊?yīng)急情況下，提供足量的氣體。它對環(huán)境污染少、使用壽命長、結(jié)構(gòu)簡單和造價低。本文介紹一種船用球形壓力儲氣罐的設(shè)計，之后應(yīng)用Ansys軟件進(jìn)行有限元建模和應(yīng)力分析[1]。

1 設(shè)計條件與計算

1.1 設(shè)計參數(shù)

儲氣罐V=2m3的基本設(shè)計條件和參數(shù)見表1。由表1可看出，儲氣罐工作過程中空氣工作溫度為-10℃～50℃，最高工作壓力為8.9MPa，設(shè)計循環(huán)使用次數(shù)為1×104次。

1.2 材料選擇

根據(jù)儲氣罐的具體工況（設(shè)計溫度-20℃～65℃、設(shè)計壓力 10.1MPa、介質(zhì)為壓縮空氣），設(shè)備的主要受壓元件支柱選用16Mn（正火）鋼管，球殼選擇Q345 R（正火）；管口鍛件選擇16Mn IV鍛件（正火+回火）。

儲氣罐V=2m3各部件所用材料和介質(zhì)的性能參數(shù)見表2，其中彈性模量取自JB4732-2005的表G-5，泊松比根據(jù)JB4732-95中公式（5-1）計算得到，16Mn IV（正火+回火）、Q345R（正火）和16Mn（正火）管材設(shè)計應(yīng)力強(qiáng)度依據(jù) GB 150.1～4-2011中相應(yīng)的數(shù)據(jù)并按照 TSG R0004-2009《固定式壓力容器安全技術(shù)監(jiān)察規(guī)程》規(guī)定的分析設(shè)計安全系數(shù)進(jìn)行調(diào)整確定。假設(shè)材料的力學(xué)性能不受介質(zhì)和環(huán)境的影響[2]。

表1 儲氣罐V=2m3的基本設(shè)計條件和參數(shù)

表2 材料性能參數(shù)

1.3 設(shè)計計算

1）球殼厚度計算。按JB 4732-95式（7-4）計算球殼厚度：

式中：δ為球殼的計算厚度，mm；pc為計算壓力，MPa；Ri為球殼的內(nèi)半徑，mm；K為載荷組合系數(shù)；Smt為Q345R（正火）材料在65℃下設(shè)計應(yīng)力強(qiáng)度，MPa。

腐蝕裕量為1.5mm；鋼板的負(fù)偏差為0.3mm。取設(shè)計名義厚度δn=26mm。

2）地腳螺栓校核。地腳螺栓的材料選用16Mn，許用應(yīng)力為[σ]=170MPa。共有16個地腳螺栓16-M33，單個螺栓的有效承載面積為670mm2；地腳螺栓承受向上36g的體力，單個地腳螺栓承受的單向拉伸載荷為62973N；則單個地腳螺栓的y方向拉伸應(yīng)力為：σy=62973/670=94MPa；地腳螺栓承受水平方向的體力為橫向14.5g和縱向7.5g，單個地腳螺栓承受的橫向剪切載荷為28557N；則單個地腳螺栓的橫向剪切應(yīng)力為：τxy=28557/670=42.6MPa。單個地腳螺栓的最大主應(yīng)力為：

單個地腳螺栓的最大剪切應(yīng)力為：

根據(jù)以上設(shè)計計算結(jié)果，整體設(shè)計球形壓力儲氣罐V=2m3。最終得到儲氣罐V=2m3的結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 儲氣罐V=2m3的結(jié)構(gòu)圖

2 應(yīng)力分析

應(yīng)力分析采用有限元軟件Ansys進(jìn)行計算。采用設(shè)計壓力10.1MPa，得出儲氣罐V=2m3在內(nèi)壓作用下的應(yīng)力強(qiáng)度值，查看球殼體、進(jìn)/出氣接管連接部位，以及支柱與球殼體連接處結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位的應(yīng)力情況，依據(jù)強(qiáng)度判定準(zhǔn)則，進(jìn)行應(yīng)力分類校核[3]。

2.1 有限元建模

根據(jù)儲氣罐V=2m3的結(jié)構(gòu)形式和承載：整體考慮垂直方向36g，橫向14.5g和縱向7.5g的體力作為附加外力的特點，對設(shè)備本體進(jìn)行整體有限元建模計算。儲氣罐V=2m3三維實體模型如圖2所示。

圖2 儲氣罐V=2m3三維實體模型

采用Ansys提供的20節(jié)點六面體Solid95單元對結(jié)構(gòu)進(jìn)行六面體網(wǎng)格化，得到儲氣罐V=2m3有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 儲氣罐V=2m3有限元網(wǎng)格模型

進(jìn)/出氣口端部施加沿軸向的等效拉伸邊界載荷Pe，球體內(nèi)表面施加10.1MPa內(nèi)壓；基礎(chǔ)環(huán)板下表面施加全位移約束；x方向施加14.5g的水平體力；y方向施加36g的垂直體力；z方向施加 7.5g的水平體力；其中Pe為-2.2333MPa（負(fù)號表示為壓應(yīng)力）。

2.2 有限元結(jié)果

采用有限元軟件Ansys對儲氣罐V=2m3在設(shè)計壓力10.1MPa的情況下進(jìn)行應(yīng)力分析，得到球殼體、進(jìn)/出氣接管連接部位，以及支柱與球殼體連接處結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位的應(yīng)力情況圖如圖4～6所示[4]。

圖4 球殼體的應(yīng)力情況（MPa）

圖5 進(jìn)/出氣接管連接部位的應(yīng)力情況（MPa）

圖6 支柱與球殼體連接處結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位的應(yīng)力情況（MPa）

2.3 結(jié)果評定

根據(jù)有限元計算的應(yīng)力分布結(jié)果，選取如圖7所示的三個危險截面（A-A路徑、B-B路徑、C-C路徑）進(jìn)行分析，并進(jìn)行結(jié)果評定，如表3～表5所示。

圖7 三個危險截面的布置圖（MPa）

表3 A-A路徑：球殼上遠(yuǎn)離結(jié)構(gòu)不連續(xù)處

表4 B-B路徑：支柱墊板與相鄰球殼連接的結(jié)構(gòu)不連續(xù)處

表5 C-C路徑：進(jìn)/出氣接口及與相鄰球殼連接的結(jié)構(gòu)不連續(xù)處

從表3～表5中可以看出，球殼體、支柱與球殼體連接處結(jié)構(gòu)不連續(xù)的部位，以及進(jìn)/出氣接管連接部位處的應(yīng)力結(jié)果評定為合格，其中最大的應(yīng)力點出現(xiàn)在支柱墊板與相鄰球殼連接的結(jié)構(gòu)不連續(xù)處，此處的最大應(yīng)力σ值為269.7MPa。

3 疲勞分析

對于疲勞問題，運用Ansys的載荷步分析功能，通過計算同一循環(huán)事件中的兩個載荷狀態(tài)下的應(yīng)力場，然后將兩者所得的結(jié)果相減獲得應(yīng)力強(qiáng)度幅值，尋找最大應(yīng)力強(qiáng)度幅的位置，再根據(jù)JB4732-95附錄C進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評定。

通過第2節(jié)應(yīng)力分析得知，支柱墊板與相鄰球殼連接的結(jié)構(gòu)在不連續(xù)處內(nèi)壓載荷為10.1MPa和x方向施加14.5g的水平體力，y方向施加36g的垂直體力，z方向施加 7.5g的水平體力作為附加外力的情況下應(yīng)力值達(dá)到最大。運用載荷步分析方法在分別獲得交變應(yīng)力強(qiáng)度值后，可以直接評定其疲勞性質(zhì)。分別對于0MPa和8.9MPa兩個載荷步，有限元計算的交變應(yīng)力強(qiáng)度幅兩倍應(yīng)力分布如圖8所示。計算結(jié)果表明，其交變應(yīng)力幅值為140.405MPa。

將計算所得的交變應(yīng)力幅值進(jìn)行溫度修正后為144.72MPa，查設(shè)計疲勞曲線圖C-1[1]得到在交變應(yīng)力幅值為144.72MPa時的允許循環(huán)次數(shù)為7.924×104次，已大于1×104次，結(jié)果合格。

圖8 0MPa～8.9MPa壓力波動下的交變應(yīng)力強(qiáng)度幅兩倍應(yīng)力分布圖(MPa)

4 結(jié)束語

本文介紹一種船用球形壓力儲氣罐的設(shè)計，應(yīng)用軟件Ansys有限元建模的方法對儲氣罐的應(yīng)力情況進(jìn)行了分析，評定應(yīng)力情況為合格。之后運用載荷步分析方法獲得儲氣罐的交變應(yīng)力強(qiáng)度幅，分析了儲氣罐的疲勞應(yīng)力，評定疲勞性質(zhì)為合格。本文的設(shè)計和應(yīng)力評定方法可以為進(jìn)一步設(shè)計制造壓力更高、體積更大的儲氣瓶提供一定的依據(jù)。

[1]丁伯民,蔡仁良.壓力容器設(shè)計-原理及工程運用[M].北京:中國石化出版社,1995.

[2]JB4732-95 鋼制壓力容器-分析設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)[S].北京:全國壓力容器標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會,1995.

[3]張朝輝.Ansys11.0結(jié)構(gòu)分析工程應(yīng)用實例解析[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2009.

[4]王立新,韓玉坤,佟占勝.高壓儲氣罐的有限元應(yīng)力分析[J].機(jī)械設(shè)計與制造,2009 (7):52-5.

Design and Stress Analysis of One Kind of Spherical Pressure Gas Tank for Ship

LIN Shu-yong1,YANG Yi1,KONG Hu-zi1,PANG Chun-fang2
(1.No.704 Research Institute,CSIC,Shanghai 200031,China; 2.Changzhou Si Xin Ship Equipment Co.,Ltd.,Changzhou 213004,China)

One kind of spherical pressure gas tank for ship is designed.The finite element model is built by software Ansys.According to the stress distribution in the finite element model,three dangerous sections are selected and analyzed carefully,and the results are evaluated.Finally,the alternating stress intensity is obtained by using a load step analysis method of software Ansys,and the fatigue property of the gas tank is analyzed.

gas tank; software Ansys; finite element modeling; stress analysis

U671.3

A

林樹勇（1985-）， ，碩士。主要從事船舶液壓空氣專業(yè)方面的研究。