壓縮機級間冷卻器異形鑄鐵殼體應力分析與結構優(yōu)化

祖文柱，李 川，吳華慶，董金善

（1.中國石化股份有限公司 金陵分公司，江蘇 南京 211816；2.豐益高分子材料 （連云港）有限公司，江蘇 連云港 222000；3.南京工業(yè)大學 機械與動力工程學院，江蘇 南京 211816）

隨著科學技術的快速發(fā)展及鑄鐵壓力容器設計、鑄造技術能力的提升，鑄鐵壓力容器的使用逐漸引起了人們的關注與重視[1]。在各種鑄造材料中，球墨鑄鐵以其良好的鑄造性能和力學性能在壓力容器制造中獲得了相對廣泛的應用[2]。鑄鐵制造的壓力容器采用一次鑄造成型工藝，具有良好的結構完整性和密閉性，無需采用焊接[3]。在實際生產中，球墨鑄鐵容器一段經常用作壓縮機級間冷卻器殼體、造紙烘缸[4-5]以及乏燃料設備[6]。若壓縮機級間冷卻器異形鑄鐵殼體采用傳統(tǒng)規(guī)則方法設計，則存在過于保守問題，文中改用有限元分析軟件ANSYS對其進行結構強度校核和結構優(yōu)化設計[7-8]。通過改進結構尺寸，實現(xiàn)壓縮機級間冷卻器異形殼體質量的減輕，從而降低生產制造成本。

1 壓縮機級間冷卻器異形殼體結構強度分析

1.1 結構尺寸與設計參數(shù)

某壓縮機級間冷卻器異形殼體結構見圖1。

圖1 冷卻器異形殼體結構示圖

其主要設計參數(shù)為，材料SA-395，設計溫度200℃，設計壓力0.27 MPa，泊松比0.29，彈性模量 147×103MPa，許用應力 82.7 MPa，抗拉強度414 MPa。級間冷卻器異形殼體主要結構尺寸為，筒體壁厚 T2=46 mm，筒體總長 L=3 885 mm，加強筋高度H=50 mm，加強筋厚度T1=80 mm，平板厚度T3=50 mm，接管Ⅰ直徑Do=644 mm，接管Ⅰ厚度t=45 mm，接管Ⅱ直徑、厚度同接管Ⅰ。

1.2 模型簡化

級間冷卻器異形殼體實際結構較為復雜，為了減小模型建立的難度及節(jié)省計算時間，對其進行合理簡化和假設[9-11]?？紤]到冷卻器工作溫差較小，接管外載荷小，忽略接管上的法蘭結構。考慮到加強筋與筒體連接處圓角、筒體與平板連接處圓角及較小的開孔對設備整體強度影響較小，忽略了加強筋與筒體連接處圓角、筒體與平板連接處圓角及較小的開孔的影響。簡化后的模型結構強度數(shù)值會偏大，結果會更加保守。

1.3 模型建立

壓縮機級間冷卻器異形殼體三維有限元簡化模型及網格劃分見圖2。選用SOLID185單元劃分網格，模型包含的單元數(shù)為863 453個，節(jié)點數(shù)為198 189個。

圖2 冷卻器異形殼體三維有限元簡化模型

1.4 載荷與邊界條件

在殼體內表面施加設計壓力p1=0.27 MPa，在接管Ⅰ和Ⅱ上端面施加由內壓引起的平衡載荷p2=-0.769 MPa。 p2通過 p1、Do、接管內徑 Di計算。

用同樣的方法計算出在左側（靠近接管Ⅰ）矩形開孔外端面施加由內壓引起的平衡載荷p3=-1.092 MPa，在右側（靠近接管Ⅱ）接管外端面施加由內壓引起的平衡載荷p4=-0.436 MPa。根據(jù)冷卻器異形殼體實際工況，在殼體左側支座的下表面施加全約束，即Ux=Uy=Uz=0。殼體右側支座徑向和周向均已固定住，只能在軸向上有位移運動，故在殼體右側支座的下表面施加滑動約束，即Ux=Uy=0。施加載荷和確定邊界條件后的冷卻器異形殼體模型見圖3。

圖3 帶載荷和邊界條件的冷卻器異形殼體模型

1.5 計算結果分析

對冷卻器異形殼體進行有限元分析計算，得到的結構第一主應力（S1）分布云圖見圖4，應變分布云圖見圖5。

圖4 冷卻器異形殼體第一主應力分布云圖

圖5 冷卻器異形殼體應變分布云圖

由圖4和圖5可知，冷卻器異形殼體最大應力、最大應變均出現(xiàn)在筒體中間的加強筋上。冷卻器異形殼體模型結構的受力狀態(tài)可以簡化為受均布載荷的外伸簡支梁，外伸簡支梁的跨中截面正對應著筒體中間的加強筋位置，根據(jù)材料力學理論可判定此處的彎曲應力較大，故出現(xiàn)了最大應力值[12-13]。由最大應力點處向兩側的彎曲應力逐漸減小，使加強筋的應力、應變向兩側逐漸減小。

鑄鐵材料塑性差，不能采用第三強度理論或第四強度理論對冷卻器異形殼體進行強度評定，應采用第一強度理論，即最大主應力理論對冷卻器異形殼體進行結構強度評定。參照ASME Ⅷ-1中 UC篇《鑄鐵制造壓力容器》[14]的要求(UCI-23)進行評定，即最大主應力應不大于許用應力的1.5倍。

參照ASME Ⅷ-1中UC篇鑄鐵制造壓力容器的要求 （UCD-23），查得材料常溫許用應力[σ]=82.7 MPa。受鑄造工藝的影響，鑄鐵容器存在鑄造強度削弱，需考慮鑄造系數(shù)對材料力學性能的影響。根據(jù)UG-24查得鑄造系數(shù)為0.8，設計許用應力[σ]b=0.8[σ]=0.8×82.7=66.16(MPa)。 由圖4可以知道，級間冷卻器異形殼體的最大主應力 S1為 57.730 9 MPa， 則有 S1=57.730 9 MPa＜1.5[σ]b=99.24 MPa，可知最大主應力S1小于設計許用應力的1.5倍，結構強度評定合格，且有較大安全裕量。

2 壓縮機級間冷卻器異形殼體水壓爆破試驗及設計壓力驗算

在進行級間冷卻器異形殼體水壓爆破試驗時，首先加壓到0.4 1MPa并保壓10 min，然后繼續(xù)升壓到目標試驗壓力的50%。如無異常現(xiàn)象，繼續(xù)按照目標試驗壓力的10%逐級升壓。在逐級加壓的過程中，試驗壓力均大于或等于目標壓力。在多次加壓并保壓后，最終得到冷卻器異形殼體的爆破壓力為2.41 MPa。

ASME Ⅷ-1的UCI篇 《鑄鐵制壓力容器試驗要求》規(guī)定，鑄鐵壓力容器可通過爆破試驗來確定設計壓力，故可用爆破壓力進行設計壓力驗算。

式中，pR為設計壓力，pB為爆破試驗測定的爆破壓力，σ1為材料的常溫抗拉強度，σ2為材料試件的平均抗拉強度，MPa。

將 pB=2.14 MPa、σ1=414 MPa、σ2=420 MPa 帶入計算，得到根據(jù)冷卻器異形殼體爆破測試數(shù)據(jù)驗算的設計壓力pR=0.356 2 MPa，此值大于設計時的壓力0.27 MPa，并且增加了32.93%。所以從爆破試驗結果可以看出，冷卻器異形殼體的結構安全裕量較大。

3 壓縮機級間冷卻器異形殼體結構優(yōu)化設計

3.1 目標函數(shù)與優(yōu)化變量確定

上述對冷卻器異形殼體結構強度的應力分析及爆破試驗的分析均表明，該設備具有較大的安全裕量。該設備鑄造成本較高，上述分析結果為在保證安全性的前提下、以降低制造成本為目標的設備輕量化結構優(yōu)化提供了可能。在以質量作為優(yōu)化設計的目標函數(shù)時，由于鑄造材料的密度相對均勻，可以用模型的體積等同于質量進行優(yōu)化設計，通過減少體積來達到節(jié)約成本的目標。選取冷卻器異形殼體體積計算主要控制參數(shù)加強筋的高度H和厚度T1、筒體厚度T2、平板厚度T3作為優(yōu)化變量。

3.2 約束條件選擇

約束條件由材料的強度及容器結構確定。其中，材料強度要滿足結構安全所需的強度要求，容器結構約束條件應滿足最低結構安全需要，即應力強度最大主應力值 Smax＜1.5[σ]b=99.24 MPa。

3.3 影響因素分析

冷卻器異形殼體結構的加強筋高度H和厚度T1、筒體厚度T2以及平板厚度T3設計時的原始數(shù)值及其設計區(qū)間見表1。

表1 冷卻器異形殼體模型結構參數(shù)及其設計區(qū)間

利用乘子法[15]獲得各個因素單獨作用和交互作用下自變量和狀態(tài)變量、自變量和目標函數(shù)之間的影響關系，并對得到的數(shù)據(jù)進行作圖分析，得到了單因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖 (圖6)，雙因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖(圖7)，三因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖(圖8)。

圖6 單因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖

圖7 雙因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖

圖8 三因素對狀態(tài)變量Smax的影響統(tǒng)計圖

從圖6可以看出，加強筋高度H對最大主應力Smax影響最為顯著，筒體厚度T2、加強筋厚度T1對Smax的影響次之，而平板厚度T3則對Smax的影響是最小的。

由圖7和圖8可以看出，在考慮雙因素組合作用時，加強筋高度H和筒體厚度T2共同作用對最大主應力Smax影響最大，加強筋高度H和厚度T1、加強筋厚度T1和筒體厚度T2相互作用對最大主應力 Smax影響次之，其中 T2T3、T1T3及 HT3有一定的影響，但對最大主應力Smax的影響均不是很大。三因素組合作用影響中，HT1T2相互作用對最大主應力 Smax影響最大，T1T2T3、HT1T3相互作用對最大主應力Smax影響次之，HT2T3相互作用對最大主應力Smax影響最小。各因素單獨與組合對狀態(tài)變量Smax的影響見表2。

表2 各因素單獨與組合對狀態(tài)變量Smax的影響

3.4 優(yōu)化結果分析

優(yōu)化算法劃分為零階優(yōu)化算法和一階優(yōu)化算法[16]。以零階優(yōu)化方案進行優(yōu)化分析，把迭代的循環(huán)次數(shù)設定為30次，經過優(yōu)化循環(huán)得到的最終尺寸見表3。

表3 各因素優(yōu)化結果

目標函數(shù)變化過程見圖9。

圖9 目標函數(shù)VOLU的變化規(guī)律

由表3可知，冷卻器異形殼體結構的總體積由 1.665 6×109mm3降低至 1.276 67×109mm3，降低了23.35%。冷卻器異形殼體的密度相對均勻，所以其質量也相應降低了23.35%。

對優(yōu)化后模型結構設計變量進行圓整，再以圓整數(shù)據(jù)進行應力分析，結構的第一主應力分布云圖見圖10。

圖10 優(yōu)化后冷卻器異形殼體第一主應力分布云圖

由圖10可知，優(yōu)化后的危險截面出現(xiàn)位置與優(yōu)化前位置一致，均在加強筋處，經過優(yōu)化調整，模型的最大主應力Smax由57.730 9 MPa增加至96.899 7MPa，增加了67.85%，但其結構強度仍滿足要求。

4 結語

（1）壓縮機級間冷卻器異形殼體結構有限元分析結果表明，模型結構的最大主應力、應變均出現(xiàn)在殼體中間截面的加強筋上，加強筋結構應力、應變及位移自最大應力點處開始向殼體兩側逐漸減小。

（2）通過水壓爆破試驗得到壓縮機級間冷卻器異形殼體的爆破壓力為2.41 MPa，并根據(jù)爆破壓力計算得出設計壓力pR=0.356 2 MPa，大于設計時的壓力p=0.27 MPa。爆破試驗結果表明壓縮機級間冷卻器異形殼體結構是安全可靠的，且安全裕量較大。

（3）利用ANSYS的參數(shù)化設計模塊，采用乘子計算法，研究了級間冷卻器異形殼體結構優(yōu)化的影響因素。計算結果表明，加強筋高度、加強筋厚度、筒體厚度對狀態(tài)變量最大應力影響較大，而平板厚度對狀態(tài)變量最大應力的影響較小。

（4）根據(jù)設計變量數(shù)據(jù)，對壓縮機級間冷卻器異形殼體結構進行了零階結構優(yōu)化。優(yōu)化結果表明，結構的總體質量降低了24.52%，而且結構強度滿足設計要求。