齿啮式快开压力容器研究论文.doc

东北石油大学本科生毕业设计（论文）摘 要齿啮式快开压力容器具有启闭快、承压能力强、适用压力范围广等优点，被广泛地应用在化工、石油、食品、医疗等工业领域中。其工作原理是在齿啮式快开装置的圆周方向加工出均布的齿，通过齿间的啮合和错开，达到快速启闭的目的，轴向力由釜体法兰来承担，由齿与齿之间的接触面来传递，是一个典型的接触问题，应力和变形的精确计算相当复杂。同时，由于容器多为半间歇操作，频繁的开、停工及压力波动使得容器中应力随时间呈周期性变化，这对容器抗疲劳性能提出了较高的要求。在工作压力下，齿啮式快开压力容器的齿与齿之间的接触面不仅相互挤压而且相对滑动，接触状态随着加载过程而变化，接触面上的应力难以事先确定。因此，针对国内缺少对整体卡箍齿啮式快开结构研究的问题，以ANSYS软件为主要工作平台，建立整体卡箍齿啮式快开结构的三维模型，根据实际工况对其约束与载荷作了有效处理，针对不同内压作用下的齿啮式快开结构进行有限元分析，得到应力分布规律，确定危险截面，针对危险路径进行线性化处理，依据JB4732-1995钢制压力容器分析设计标准进行强度评定。针对不同啮合度下的齿啮式快开结构进行了有限元分析，分三种情况，分别是周向、径向、周向与径向组合，得出了允许的啮合错动量。通过疲劳强度分析，对疲劳寿命进行预测。现场操作中通常对釜体齿根处的裂纹损伤进行打磨修复，使釜体齿根处呈现不同的圆角尺寸和凹陷尺寸，针对这些结构进行有限元分析，得出应力分布规律，确定允许的打磨量，这对提高齿啮式快开压力容器设计及制造的可靠性、经济性提供了重要的参考依据。关键词：齿啮式快开结构；有限元；接触分析；疲劳分析；应力线性化处理AbstractTooth-locked quick opening pressure vessel with opening and closing fast, strong bearing capacity, wide applicability, etc. is widely used in petroleum, chemical, food, medical and other industrial fields. The working principle is the circumferential direction is processed in the teeth of the tooth-locked quick closure device. Through the teeth meshing and staggered, the rapid opening and closing is obtained. the axial force is borne by the kettle body flange, by the contact surface between the teeth and teeth to transfer, which is a typical contact problem, the stress and deformation of the accurate calculation is very complicated. At the same time,beacause the semi-batch operation,frequently opening, shuting down the stress and pressure fluctuation change periodically with time in the vessel ,it puts forward higher requirements for fatigue performance.Therefore,aiming at the lack of overall clamp tooth locked quick open structure of the problem,by using ANSYS software as the main working platform, the establishment of the overall card hoop of tooth locked quick open structure of 3D model,according to the actual working condition of the constraint and load for the effective treatment,according to the different pressure under the action of tooth locked quick open structure finite element analysis, stress distribution rules and to determine the dangerous cross-section,the dangerous path of linearization,based on the JB4732-1995 Steel Analysis and DesignStandard of Pressure Vessel,to evaluate the strength.According to the degree of different mesh of tooth locked quick opening structure finite element analysis, divided into three, respectively is week and radial directions, week to radial combination, it is concluded that the allowed engagement wrong momentum. Through fatigue strength analysis, the fatigue life is predicted. Field operation is usually on the kettle body root crack damage of grinding repair and the kettle body root present different fillet size and depression size and finite element analysis for the structure, gets the stress distribution law and to determine allowable grinding amount, which to improve the tooth locked quick opening pressure vessel design and manufacture of the reliability, economy provides an important reference.Key words：Tooth-locked quickopening structure；Finite element；Frictional contact analysis；Fatigue analysis；Stress linearization treatment东北石油大学本科生毕业设计（论文）目 录第1章 绪论11.1 研究的工程背景、目的和意义11.2 快开结构的主要形式及工作原理31.3 快开结构有限元分析的国内外研究进展51.4 本文研究内容8第2章 不同内压下快开结构的有限元分析102.1 设计数据及材料性能参数102.2 快开结构的有限元模拟112.3 理想啮合状况下的有限元结果分析162.4 接触面的应力云图242.5 应力线性化分析与强度评定262.6 本章小结31第3章 不同啮合度下快开结构的有限元分析323.1 啮合度的定义323.2 周向错动的有限元分析333.3 径向错动的有限元分析403.4 组合错动下的有限元分析473.5 本章小结51第4章 齿啮式快开结构的疲劳分析524.1 疲劳失效机理524.2 基于ANSYS的疲劳分析554.3 理想啮合工况下的疲劳分析574.4 最危险工况下的疲劳分析624.5 强度分析与疲劳分析的比较644.6 本章小结65第5章 修复后的啮合齿块的有限元分析665.1 釜体齿根裂纹产生机理665.2 带有裂纹的啮合齿块检测及修复675.3 带有裂纹和修复后的啮合齿块的有限元分析695.4 本章小结79结论与展望80参考文献82致 谢85附录 1.6MPa下快开结构的有限元分析命令流86I第1章 绪论1.1 研究的工程背景、目的和意义快开式压力容器广泛地应用于石油、化工、建材、食品、纺织、橡胶、航天、医疗、造纸等工业领域需要快速开启和关闭的承压装置中。例如化工工业中橡胶制品的硫化釜；精细化工中所用的超临界二氧化碳萃取釜；建材工业中的木材干馏釜、枕木防腐釜；建材工业中硅酸盐制品的蒸压釜；医院和实验室的消毒锅、高压氧仓；食品工业中釜头制品的灭菌釜、食品高压杀菌釜；纺织工业中的蒸煮釜、染色机等，其中硫化罐如图1-1（a）所示，染色机如图1-1（b）所示。由于工业生产的需要和科学技术的不断发展，压力容器的快开门盖结构的直径有不断增大的趋势，使用温度、压力也越来越高，所应用的领域在不断拓展。近年来，多起蒸压釜爆炸较大生产安全事故直接原因是这种釜齿未闭合到位的啮合状况，在蒸汽压力的作用下釜齿所受的圆周方向分力就形成了一个沿开启转动方向作用于釜盖的转动力矩，压力越大，沿圆周方向的分力就越大，使釜盖转动的力矩也就越大，当釜齿只有一小部分面积接触，釜内蒸汽压力达到一定数值之后，釜齿局部应力过载，该部位就会产生塑性变形，从而导致釜齿脱离啮合而转动滑脱，釜盖脱开飞出，直接酿成爆炸事故的发生。从上述分析可知，事故直接原因是蒸压釜升压时釜门未完全闭合到位导致釜门脱开。蒸压釜事故图如图1-2所示。可见啮合齿块作为蒸压釜的主要承压部件起着至关重要的安全作用。随着蒸压釜安全事故的迭起，某调查小组对当地的80多台蒸压釜进行了全面检验，其中有35台的啮合齿都存在裂纹（如图1-3所示）。其中一台蒸压釜的96个啮合齿中共发现长度40mm以上裂纹83条，基本分布于啮合齿根部两侧，起裂点位于内侧，沿着剪切力方向扩展。说明啮合齿处于长期循环载荷的疲劳状态，局部啮合齿的失效断裂可能导致容器釜头的快速弹开，破坏力巨大，该处存在严重的安全隐患。 综上所述，啮合齿块是快开门式压力容器关键失效部位，齿块裂纹的成因和失效机理分析成为该类快开门式压力容器总体安全与寿命的关键因素之一，且这种受压元件-啮合齿块失效导致的爆炸事故是灾难性的，企业及检测机构迫切想知道齿块缺陷的成因机理，掌握失效预测技术，制定相对应的预防及消除措施。随着科学技术的发展，通过齿块有限元模拟、应力分析等方法系统解决上述问题，从而提升该类快开门式压力容器的使用可靠性和寿命。1.2 快开结构的主要形式及工作原理快速开关盖的结构形式很多，按其基本原理大致可分为卡箍式、齿啮式、压紧式、剖分环式和移动式五大类1。其中齿啮式快开装置以其开启方便，适用压力范围广的特点，是我国快开式压力容器中最为常用结构形式。1.2.1 齿啮式快开结构齿啮式快开结构作为主体结构的压力容器大都为中压容器或者低压容器。釜体法兰与釜体为一体的整体相连的齿啮式釜体法兰连接和釜体法兰与釜体为单独部件的齿啮式釜体法兰连接组成齿啮式快开结构两大分类，两种连接具体形式和结构见下图1.4所示。（a）整体相连的齿啮式釜体法兰连接图 （b）卡箍式齿啮式釜体法兰连接图图1-4 齿啮式法兰连接图本文研究的是整体相连的齿啮式快开结构，基本工作原理为：在齿啮式快开装置的上法兰和卡箍圆周方向加工出均布的齿，通过将顶盖法兰旋转某一个角度可以实现上法兰齿和卡箍齿之间的啮合与错开，从而达到快速开关门的目的。其基本结构主要由顶盖、顶盖法兰、端部法兰和圆筒四部分组成。顶盖采用凸形封头（椭圆形封头、球冠形封头等）与顶盖法兰对接焊结构，在端部法兰上加工密封槽，实现顶盖法兰与端部法兰间的自紧密封。带球冠形封头的中、低压容器的基本结构如图1-5所示。与其他凸形封头相比，筒径相同的情况下，封头部分容积较小，相应的重量轻，门转动方便。蒸压釜和硫化釜等快开门式压力容器多采用这种结构。1-顶盖 2-顶盖法兰 3-端部法兰 4-密封槽 5-筒体 6-端部法兰齿 7-顶盖法兰齿图1-5 带球冠形封头的齿啮式快开结构图1.2.2 其它形式的快开结构（1）卡箍式快开结构卡箍式快开结构主要是由筒体、门盖、卡箍以及开门机构和安全联锁结构组成。通过卡箍的松开和箍紧来实现快开结构的开启和关闭，卡箍通常可以分为两瓣和三瓣的。卡箍式快开装置结构简单、使用压力范围广。在卡箍式快开装置中，卡箍内面有两个锥面分别与顶盖和筒体端部法兰的锥面相接触，承载由顶盖传递过来的轴向力。卡箍与平盖及筒体端部之间是通过相互挤压和摩擦来传递法向和切向应力。开门时，需松开主螺栓、移动卡箍，才能打开容器的端盖，由于需保证上下丝杆同步驱动，以及内表面腐蚀生锈导致摩擦增大，故很难达到快开的目的。（2）压紧式快开结构压紧式快开结构一般主要是利用活节螺栓，旋柄，首轮，凸轮等快速拧紧或松开门盖来达到快开的目的，活结螺栓结构的快开装置，旋转活结螺栓，预紧力由架铁传递至快开盖，实现初始密封，松开活结螺栓即可打开门盖，该结构装拆方便，结构简单，但是承压很低。一般用于低压或真空容器或者密封性能要求不高的工况。（3）剖分环式快开结构剖分环式快开结构的特点是由剖分环来承受内压产生的轴向力，可采用全自紧式密封结构，通过张力和收紧剖分环实现快开，这种结构可用于压力很高的工况。剖分环式快开结构主要由筒体法兰，剖分环及门盖和开闭机构组成。剖分环镶在门盖中，在剖分环上分别有两个锁孔与开闭机构连接，当转动开门手杆，剖分环锁紧至门盖内部，从而使得门盖和筒体分离，实现快开结构的快速开启。（4）移动式快开结构移动式快开结构又称平推式快开结构，移动式快开结构主要用在橡胶制品行业主要的生产设备，一般适合压力较低，密封要求不高的工况。移动式快开结构主要由筒体、封头、卡箍、法兰、以及开门气缸组成。左半卡箍和封头用螺钉固定在一起，而右半卡箍则跟端部法兰连接在一起。在压力容器卸压后，封头在气缸拉杆的作用下以平移的方式迅速打开，从而实现快开门的迅速开启。1.3 快开结构有限元分析的国内外研究进展齿啮式快开容器的适用范围广，结构型式多，轴向力由齿与齿之间的接触面来传递，是一个典型的接触问题，应力和变形的精确计算相当复杂，此外，快开盖需要频繁启闭，容器受脉动载荷的作用，需要考虑疲劳。由于设计、选材、制造、使用等方面的原因，此类容器的事故频繁发生。据文献2介绍，齿啮式快开容器事故率占我国压力容器爆炸的三分之一，且后果相当严重。在国际上，日本制定了高压和超高压快速启闭密封装置的设计标准3，我国也颁布了相一致的化工行业标准4。目前在用的大多数快开门式压力容器属于中、低压容器，尚无相应的标准可循。因此，国内外对此开展了大量研究工作。大型快开门式压力容器的常见失效模式有安全连锁装置失灵、超压超载、操作失误及啮合齿块的裂纹失效等。随着特种设备安全法、压力容器定期检验规程等一系列法规条例的出台，企业主体责任加大，超压超载，操作失误等现象越来越少。对安全联锁装置的检查及定期维护越来越重视，事故率呈逐年下降趋势。但针对啮合齿块的优化设计，机理分析、失效预防方面的研究却少见。目前国内外一般采用分析设计方法，主要考虑到大型快开门式压力容器的啮合齿块结构的不连续性，无法用传统的设计理念进行强度计算。但分析设计主要依托于数值模拟，在建模、加载、计算环节与现场实际工况还是有一定区别，同时未考虑振动、温差、磨损等实际情况。对快开门式压力容器整体方面的设计优化、余压危害、安全联锁装置的设计优化等方面开展很多研究。但针对釜体釜头上的主要受压元件啮合齿块的优化研究却很少，孙雁、刘正兴对蒸压釜釜体结构进行了优化计算及分析5，研究结果只对釜体结构上进行大的改进，但对釜齿结构采用了很高的安全系数，未做实质性优化建议。针对该类容器的失效分析及事故预防重点都放在安全联锁装置上面，因为固定式压力容器安全技术监察规程压力容器定期检验规程中明确规定安全联锁装置必须完好，否则不得投入使用。目前对釜体的失效及预防措施，安全联锁装置的优化设计、爆炸危险性等研究颇多。盛水平，刘延雷等针对该类容器在余压情况下的门盖弹出做出了详细研究6，结论为门盖飞出占爆炸总能量的1520%，只有余压在0.01MPa以下才能安全开门。综上所述，目前分析设计方法能计算整体的釜体强度，但针对主要受压部件-齿块偏于保守，并未考虑实际工况及疲劳载荷、应力腐蚀等因素影响。对釜体的失效及预防措施，安全联锁装置的优化设计、爆炸危险性等研究颇多，但针对细节之处-齿块的专项失效机理分析、失效预测、使用工艺的优化等方面亟待解决。1.3.1 设计方法的研究（1）解析法针对齿啮式快开装置的具体结构型式，根据各部分结构特点和受力情况，在一系列的简化假设下，将其划分为若干可利用板壳理论和弹性理论分析的简单结构7，各部分之间的相互作用内力和内弯矩来代替，建立各部分之间的变形协调条件，得出齿啮式快开装置的各部位应力的解析解，并针对不同应力如拉伸应力、弯曲应力、挤压应力等予以相应的应力限制条件。现有工程设计方法多是建立在弹性力学方法上，针对某种结构类型提供一套设计计算公式。日本工业标准JIS B 8284-2003压力容器快速开关盖装置3和郑津洋、丁伯民等在其文献中提供了带平封头结构的与筒体连成整体的齿啮式快开型和采用整体卡箍的齿啮盖装置的应力进行了试验研究8,9，揭示了高压齿啮式快开装置的受力特点和应力分布规律。张仁纯等根据经典的薄壳理论和三维弹性理论，对带球形封头的齿啮式蒸压釜的应力从理论综合应用解析解和有限单元法和实验两方面进行研究、比较和补充，从而确定了应力数值和分布10。齿啮式快开型的的高压齿啮式快开盖装置工程设计方法。基本思路都是将容器分成高颈法兰、卡箍和封头。高颈法兰和卡箍根据整体法兰分析中所采用的圆筒（此时为法兰颈或卡箍本体）和圆环（此时为法兰环或卡箍环）的不连续连接模型，即整体法兰中铁木欣柯计算方法而将封头齿根看作悬臂梁的固定端进行受力分析，封头按其基本的结构形式遵照相应的壁厚公式进行设计。黄进、刘正兴等在对带凸形封头结构的中、低压齿啮式快开盖装置的研究中，将釜体与釜体法兰，釜盖与釜盖法兰沿焊接处切开成独立的两部分，之间代之以力矩与切向力，并以变形协调条件作为连接条件，釜体法兰与釜盖法兰将间断的齿去除后计算模型均认为是弹性圆环，而釜盖按具有边环的球形壳或椭圆形壳来分析11。（2）数值法数值法包括有限元法和边界元法，其中有限元法应用得更为广泛。利用三维有限单元将齿啮式快开容器的实体模型离散化，通过单元相互的协调关系、整体的平衡条件和边界条件求解与节点位移的相关线性方程组，利用插值函数、应力与应变间、位移与力间的关系可获得容器任何部位应力和应变数值和分布状况。当所取得单元足够小时，这种近似解将逐渐收敛于结构的真实解。有限元法的关键是建立合理的力学分析模型。（3）实验法主要是光弹性法和电测法，其中以电测法应用更为广泛。通过应变片测量结构指定部位的应变状态，然后根据应力应变关系，确定这些部位的应力状态。现主要用于研究应力分布规律和验证弹性分析模型和有限元模型的有效性。1.3.2 摩擦接触问题的研究接触现象是普遍存在的，如卡齿之间啮合的接触、车轮与轨道的接触、两物体的撞击（动态接触）等。简单的弹性接触问题分析要追溯到18世纪的Hertz12,13，他通过解析计算，获得应力、应变解。对于弹性接触问题，他做出如下假设：（1）不发生刚体运动的两个接触体组成接触系统。（2）发生小变形的接触体。（3）应变、应力线性递增或递减。（4）接触表面粗糙度较小，不考虑摩擦力。（5）不考虑动摩擦的影响。为了简化公式，接触体被视作刚性体，这种方法无法推算物体内部的应力和变形状况。Hertz主要研究两物体间弹性接触，获得了接触点附近的应力与应变的解析解。Hertz接触理论被认为是弹性接触问题研究领域中的里程碑。Hertz接触问题应满足以下假设：1）表面都是连续的，并且是非协调的；2）小应变；3）每个物体可被看作是一个弹性半空间；4）表面无摩擦力。不满足其中的一个或几个假定的统称为非Hertz接触问题。在以后的近两百年中，人们致力于放宽Hertz接触问题中某些假设，对非Hrtz接触问题的研究。Sighorini14,15给出了单边接触问题的普遍公式，描述了弹性体在刚性基础上的边界条件和接触条件；Goldsmith16研究了一些静态和动态接触问题，提供了这些问题的的解析解，并为实验所证实。然而多数非Hertz接触问题，没有封闭形式的解析解，在涉及部分滑动、考虑摩擦的问题更是如此。Haugetc17、Johnson18、Zhong19分别采用了二次规划法，用标准的优化方法求解，亚微分法求解非摩擦接触问题。1.3.3 快开结构的有限元研究有限元（FEA）法是用来解决各种力学问题的一种数值方法，有限元操作包括前处理、求解、后处理三个阶段，分别由ANSYS前处理模块、分析计算模块、后处理模块来完成。ANSYS前处理模块主要进行实体建模和网格划分。在压力容器行业，有限元法的采用也越来越受到重视，借助于有限元分析软件，对压力容器进行应力和变形分析，可以直观反映出压力容器的工作以及承载状态，进而为压力容器制造提供设计参考依据。尤其是在1995年，全国锅炉压力容器标准化技术委员会（原全国压力容器标准化技术委员会）发布了JB4732-1995钢制压力容器分析设计标准后，有限元法研究应用更是上了一个台阶。目前，有限元分析主要是利用现有的有限元软件对单台容器的强度进行校核，尚未形成一套成熟的工程设计方法。王希诚等根据齿啮式快开容器的结构特点进行有限元计算20，并对改善容器应力分布，降低应力峰值进行了讨论。孙雁等利用有限元在蒸压釜直径增大后对釜盖结构进行合理的修正21。王志坚等利用ANSYS中接触单元法，采用面-面接触模型对齿啮式快开结构齿间的接触行为进行数值模拟22，对有限元计算结果来选出高应力区，并进行应力线性化处理，对装置进行应力评定。涂文锋等对顶盖法兰和端部法兰进行了有限元应力分析，得到了顶盖法兰和端部法兰的受力特性和应力分布规律23，并进行了强度评定。杨刚等通过接触单元数值模拟啮合齿的接触过程24，运用整体有限元应力分析的方法对齿啮式快开压力容器进行计算，分析计算结果，对危险截面进行了强度评定和疲劳分析。苏文献等通过接触单元数值模拟啮合齿的接触过程，用5%最大主应变准则25，建立了基于整体有限元法分析的齿啮式快开压力容器塑性载荷计算方法，龚曙光等将有限元方法与优化技术相结合，完成了快开门装置的结构优化设计，阐述了基于有限元分析的优化模型建立26，利用ANSYS软件完成了优化计算，得到了优化结果，并将该结果与理论计算结果进行了比较。分析结果显示，将基于有限元法分析的优化技术应用于零件的设计是一种非常可行的方法。沃克描述了四种应力分析的技术：两种数字模拟(有限元分析和边界分析)，一种实验研究（电阻应变测量）和一种近似（材料强度）方法到应力的总结27，本文将利用ANSYS有限元模拟进行齿啮式快开结构的应力研究。1.4 本文研究内容本文以带球冠形封头的齿啮式快开结构为对象，采用ANSYS软件的接触单元模拟齿间啮合的接触过程，对其齿啮式釜体法兰连接件进行整体有限元接触分析，建立基于整体有限元应力分析和应力分类的接触分析模型及算法。以一台蒸压釜为算例，模拟其啮合齿块在实际工况下的应力分布状况，在此基础上分析其失效机理，进行疲劳强度分析，并对其使用寿命进行预测，最后对修复后的釜体齿根进行有限元分析。主要研究内容包括：（1） 采用ANSYS软件的接触单元，对其齿啮式釜体法兰连接件进行整体有限元接触分析，建立基于整体有限元应力分析和应力分类的接触分析模型及算法。（2）以一台蒸压釜为算例，模拟其在不同工作压力下（如0.6MPa，1.0MPa，1.5MPa，1.6MPa，1.8MPa），啮合齿块区域的整体应力分布状况，确定应力集中区域及危险截面，并对危险部位进行线性化处理。（3）以一台蒸压釜为算例，分别模拟啮合齿块不同接触面积下（包括三种情况，第一种是周向错动量分别为0%，5%，10%，15%，第二种是径向错动量为0mm、1mm、2mm、3mm，第三种是前两种情况错动的组合），得出齿块区域的整体应力分布状况，确定应力集中区域及危险截面，确定允许的最小啮合度。（4）在上述分析基础上，确定最危险工况；在此工况下，模拟齿块受低周循环载荷时，啮合齿块区域的整体应力分布状况，确定应力集中区域，并对其进行疲劳分析，根据应力分析设计标准，校核其安全性，并预测使用寿命。（5）对带有裂纹的齿块进行模拟，并对釜体齿根部裂纹进行打磨修复，使釜体齿根部位的磨削程度不同（取圆角半径分别为r=0、r=5、r=10、r=15；凹陷程度v型坡口、d=25、d=30、d=35），模拟这些不同磨削程度下的啮合齿块的应力分布状况，确定最大的磨削程度。其技术路线如图1-6所示，利用ANSYS有限元软件，通过调整蒸汽压力、啮合度来分析啮合齿块的应力分布状态，找出应力集中区，确定危险截面及最危险工况。并在此基础上，预测疲劳寿命，并模拟不同磨削程度下的啮合齿块的应力分布状况，为生产操作提供指导和借鉴意义。 齿块损伤的有限元模拟强度分析疲劳分析危险截面不同啮合度不同蒸汽内压修复齿根裂纹施加循环载荷周向错动打磨程度不同径向错动疲劳评定寿命预测线性化处理应力变化规律图1-6 技术路线图95第2章 不同内压下快开结构的有限元分析本文采用有限元的分析设计，以一台蒸压釜为例，以实际设备尺寸为原始数据建立有限元模型，模拟实际工作状态，对不同内压下齿块进行有限元分析，并基于各个危险截面的线性化应力水平计算结果，对蒸压釜快开门结构的强度进行了评定。2.1 设计数据及材料性能参数蒸压釜为一轴对称薄壳受内压结构，如图2-1所示。主体由釜体、釜体法兰和釜盖、釜盖法兰组成。釜体为一受内压圆柱薄壳结构，内径为3200mm，壁厚22mm，材料为Q345R；釜盖为受内压的球壳体，法兰为一圆环形块状结构，材料为Q345锻件。釜体与釜盖的连接是通过法兰上的釜齿相互啮合，釜齿沿圆周均匀分布，齿数n=40，壳程工作介质为水蒸汽，蒸压釜设计压力为1.6MPa，设计温度210，设计疲劳寿命为105次；设计温度下釜体和釜盖部分的设计应力强度为168MPa，法兰的设计应力强度为142MPa。蒸压釜作为一类特殊的压力容器，其齿啮式快开结构是一个关键环节。整个结构是一个复杂的整体，它由多个部件构成，这其中包括快开口结构、啮合齿结构、手摇减速装置等。 1-筒体 2-安全阀 3-开门机构 4-压力表 5-手摇减速机 6-釜门7-滚动支座 8-活动支座 9-固定支座 10-釜盖开启安全装置图2-1 蒸压釜结构图蒸压釜的齿啮式快开结构及尺寸图如图2-2所示，蒸压釜的设计参数表及材料性能参数如表2-1、2-2所示。釜体法兰齿釜盖釜盖法兰齿釜体体（a） （b）图2-2 齿啮式快开结构及尺寸图釜体法兰 表2-1 设计参数表设计压力/MPa设计温度/疲劳寿命/次最高允许工作压力/MPa齿块对数n/对1.62101000001.540 表2-2 材料主要参数零件材料设计应力强度Sm/MPa屈服强度/MPa抗拉强度/MPa弹性模量E/MPa泊松比釜体Q345R1684305650.3釜盖Q345R1684305650.3釜体法兰Q345锻件1422954850.3釜盖法兰Q345锻件1422954850.32.2 快开结构的有限元模拟本文采用的分析设计方法依据我国分析设计通用标准JB4732-1995进行设计计算与应力评定。在本文分析中，由于压力容器具有曲面结构，模型通过Solidworks建立。软件Solidworks在建立模型方面较软件更加人性化，适用于三维复杂零件的建模，因此在Solidworks中建立模型导入ANSYS，能有效减少计算的复杂性。本章中有限元分析的流程图如图2-3所示：图2-3 静力分析模拟流程图2.2.1 基本假设在蒸压釜的强度计算中，将釜体、釜体法兰作为一个计算对象，釜盖、釜盖法兰作为另一个计算对象，分别进行计算。本文着重讨论釜体及釜体法兰的计算，蒸压釜釜体及釜体法兰在结构上可看作是一个广义的回转轴对称壳体与块体组成的三维弹性体结构，内部受均布内压作用。因此，蒸压釜釜体从结构到载荷均是轴对称的。在有限元计算分析时，计算模型可按轴对称结构处理。齿啮式快开容器整体有限元模型是通过啮合齿的接触来约束顶盖法兰的刚体位移，并由接触面的相互挤压和摩擦传递法向和切向应力，属于有摩擦的弹性接触的问题。接触面上的分布力对顶盖和端部法兰齿根部有很大的弯曲和剪切作用。本文认为正确模拟接触面间的相互作用对于容器强度分析和整体优化设计相当重要。由于接触行为相当复杂，本文做以下假设：（1）类静态问题假设齿啮式快开容器工作周期由加压、保压和卸压三个部分组成。由于保压阶段为一静态过程，而加、卸压相当缓慢，认为是类静态问题。（2）摩擦假设两接触表面的摩擦满足库仑定律。接触面上的点只有两种状态：粘接和滑动。处于粘接状态时，没有相对切向位移，摩擦力，处于滑动状态时，有相对的切向位移，摩擦力且方向与当时的切向位移方向相反。不区分静态或动态摩擦系数。（3）接触假设不考虑齿面初始间隙和粗糙度造成接触的不均匀，认为初始状态下，两齿面为密切的协调接触，接触面间没有间隙或嵌人，亦没有相互的作用力。当受载时，因为顶盖法兰和端部法兰变形不一致而使接触面积减小。这种加载时接触面积小于或等于未加载时的接触面积的情况称为退缩接触，属于非Hertz接触问题。2.2.2 几何模型蒸压釜釜体的接触面为40对啮合齿，在圆周方向均匀分布。由于蒸压釜快开装置结构和载荷均具有对称性，可处理为广义轴对称问题，为了节约计算量，取一个法兰齿及两侧相邻半个齿间隙作为研究对象，在ANSYS中建立釜盖法兰齿和釜体法兰齿啮合时的整体有限元参数模型。釜体法兰与釜体连接处存在结构不连续，模型中取釜体长度为660mm（大于该结构的值，其中为釜体半径，为釜体壁厚），在该长度范围内，边缘应力的影响可以忽略不计。根据蒸压釜快开结构的具体尺寸，建立有限元模型。由于模型整体上呈现中心、对称形式，因此，截取局部子结构建立计算模型2.5，2.0之间的部分，建立齿啮式快开结构有限元模型。在ANSYS中建立的实体模型如图2-4所示。（a）整体齿块啮合模型 （b）齿块啮合放大模型图2-4 蒸压釜快开结构模型 （c）釜盖模型 （d）釜体模型2.2.3 网格划分本文有限元模型为保证计算结果的精确性采用实体建模，选用实体单元SOLID 185进行网格划分。在执行网格划分时，选择ANSYS提供的Meshtool工具进行网格划分。选择六面体单元进行Sweep扫掠划分，并且在两法兰的接触面执行网格细化操作，划分网格后的模型如图2-5所示。（e）釜盖齿块网格划分图 （f）釜体齿块网格划分图图2-5 网格划分图（a）整体网格划分图 （b）局部网格划分图 （c）釜盖网格划分图 （d）釜体网格划分图2.2.4 接触分析实际上釜体法兰和釜盖法兰是通过啮合齿之间的接触来实现力的传递和彼此之间约束的28，齿与齿之间在接触面上不仅相互挤压，而且还存在相对滑动。接触面上的应力随着齿间的接触状态发生变化，而齿间的接触状态又随着加载过程发生变化。因此两啮合齿之间的实际应力情况是复杂的，用ANSYS的面-面接触单元来模拟两啮合齿的接触过程29。目标单元选用TRGET170，接触单元选用CONTACT174。采用ANSYS中面面接触模型，在划分好网格的有限元模型上建立一个以釜体法兰啮合齿的下齿面为目标面、釜盖法兰啮合齿的上齿面为接触面的接触对，摩擦系数是0.3，来描述两个齿面的接触行为。本文依然采用认可度较高的摩擦接触方式，釜盖法兰、釜体法兰为2个独立构件，通过单元TARGET170和CONTAT174，以釜体法兰齿下表面为目标面，釜盖法兰齿上表面为接触面创建接触对，实现力学传动。釜盖法兰齿和釜体法兰齿在未加载荷时均匀接触，无间隙和相互间嵌入；施加载荷后在接触面产生相互嵌入和滑动，通过挤压和摩擦来传递法向力和切向力。接触单元174是可用于3D、8节点的四边形单元，可位于有中节点的3D实体或壳单元（如SOLID185、SOLID95、SOLID45、SOLID186、SHELL181或SHELL93等）的表面。当目标单元的节点开始穿透接触单元时，就表明目标面与接触面开始产生接触现象。目标单元170是接触单元173和接触单元174匹配的三维模型目标单元，其为3节点三角形单元。可位于有中节点的3D实体或壳单元（如SOLID185、SOLID95、SOLID45、SOLID186、SHELL181或SHELL93等）的表面。网格划分就是将有限元实体模型离散成各个不同的单元与节点，其质量的好坏决定结果的正误和计算的效率，通常情况下，相同模型有限元网格越多，计算得到的结果越精确，与此同时容易带来运算时间也越长。因此网格划分因遵循在结构不连续区域要将网格细化的原则。齿啮式快开结构含有接触摩擦计算，应在接触的位置注意网格的划分。由于摩擦接触计算是非线性计算，其不仅仅需要网格精度，更需要考虑计算的收敛性，网格质量的好坏直接影响到非线性计算能否收敛。本文所选取的有限元模型单元（SOLID185、CONTAT174和TARGET170）都属于高阶单元，能够保证结构的精确性和非线性计算的收敛性。2.2.5 边界及加载蒸压釜的设计压力为1.6MPa，分析过程可设置釜体内表面受到内压为1.6MPa。按照广义轴对称问题的特点，在蒸压釜快开装置结构对称面和釜头切面上施加轴对称约束。在内压作用下，蒸压釜快开装置将整体沿对称轴向上移动，因此在模型两侧约束其周向位移，为限制模型径向位移，在齿啮式快开结构的几何对称中心处施加径向位移约束。在模型轴向下部，建有一段筒体与釜体法兰焊接，在筒体的下部端面施加轴向位移约束。对模型的载荷施加主要是内压，内压的加载区域包括模型结构的内表面。位移约束和加载后的效果如图2-6所示。图2-6加载和约束后的效果图 （a）整体加载图 （b）釜体底端部约束图加载和结束后，需要定义大变形，大变形属几何非线性，是需要不断迭代才能算出来的，每一次迭代都会根据结构新的几何位置坐标形成新的刚度矩阵，因此，求解起来比较慢。由于变形很小，就忽略结构在受力过程中的变形对结构刚度矩阵的影响，因此只计算一次刚度矩阵。根据结构真实的受力情况，结构的变形量与结构的几何尺寸相比较大，所以应当对结构定义大变形。2.3 理想啮合状况下的有限元结果分析蒸压釜的总体设计属常规设计，但釜盖法兰、釜体法兰的应力强度计算需采用有限元方法进行30，应力评定方法参照JB4732-1995钢制压力容器分析设计标准，许用应力仍按GB150中的规定选取。查GB150的材料表，当设计温度210时，查JB4732-1995钢制压力容器分析设计标准图C-1得，设计疲劳寿命为105次时，Q345R和Q345锻件的设计应力强度分别为168MPa和142MPa。2.3.1 1.6MPa下的变形云图如图2.7所示，从整体结构的变形图中可以看出：由于受内压的作用，釜盖处的变形最大，最大变形量是0.00117mm，其次就是在釜体与釜体法兰的连接处，由于结构的不连续，所以产生了较大变形。釜体法兰齿的变形沿对角线方向由内到外逐渐减小，其中齿根处的变形最大，承受着较大的弯矩，这是由于受到法向推力所致，此部位容易出现强度失效而产生裂纹。由于作用力和反作用力，釜盖法兰齿的变形沿对角线方向由外到内逐渐变大。图2-7 1.6MPa下的变形云图 （a）整体变形云图 （b）啮合齿块变形云图（c）釜盖变形云图 （d）釜体变形云图 （e）釜盖齿块变形云图 （f）釜体齿块变形云图为更精确的得出内压1.6MPa下的变形云图结果，通过查看不同方向的应力云图，如图2-8所示。图2-8 1.6MPa下不同方向的变形云图 （c）Z方向的变形云图 （d）等效应力变形云图 （a）X方向的变形云图 （b）Y方向的变形云图从图2-8（a）中可以看出，X方向在内压作用下，从釜体端部到釜盖端部呈现周向阶梯状分布，釜体端部的X方向变形最大，其次就是釜盖，釜体法兰处和釜盖法兰处变形最小，这主要是应为釜盖和釜体厚度相对于法兰环来说较小，所以受内压作用明显。从图2-8（b）中可以看出，对于釜盖来说，从釜盖顶端到釜盖法兰的变形量逐渐变小，而对于釜体来说，受内压和釜体底端约束的影响，从内侧到外侧的变形量由小变大。从图2-8（c）看出，Z方向的应力分布规律表现出周向对称性，由于模型两侧受对称约束，整体来看，模型绕轴线有顺势针扭动的趋势，所以Z方向分布呈现较为一侧应力较高，一侧应力较低。从图2-8（d）看出，等效应力下的变形云图更能反映出釜盖的实际受力。2.3.2 不同内压下的变形云图在前文的基础上，分析在不同压力下变形云图，并作出分析。如图2-9所示。从图2-9看出，封头处的变形最大。（a）0.6MPa下的变形云图 （b）1.0MPa下的变形云图 （c）1.5MPa下的变形云图 （d）1.8MPa下的变形云图图2-9不同内压作用下的变形云图将不同压力下的变形云图绘成如表2-3所示的结果。表2-3 不同压力下的封头处最大变形表压力/MPa0.61.01.51.61.8最大变形量/10-3mm0.4400.7331.0971.2171.315图2-10不同压力下的封头处最大变形图将表2-3中数据绘成图2-10，从图2-10中看到，封头处的最大变形量随内压呈线性增长，这与实际情况相符。2.3.3 1.6MPa下的应力云图在本文计算中应力均指Von Mises等效应力，快开结构的应力计算结果如图2-11所示。釜盖法兰应力分布图2-11（c）所示。釜盖法兰齿的应力分布如图2-11（e）所示。高应力主要分布在釜盖法兰与齿块的连接处，其最大应力在齿面中心边缘部位，最大值为160.24MPa。此处有应力集中现象，但应力不大，其他部位的应力较小分布相对均匀。釜体法兰应力分布如图2-11（b）所示。釜体齿的应力分布如图2-11（f）所示。釜体法兰的高应力区主要分布在与釜盖、釜体的齿面接触区域，最大应力发生在釜体法兰的齿根部位，一部分是局部结构不连续造成，一部分主要是齿面的接触力引起齿根部位的弯曲应力而产生的，齿根最大应力为223.14MPa。釜体法兰其他的部位应力较小且迅速减小，应力分布均匀。（a）整体应力云图 （b）啮合齿块应力云图 （c）釜盖法兰应力云图 （d）釜体法兰应力云图 （e）釜盖齿应力云图 （f）釜体齿应力云图图2-11应力云图整体应力分布如图2-11（a）、（b）所示。高应力区主要集中在釜盖齿根处、釜体齿根部以及齿块啮合接触部位。蒸压釜的设计压力为1.6MPa，属于低压压力容器，开孔后的局部应力集中导致应力较大，其最大应力值为389.51MPa。综上所述，从图2-11中可以看出：在釜体法兰齿与釜盖齿的啮合区域，具体是在上下齿的搭接部位，应力达到最大值，达到了389.51MPa，其余部位的应力较小，分布比较均匀。为更精确的得出内压1.6MPa下的应力云图结果，通过查看不同方向的应力云图，如图2-12所示。从图2-12（a）中可以看出，X方向在内压作用下，受齿啮结构的不连续和本身结构的影响，得出快开装置的筒体法兰及釜盖法兰受力基本相同，而在釜体齿根处和釜体法兰的结构不连续