基于ANSYS的超臨界鍋爐給水泵超高液壓螺栓拉伸器的優化設計

張江濤，徐海旭，鄭昱

(上海電力修造總廠有限公司，上海201316)

隨著電力機組容量的增大及核電的日益發展，設備對螺栓拉力的要求提高，單靠扭矩計算拉力已不能滿足精度要求。液壓螺栓拉伸器是一種專門用于螺栓緊固和扯卸的工具，運用液壓系統使被緊螺栓拉伸達到預定載荷，然后機械地鎖定在緊固件，從而達到預緊的目的。它的使用范圍越來越廣，載荷壓力的要求也越來越大，相應螺栓拉伸器的材料選擇和強度變得非常重要。以有限元優化及大量實驗作為基礎，某公司研制出具有先進水平的超高壓超小空間使用的液壓螺栓拉伸系統，并成功地應用于國產600 MW超臨界機組上，仿真分析和實驗結果得到很好的驗證，形成一套自行研發超高壓螺栓拉伸器的方法。

該公司研制的螺栓拉伸器結構緊湊，操作方便，安全經濟;多個螺栓同步拉伸，使整圈螺栓受力均勻;緊固精度高，無摩擦，均勻地實現接合，裝配率得到提高，實踐證明它是非常可靠的。作者主要利用ANSYS軟件對螺栓拉伸器的優化方法進行探討。

1 螺栓拉伸器的結構及工作原理

螺栓拉伸器 (圖1)主要由液壓缸、座架6和過渡接頭1組成。其中，液壓缸包括缸體2、活塞5和密封組件3、4，加上人工需用的手棒7，就構成了整個螺栓拉伸器的系統。液壓缸位于螺栓的中軸線位置，直接對螺栓施加軸向拉伸力，使其在彈性變形范圍內被拉長，螺母就會變得易于松動。螺栓的延長量或拉伸量產生了螺栓緊固所需的夾緊力。螺栓受到拉伸時，螺母會與接觸面脫離開來，操作人員用手棒在拉伸器下端的開口處轉動螺母。卸掉拉伸器的油壓后，螺母再次和接觸面緊貼，從而使螺栓的軸向形變鎖住。具體操作為先往螺栓上旋上螺母，插上座架，然后套上螺栓拉伸器，通過過渡接頭往油缸里通油增壓，接著人工旋緊螺母，最后卸壓，取下工具，螺栓就被緊固，達到用戶的需求。

圖1 螺栓拉伸器的結構示意圖

2 有限元模型的分析

通過力學理論分析可知，如果螺栓拉伸器在高壓作用下被破壞，那么危險處是油缸內腔的拐角處。此地方的導角處易產生集中應力，如果材料選用不當，并且結構設計不合理，螺栓拉伸器在超高壓的工況下，缸體拐角處極易遭到損壞，如圖2所示。接下來基于ANSYS軟件可單獨對設計的缸體模型進行有限元分析。

圖2 螺栓拉伸器缸體的損壞

2．1 缸體模型的簡化

缸體的模型初步選定:活塞內、外徑分別為90和150 mm;液壓面積為11 310 mm2;活塞行程為10 mm;最大工作壓力和最大實驗壓力分別為115和143 MPa;油缸材料為25Cr2MoVA。圖3為缸體的結構示意圖，標記a=16 mm，b=14 mm，c=34 mm，r=3 mm。

圖3 缸體的示意圖

當活塞達到最大行程、缸體內的工作壓力最大時，以這個臨界條件作為臨界靜力分析的基礎，校核危險處的強度。同時，罐油孔相對于模型的尺寸很小，可以忽略，模型簡化如圖4所示。

圖4 缸體三維模型的簡化

簡化后的模型易于劃分網格，并且關鍵處得到的結果基本上不變，工作人員能夠節省大量的時間，且對模型尺寸修改后的對比分析有一定的準確性。

2．2 有限元前處理

根據《機械工程材料性能數據手冊》可知:25Cr2MoVA材料在室溫下的彈性模量為E=211 GPa，泊松比 ν=0．3。在 ANSYS中選取單元:brick8node45。在缸體拐角處劃分網格要密，有利于分析的準確度。進行計算時，活塞的下端和缸體的右端連接處按照實際的尺寸采用全約束固定方法，在活塞的行程最大處加載相對應的載荷。對模型進行網格劃分，如圖5所示。

圖5 缸體的有限元前處理模型

2．3 有限元后處理

利用ANSYS對模型求解得應變應力云圖，如圖6所示。

通過圖6不難發現缸體內部接近螺栓一端的拐角處有局部應力，此處有最大的應力值，其值為1 203 MPa，大于材料的屈服極限，甚至遠大于材料的強度極限，是最易破壞處;并且缸體的外端有最大的變形，其值為0．187 mm。接下來在保證液壓面積基本不變的情況下，對活塞的內外徑、缸體上端厚度以及內腔導角進行優化分析，主要尺寸為a，b，c，r。

圖6 缸體的應變和應力云圖

2．4 缸體的有限元結構優化

缸體的設計最優狀態是使該結構拐角處的集中應力系數最小，因此針對此問題，選擇設計變量為:［x1，x2，x3，x4］T= ［a，b，c，r］T，其中 6 mm≤a≤20 mm;10 mm≤b≤30 mm;30 mm≤c≤65 mm;2 mm≤r≤6 mm。狀態變量 s=(l-a)2-(m+b)2，保持其面積值不變，其中m為螺栓的半徑，l為缸體總長度。由于優化任務是使缸體的應力集中系數最小，所以建立目標函數如下:min K=Smax/S，其中K為應力集中系數，Smax為缸體拐角處的最大當量應力(按第四強度理論)，S為缸體的當量應力。通過有限元優化分析，得到的優化尺寸a，b，c，r分別改為9，25，60，5．5 mm，如圖7所示。

優化求解得到應變和應力云圖，見圖8。由圖可知:最大應力還是發生在缸體內腔拐角處，但是最大應力由1 203 MPa變為587．5 MPa，遠小于材料的屈服極限，并且安全系數為1．34。應變也有了很大的改變，最大位移在缸體外端，為0．092 5 mm。

圖7 油缸尺寸修改后的模型

圖8 優化缸體的應變和應力云圖

以上分析模擬的是實際運用中的壓力荷載 (115 MPa)，但出廠前需要做一些耐壓試驗。按照ASME KT-311章規定試驗壓力143 MPa，將拉伸器設備整體在油壓下試驗，保壓10 s。運用軟件校核得到的應變和應力云圖如圖9所示。

圖9 試驗缸體的應變和應力云圖

做油壓試驗時，缸體的最大集中應力為715．2 MPa，小于材料25Cr2MoVA的許用應力。同時，按照JB/T 6390-2007中試驗方法的檢驗規則，螺栓拉伸器外徑允許的變形量 (缸體外端的最大位移)為0．113 mm，在標準控制的范圍內。對以上缸體的有限元分析結果做小結，如表1所示。

表1 ANSYS求解的數據對比

通過采用ANSYS對缸體進行優化設計，以及對密封圈和座架的結構進行改造，整體螺栓拉伸器的結構可修正為圖10所示，即為螺栓拉伸器的最終示意圖。

圖11為加工出的優化后缸體。根據優化后結構，公司投入生產，然后做一定試驗來驗證結構的合理性，試驗如圖12所示。

圖10 優化后的整體結構

圖11 加工出優化的缸體

圖12 優化后螺栓拉伸器的試驗

此次試驗共試做了4套拉伸器，試驗前和耐壓試驗后，缸體外端直徑值均無塑性變形，無泄漏，檢查缸體和活塞作相對運動部分無表面劃傷，密封圈無撕裂現象。缸體按JB/T 4730．5-2005滲透檢測，質量等級為I級。得到的結果是非常理想的，為設備安全生產提供了依據。

3 優化后缸體的疲勞分析

ANSYS的疲勞分析工具采用廣泛使用的應力—壽命方法，綜合考慮平均應力、載荷條件與疲勞強度系數等疲勞影響因素并按線性累積損傷理論進行疲勞計算。

應力水平下的疲勞壽命根據相應材料的S-N曲線得到。S-N曲線描述的是應力幅Sa和該應力幅下開始破壞的循環數N的關系，它能較準確地描述材料的疲勞循環破壞特性。

表2 S-N曲線

將ESDU(英:工程科學數據組織)-G41400中Cr-Mo合金鋼的S-N曲線 (圖13)，近似作為該合金材料的S-N曲線。

圖13 Cr-Mo合金鋼的S-N曲線

選取圖13中數據 (如表2)作為輸入的疲勞數據。模型中集中應力最大處即節點1 680的疲勞分析為事件1，由于節點應力不能直接在結果文件中輸出，所以手工輸入節點載荷步的應力。將載荷循環次數設為1×106，運算求解得到缸體的循環壽命如表3。

表3 缸體循環壽命

通過ANSYS求得的循環次數已經滿足螺栓拉伸器生產作業中的需求，用戶可以安全地使用該結構的產品。

4 結論

(1)利用ANSYS軟件對缸體進行強度校核，發現危險截面處的集中應力大于材料的強度極限。通過優化結構尺寸使得最大應力值在超高壓下小于許用應力，并且最大位移控制在標準范圍內。

(2)該公司研制的螺栓拉伸器需做大量的型式試驗和出廠試驗。作者在ASME規定的試驗壓力工況下，對缸體進行有限元校核，得到的后處理也符合強度要求。

(3)螺栓拉伸器的工作環境比較惡劣，如果長期工作在超高壓工況下，容易產生疲勞破壞，并且會給整套設備帶來嚴重的后果。通過有限元疲勞分析，可得到其使用壽命為158 500次，為用戶安全使用該產品提供了依據。

【1】全國液壓與氣動標準化技術委員會．JB/T 10205-2000液壓缸技術條件［S］．北京:機械工業出版社，2000．

【2】ASME鍋爐及壓力容器委員會．ASMEI-2007 ASME鍋爐及壓力容器規范:I:動力鍋爐建造規則［S］．北京:中國石化出版社，2011．

【3】吳鳳和．液壓拉伸裝置設計［J］．機床與液壓，2002(1):112．

【4】徐為，羅富春，胡蘊成，等 汽輪發電機組聯軸器液壓拉伸螺栓的開發應用［J］．熱力發電，2003(12):43-45．

【5】邵立武，姜毅，傅德彬，等．基于有限狀態機的多級液壓缸仿真分析［J］．機床與液壓，2012，40(1):121-123．

【6】周小鵬，朱新才，馮威，等．液壓缸測試臺的設計［J］．液壓與氣動，2012(1):62-63．