一種船用球形壓力儲氣罐的設計與應力分析

林樹勇，楊 毅，孔虎子，龐春芳

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

一種船用球形壓力儲氣罐的設計與應力分析

林樹勇1，楊 毅1，孔虎子1，龐春芳2

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

設計了一種船用球形壓力儲氣罐，應用軟件Ansys進行了有限元建模，根據有限元模型的應力分析情況，選取三個危險截面仔細做應力分析，并進行結果評定。最后運用Ansys載荷步分析方法獲得交變應力強度，分析了儲氣罐的疲勞性質。

儲氣罐；Ansys；有限元建模；應力分析

0 引言

作為一種常見的壓力容器，儲氣罐在船舶行業中具有廣泛的應用，它用來儲存壓縮氣體，保證在正常或應急情況下，提供足量的氣體。它對環境污染少、使用壽命長、結構簡單和造價低。本文介紹一種船用球形壓力儲氣罐的設計，之后應用Ansys軟件進行有限元建模和應力分析[1]。

1 設計條件與計算

1.1 設計參數

儲氣罐V=2m3的基本設計條件和參數見表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，設計循環使用次數為1×104次。

1.2 材料選擇

根據儲氣罐的具體工況（設計溫度-20℃～65℃、設計壓力 10.1MPa、介質為壓縮空氣），設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的性能參數見表2，其中彈性模量取自JB4732-2005的表G-5，泊松比根據JB4732-95中公式（5-1）計算得到，16Mn IV（正火+回火）、Q345R（正火）和16Mn（正火）管材設計應力強度依據 GB 150.1～4-2011中相應的數據并按照 TSG R0004-2009《固定式壓力容器安全技術監察規程》規定的分析設計安全系數進行調整確定。假設材料的力學性能不受介質和環境的影響[2]。

表1 儲氣罐V=2m3的基本設計條件和參數

表2 材料性能參數

1.3 設計計算

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為球殼的內半徑，mm；K為載荷組合系數；Smt為Q345R（正火）材料在65℃下設計應力強度，MPa。

腐蝕裕量為1.5mm；鋼板的負偏差為0.3mm。取設計名義厚度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力為：τxy=28557/670=42.6MPa。單個地腳螺栓的最大主應力為：

單個地腳螺栓的最大剪切應力為：

根據以上設計計算結果，整體設計球形壓力儲氣罐V=2m3。最終得到儲氣罐V=2m3的結構圖如圖1所示。

圖1 儲氣罐V=2m3的結構圖

2 應力分析

應力分析采用有限元軟件Ansys進行計算。采用設計壓力10.1MPa，得出儲氣罐V=2m3在內壓作用下的應力強度值，查看球殼體、進/出氣接管連接部位，以及支柱與球殼體連接處結構不連續部位的應力情況，依據強度判定準則，進行應力分類校核[3]。

2.1 有限元建模

根據儲氣罐V=2m3的結構形式和承載：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，對設備本體進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節點六面體Solid95單元對結構進行六面體網格化，得到儲氣罐V=2m3有限元網格模型如圖3所示。

圖3 儲氣罐V=2m3有限元網格模型

進/出氣口端部施加沿軸向的等效拉伸邊界載荷Pe，球體內表面施加10.1MPa內壓；基礎環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（負號表示為壓應力）。

2.2 有限元結果

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

圖4 球殼體的應力情況（MPa）

圖5 進/出氣接管連接部位的應力情況（MPa）

圖6 支柱與球殼體連接處結構不連續部位的應力情況（MPa）

2.3 結果評定

根據有限元計算的應力分布結果，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）進行分析，并進行結果評定，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：球殼上遠離結構不連續處

表4 B-B路徑：支柱墊板與相鄰球殼連接的結構不連續處

表5 C-C路徑：進/出氣接口及與相鄰球殼連接的結構不連續處

從表3～表5中可以看出，球殼體、支柱與球殼體連接處結構不連續的部位，以及進/出氣接管連接部位處的應力結果評定為合格，其中最大的應力點出現在支柱墊板與相鄰球殼連接的結構不連續處，此處的最大應力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，通過計算同一循環事件中的兩個載荷狀態下的應力場，然后將兩者所得的結果相減獲得應力強度幅值，尋找最大應力強度幅的位置，再根據JB4732-95附錄C進行疲勞強度評定。

通過第2節應力分析得知，支柱墊板與相鄰球殼連接的結構在不連續處內壓載荷為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力值達到最大。運用載荷步分析方法在分別獲得交變應力強度值后，可以直接評定其疲勞性質。分別對于0MPa和8.9MPa兩個載荷步，有限元計算的交變應力強度幅兩倍應力分布如圖8所示。計算結果表明，其交變應力幅值為140.405MPa。

將計算所得的交變應力幅值進行溫度修正后為144.72MPa，查設計疲勞曲線圖C-1[1]得到在交變應力幅值為144.72MPa時的允許循環次數為7.924×104次，已大于1×104次，結果合格。

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

4 結束語

本文介紹一種船用球形壓力儲氣罐的設計，應用軟件Ansys有限元建模的方法對儲氣罐的應力情況進行了分析，評定應力情況為合格。之后運用載荷步分析方法獲得儲氣罐的交變應力強度幅，分析了儲氣罐的疲勞應力，評定疲勞性質為合格。本文的設計和應力評定方法可以為進一步設計制造壓力更高、體積更大的儲氣瓶提供一定的依據。

[1]丁伯民,蔡仁良.壓力容器設計-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-分析設計標準[S].北京:全國壓力容器標準化技術委員會,1995.

[3]張朝輝.Ansys11.0結構分析工程應用實例解析[M].北京:機械工業出版社,2009.

[4]王立新,韓玉坤,佟占勝.高壓儲氣罐的有限元應力分析[J].機械設計與制造,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方面的研究。