衛(wèi)生型快開人孔整體有限元模型及鉤鎖強(qiáng)度分析

盧海山* 龔曙光 沈 壯 唐 芳

（湘潭大學(xué) 機(jī)械工程與力學(xué)學(xué)院）

0 引言

衛(wèi)生型快開人孔裝置因具有開閉頂蓋便捷，無死角、易于清洗等優(yōu)點(diǎn)，近年來被廣泛應(yīng)用在醫(yī)藥、食品等行業(yè)中具有高潔凈要求的壓力設(shè)備，如各類發(fā)酵罐、配液罐等[1]。目前尚無此類人孔的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，僅有溫州工業(yè)設(shè)計(jì)院編制的QBJ—B01.01～01.07—2013《衛(wèi)生型 快開人、手孔》可用于參考[2]。設(shè)計(jì)人員通常依據(jù)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行設(shè)計(jì)，盡管多數(shù)情況下能滿足使用要求，但在罐體壓力試驗(yàn)或?qū)嶋H運(yùn)行中，常出現(xiàn)人孔法蘭泄漏現(xiàn)象[3]。同時(shí)，文獻(xiàn)[3]指出人孔法蘭泄漏的主要原因是鉤鎖結(jié)構(gòu)不合理導(dǎo)致強(qiáng)度不足。

隨著有限元方法和分析設(shè)計(jì)的普遍應(yīng)用，設(shè)計(jì)人員基于單一的部件模型開展了各類快開結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析[4]與優(yōu)化設(shè)計(jì)[5-6]。然而盡管文獻(xiàn)[7]表明采用單一的部件模型可對(duì)快開法蘭進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)定，但是難以對(duì)該文所述衛(wèi)生型快開人孔中的鉤鎖等結(jié)構(gòu)進(jìn)行準(zhǔn)確的應(yīng)力分析，因此有必要考慮各部件的接觸關(guān)系建立整體有限元模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，避免計(jì)算部件之間的相互作用載荷[8-9]。本文將建立人孔的三維整體有限元模型，分析人孔的強(qiáng)度并為人孔設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。

1 結(jié)構(gòu)描述

某制藥用壓力容器的設(shè)計(jì)壓力為0.4 MPa，設(shè)計(jì)溫度為146 ℃。人孔安裝于容器頂部的封頭，人孔的規(guī)格為DN400 mm，其結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 快開人孔結(jié)構(gòu)示意圖（單位：mm）

人孔的球冠形封頭與上法蘭焊接組成人孔的頂蓋，且頂蓋可繞銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)開啟或關(guān)閉。人孔的下法蘭與筒節(jié)焊接，且筒節(jié)底部焊接在容器頂部的封頭。沿人孔的上、下法蘭圓周方向均布8 只鉤鎖，通過擰緊環(huán)形螺母使鉤鎖壓緊上、下法蘭及二者之間的O型圈，從而實(shí)現(xiàn)人孔密封效果。鉤鎖的結(jié)構(gòu)如圖2 所示，其缺口角度為α。

圖2 鉤鎖結(jié)構(gòu)示意圖

2 整體有限元模型

2.1 分析模型

為了準(zhǔn)確分析人孔各部件的強(qiáng)度，以整體人孔裝置為計(jì)算對(duì)象，僅忽略對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響甚微的耳板、銷軸和把手，建立人孔的整體模型，如圖3 a）所示。由圖3 a）可知，該整體模型具有對(duì)稱性，可沿周向取人孔整體結(jié)構(gòu)的1/8 進(jìn)行分析，如圖3 b）所示，從而減小有限元計(jì)算量。圖3 b）中的模型包括球冠形封頭、上法蘭、O 型圈、下法蘭、筒節(jié)、活節(jié)螺栓耳板、活節(jié)螺栓銷軸、活節(jié)螺栓、環(huán)形螺母和鉤鎖等部件，其中，以焊接相連的部件在建模時(shí)作為整體部件。如球冠形封頭與上法蘭，下法蘭與筒節(jié)及活節(jié)螺栓耳板。此外，為了簡(jiǎn)化模型，將環(huán)形螺母與活節(jié)螺栓也作為整體部件，其余部件之間均處理為接觸關(guān)系。

圖3 實(shí)體模型

選取節(jié)點(diǎn)自由度為UX、UY和UZ的八節(jié)點(diǎn)六面體單元為網(wǎng)格劃分類型，并采用映射方式將所有三維實(shí)體劃分為六面體規(guī)整網(wǎng)格。得到的網(wǎng)格模型如圖4所示，網(wǎng)格模型的節(jié)點(diǎn)總數(shù)為2 288 013，單元總數(shù)為1 177 231。同時(shí)，為了模擬環(huán)形螺母擰緊時(shí)活節(jié)螺栓的預(yù)緊載荷，在活節(jié)螺栓的中間位置建立了預(yù)緊單元。

圖4 網(wǎng)格模型

在處理為接觸關(guān)系的部件之間利用目標(biāo)和接觸單元定義接觸對(duì)，模擬部件之間的實(shí)際接觸狀態(tài)，包括上法蘭與O 型圈、下法蘭與O 型圈、環(huán)形螺母與鉤鎖、鉤鎖與上法蘭、活節(jié)螺栓與活節(jié)螺栓銷軸以及活節(jié)螺栓銷軸與活節(jié)螺栓耳板，如圖5 所示。

圖5 模型接觸對(duì)示意圖

2.2 材料參數(shù)

直接與介質(zhì)接觸的金屬部件，即球冠形封頭、上法蘭、下法蘭和筒節(jié)的材質(zhì)為S31603 不銹鋼，其余非直接接觸介質(zhì)的部件，包括環(huán)形螺母、鉤鎖、活節(jié)螺栓、活節(jié)螺栓銷軸以及活節(jié)螺栓耳板等，其材質(zhì)為S30408 不銹鋼。在整體有限元模型中，S31603 和S30408 材料可采用線彈性模型進(jìn)行模擬，僅需定義彈性模量與泊松比即可。O 型圈的材質(zhì)為硅橡膠，為超彈性材料，采用2 階的Mooney-Revlin 模型進(jìn)行模擬[10]，其表達(dá)式為：

式中：W——應(yīng)變勢(shì)能函數(shù)；

I1，I2——分別為第1 和第2 應(yīng)變不變量；

c10，c01——分別為S31603 和S30408 材料常數(shù)；

d——材料不可壓縮參數(shù)；

J——彈性體變形梯度的確定參數(shù)。

此外，在接觸對(duì)的模擬中需設(shè)置不銹鋼與不銹鋼、不銹鋼與硅橡膠之間的摩擦系數(shù)。各類材料參數(shù)如表1 所示。

表1 材料參數(shù)

2.3 約束與載荷

圖6 為模型約束及載荷示意圖。由于取人孔整體結(jié)構(gòu)的1/8 作為分析模型，因此在模型兩側(cè)的剖切面施加對(duì)稱約束，同時(shí)限制底部端面的軸向位移為0。由于考慮預(yù)緊載荷與內(nèi)壓的共同作用，因此在活節(jié)螺栓中間位置的預(yù)緊單元處施加軸向壓縮位移0.5 mm，模擬預(yù)緊載荷，并在模型內(nèi)壁面施加設(shè)計(jì)壓力0.4 MPa。顯然，該方法考慮了各部件的接觸關(guān)系建立人孔的三維非線性整體有限元模型，從而避免了采用單一部件模型分析結(jié)構(gòu)強(qiáng)度時(shí)，面臨各部件之間相互作用載荷難以準(zhǔn)確計(jì)算的問題。

圖6 約束及載荷的示意圖

2.4 求解設(shè)置

采用Newton-Raphson 方法，分為2 個(gè)載荷步求解整體有限元模型，其中載荷步1 獲得預(yù)緊載荷下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)，載荷步2 獲得預(yù)緊載荷和內(nèi)壓共同作用下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)。由于O 型圈的材質(zhì)屬于超彈性材料，因此開啟程序中的大變形開關(guān)，以捕捉可能產(chǎn)生的大應(yīng)變。在求解過程中，由程序自動(dòng)選擇載荷增量的步長(zhǎng)，以在保證計(jì)算精度的前提下提高收斂速度，同時(shí)開啟程序中的預(yù)測(cè)器和線性搜索，以進(jìn)一步加快非線性求解的收斂速度。

3 結(jié)果分析及討論

3.1 結(jié)果分析

圖7 為α=60°時(shí)人孔的應(yīng)力強(qiáng)度分布情況。由圖7 可知，人孔各部件的應(yīng)力強(qiáng)度值較低。定義應(yīng)力線性化的路徑，如圖8 所示，分別為路徑A～H。應(yīng)力線性化及評(píng)定結(jié)果如表2 所示。由圖7 和表2 可知，球冠形封頭、上法蘭、下法蘭、筒節(jié)、活節(jié)螺栓銷軸與活節(jié)螺栓耳板等部件的強(qiáng)度均滿足要求。

表2 沿路徑的應(yīng)力評(píng)定

圖7 人孔的應(yīng)力強(qiáng)度分布情況（單位：MPa）

圖8 應(yīng)力評(píng)定路徑示意圖

由圖7 e）可知，鉤鎖為主要承壓元件，其局部位置的應(yīng)力強(qiáng)度值較大，且最大應(yīng)力強(qiáng)度位于鉤鎖的缺口根部，最大值為415.1 MPa。顯然該最大應(yīng)力強(qiáng)度值已經(jīng)超出了S30408 的屈服極限，因此在實(shí)際使用過程中，鉤鎖的局部位置較易發(fā)生塑性變形。

3.2 討論

由于不同缺口角度下鉤鎖受到的載荷大小不同，因此有必要分析缺口角度對(duì)鉤鎖應(yīng)力強(qiáng)度的影響。圖9 為不同缺口角度下鉤鎖的應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖。由圖9 可知，在不同缺口角度的情況下，鉤鎖的應(yīng)力強(qiáng)度分布形式一致，其最大值均位于鉤鎖缺口根部的外側(cè)，且隨著缺口角度減小，其最大值的覆蓋范圍沿缺口根部向鉤鎖內(nèi)側(cè)擴(kuò)展。

圖9 不同缺口角度下的鉤鎖應(yīng)力強(qiáng)度分布情況（單位：MPa）

圖10 為不同缺口角度下的螺栓力和最大應(yīng)力強(qiáng)度值。由圖10 a）可知，不同缺口角度下的螺栓力基本一致，因?yàn)椴煌笨诮嵌认氯丝醉斏w所承受的內(nèi)壓是相等的，即上、下法蘭之間所需要的壓緊力基本一致，因此軸向方向上的螺栓力基本一致。然而隨著缺口角度減小，鉤鎖的最大應(yīng)力強(qiáng)度值急劇增大，如圖10 b）所示。這是因?yàn)殂^鎖與上法蘭之間接觸斜面上法向接觸力的軸向分力提供上、下法蘭之間的壓緊力，而上、下法蘭之間的壓緊力基本一致，則缺口角度越小，鉤鎖承受的載荷越大，從而導(dǎo)致鉤鎖的最大應(yīng)力強(qiáng)度值越大。因此采用較大的缺口角度有利于降低鉤鎖的局部應(yīng)力強(qiáng)度。

圖10 不同缺口角度下的螺栓力與鉤鎖最大應(yīng)力強(qiáng)度

4 結(jié)語

（1）考慮部件的接觸關(guān)系，建立了含超彈性密封圈的人孔三維非線性整體有限元模型，得到了預(yù)緊力和內(nèi)壓共同作用下的人孔應(yīng)力強(qiáng)度,避免了采用單一部件模型分析部件強(qiáng)度時(shí)載荷難以準(zhǔn)確計(jì)算的問題。

（2）人孔各主要受壓元件的應(yīng)力強(qiáng)度值較低，滿足強(qiáng)度要求，但鉤鎖的缺口根部存在嚴(yán)重的應(yīng)力集中情況，若結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，則鉤鎖容易出現(xiàn)強(qiáng)度不足，從而導(dǎo)致人孔法蘭泄漏失效的風(fēng)險(xiǎn)。

（3）鉤鎖的缺口角度越大，鉤鎖的最大應(yīng)力強(qiáng)度值越小，建議采用較大的缺口角度，以改善鉤鎖缺口根部的應(yīng)力集中情況。