真空容器大门法兰结构设计及优化

韩 潇，祁 妍，刘波涛

（北京卫星环境工程研究所，北京 100094）

0 前言

空间环境模拟器是模拟卫星在轨运行中经历的主要空间环境的试验设备系统。真空容器是空间环境模拟器的主体结构，主要由筒体、封头、大门法兰、支座等组成。空间环境模拟器在工作状态时，容器内部为高真空环境，容器结构承受外压载荷。

由于卫星试验需要通过容器大门进出空间环境模拟器，因此容器大门必须安全可靠，不但要具有良好的密封性，而且不能削弱容器的整体结构强度。大门法兰作为大门开合连接件，又承担着大门在自重和外压载荷下的变形。容器大门是真空容器组成部件中成本高、加工难度大的关键部件。

本文通过实例分析，介绍了大门法兰的结构特点和设计方法。在同等设计条件和特征尺寸一致的情况下，对容器大门法兰结构进行了改进设计，并基于有限元分析方法，对各结构形式进行强度、刚度分析，选出最优设计方案，以达到性能可靠、工艺简单、重量轻、成本低的设计目标。

1 大门法兰结构设计

真空容器法兰主要有3种类型：松式法兰、任意式法兰和整体法兰[1]。松式法兰未能有效与容器筒体连接成一个整体，不具有整体连接的同等结构强度，一般不用作大门法兰。任意式法兰结构形式较为灵活，其法兰端框和容器筒体采用焊接结构连接，并可通过增加加强筋以提高法兰强度和刚度。整体法兰主要是高颈法兰，其端框、颈部与容器筒体有效地连接成一个整体，保证了筒体与法兰同时受力，是容器大门法兰常用的结构形式。

整体法兰结构设计时基于一系列基本假设，建立法兰力学计算模型和数学处理方法，通过若干方程式来核算出法兰的总体强度，其过程十分繁琐。华托尔斯等人在分析了法兰的应力分布情况，确定了整体法兰的最大应力一是法兰环内圆柱面上的径向应力和切向应力，二是锥颈大端或小端外表面的轴向应力，当颈部斜度较大时，出现在锥颈小端，反之位于大端。经过一系列推导和简化后，得到了目前规范中的应力计算公式[2-4]。法兰高颈大端或小端的轴向应力Hσ、法兰环的径向应力Rσ、法兰环的切向应力Tσ计算表达式为

式中：f为整体法兰颈部小端应力与颈部大端应力的比值；M为作用于筒体端部纵向截面的弯矩，N·mm；e、λ、z、Y为结构系数。

图 1为某大型空间环境模拟器容器大门整体法兰结构。设计压力p= 0.1 MPa，内径Di= 9 000 mm，外径0D= 9 300 mm，法兰有效厚度fσ=150 mm，颈部大端厚度1σ= 35 mm，颈部小端厚度0σ= 22 mm，锥颈高度h= 40 mm。设计主要是试差过程，通过预先确定法兰的结构尺寸，分析其载荷和力矩，从而计算法兰的应力，使之满足各项强度约束条件。

图1 大门整体法兰结构Fig.1 Structure of door holistic flange

按照弹性失效准则，法兰各应力均应小于材料的许用应力。但从应力的实际分布形态和对失效的影响来分析，规定不同的应力限制更加实际。如果法兰发生屈服，则希望不在法兰环部而在颈部，因为锥颈上的轴向应力是沿截面线性分布的弯曲应力，并带有局部性质，少量屈服不会对法兰环变形产生较大影响而导致泄漏。但如果允许颈部有过高应力，则颈部载荷因重新分配会向法兰环传递而导致法兰环材料部分屈服，因此需要对锥颈和法兰环的应力平均值加以限制规定。整体法兰强度校核一般建立以下约束条件：

真空容器常用结构材料为不锈钢 0Cr18Ni9，设计温度为常温，许用应力为137 MPa。按照上述公式对该整体法兰结构进行应力计算校核，满足设计强度要求。

2 基于FEA的法兰结构优化

容器大门整体法兰一般采由不锈钢锻件加工而成，造价高昂且制造工艺复杂。为减轻大门法兰重量和减少制造成本，使设计的法兰更为合理，在满足强度、刚度等设计要求的前提下，基于有限元计算对法兰结构进行优化。

以上节设计的大门整体法兰为例，考虑到法兰环的切向应力和径向应力要有足够的安全性，选定法兰有效厚度σf= 60 mm，并增加不同形式的筋板以减小法兰轴向应力。在此基础上确定了3种法兰改进方案：

1）空心法兰：结构采用60 mm厚法兰环，在法兰环与筒体外侧间均布180块厚度为20 mm的L型加强筋，法兰截面形式为方形空心，总厚度与整体法兰相同为150 mm。

2）短三角筋法兰：结构采用60 mm厚法兰环，在法兰环与筒体外侧间均布180块三角加强筋，筋板尺寸为128 mm×90 mm×20 mm，其中90 mm短直角边沿筒体方向。

3）长三角筋法兰：结构采用60 mm厚法兰环，在法兰环与筒体外侧间均布180块三角加强筋，筋板尺寸为180 mm×70 mm×20 mm，其中180 mm长直角边沿筒体方向。

2.1 有限元建模

为实现结构密封要求，真空容器大门法兰一般有两个，分别与筒体和封头焊接，并在其中一个法兰上加工密封槽，安装密封圈，通过气动夹具将两个法兰平行夹紧。基于法兰结构的对称性，有限元计算模型以大门法兰与筒体连接一侧建立1/2模型。考虑到筒体边缘应力衰减长度，将位于容器第一个加强筋圈之前的部分筒体与法兰一起建模分析[5]。

计算平台采用ANSYS有限元分析软件，法兰结构主体采用20节点三维实体单元SOLID95，筋板采用4节点板壳单元SHELL63，所有的焊接均按固接处理。容器筒体和法兰选用0Cr18Ni9材料，其特性见表1。

表1 大门法兰材料性能参数Table 1 Material parameters of door flange

筒体外表面及大门法兰外侧面承受外压载荷为0.1 MPa，密封圈压力作用面承受载荷Pc由封头外压传递至法兰，并均布到密封槽的侧面和底面，计算公式为

式中：D0为大门法兰外径，mm；D1为法兰密封槽内直径，mm；b为法兰密封槽宽度，mm。

2.2 计算结果及分析

应用ANSYS对整体法兰和上述3种改进法兰模型的结构强度、刚度进行分析求解，得到了各法兰在外载荷作用下的位移和应力，并计算出各法兰质量，见表2。

表2 大门法兰有限元计算数据Table 2 Finite element analysis data of door flange

从上表可知，整体法兰最大应力为36.55 MPa，低于材料的许用应力，并有一定的强度余量。法兰密封面法向总位移为 0.281 mm，低于密封面的平面度要求，能够保证密封要求。

短三角筋法兰的位移量和应力均远高于其他结构，尤其是最大应力值已经接近材料的许用应力。空心法兰仅次于短三角筋结构，应力也接近整体法兰的两倍。长三角筋法兰的位移量和应力值与整体法兰相差不大，其最大应力值出现在三角筋与筒体相连的尾部尖端，由于三角筋长度较大，对法兰的弯曲提供了良好的支撑作用，尽管法兰自身的抗弯刚度不大，但仍然获得了较小的结构位移，法兰质量也比整体法兰减少了50%以上。

综合考虑4种法兰结构的经济性和可靠性，设计中选用了长三角筋法兰形式。4种大门法兰结构应力分布如图2～图5所示。

图2 整体法兰应力分布Fig.2 Stress distribution in the whole flange

图3 空心法兰应力分布Fig.3 Stress distribution in the hollow flange

图4 短三角筋法兰应力分布Fig.4 Stress distribution in flange with short triangle reinforcement

图5 长三角筋法兰应力分布Fig.5 Stress distribution in flange with long triangle reinforcement

3 结束语

空间环境模拟器容器大门法兰为非标结构，其设计是一个复杂的分析计算过程。本文在对大门法兰结构进行力学分析后，提出了大门法兰强度校核条件和设计方法。由于大门整体法兰造价高，加工难度大，因此通过对法兰结构进行方案改进和评估及合理优选，在应力和变形基本相同的情况下,使法兰质量减轻了一半以上。目前大门法兰结构改进后的某大型空间环境模拟器已投入型号试验。

（Reference）

[1]GB150-1998.钢制压力容器[S].北京： 中国标准出版社, 1998

[2]丁伯民, 蔡仁良.压力容器设计原理及工程应用[M].北京： 中国石化出版社, 1992

[3]PVRC Active Project Descriptions & Status[R].PVRC, 2000

[4]蔡仁良.国外压力容器及管道法兰设计技术研究进展[J].石油化工设备, 2003, 32(01)

[5]余伟炜, 高炳军.ANSYS在机械与化工装备中的应用[M].北京： 中国水利水电出版社, 2006