深水密封连接器密封壳体耐压强度的分析与设计

汤 振，孙晓军，江 浪，郎 红，张海生

(中航光电科技股份有限公司，河南洛阳宇文恺街26号，471000)

1 前言

近年来我国海洋装备技术从浅海向深海的发展表现的十分活跃，奋斗者号已经能够在海洋最深处工作试验。深水密封连接器在海洋装备上应用广泛，工作深度也越来越深，由于设计工作中缺少直接详细的参考文献，有时候对连接器耐压强度设计的分析计算不充分，会出现壳体耐压强度不足，在深水压力作用下导致壳体变形失效，或者过分进行设计，壳体厚度超厚、重量增加。本文介绍一种壳体壁厚的计算方法，便于深水密封连接器壳体耐压强度的分析计算。

图1 大水压试验中壳体变形现象

2 深水密封连接器密封结构

深水密封连接器的结构通常设计成圆筒形，包括插头密封壳体、插座密封壳体、密封端盖、○形密封圈、尾部线缆硫化密封体。通过这些零部件，将接触件、电缆端头密封在耐压腔体内，实现光电信号在水下的连接，如图2。

图3 插座结构示意图

以深水密封连接器插座为例进行分析，其由密封盖、密封壳体、○形圈组成，如图3。为了便于研究壳体的受力情况，把带密封端盖的连接器壳体简化为外压圆筒，如图4，分别研究外压圆筒和端盖耐压能力的设计。

图4 外压圆筒

3 壳体外压圆筒和端盖受力分析

3.1 外压圆筒

外压圆筒耐压性能的设计应符合薄壁圆筒壳体的耐压强度计算。薄壁圆筒壳体承受外压作用时，在壳壁内会产生压缩薄膜应力，壳体的失效形式可能有两种：一种是由于强度不足而发生压缩破坏；另一种是由于刚度不足而发生失稳破坏(突然失去原来形状)，横截面由圆形变成在周向呈现波纹状，见图5。按照直径、壁厚及长度不同，分为长圆筒、短圆筒和刚性圆筒三种计算模型，其失效情况也有所不同。

图5 外压圆筒失稳后被压瘪的实例及圆筒

a. 长圆筒：指筒体的长径比L/D值较大，两端端盖对其中间部分起不到加强支撑作用，筒体的临界压力Pk与圆筒的长度无关，只与筒体材料的机械性能(E、μ)和筒体的厚径比S/D有关。其失效形式为外压容器失稳，横截面由圆形变成波形，波数等于2(图5a)。

长圆筒的临界压力Pk可用Bress公式计算，即：

(1)

式中： μ——圆筒材料的泊松比，钢制材料取μ=0．3

S——圆筒的计算壁厚，mm

D——圆筒的直径，mm

E——圆筒材料的弹性模量，MPa

将μ=0．3代入式(1)后，

(2)

如果水压力为P，则长圆筒的强度条件为：Pk≥ P。由此可求得长圆筒的壁厚公式为：

从安全性考虑，零件设计时建议取2倍以上壁厚计算值，于是得到长圆筒的计算公式：

式中： n——安全系数，建议n≥ 2

P——水压力，MPa

b. 短圆筒：指圆筒两端端盖对其中间部分可起加强支撑作用，其临界压力与圆筒长度成反比，筒体失稳时的临界压力Pk不仅与筒体材料的机械性能(E、μ)、筒体的厚径比S/D有关，而且也与筒体的长径比L/D有关。其失效形式也是外压容器失稳，横截面变成波形，波数大于等于3(图5b、c、d……)。短圆筒的临界压力Pk可用Laime简化公式，即：

(4)

如果水压力为P，则短圆筒的强度条件Pk≥ P，由此可求得短圆筒的壁厚公式为：

同样，零件设计时建议圆筒的壁厚比计算值大2倍以上。于是短圆筒壁厚的计算公式：

(5)

式中： n——安全系数，建议n≥ 2

L——短圆筒的计算长度，mm

区分长、短圆筒的界限，用临界长度Lkcd表示 。根据公式(2)、(4)，令长圆筒与短圆筒的临界压力值Pk相等，可求出长圆筒与短圆筒的临界长度Lkcd：

(6)

当圆筒计算长度L>Lkcd时，按长圆筒公式计算。 反之，按短圆筒公式计算。

c. 刚性圆筒：指筒体的长径比L/D较小而厚径比S/D较大的圆筒。由于筒体的相对厚度较大，故筒体的刚性较好，不会发生失稳。其失效原因是在外压作用下，在筒体壁内产生的压应力超过材料的屈服极限所致，利用第一强度理论和第四强度理论，可以得到：

σ=DP/2S

(7)

刚性筒的临界压力为：

Pk=2SσS/D

(8)

则刚性筒壁厚的计算公式：

S=nDP/2σS

(9)

式中： n——安全系数，建议n≥ 2

σS——韧性材料的屈服极限，对脆性材料计算时以抗压强度代替

区分短圆筒、刚性圆筒界限的临界长度用Lkdg表示，根据公式(4)、(8)，令短圆筒的临界压力值Pk与刚性筒的最大外压力Pmax相等，可求出短圆筒与刚性筒的临界长度Lkdg：

(10)

当圆筒计算长度L>Lkdg时，按短圆筒公式计算。 反之，按刚性圆筒公式计算。

3.2 端盖

连接器密封端盖相当于一块四周被固定牢固的实心圆板，其失效模式是塑形弯曲变形或者断裂，设计时需要计算圆板受到的最大最大弯曲应力。截面径向应力σr和轴向应力σθ，可按下式计算 ：

(11)

(12)

式中：t——端盖厚度，mm

r——端盖任一点的径向坐标值

μ——端盖材料的泊松比

由式(11)和式(12)，可知σr和σθ最大时，r=D/2，此时

(13)

(14)

由(式13)、式(14)得：

σθmax=μ·σrmax=0.3σrmax

所以，端盖所承受的最大应力为截面最大径向应力σrmax，即

(15)

若材料的屈服强度为σs，则其强度的条件为σrmax≤σs，由式(15)可求得端盖厚度：

(16)

从安全性考虑，设计时端盖的厚度需要比计算值大，建议最小取2倍。于是得到端盖厚度的计算公式：

(17)

式中： n——安全系数，一般n=2～5

4 壳体壁厚和端盖设计计算

在设计深水密封连接器的壁厚时，只需要使用公式(3)(5)(9)(17)进行计算即可，其他公式可以作为深入分析时使用。首先确定属于哪一类壳体类型，选用合适的公式。

例1 设计一款水密连接器，用于全海深环境，采用不锈钢壳体，插座壳体的外径50mm，法兰盘外侧计算长度70mm，插头计算长度120mm，与插座插合后总计算长度150mm。计算需要设计的壁厚是多少?

该设计应计算3种情况：①计算插头插座插合时壳体的壁厚，②插座密封端盖壁厚，③插头端盖壁厚。我们先以第1种情况为例计算。

查材料手册，316L奥氏体不锈钢材料的弹性模量E=190000MPa，抗拉强度480MPa，屈服强度σs=177MPa。

全海深环境下，计算时水压设为115MPa。由于插头插座插合后实现密封，我们按照长圆筒壁厚计算公式(3)进行计算，取n=2。

所以全海深下直径50mm不锈钢材质连接器的壳体壁厚设计为6.5mm。

例2 计算上述插座密封端盖的厚度。

由端盖厚度的计算公式(17)进行计算，取n=2。

所以全海深下直径50mm不锈钢材质连接器的端盖厚度设计为34.7mm。

按照以上计算结果设计的零件，在水压试验中都保持完好，没有失效情况。

例3 分析被压变形的端盖零件：端盖零件直径为30mm，试验水压30MPa，端盖厚度为2mm，材料为316L奥氏体不锈钢。

从材料的屈服强度计算，由式(16)，在30MPa水压下，直径为30mm的端盖厚度的最小值为：

t≥0.43×30×(30/177)0.5=5.3

因为原端盖设计厚度2mm小于5.3mm，所以端盖屈服强度不够引起变形。

从端盖的剪切强度计算，在30MPa水压下，直径为30mm直径的端盖受到的压力为：

F=PA=30×π×152=21195 N。

直径30mm，厚度2mm的端盖圆周能够承受的剪切力：

F′=π×30×2×480×0.6=54286 N(0.6为金属材料剪切系数)。

可以看出，F′>F，端盖剪切强度满足要求，所以端盖没有被压裂。

将该失效端盖厚度按照2倍安全系数进行加厚计算设计，通过耐静水压试验后完好。

5 总结

本文对深水密封连接器的耐压壳体在水压下的失效形式进行了分析，给出了长圆筒、短圆筒和刚性圆筒三种计算模型的壁厚计算公式，以及密封端盖厚度的计算公式。通过实例分析计算，经过验证，该设计计算方法能够有效指导深水密封连接器壳体壁厚的设计，为深水密封连接器耐压强度的设计提供一种科学的计算方法。