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青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書
鎳基高溫合金小截面方管焊接溫度場的數(shù)值模擬
王俊恒，張廣軍，高洪明，吳 林
摘 要：利用無接觸簡化模型進行小截面方管并行排列焊溫度場的計算，結果與
測量結果的對比表明，此模型應用到小截面方管溫度場的數(shù)值模擬中存在很大誤差。
從熱和力的角度對小截面方管與胎具問的關系進行簡單分析，解釋了誤差產(chǎn)生的原因。并以此為基礎，建立了小截面方管并行排列焊的接觸模型，采用直接約束法處理焊接過程中小截面方管與胎具的接觸傳熱與受力問題，得到了焊接溫度場的變化規(guī)律和分布情況。結果表明，在焊縫附近形成了一個“T”字形溫度場；焊后冷卻一段時間后，出現(xiàn)兩端溫度低、中間溫度高的現(xiàn)象。這種情況與實際的焊接狀況較一致。
關鍵詞：小截面方管；接觸；直接約束法；溫度場；應變
0 序言
某產(chǎn)品由鎳基高溫合金小截面方管并行排列焊接而成。該焊件具有壁薄、焊縫密集、受熱易變形等特點，給焊接生產(chǎn)帶來很大困難。常常因為焊接變形，導致工藝參數(shù)不好掌握，出現(xiàn)焊穿、焊漏、未焊透等缺陷；焊接時，不僅由于方管向上撓曲，導致鎢極與工件短路形成夾鎢，還由于橫向收縮累積導致間隙過大，焊接工藝參數(shù)沒有及時調(diào)整使焊接過程被迫中斷。如何解決實際工程中的這些問題，成為
當前十分迫切的需要。
焊后接頭區(qū)域的變形及殘余應力分析，是焊接生產(chǎn)比較關心的問題， 數(shù)值模擬作為一種手段，對這些方面可提供有效的預測，但這要建立在準確的溫度場基礎之上。因此，為弄清小截面方管焊接過程中溫度場、應力場及變形的規(guī)律，給實際焊接生產(chǎn)提供理論性指導，有必要對方管焊接問題進行數(shù)值模擬方面的研究。在數(shù)值模擬方面，已有很多人對焊接過程的數(shù)值模擬進行研究和分析，但研究的多是平板、圓管對接之類的典型結構，而非典型結構，尤其小截面方管并行排列焊結構卻鮮有報道。
在無接觸模型與實際情況不相符合的情況下，針對小截面方管并行密排焊的結構特點及其與胎具的相互關系，建立了小截面方管與胎具的接觸有限元簡化模型，采用非線性有限元方法，對小電流TIG焊接條件下，方管與胎具間的動態(tài)接觸與分離進行了模擬，變接觸熱傳導的基礎上，對方管的溫度場進行了模擬，得到了焊接過程中的溫度變化規(guī)律和分布情況。
1 焊接溫度場的初步模擬及試驗
1.1 截面方管焊接溫度場的初步模擬
小截面方管的有限元模型和焊接方向如圖1所示，模擬時取方管長度l=120mm,引弧點和熄弧點與兩端面分別相距10mm。焊接工如表1所示。
由于小電流TIG焊接對熔池的沖擊力比較小，所以對于這種焊接方法在初始計算時依據(jù)前人的經(jīng)驗采用Gauss熱源模型。下面為Gauss熱源模型表達式。
式中：q(r)為熱流密度；q為加熱斑點中心最大熱流；K為能量集中系數(shù)；r為任一點到加熱斑點中心的距離。
溫度邊界條件包括接觸傳導、對流和輻射三種類型，用以反映焊件與周圍環(huán)境，以及焊件與工作臺之間的熱量傳輸關系。
對于對流和輻射邊界條件，利用總換熱系數(shù)來處理，關系式為
式中：H為換熱系數(shù)；T為工件溫度；T為環(huán)境溫度。
位移邊界條件則定義了起弧端和收弧端，u，u,u方向上的位移約束，使其能反映出焊件與工裝夾具之間的裝夾關系。
焊接是一個動態(tài)的局部熱加載過程，如何選取材料的熱物理性能參數(shù)，使其較為精確地反映出材料的物理及力學性能與溫度之間的非線性變化關系，對模擬結果的準確性起決定性的作用。模型采用的參數(shù)部分引用了文獻[12]的數(shù)據(jù)，如圖2所
示，并對低溫參數(shù)曲線做適當?shù)耐馔?，得出高溫參?shù)。
1.2 小截面方管焊接溫度場的測量試驗原理
溫度場測量試驗采用鎳鉻—鎳硅K型熱電偶，在焊件與焊道垂直的中截面和距起始端9mm的截面上分別取3個點進行溫度的測量。測量點排布如圖3所示。其中距離上表面1.6mm，T距離方管右側(cè)表面3．8mm，距離方管右側(cè)表面1.2mm。
而T，T，T分別與T，T，T位置相對應。
1.3 小截面方管焊接溫度場的測量試驗結果
利用無接觸模型得到的熱循環(huán)試驗結果與計算結果分別如圖4和圖 5 所示。通過兩圖比較可以看出，兩截面節(jié)點的熱循環(huán)趨勢是相同的，焊接熱源到達中截面之前溫度變化不大，之后溫度快速升高隨著焊接熱源遠離中截面，溫度較快地下降,但不及升溫時迅速，焊接后隨著冷卻的進行，溫度變化趨于平緩。但是試驗測得的 最高溫度約630℃，模擬結果卻在770℃以上，誤差很大。且沒有反映出90mm截面溫度下降快，在冷卻120s左右與中截面溫度曲線有交叉的情況。
1 誤差分析和接觸有限元模型
2.1 誤差分析
為了考察誤差產(chǎn)生的原因，文中從熱和力的作用兩方面對小截面方管焊接過程模擬的誤差進行了分析。
就熱作用而言，焊接過程中，方管不僅與周圍場環(huán)境進行輻射和對流， 更與胎具接觸進行熱傳導，在接觸面其傳熱能力是輻射對流的1/100-1/10，而模擬中卻用總換熱系數(shù)統(tǒng)一處理，因此溫度誤差較大。
就力作用而言，焊接過程中，方管向下?lián)锨鷮⑹艿教ゾ叩淖璧K作用，而向上則可自由撓曲，沒有接觸的模型無法解決這種復雜的受力情況，所以當夾緊裝置的拘束還沒有去除時，方管已經(jīng)表現(xiàn)出向下的撓曲了，與實際情況出現(xiàn)較大的差異。因此，有必要采用接觸模型來進行數(shù)值模擬。
圖6是冷卻125s各種拘束條件未去除時所得到的變形圖，可以看出，冷卻過程中，在夾緊裝置未去除的情況下，模擬結果出現(xiàn)了向下的撓曲，這與實際的焊接情況嚴重不符，因為胎具和夾緊裝置相配合，將阻止其向下?lián)锨?。綜合以上模擬結果和分析，有必要對無接觸模型進行修正。
2.2 接觸有限元模型的建立
小截面方管的有限元模型和焊接方向如圖7所示，模擬時所焊方管長度l=120mm，引弧點和熄弧點與兩端面分別相距10mm。
從力學分析角度看，接觸是邊界條件高度非線性的復雜問題，需要準確追蹤接觸物體之間的運動以及相互作用，包括正確模擬接觸面之間的摩擦行
為和可能存在的接觸間隙傳熱。
由于材料具有熱脹冷縮的屬性，焊接過程中，兩端受拘束的方管在能量集中的熱源作用下，上部焊縫附近金屬溫度急劇升高，導致該部分金屬急劇伸長，而此時，對應的下部金屬溫度卻相對較低，導致上下伸縮不一致，使方管中部向上撓曲與胎具分離產(chǎn)生間隙，但間隙的位置和高度卻是動態(tài)變化的，且無法預知，因此，采用直接約束法來解決方管與胎具的接觸問題，該方法能根據(jù)物體的運動約束和相互作用自動探測接觸區(qū)域，施加接觸約束。這樣就能夠及時地反映接觸與分離的動態(tài)變化情況，并進行間隙傳熱分析。將方管設置為變形接觸體，胎具設置為有熱傳導的剛體，采用以下表達式來對方管進行接觸傳導分析。
式中：q是接觸傳導時的熱流密度；H是與附近場的對流系數(shù)；H是與附近場的自然對流系數(shù)；B是與自然對流相關的指數(shù)；；是斯忒藩一 玻耳茲曼常數(shù)；是對附近場的輻射率；H是接觸體熱傳導系數(shù)；H是與間隔距離相關的熱傳導系數(shù)； d=d/d,d是兩物體之間的距離；d是用戶自定義的附近場的距離；T，T是物體溫度。
3 對于修正后場的計算結果
利用最后得到的有接觸模型進行了與試驗同樣條件下溫度場的數(shù)值模擬，得到的熱循環(huán)曲線計算結果如圖8所示。
將此結果與圖4相比較，峰值溫度差異如表2所示，由最后誤差分析可看 出二者最大差異不超過l0℃，二者吻合得較好。且從曲線和峰值對比可以看出，試驗和模擬結果吻合較好，且在冷卻120s左右的時間后兩截面的溫度曲線有交叉。
從圖9可以看出，焊后冷卻過程中，在夾緊裝置未去除的情況下，模擬結果不僅沒有出現(xiàn)向下的撓曲，而且出現(xiàn)了工廠實踐中呈現(xiàn)的間隙，因此結果比較合理。因此，可以用接觸模型來進行溫度和變形的規(guī)律分析。
4 修正后計算結果比較與分析
4.1 應力結果
基于溫度場的平行焊接的小截面方管的應力場是模擬的，圖10a,b和c分別是橫向應力水平分量，豎直分量和焊接過程達到準穩(wěn)態(tài)時的縱向應力分量，顯而易見，橫向應力水平分量和縱向分量在靠近焊接處的地方壓縮，并且在右面的管中呈現(xiàn)“”形狀分布，在均勻后會呈現(xiàn)為“T”形狀，顯然，被壓縮的應力場遠離管子心部，這使小截面方管不止有縱向偏差，而且有橫向的彎曲和變形。
4.2 變形的結果
4.2.1 縱向變形分析:
管子在不同時間的縱向變形曲線如圖11，可以看出彎曲變形在總的趨勢上先上升后下降，峰之點隨著熱源同步遷移，同時振幅增大，在焊接預備階段和第二階段，沒有焊接的點下沉粘貼到胚芽，這里稱為“初始效應”，進入第三個階段，方形管產(chǎn)生最大的向上彎曲變形，同時振幅達到最大值，當冷卻至室溫，并去掉所有約束，方形管的首端和末端上翹，中間的點向下，左邊管子的彎曲在均勻后穩(wěn)定，當熱源均勻時，方管兩端的彎曲變形不一致，這樣將產(chǎn)生不合適的現(xiàn)象，所以，在焊接過程中，為了保證焊接質(zhì)量，不止要控制下部分的長度，并且要嚴格控制鎢和焊縫間的位置。
4.2.2 橫向變形分析
管子在不同時間的橫向變形曲線如圖12，還有熱源被移動到60mm部分的變形，發(fā)現(xiàn)管子的橫向變形隨熱源的移動變化，首先在熱源附近時逐漸增加并達到最大值，然后逐漸減小，提到密集排列的方形管，因為熱源附近的溫度值比起其它方高，導致材料變軟，橫向彎曲變形通過滲出裂縫表現(xiàn)出來，并且橫向彎曲變形越大，這種滲出效應越明顯，直到塑料變形出現(xiàn)，在冷卻過程中，由于金屬收縮，一種“凸透鏡”形狀的裂縫在方形管表面產(chǎn)生。
4.2.3 橫斷面變形分析
右側(cè)管子的橫斷面變形如圖14，這里，直線代表變形之前的位置，EEEE代表變形之后的位置，顯而易見，管子的橫斷面由于橫向力的水平和豎直分量的作用產(chǎn)生變形，并且水平面EE和豎直線面EE都有彎曲變形，豎直面EE有延長，左邊管子的變形在均勻后獲得，當熱源輸出均勻時，管子的變形將是不一致的，這樣將產(chǎn)生不合適的現(xiàn)象。
5 結論
(I)采用無接觸模型模擬小截面方管并行密TIG焊接溫度場，會產(chǎn)生很大偏差，且變形與實際情況不一致，必須進行修正。
(2)在考慮小截面方管與胎具接觸的基礎上建立了小截面方管TIG焊接的接觸模型，采用直接約束法來解決方管與胎具的接觸問題，模擬結果與試驗結果吻合良好。
(3)得到了小截面方管并行排列焊溫度場的變化規(guī)律和分布情況。結果表明，焊接過程中，在能量集中的熱源作用下，在焊縫附近形成了“T”字形溫度場；焊后冷卻一段時間后，將出現(xiàn)兩端溫度低、中間溫度高的現(xiàn)象。這種情況與實際的焊接狀況較一致。
附件2
外文資料正文
外文資料正文2
27
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院
畢業(yè)設計（論文）任務書
學生姓名
孟凡龍
系部
機電工程系
專業(yè)、班級
機電1095111班
指導教師姓名
王杰
職稱
高工
從事
專業(yè)
機械
外聘
是
題目名稱
高溫高壓下檢測浮體的裝置的結構設計
一、設計（論文）目的、意義
本課題來源于大慶油田，是注“水泥浮體性能檢測系統(tǒng)的研制”項目的一部分。該項目是參照美國API的標準建立一套能模擬浮體井下高溫高壓和長時間連續(xù)工作的環(huán)境對浮體進行高溫高壓、浮體泥漿沖蝕性能的檢測試驗系統(tǒng)。它的完成可以提高我國浮體產(chǎn)品質(zhì)量，擴大國內(nèi)市場，同時可使浮體直接進入國際市場。為企業(yè)增加了效益，并有利地推動了我國石油化學工業(yè)的發(fā)展。
根據(jù)API的要求，“注水泥浮體性能檢測系統(tǒng)”由兩個系統(tǒng)構成：“浮體高溫高壓性能檢測系統(tǒng)”和“浮體泥漿沖蝕性能檢測系統(tǒng)”。
“浮體高溫高壓性能檢測系統(tǒng)”是模擬井下的高溫高壓工作環(huán)境，對浮體的耐高溫、耐高壓性能進行檢測。“浮體泥漿沖蝕性能檢測系統(tǒng)”是以標準固井水泥漿模擬高溫、高壓連續(xù)灌注的工作環(huán)境對浮體的泥漿沖蝕性能、浮體阻尼系數(shù)等性能進行檢測。
本課題完成的內(nèi)容是“浮體高溫高壓性能檢測系統(tǒng)”中釜體加熱系統(tǒng)得結構設計。
二、設計（論文）內(nèi)容、技術要求（研究方法）
高溫高壓下檢測浮體的裝置稱為釜體，要求釜體內(nèi)部壓力為35兆帕，內(nèi)部溫度達到230度，屬于高溫高壓容器，要求對其強度計算。其二，要對加熱爐的熱循環(huán)風道進行設計，
完成液壓工作原理圖的設計。
三、設計（論文）完成后應提交的成果
完整的設計圖紙一套，畢業(yè)設計論文一本。
四、設計（論文）進度安排
1、2013.9.10 ----2013.930 收集資料；
2、2013.10.1----2013.10.15 初步設計階段；
3、2013.10.16---2013.11.10 總體結構設計；
4、2013.11.11---- 2013.12.9 機構設計；
5、2013.12.10----2013.12.20 撰寫論文、檢查圖紙，準備答辯。
五、主要參考資料
[1]吳宗澤，機械零件設計手冊，北京；機械工業(yè)出版社，2004
[2]張宏軍，深井固井工藝技術研究與應用，石油鉆探技術，2006
[3]高家駒，國內(nèi)外超高壓研究的動向[J],壓力容器，2004
[4]王國菊，郝冰壓力容器強度校核快速估算鍋爐壓力容器安全技術，2000
[5]劉輝、孫新波，高溫高壓釜加熱系統(tǒng)的測量模型及控制測井技術，2005 [6]張明艷，強度設計中安全系數(shù)的計算機械研究與應用，2001
[7]孫英，壓力容器可靠性設計鍋爐壓力容器安全技術，2001
[8]朱亞軍，螺栓法蘭接設計載荷確定，1999
六、備注
指導教師簽字：
2013年9月10日
教研室主任簽字：
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘 要
油田固井浮體在固井過程中起著控制水泥注入速度，避免水泥倒灌等作用。如果浮體失效，會降低固井質(zhì)量，甚至引發(fā)事故。因此對浮體的耐高溫、耐高壓性能進行檢驗有利于提高我國固井的質(zhì)量。本論文參照美國API（美國石油學會）的標準，建立一套對浮體進行高溫高壓性能檢驗的裝置，使其能模擬浮體井下高溫、高壓和長時間連續(xù)工作的環(huán)境，該系統(tǒng)包括高溫高壓工作艙、加熱系統(tǒng)和排油冷卻系統(tǒng)等部分。
本文首先進行了高溫高壓工作艙的設計。工作艙中的高壓釜是在高溫高壓環(huán)境下工作，其強度校核至關重要。本文在設計時采用了有限元分析方法對釜體進行了熱-結構應力耦合分析，驗算其最大應力是否滿足設計要求。此外對工作艙上蓋等其它組件進行了結構設計。
本文還對排油冷卻系統(tǒng)和注油系統(tǒng)進行了設計。在確定了換熱器類型的基礎上，通過換熱計算對傳熱面積進行校核，從而確定換熱器尺寸，并對注油回路進行設計。
最后在完成加熱系統(tǒng)設計之后進行了試驗。加熱系統(tǒng)設計包括加熱類型的確定，爐膛尺寸和安裝功率的計算。并對加熱加壓流程進行了設計，確定各測量溫度。利用所研制的浮體高溫高壓性能檢驗裝置進行了試驗，根據(jù)試驗提出了加熱加壓規(guī)程。
該項目的完成，不僅能檢驗我國浮體產(chǎn)品的質(zhì)量，為企業(yè)增效益，提高浮體產(chǎn)品的售價，擴大國內(nèi)市場，還可使浮體產(chǎn)品直接進入國際市場，有利于產(chǎn)品出口創(chuàng)匯以及推動我國石油化學工業(yè)的發(fā)展，提高我國在國際社會的地位。
關鍵詞 浮體；高壓釜；ANSYS；高溫高壓性能
Abstract
The oil-well cementing float equipment is used in controlling the speed to infuse the cement to the well and avoiding the cement to flow backward in the process of oilfield well-cementing. If the cementing float equipment is failure the quality of oil-well cementing will be reduced and it can even causing accident. It is important to detecting the capacity of high-temperature and high-pressure (HTHP) for the cementing float equipment so as to improve the quality of oil-well cementing in our country. A kind of testing equipment that to detect performance of the HTHP was established referring to the American API standard in this paper. It can simulate the environment of where HTHP condition and long time continuous work. The HTHP workspace furnace system and cooling system etc. were included in this system.
First, the HTHP workspace was designed in this paper. The HP vessel in workspace works in the environment of high-temperature and high-pressure and it is important to calculate its intension. In order to design reliable, the couple analysis of heat-stress was done to the cementing float equipment body using the finite element method so as to check whether the maximum stress to meet the design requirements. Additionally, the structure of the top cover of workspace and its components were designed in this paper too.
Secondly, the cooling system of discharging and oiling system were designed on the basis of determining the type of heat transfer. It was checked to the heat-transfer areas through calculated the dimensions were determined by it and the noting oil circuit system was designed.
At last, the experiment was done after the furnace system has been designed. The furnace system design includes determining the type of heating furnace and calculating the dimensions of chamber of the furnace and the installed power. The heating and pressing process was set up to measure the temperature. The test was done by using the HTHP equipment and the regulations of this system were given according to the test.
It is not only to test the quality of the float products increase efficiency for business raise the price of float products expand the domestic market, but also to make the products enter into the international market directly. It can conducive to make products export as well as to push the oil industry development and improve the position of our country in international society.
Keywords cementing float equipment；HPvessel；ANSYS；HTHP performance
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒 論 1
1.1 課題來源及研究目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究狀況 2
1.2.1 國內(nèi)高壓釜研究狀況 2
1.2.2 國外高壓釜研究狀況 3
1.3 有限元在高壓釜設計中的應用 4
1.4 本文的主要研究內(nèi)容 5
第2章 高溫高壓工作艙設計 7
2.1 浮體簡介及浮體高溫高壓性能檢驗裝置構成 7
2.1.1 浮體簡介 7
2.1.2 浮體高溫高壓性能檢驗裝置構成 9
2.2 工作艙總體設計 10
2.2.1 工作艙設計參數(shù)確定 10
2.2.2 工作艙結構總體設計 11
2.3 釜體結構設計及有限元分析 13
2.3.1 釜體結構設計 13
2.3.2 釜體強度有限元分析 17
2.4 工作艙上蓋組件設計 24
2.5 聯(lián)接預緊力矩計算 26
2.6 本章小結 30
第3章 排油冷卻系統(tǒng)及注油系統(tǒng)設計 31
3.1 換熱器分類 31
3.2 換熱器設計 31
3.2.1 換熱計算 31
3.3 結構優(yōu)化 36
3.4 注油系統(tǒng)設計 37
3.4.1 注油系統(tǒng)設計 37
3.4.2 液壓站及管路設計要求 37
3.5 本章小結 38
第4章 加熱系統(tǒng)設計及試驗 39
4.1 加熱方式及加熱爐結構 39
4.1.1 加熱類型及爐型分類 39
4.1.2 加熱爐設計要求 39
4.1.3 爐膛尺寸計算 40
4.2 加熱加壓流程設計 41
4.2.1 主系統(tǒng)結構及傳感器作用 41
4.2.2 系統(tǒng)加熱加壓流程設計 41
4.3 本章小結 43
結 論 44
致 謝 45
參考文獻 46
附錄1 譯文 47
附錄2 英文參考資料 50
-47-
第1章 緒 論
1.1 課題來源及研究目的和意義
本課題來源于大慶市紅崗鉆井工具中試廠,為保證固井關鍵件油田固井浮體（簡稱浮體）產(chǎn)品質(zhì)量，依據(jù)美國石油學會（API）的標準，建立一套浮體性能檢驗裝置。
固井是在鉆井、下入套管后，在套管的周圍加注水泥，如圖1-1所示。
1-水泥漿2-套管3-水泥4-浮體
圖1-1 井下灌注示意圖
固井是鉆井工程中的重要環(huán)節(jié)，其主要目的是封隔井眼內(nèi)的油層和水層，保護油井套管、增加油井壽命以及提高產(chǎn)油量。在整個固井過程中，固井工具及附件的工作情況是影響固井質(zhì)量的重要因素，有的固井工具甚至是固井成敗的關鍵。固井工具在井下是否正常工作，除受地面操作的影響，井下環(huán)境也會影響固井工具的工作情況。浮體是油田固井過程中的一個關鍵工具。工作在超過1000m深度的地下，需要承受35MPa的高壓和230℃的高溫，同時工作中承受水泥的長時間沖蝕。浮體起著控制水泥注入速度，避免水泥倒灌等作用，如果浮體失效，就會使固井質(zhì)量下降，甚至引發(fā)事故。因此保證浮體質(zhì)量是保證固井質(zhì)量的關鍵。所以，建立浮體耐高溫、耐高壓、耐沖蝕性能的檢驗裝置是非常必要的。它的完成可以檢驗我國浮體產(chǎn)品的質(zhì)量，擴大國內(nèi)市場，同時還可以使浮體直接進入國際市場。為企業(yè)增加效益，并有利地推動我國石油化學工業(yè)的發(fā)展。
浮體性能檢驗裝置包括高溫高壓性能和沖蝕性能檢驗兩部分。本文就高溫高壓性能檢驗裝置的研制加以闡述。浮體高溫高壓性能檢驗裝置的基本組成包括：高溫高壓工作艙、加熱系統(tǒng)、排油冷卻系統(tǒng)、注油系統(tǒng)等。
1.2 國內(nèi)外研究狀況
浮體高溫高壓性能檢驗裝置是模擬井下的高溫高壓工作環(huán)境，對浮體的耐高溫、耐高壓性能進行檢驗的裝置。其中高溫高壓工作艙是系統(tǒng)的關鍵部件。本文僅就構成工作艙的高壓釜國內(nèi)外研究情況進行闡述。
1.2.1 國內(nèi)高壓釜研究狀況
我國高壓容器的研究已有很長的歷史，而超高壓技術也開始于上世紀50年代末，當時第一套超高壓聚乙烯中試裝置建立，所有超高壓管式和釜式的反應器全都是國內(nèi)自行設計和制造的。上世紀60年代初人造水晶釜國產(chǎn)化初露頭角，至90年代初超高壓水晶釜制造能力達到500臺/年以上，反應釜規(guī)格從內(nèi)徑200mm、250mm、280mm、300mm到400mm已形成系列，其質(zhì)量也與國外產(chǎn)品相當。可以認為高壓容器的研究、設計、制造在我國已經(jīng)逐步形成一門綜合性很強的專業(yè)學科。
如圖1-2所示為射孔器檢測實驗用工作艙結構，主要包括釜蓋、釜體、磁力耦合器、測溫元件、壓力表、內(nèi)冷卻盤管、推進式攪拌器、加熱爐等。該檢測裝置的工作原理：將被檢射孔器置于超高壓釜內(nèi)，再注入耐高溫液壓油，然后對釜內(nèi)液壓油進行加壓、加溫，模擬深井井下高溫超高壓環(huán)境，同時檢測射孔器的性能。
我國于上世紀70年代開始自行設計500L大容積高壓攪拌釜。經(jīng)過不斷的摸索和實驗，高壓釜的設計方法也由過去的設計計算、打壓試驗到建立國標、編寫手冊再到運用有限元分析法等不斷的向世界先進行列靠攏。
1.2.2 國外高壓釜研究狀況
一直以來國外在壓力容器的設計和制造方面都領先于國內(nèi)。美國機械工程
1-磁力耦合器2-測溫元件3-壓力表/防爆膜裝置4-釜蓋5-釜體
6-內(nèi)冷卻盤管7-推進式攪拌器8-加熱爐裝置9-電機10-針型閥
圖1-2 射孔器檢測用工作艙結構
師協(xié)會（ASME）在1914年制訂了第一部《鍋爐規(guī)范》標志著壓力容器的安全有了基本的保證。ASME于1979年編制了壓力為70~1400Mpa超高壓容器的設計規(guī)范，之后又頒布了ASME鍋爐壓力容器規(guī)范第Ⅷ篇第3分篇《Alternative Rules for Construction of High Pressure Vessels》和第Ⅺ篇《玻璃纖維增強塑料壓力容器》。歐盟也于1987年和1997年分別通過了“簡單壓力容器法規(guī)”(87/404/EEC)和“承壓設備法規(guī)”(97/23/EC)。
目前在高壓容器制造方面，日本、俄羅斯是以內(nèi)徑600~1200mm大型高壓釜為主，單產(chǎn)可達1800~2000kg。大型高壓釜普遍采用壓力較低的生長工藝，約為80 MPa，因而對加熱控制系統(tǒng)及電力質(zhì)量要求極為嚴格。日本三菱重工已建成1000MPa和1000℃的超高溫裝置，其容器系用SVS630、GTi135、DAC和YXMI等四種材料構成多層結構K=6的厚壁容器，內(nèi)徑為90mm，筒體長度為640mm。東京大學超高壓研究在室溫下已達到的壓力是500GPa，在1600℃高溫條件下可達到的最高壓力是25GPa。
國際上“有限元”這個名詞于1965年開始出現(xiàn)，上世紀70年代該方法開始用于高壓釜設計、汽車、船舶等制造領域。而我國則是在上世紀90年代才在高壓釜設計上使用有限元分析方法，因此在高壓容器設計方法上國外要遠領先于我國。
1.3 有限元在高壓釜設計中的應用
浮體性能檢驗用高壓釜屬于高壓容器，是典型的厚壁圓筒結構。由于操作條件非?？量蹋O備的各部位應力分布很不均勻，容易產(chǎn)生應力集中，甚至發(fā)生斷裂性破壞。所以，通過對高壓釜進行詳盡的應力分析，可以有針對性地在設計或制造時加以控制，必要時進行改進，保證設備的安全要求。
目前壓力容器及其部件的設計可分為基于彈性失效準則的“規(guī)則設計”(Design by Rule)和基于塑性失效準則的“分析設計”(Design by Analysis)。其中分析設計法是工程與力學緊密結合的產(chǎn)物，它不僅能解決壓力容器常規(guī)設計所不能解決的問題,而且代表了近代設計的先進水平。我國分析設計規(guī)范是在美國ASME鍋爐及受壓容器規(guī)范第八卷第2分篇的基礎上建立起來的，并于1995年在全國開始實施。
過去我們在設備的設計方面，通常采用傳統(tǒng)方法即人工計算的方法。為了安全起見，設計者往往選取較高的安全系數(shù)，導致所設計出的設備無論是在體積上、重量上還是筒體壁厚方面都較笨拙，在計算精度上離設計要求也相去甚遠。在設計承受內(nèi)壓（且其內(nèi)部壓力不穩(wěn)定）的壓力容器過程中，想要通過人工計算的方法來準確描述其載荷則更是無法實現(xiàn)，只能依靠工程實踐中得到的經(jīng)驗值來估算設計中需要的一些參數(shù)。這樣所得到的結果誤差會很大，設計出的設備不論是外觀上還是性能上都達不到設計要求。但有限元分析方法誕生后，利用這種快捷、準確又有效的方法，對壓力容器特別是高壓和超高壓容器進行設計研究，所設計出的設備不僅質(zhì)量輕、體積小、節(jié)約材料，而且可以大大的節(jié)約產(chǎn)品在開發(fā)和生產(chǎn)過程中各環(huán)節(jié)所產(chǎn)生的成本，優(yōu)化產(chǎn)品的結構。為了滿足自動化、大型產(chǎn)品工業(yè)生產(chǎn)要求，現(xiàn)在已開發(fā)出了能夠適應各種設計要求的有限元分析軟件，不僅可以使產(chǎn)品批量、系列化的生產(chǎn)，還可以進行非常規(guī)工藝、非常規(guī)結構，參數(shù)復雜的多種設備的應力較集中部分的校核。綜合以上各項優(yōu)點，有限元分析方法已逐漸成為壓力容器設計過程中所不可或缺的一種重要工具。
“有限單元法”這個名稱自1960年由Clough提出以來，至今已走過五十多個春秋，無論是在理論研究方面還是在其技術應用方面都得到了迅猛的發(fā)展，它的理論以及計算方法也都有了長足的進步。有限單元法（finite element method,簡稱FEM）是通過求解數(shù)理方程，然后再將計算機軟件同計算數(shù)學等理論有機結合起來的數(shù)值分析技術，是一種極佳的解決工程實際問題的分析計算方法。
有限單元法的主要思想就是將連續(xù)體的求解域進行離散化處理，然后再將所有的邊緣結點重新連接成一個主體。這樣就把原來的無窮自由度問題轉(zhuǎn)化成了有限自由度問題，從而建立常微分方程組，通過對其求解來解決常規(guī)理論分析所解決不了的工程實際問題。
最早的有限元分析軟件是在1965年誕生的，它是由美國計算科學公司和貝爾航空系統(tǒng)公司受美國國家宇航局委托進行開發(fā)的NASTRAN有限元分析系統(tǒng)，該系統(tǒng)發(fā)展至今已開發(fā)出很多種版本。另外，德國設計開發(fā)的ASKA，英國設計開發(fā)的PAFEC，法國設計開發(fā)的SYSTUS以及美國設計開發(fā)的ABAQUS、ADINA、ANSYS、BERSAFE、BOSOR、COSMOS、ELAS等都是現(xiàn)在較知名的有限元分析軟件。
目前國際上最流行的有限元軟件是ANSYS軟件，該軟件將結構、流體、電場、磁場以及聲場分析融為一體，并且它還被廣泛的應用于各科學技術領域，同時在解決工程實際問題中也經(jīng)常使用該軟件。例如在機械制造、材料加工、航空航天、土木工程、電子電氣、國防軍工、造船、鐵道、汽車和石化能源等領域，它已成為必備的一種工具。該軟件的另一優(yōu)點就是可以在任意計算機的所有系統(tǒng)和平臺中進行操作，其兼容性非常好。
ANSYS還具有分析非結構場問題、模擬流-熱-固、土壤滲流、電-熱、耦合電磁、熱-結構、電-熱-結構以及聲-結構等多種耦合場的能力。因此本課題采用ANSYS來完成高壓釜的動態(tài)強度有限元分析。
1.4 本文的主要研究內(nèi)容
本課題研究的是如何建立一套能模擬浮體井下高溫、高壓和長時間連續(xù)工 作的環(huán)境對浮體進行高溫高壓性能的檢驗裝置。本文主要工作內(nèi)容如下：
（1） 對高溫高壓工作艙進行設計。先建立系統(tǒng)模型，再確定釜體及其上蓋組件的各項參數(shù)。
（2） 高壓釜強度有限元分析。研究結構應力和熱應力對釜體內(nèi)部應力分布的影響，并在模擬溫度場的基礎上進行熱-結構耦合應力的分析，提出優(yōu)化意見。
（3） 加熱系統(tǒng)設計。在設計中重點是確定安裝功率和各區(qū)測量溫度，并通過試驗確定加熱加壓規(guī)程。
（4） 排油冷卻系統(tǒng)設計。通過換熱量計算，確定其各項結構參數(shù)，以保證試驗后釜內(nèi)介質(zhì)可快速冷卻后回到儲油池中。
（5） 注油系統(tǒng)設計。所設計的液壓回路要能夠保證提供系統(tǒng)工作所需的壓力。
第2章 高溫高壓工作艙設計
2.1 浮體簡介及浮體高溫高壓性能檢驗裝置構成
2.1.1 浮體簡介
（1）浮體結構
如圖2-1所示為浮體結構。浮體由閥芯、彈簧、固水泥、套管等部分組成。在固井過程中，具有一定壓力的水泥漿利用彈簧的彈性流入套管外面，從而起到固井的作用。
a) 外觀圖 b)結構圖
1-閥芯2-彈簧3-固水泥4-套管
圖2-1 浮體結構
（2）浮體在固井過程中的作用
① 防止被注到套管外壁環(huán)空中的水泥漿沿套管內(nèi)壁上返
如圖2-2所示按照U形管原理，如果套管內(nèi)壓力不足，在沒有浮體時，注到環(huán)形空腔中的水泥漿會倒流到套管內(nèi)。而在固井時若套管內(nèi)壓力過大又會導致環(huán)空中的水泥產(chǎn)生孔隙。所以不采用加大套管內(nèi)壓力的方法來固井。浮體的單向閥作用避免了U形管現(xiàn)象，只允許水泥漿保留在空中，不會倒灌入套管內(nèi)，同時還不會增加套管內(nèi)壓力。
1-套管2-套管內(nèi)3-套管外4-井壁5-浮體
圖2-2 U型管原理
② 防止地層流體向上流動
一些油井鉆到一定深度后就會有液體出現(xiàn)，用浮體來控制流體液面是很重要的。如果套管內(nèi)靜壓力低于底部附近地層的壓力時，井眼內(nèi)的液體就會有向管內(nèi)流動的趨勢。此時，浮體裝置起到重要的控制作用。
③ 減少鉆機負載
油井浮體所具有的特殊裝置，減少了過流端面，這是因為浮體具有防止流體在套管內(nèi)向上流動的作用。下套管時，使用此裝置所產(chǎn)生的向上的浮力要遠遠大于沒有此裝置時的浮力。而鉆機負載是避免套管下降速度過快的向上的拉力，所以有了浮體可以減少鉆機負載。
④ 減慢水泥漿自由下落
由于水泥漿的密度大于套管內(nèi)液體的密度，這樣水泥漿和套管內(nèi)液體存在密度差，這將導致水泥漿產(chǎn)生自由下落的傾向。而浮體減少了過流端面，在一定程度上減慢了水泥漿的自由下落。
（3）浮體的主要性能
①耐高溫性能
浮體工作環(huán)境的溫度最高達230℃。浮體構成材料應具備耐高溫的性能，即在230℃的情況下仍能正常工作。
② 耐高壓及反向承壓能力
浮體工作環(huán)境壓力近35MPa，所以浮體必須具有耐高壓能力。另外，固井之后，環(huán)空中液體所產(chǎn)生的靜壓力大于相應的套管內(nèi)液體的靜壓力，浮體必須具有抵抗作用于單向閥的高壓所產(chǎn)生的壓差的能力。
③ 抗磨蝕性能
在固井過程中泥漿中所含有的高硬度顆粒對浮體產(chǎn)生磨蝕，這就要求浮體具有足夠的抗磨蝕性能。在工作周期內(nèi)，各個部位或溫度壓力上升的情況下，此裝置仍能正常工作。
④ 流動阻力及反向流動阻力
由于浮體流動路徑上有一定的結構，因而流體通過浮體循環(huán)時將產(chǎn)生壓力損失。用浮體的流動阻力來估計壓力損失，如果流體通過浮體時的壓力損失過大，循環(huán)速度將受到限制。當然，在某些情況下，希望有較大的壓力損失，其目的是減少套管內(nèi)水泥漿自由下落的速度。
閥體的反向流動阻力是衡量浮體壓力浮動性能的指標。下套管時允許地層液體從套管下端向上流入到套管內(nèi)，以減少下套管時的壓力波動。
⑤ 可鉆性
浮體屬于一次性工具，固井后浮體無法取出，需要鉆碎。所以在選擇構成浮體的材料時要考慮其可鉆性。
2.1.2 浮體高溫高壓性能檢驗裝置構成
浮體高溫高壓性能檢驗裝置是模擬井下的高溫（230℃）、高壓（35MPa）工作環(huán)境，完成浮體的耐高溫、耐高壓性能的檢驗。本系統(tǒng)采用釜外加熱，通過釜內(nèi)介質(zhì)—硅基油，達到試件所需的溫度。再通過封閉的液壓回路，使釜內(nèi)達到試件所需壓力，實現(xiàn)井下工況的模擬。
系統(tǒng)包括：
高溫高壓工作艙：形成封閉的試件容器，通過加熱系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)達到所需的高溫和高壓；
加熱系統(tǒng)：提供檢測溫度所需的熱量，并根據(jù)熱電偶所檢測到的數(shù)據(jù)進行等溫控制；
注油系統(tǒng)：提供檢驗所需壓力，并根據(jù)壓力傳感器所檢測到的數(shù)據(jù)進行等壓控制；
排油冷卻系統(tǒng)：通過換熱器中的冷載體對工作艙內(nèi)介質(zhì)（硅基油）進行冷卻；
操作控制系統(tǒng)：按照檢驗程序和加熱加壓規(guī)程進行操作，實現(xiàn)溫度與壓力控制。
系統(tǒng)總體構成如圖2-3所示。
1-試件 2-高溫高壓工作艙 3-加熱系統(tǒng) 4-介質(zhì) 5-控制系統(tǒng)
6-排油冷卻系統(tǒng) 7-液壓系統(tǒng)
圖2-3 系統(tǒng)總體構成
2.2 工作艙總體設計
2.2.1 工作艙設計參數(shù)確定
（1）工作艙工作基本要求
① 艙內(nèi)有效工作內(nèi)徑為400mm，因工件最大外徑為360mm，工作艙有效工作長度為1000mm；
② 艙內(nèi)的工作壓力為35MPa，工作溫度為230℃；
③ 工作艙工作的環(huán)境溫度為0～40℃；
④ 被測試件聯(lián)結結構簡單、拆裝方便；
⑤ 在正常的工作條件下，釜體不發(fā)生塑性變形，密封可靠不泄露，安全使用總時間即工作艙壽命要大于（等于）2000小時
（2）設計壓力
容器的設計必須考慮最高工作壓力和最高工作溫度可能同時出現(xiàn)的最苛刻條件的組合。設計壓力取略高于或等于最高工作壓力。
式中Ps——設計壓力
Pg——最高工作壓力，Pg=35MPa
代入上式后得Ps =36.75～38.5 （Mpa）
考慮到存在的其它實際問題，取設計壓力為40 Mpa。
（3）設計溫度
釜內(nèi)介質(zhì)被熱載體或冷載體間接加熱或冷卻時，熱載體的設計溫度根據(jù)加熱或冷卻的方式來選取，對于外加熱形式，取熱載體的最高工作溫度作為設計溫度。
工作艙內(nèi)工作介質(zhì)（硅基油）是通過釜體間接加熱的。因為釜內(nèi)試件試驗最高工作溫度為230℃，為提高加熱效率，釜外加熱溫度應高于該溫度。根據(jù)表2-1所示的35CrMo材料的高溫強度，限定釜外加熱爐的最高溫度在300～500℃之間，取其設計溫度為400℃。
表2-1 35CrMo材料的高溫強度
t（℃）
20
100
100＜t≤300
300＜t≤500
500＜t≤800
[б]t（MPa）
292
219
205
199
175
2.2.2 工作艙結構總體設計
（1）工作艙基本結構確定按容器的壓力（P），壓力容器可分為低壓、中壓、高壓、超高壓四個等級。具體為：
① 低壓容器 0.1 MPa≤P＜1.6 Mpa
② 中壓容器 1.6 Mpa≤P＜10 Mpa
③ 高壓容器 10 Mpa≤P＜100 Mpa
④ 超高壓容器 P ≥100 Mpa
由檢驗系統(tǒng)技術要求可知，所設計的釜體工作壓力為35Mpa，為高壓容器。
一般情況下，中、低壓容器大多數(shù)采用薄壁容器，高壓、超高壓容器多采用厚壁容器。厚壁容器有單層厚壁和多層厚壁。單層厚壁結構有：
① 單層卷焊式圓筒：適用于D=400～3200mm P=10～100Mpa
② 單層瓦片式圓筒：適用于D=400～1800mm P=10～100Mpa
③ 鍛環(huán)組成式圓筒：適用于D=400～1000mm P=10～200Mpa
④ 無縫鋼管式圓筒：適用于D≤60mm
⑤ 整體鍛造式圓筒：適用于D≤1000mm P=10～200Mpa
⑥ 整體鍛造自增式圓筒：適用于D≤1000mm P=10～200Mpa
多層厚壁高壓容器，用較薄鋼板一層挨著一層制造成厚容器。其綜合機械性能優(yōu)于單層厚壁高壓容器，但其成本高于單層厚壁高壓容器。
通過對比分析，整體鍛造式結構制造工藝簡單，可以外部控溫，制造成本相對較低，所以系統(tǒng)釜體采用整體鍛造式結構。上蓋也是整體鍛件，用螺栓聯(lián)結形成封閉的高溫高壓工作艙。
（2）工作介質(zhì)選擇
由于硅基油可視為不可壓縮流體且其物性較穩(wěn)定，故工作介質(zhì)選硅基油。
（3）工作艙總體結構
如圖2-4所示浮體高溫高壓性能檢驗系統(tǒng)工作艙由釜體、上蓋、螺栓等部分組成。釜體和上蓋通過螺栓聯(lián)接形成封閉艙，被檢測浮體安裝在上蓋。先通過加熱爐對釜體進行加熱，達到所需溫度（230℃）后再加壓，當壓力達到35MPa后保溫保壓8小時，從而檢驗浮體高溫高壓性能是否合格。
1-吊環(huán)2-上蓋3-排氣管接頭4-夾具5-熱電偶6-接頭7-螺栓8-釜體9-浮體10-油孔
圖2-4 高溫高壓工作艙總體構成
2.3 釜體結構設計及有限元分析
2.3.1 釜體結構設計
（1）釜體結構形式
如圖2-5所示是整體鍛造成形的釜體，包括法蘭、筒體、封頭三部分。
1-法蘭2-筒體3-封頭
圖2-5 釜體結構
（2）筒體壁厚設計
筒體壁厚設計時，要在計算厚度的基礎上考慮腐蝕裕量和壁厚負偏差以及企業(yè)安全系數(shù)，最后確定實際厚度。
壁厚
s =k · δm
式中 k——企業(yè)附加厚度安全系數(shù)，k=2～2.2
δm——筒體名義厚度(mm)
δm =S0+ C1+ C2
式中 S0——圓筒計算厚度(mm)
C1——壁厚負偏差, C1=0.125 mm
C2——腐蝕裕量,C2=2mm
根據(jù)圓筒計算厚度公式，知內(nèi)壓圓筒體壁厚：
（2-1）
式中 Di ——圓筒體的內(nèi)直徑 (mm)
P ——設計壓力 (MPa)
[σ]t——設計溫度下圓筒體材料的許用應力 (MPa)
將前面的已知條件代入式（2-1），得：
（mm）
取筒體名義厚度為47mm，則壁厚
s =94～103.4（mm）
取s=100mm，則圓筒外直徑
D0=Di+2s
已知Di =400mm，代入上式后得D0=600mm
（3）封頭結構
由于本設計封頭與筒體成一體，因此采用平蓋中的矩形封頭。如圖2-6所示：
① 封頭計算厚度：
（2-2）
圖2-6 平蓋中的矩形封頭
式中δp——平蓋計算厚度（mm）
Di——平蓋計算直徑（mm）
k——結構特征系數(shù)。由平蓋系數(shù)k選擇有k=0.27
Φ——焊縫系數(shù)。由整體鍛造決定Φ=1
將各值代入式（2-2）有
（mm）
平蓋經(jīng)驗厚度計算法δL
，s=100 mm
所以δL=120～150 mm。
選δp、δL中大值，并取安全系數(shù)，確定平蓋厚度為δ=130mm。
② 由平蓋系數(shù)k選擇表[35]有r≥0.5δp 且，所以有
r≥0.5×93.2=46.6 （mm）且（mm）
取r=130mm。
（4）開孔和開孔補強
在壓力容器的試驗中，由于結構要求，常要在容器上開孔和聯(lián)結管。容器開孔后引起強度削弱和應力集中，必須采取適當?shù)难a強措施，使孔邊應力集中系數(shù)降低到某一允許值。由于應力集中的局部性，局部峰值應力允許超過殼體整體屈服的平均應力，因此并不是所有開孔都要補強。
由機械設計手冊知，直徑滿足的單個開孔，不需要進行補強。
式中 ds——開孔直徑（mm）
Di——殼體直徑（mm）
δp——殼體開孔處的計算厚度（mm）
高壓釜需要在封頭底部開一注油孔，直徑為8 mm
即 (mm)
因為 8＜27，所以不需要開孔補強。
（5）強度校核
① 溫差應力的計算
在進行強度計算時考慮釜體壁厚溫度分布不均而引起的溫度差應力，計算公式如下：
內(nèi)壁
（2-3）
式中k——圓筒的外直徑與內(nèi)直徑之比。k=D0/Di=600/400=1.5
ti、t0——分別為內(nèi)、外壁壁溫（℃）。已知ti=204℃，t0=400℃
E——平均壁溫下材料的彈性模量（MPa）。
E=205×103MPa
α——平均壁溫下材料的線膨脹系數(shù)（mm/mm·℃）。
可知，α=13.1×10-6mm/mm·℃
μ——平均壁溫下材料的泊松比。μ=0.3
將各值代入式（2-3）有
(MPa)
外壁 （2-4）
將各值代入式（2-4）有
② 在工作應力和溫度同時作用下釜體的應力計算
內(nèi)壁
（2-5）
（2-6）
將各值分別代入式（2-5）和式(2-6)有
(MPa)
(MPa)
(MPa)
外壁
(2-7)
（2-8）
將各值分別代入式（2-7）和式(2-8)有
（MPa）
(MPa)
由于材料為：35CrMo，它的許用應力為[σ]=586MPa,而實際加熱溫度一定小于400℃，所以釜體設計合格。
2.3.2 釜體強度有限元分析
為了進一步驗證設計的可靠性，用Ansys軟件對高壓釜體結構進行熱應力與結構應力耦合的有限元強度分析。在得到危險截面后，考慮通過改變其中的某幾個參數(shù)對原釜體結構進行修改，以降低該處的最大應力，使設計更趨安全可靠。
Ansys分析基本過程
1. 前處理過程
（1）定義單元類型
由于高壓釜體在工作時溫度升高，在約束的作用下，其內(nèi)部產(chǎn)生了熱應力，因此在單元類型的選擇時，應考慮到所選取的單元類型是否能滿足熱分析處理的要求。
其次，考慮到設計的高壓釜體壁厚較大，不能選用殼單元類型進行分析，否則可能會由于高壓釜體沿壁厚各參數(shù)過大而導致錯誤的結果。
綜上考慮，定義單元類型為SOLID70，它具有8個節(jié)點。
（2）定義材料參數(shù)
因為，在Ansys中無單位的定義，所以需要在分析前限定其使用單位，現(xiàn)規(guī)定單位如下：長度：mm；壓強：MPa。
參照高壓釜設計內(nèi)容，定義材料參數(shù)如下：
高壓釜體材料：35CrMo；
可知：
①力學性能：室溫時，бs=835 MPa，бb=980 MPa，高溫時， [б]400 =199 MPa；
②物理性能：室溫時，楊氏彈性模量E=213×103 MPa；400℃時，E=181×103 MPa；在20℃與400℃之間的平均楊氏彈性模量E=192×103 MPa；因此，定義其楊氏彈性模量參數(shù)為192E5；
在20℃與400℃之間的平均線膨脹系數(shù)α=14×10-6 mm/mm·℃，因此，定義其線膨脹系數(shù)參數(shù)為14E-6 ，取參考溫度200℃；
在20℃與400℃之間的泊松比μ=0.286，因此，定義其泊松比參數(shù)為0.286；
在20℃與400℃之間的導熱系數(shù)λ=47.7 W/m·K，定義其導熱系數(shù)參數(shù)為47.7（因為分析過程為穩(wěn)態(tài)，導熱系數(shù)對結果不產(chǎn)生影響）。
（3）幾何模型建立
由于高壓釜體為軸對稱結構，為了簡化有限元分析，取高壓釜體總體結構的1/4進行分析。且為了避免有限元分析過程中出現(xiàn)異常，忽略掉釜體結構中小的倒角和倒圓結構，通過查閱相關資料可知，這種忽略對分析結果影響并不大。
首先，在Ansys全局坐標系下建立關鍵點（keypoint），并連接這些關鍵點得到高壓釜體結構的斷面。為了在網(wǎng)格劃分中得到較好的網(wǎng)格質(zhì)量，將釜體斷面分成三部分，在后面的過程中，將依次對這三部分劃分網(wǎng)格。釜體斷面圖如圖2-7所示。
圖2-7 高壓釜體結構斷面圖
然后，將斷面圖繞Y軸旋轉(zhuǎn)90°，即得到高壓釜體1/4結構圖，如圖2-8所示。
圖2-8 高壓釜體1/4結構圖
（4）網(wǎng)格劃分
首先，對釜體斷面的三部分依次進行映射網(wǎng)格劃分。在Ansys軟件中，提供了兩種網(wǎng)格劃分方法：自由網(wǎng)格和映射網(wǎng)格。所謂自由，體現(xiàn)在沒有特定的準則，對于單元形狀無限制，生成的單元不規(guī)則，基本適用于所有的模型。映射網(wǎng)格則要求滿足一定的規(guī)則，且對于面，映射網(wǎng)格形成的只能是單元四邊形或單元三角形；而對于體，其所能生成的只能是六面體單元，映射網(wǎng)格所形成的單元非常規(guī)整。映射網(wǎng)格適用于形狀規(guī)則的體或面自由網(wǎng)格生成的內(nèi)部節(jié)點位置比較隨意，用戶無法控制。若想控制內(nèi)部節(jié)點位置，應考慮使用映射網(wǎng)格。在本文中，考慮采用映射網(wǎng)格，以求使結果準確。
但由于單元類型SOLID70不支持映射網(wǎng)格的劃分，我們直接采用掃略（SWEEP）網(wǎng)格方法。通過查閱資料可知，生成復雜幾何實體有多種方法，如可由面經(jīng)過拉伸、旋轉(zhuǎn)、掃描等操作形成，然后進行網(wǎng)格劃分。對于有些幾何實體，如果某個方向上截面形狀保持不變，則可以采用掃略方法生成實體并進行網(wǎng)格劃分，或者先對面進行網(wǎng)格劃分，再經(jīng)過上述操作生成實體時自動實現(xiàn)實體網(wǎng)格劃分。雖然上述兩種方式都能生成復雜的幾何實體，但掃略方法具有更大的優(yōu)點。
因此，在這舍棄了映射方法而采用掃略的方法對釜體1/4結構進行劃分。在劃分前，設定全局網(wǎng)格尺寸為20。得到如圖2-9所示。
a)正視圖
b)上視圖
圖2-9 釜體網(wǎng)格結構
由上圖可以看到，通過掃略方法得到的網(wǎng)格為結構化網(wǎng)格，結構規(guī)則，分布均勻，質(zhì)量較好。
（1）約束及荷載定義
①在熱分析過程中，需要定義的荷載為釜體內(nèi)表面及外表面的溫度。根據(jù)熱平衡分析，可以得到在釜體工作中的危險時刻，在后處理過程中將分別通過在內(nèi)外表面上加載相應溫度進行分析。
②在結構分析中，需要定義如下載荷和約束：
A. 釜體下表面固定在支撐架上，因此，限制其豎直方向的位移，即Y方向的自由度；
B. 因為建立的模型的釜體的1/4，因此，需要對兩側(cè)截面定義對稱約束；
C. 釜體工作時，內(nèi)部充滿液體，其壓力為40MPa，忽略重力對液體壓力的影響，即認為壓力在釜體內(nèi)表面上均布；
D. 考慮溫度對釜體結構的影響，即在結構應力上耦合熱應力。
2. 后處理過程
（1）溫度分布在定義完成釜體內(nèi)外表面恒定溫度載荷后，通過Solve命令進行處理，得到釜體內(nèi)部溫度如圖2-10所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面圖
圖2-10 釜體溫度分布圖
由上圖可以看出，釜體內(nèi)部溫度沿壁厚向外逐漸增大，在外壁面斜角處達到最大值，而在內(nèi)壁面底部靠近開孔處溫度最小。
（2）結構應力分布
在施加結構應力前，需要將熱分析單元轉(zhuǎn)化成結構分析單元。對于軸對稱單元，還需要重新定義。
在結構應力分析時，施加結構約束及荷載后，得到結構變形圖如圖2-11所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面變形云圖
圖2-11 釜體結構變形圖
由上圖可以看出，在釜體下部，由于受內(nèi)表面壓力和底部軸向自由度的限制，其變形量很小，從釜體底部往上，由于未限制釜體沿徑向的自由度，變形量逐漸增大，但由于在釜體上部，與上蓋連接處法蘭的壁厚較大，其變形較小，從而使得釜體變形最大處位于釜體中上部，最大變形量為0.1712mm。
對于應力的分析，主要分析的是Von Mises應力。Von Mises是一種屈服準則,屈服準則的值通常被稱為等效應力。Ansys后處理過程中“Von Mises Stress”通常被稱作Mises等效應力，它遵循材料力學第四強度理論(形狀改變比能理論)。一般材料在外力作用下產(chǎn)生塑性變形，以流動形式破壞時，應該采用第三或第四強度理論。壓力容器上用第三強度理論（安全第一），其它多用第四強度理論。von mises等效應力就是一維屈服應力在多軸應力狀態(tài)下的表達。
釜體結構中Von Mises等效應力分布結果如圖2-12所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面應力云圖
圖2-12 釜體結構應力分布
由上圖可以看出，應力的分布與變形量的分布大致相同，在釜體中部變形量較大，因此，釜體內(nèi)部應力也相對較大，其最大值為126.291MPa，小于設計溫度下的許用應力[σ]=586MPa。
（2）熱應力分布
（3）在結構分析中分析溫度應力時，需要導入之前的溫度分布分析結果。在Ansys軟件中，熱分析結果以.rth為后綴的文件形式保存，在荷載定義中以結構載荷的方式導入。
單獨對溫度應力進行分析得到的結構變形結果如圖2-13所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面變形云圖
圖2-13 釜體結構變形量分布
由上圖可以看出，由于溫度的影響，從釜體底部往上，其變形量逐漸增大， 在與上蓋連接處的外沿達到最大值為1.82mm。從理論上分析，由于釜體內(nèi)部溫度高于參考溫度，發(fā)生熱膨脹，在底面軸向自由度受限的情況下，釜體只能向上膨脹，因此，變形量隨高度逐漸增大。
釜體內(nèi)部熱應力分布如圖2-14所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面應力云圖
圖2-14 釜體熱應力分布
由上圖可以看出，溫度應力的分布與變形量的分布并不相同，其在釜體底部內(nèi)壁面圓角處出現(xiàn)了應力最大值為348.139MPa。從理論上分析，由于變形量是由熱膨脹造成，并不受熱應力的影響，因此，應力分布與變形分布不一致。從溫度分布圖上可以看出，由于外表面溫度高，其膨脹變形大于內(nèi)表面，且在底部圓角處壁厚有突變，使其受溫度影響較大，因此應力較大。
（4）熱-結構耦合應力分布
為了得到熱-結構耦合應力，可以采用間接的方法在結構應力分析的基礎上按熱應力分析的步驟導入溫度分布結果，由Ansys分析可綜合兩方面的影響。
熱-結構耦合作用下變形情況如圖2-15所示。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面變形云圖
圖2-15 釜體結構變形分布
由上圖可以看出，熱-結構耦合作用下變形量主要受熱膨脹的影響，結構應力產(chǎn)生的變形量很小。
圖2-16表示的是在熱-結構耦合作用下應力情況。
a) 釜體1/4結構 b)釜體截面應力云圖
圖2-16 釜體熱-結構耦合應力分布
由上圖可以看出，熱-結構耦合作用下其應力分布不同于各自單獨作用下的情況。釜體內(nèi)部應力最大值位于釜體底部內(nèi)表面圓角處，主要是熱應力的作用；隨著位置的升高，其應力有所增加，這主要是受結構應力的作用。釜體內(nèi)部應力最大值為420.023MPa，小于35CrMo材料的許用應力[σ]= 586MPa。
綜上，釜體結構設計滿足強度要求。
2.4 工作艙上蓋組件設計
（1）法蘭結構
法蘭是壓力容器的一個重要部件，是容器可拆連接的一種重要結構形式。工藝要求：保證使用可靠，便于多次拆裝又不影響密封性能。其基本形式有活套法蘭、整體法蘭、任意式法蘭三類。本設計采用整體法蘭。這種法蘭通常帶有一個錐型截面的頸脖，故又稱高頸法蘭。適用于壓力、溫度都較高或殼體直徑較大的場合。
（2）法蘭密封面與墊片
由法蘭密封設計有，常用的壓緊面類型有平型壓緊面、凹凸型壓緊面、榫槽型壓緊面、梯型壓緊面與錐型壓緊面。
由于工作環(huán)境為高壓場合，因此選用梯型壓緊面。
（3）墊片的類型
金屬墊片可分為：平墊片、波形墊片、齒形墊片、八角形墊圈、橢圓形墊圈、透鏡墊圈。
墊片選擇應根據(jù)溫度、壓力及介質(zhì)的腐蝕性來決定。根據(jù)高壓釜工作環(huán)境選擇八角形墊圈。
法蘭墊片壓緊形式如圖2-7所示。
圖2-7 法蘭墊片壓緊形式
（4）墊片壓緊力
① 預緊時需要的總壓緊力：
FＧ = π · DＧ · b · y （2-9）
② 操作時需要的總壓緊力：
FＰ = 2π · DＧ · b · m · p （2-10）
式中 p——最大操作壓力（MPa）
m，y——墊圈系數(shù)與墊片比壓力,有m=6.5，y=179.3 MPa
DＧ——墊片壓緊力作用中心圓直徑(mm)
當b0≤6.4mm時，DＧ為墊片接觸面的平均直徑，
DＧ=460.42mm；
當b0＞6.4mm時，DＧ為墊片接觸面的外徑減2b
b0——墊圈的有效密封寬度。
b0=ω/8=10.4/8=2.05(mm)，在此寬度內(nèi)將預緊密封比壓y視作均勻分布。
b——墊圈的計算密封寬度。b=b0=2.05mm
將各值分別代入式（2-9）、（2-10）有
FＧ= π · DＧ · b · y
=π×460.42×2.05×179.3
=531665.16(N)=532(kN)
FＰ = 2π · DＧ · b · m · p
=2π×460.42×2.05×6.5×40
=1541917.93(N)=1.54×103(kN)
2.5 聯(lián)接預緊力矩計算
（1） 預緊時外力矩
M1=W·l3
式中 W——預緊時法蘭螺栓載荷，考慮到實際螺栓的總截面積A大于設計所需的總面積A0,在擰緊螺栓時有可能造成法蘭超載，故外力矩計算中取
W=(A+A0) / 2 ·[σ]b
式中 A0——取操作時螺栓總截面積A2值，即41845 mm2
(mm2)
[σ]b——螺栓材料常溫下的許用應力(MPa)
所以， (N·mm)
l3——墊圈壓緊力和螺栓中心線的徑向距離。l3=157.79 mm
所以有
M1=9921236×157.79=1533913828 (N·mm)
（2）操作時外力矩
M2 = P1·l1 + P2·l2 + P3·l3
式中 P1——內(nèi)壓作用于內(nèi)徑截面的軸向力。
（N）
P2——內(nèi)壓作用于法蘭端面上的軸向力。
（N）
P3——操作時墊圈的壓緊力。
（N）
其中
（mm）
l1、l2、l3——力臂。圖2-8。
（mm）
圖2-8 法蘭體受力分析
由于
（mm）
（mm）
（mm）
所以有
M2=5026548×173.75+6510173×160.39+1541918×157.79
=2160828603（N·mm）
由于 （N·mm）
所以法蘭設計力矩取預緊力矩和操作力矩中的大值，即
M=M2=2160828603 （N·mm）
（3）法蘭厚度
式中 Y——由圖4-7有Y=3
（mm）
實際厚度
t0=(1.0～1.1) ·t=(1.0～1.1) ×144.9=144.9～159.4（mm）
取實際厚度為159 mm。
（4）螺栓載荷設計
預緊時，螺栓拉力等于墊圈所需預緊力。即
W1=FG=531665.16（N）
操作時，螺栓拉力等于由內(nèi)壓產(chǎn)生的軸向力P與墊圈工作時反力（數(shù)值上等于墊圈操作時所需的總壓力）之和：
W2=0.785DG2·p+2π · DG · b · m · p
=0.785×460.42×460.42×40+1541917.93
=8201672.641(N)
=8.2×103（kN）
螺栓材料選用：35CrMoA
由表查得有
[σ35CrMoA]20=228 N/mm2，[σ35CrMoA]200=196 N/mm2
（5）螺栓的直徑和個數(shù)
預緊時螺栓總截面積：
（mm2）
操作時螺栓總面積：
（mm2）
式中 [σ]b——常溫下螺栓材料的許用應力(MPa)
[σ]bt——設計溫度下螺栓材料的許用應力(MPa)
令A0為螺栓總截面積，由螺栓許用應力表取A1、A2中較大值，則螺栓直徑及個數(shù)為
式中 n——螺栓個數(shù)，應取偶數(shù)，最好為4的倍數(shù)
d0——螺栓螺紋根徑（mm）
取n=24，則
（mm）
取螺栓直徑為48 mm。
（6） 螺栓間距校核
螺栓的最小間距應根據(jù)扳手操作空間來確定。由表，有
E=48 mm，Smin =102 mm，dB=48 mm
推薦的最大間距應為
(2-11)
式中dB——螺栓公稱直徑（mm）
t——法蘭厚度（mm）
m——墊圈系數(shù)。m=6
將各值代入式（2-11）有
（mm）
螺栓的實際間距
（2-12）
式中 Db——法蘭直徑。
Db=776 mm
將各值代入式（2-12）有
（mm）
由于Smin< S < Smax，所以合格。
2.6 本章小結
本章對浮體及其高溫高壓性能檢驗裝置進行了簡要介紹，在此基礎上對工作艙進行設計并確定其參數(shù)，同時對高壓釜體進行了溫差應力校核及有限元分析，并對工作艙上蓋組件以及聯(lián)接與密封進行了設計。
第3章 排油冷卻系統(tǒng)及注油系統(tǒng)設計
3.1 換熱器分類
換熱器按工作原理可分為間壁式換熱器（如暖風機、燃氣加熱器、冷凝器等）；混合式換熱器（如噴淋室、蒸汽噴射泵等