采用法蘭螺栓連接的大直徑耐壓艙段結(jié)構(gòu)設計方案研究

邱昌賢，王 丹，余 俊，王 琨，陳 鵬

(中國船舶科學研究中心，江蘇 無錫 214082)

0 引 言

目前，世界各國主戰(zhàn)潛艇的耐壓艙室都是焊接組裝的密閉式殼體結(jié)構(gòu)，為減少削弱結(jié)構(gòu)強度的不利影響，其艇體貫穿開孔（維修孔、出入艙口等）的透光尺寸較小、數(shù)量有限，只能容納小型裝置垂直進出，但大型設備出入艙室的需求和困難一直存在，如建造階段，發(fā)動機等大件一般在分段合攏并試水后進艙安裝；服役中期，艙內(nèi)大型設備發(fā)生故障需要整體出艙維修或更換升級等以上進、出艙室一般通過切焊耐壓可拆板或總段合攏口環(huán)焊縫等方式實現(xiàn)，對結(jié)構(gòu)是有損的（帶來形狀缺陷、焊接裂紋和殘余應力等問題），且切焊次數(shù)受到限制[1]。雖然部分西方國家采用模塊化平臺和整體縱向進艙的建造工藝，降低了難度，提高了效率，但不能從根本上解決所有問題。

為了避免耐壓船體被反復切割、焊接的不利影響，并滿足作戰(zhàn)或試驗潛艇在服役中頻繁改、換裝的需求，本文提出了可整體拆裝的模塊化艙段設計方案（具體結(jié)構(gòu)形式有多種），耐壓艙室之間采用法蘭、螺栓連接，可不限次數(shù)地進行拆卸、安裝，方便大尺寸設備縱向進艙，能實現(xiàn)不同功能艙段的模塊化組裝，且對結(jié)構(gòu)是無損的。

內(nèi)壓壓力容器所用的螺栓、法蘭一般較為粗壯、厚重，其螺栓數(shù)量、厚度尺寸往往隨工作壓力提高而顯著增加，給總體布置、重量控制和制造工藝可行性帶來很大挑戰(zhàn)。但是，與內(nèi)壓工況不同，外壓下螺栓不用直接承受縱向載荷，法蘭的受力程度也會大大緩解，尺寸、重量控制的難度得以降低，從而為大直徑耐壓艙段采用螺栓+法蘭連接提供了可能性。

1 耐壓艙段的法蘭、螺栓連接方案及參數(shù)化建模

1.1 主要設計思路

考慮到法蘭可以起到類似于肋骨或艙壁的支撐作用，且螺栓安裝、拆卸需要一定操作空間，因此將法蘭設置在肋位上，由于法蘭的高度、厚度明顯大于肋骨，導致船體殼板局部彎曲應力增大，因此法蘭根部耐壓船體采用嵌入厚板進行局部加強。

與肋骨類似，外法蘭比內(nèi)法蘭應力略低，對螺孔應力集中的敏感度也更低，有利于實現(xiàn)保證強度和控制重量的平衡，但外法蘭長期受海水浸泡，帶來腐蝕、生銹、海生物附著等不利問題，內(nèi)法蘭雖不與海水接觸，但會擠占一定的艙室內(nèi)部空間，且應力更高，尤其是適合布置螺孔的內(nèi)緣位置（曲率半徑?。?，因此二者各有優(yōu)缺點。

法蘭形式的確定還取決于連接螺栓的布置需求，為保證總縱彎曲強度等安全性要求，提高連接、密封的可靠性，有必要安裝多道緊固螺栓，為此也考慮同時采用內(nèi)外法蘭來提供更大的布置空間。

基于以上思路，為了研究內(nèi)外法蘭形式、螺栓孔位置及數(shù)量對結(jié)構(gòu)強度的影響，本文對相關結(jié)構(gòu)形式和參數(shù)進行調(diào)整，對內(nèi)、外法蘭及螺孔布置的多種設計進行組合，得到6種不同的模塊化連接方案，并基于板殼、實體單元建立混合有限元模型，分別在靜水外壓工況下進行計算和對比分析。

1.2 法蘭、螺栓連接設計方案

在本文的具體方案中，設大直徑耐壓艙段為采用T形外環(huán)肋加強的圓柱殼結(jié)構(gòu)，艙段內(nèi)徑假定大于6 600 mm，各方案對應的法蘭尺寸如表1所示。法蘭雙頭螺柱直徑取為φ40 mm，法蘭螺孔的孔徑設計為φ42 mm（單邊間隙1 mm，以便于裝配），螺帽下方設置彈簧墊片防松，法蘭密封面開設密封槽，至少布置2道O型丁腈橡膠圈進行密封，為避免橡膠受擠壓或剪切失效，也可考慮用金屬密封件。

所設計的6種法蘭、螺栓連接方案及參數(shù)如表1和圖1～圖8所示。

圖1 方案1，內(nèi)法蘭60×320+1道螺栓φ 40Fig. 1 Plan 1, internal flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ 40

圖8 方案5（左）、方案6（右）對比Fig. 8 Plan 5（left）vs. Plan6（right）

表1 法蘭、螺栓連接設計方案及參數(shù)（6種）Tab. 1 Comparison of six designs and parameters for coupling flanges and bolts

方案1和方案2均設置1道螺栓（180個）連接，二者區(qū)別僅在于法蘭內(nèi)置或外置；

方案3和方案4均設置2道螺栓（360個）連接，二者區(qū)別僅在于法蘭內(nèi)置或外置，相對于方案1和方案2也只增加了一道螺栓；

方案5和方案6均采用3道螺栓（540個）連接，方案5的螺栓在徑向成一直線，方案6將第2道螺栓沿周向錯開1°并外移了10 mm，這樣一方面可以在布置空間有限的情況下間接提高螺栓的周向分布密度，改善艇體中縱剖面附近螺柱的縱向受力狀況，從而提高連接部位的總縱彎曲強度，另一方面，也能降低孔邊應力集中（外法蘭根部應力大于頂部），并方便螺帽、螺柱的裝卸。

1.3 法蘭、螺栓連接艙段結(jié)構(gòu)的參數(shù)化建模

本文利用Ansys的APDL工具，針對大直徑耐壓艙段和法蘭、螺栓連接結(jié)構(gòu)，用板殼單元和實體單元建立了參數(shù)化的有限元計算模型，在參數(shù)化模型中，法蘭的形式和尺寸、螺孔的分布位置和數(shù)量均可方便地進行調(diào)整和修改。

其中，耐壓殼體及肋骨用8節(jié)點板殼單元（shell281）進行離散，法蘭和螺柱、螺帽用20節(jié)點實體單元solid186進行劃分。考慮到板單元和體單元的自由度不一致，在法蘭實體與耐壓殼體的連接面上耦合了轉(zhuǎn)動自由度，以傳遞殼單元的彎矩。

圖3 方案3，內(nèi)法蘭60×320+2道螺栓φ 40Fig. 3 Plan 3, internal flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ 40

圖4 方案4，外法蘭60×320+2道螺栓φ 40Fig. 4 Plan 4, external flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ 40

圖5 方案5，內(nèi)外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔直列）Fig. 5 Plan 5, internal & external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ 40（straight）

圖6 方案6，內(nèi)外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔交錯）Fig. 6 Plan 6, internal & external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ 40（staggered）

圖7 方案6，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ40（螺孔錯開1°、外移10 mm）Fig. 7 Plan 6, internal and external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ 40（staggered）

法蘭與法蘭、法蘭與螺帽之間按接觸對考慮（為簡化起見，不考慮螺帽與螺柱之間的螺紋接觸，將二者當作一體結(jié)構(gòu)），根據(jù)目標單元的類型，選擇8節(jié)點面對面目標單元TARGE170和接觸單元CONTA174進行接觸對劃分，接觸面摩擦系數(shù)設為0.15。結(jié)構(gòu)強度計算在材料線彈性范圍內(nèi)進行，取彈性模量E=1.96×105MPa，泊松比μ=0.3。

由于接觸分析計算量大、耗時較長，因此需要盡可能對計算模型進行簡化，考慮耐壓艙段及法蘭為旋轉(zhuǎn)對稱結(jié)構(gòu)，且螺孔、螺栓沿周向均勻分布，因此根據(jù)相似性取周向范圍最小的局部結(jié)構(gòu)進行分析，即建立周向1/180的局部模型即可，6種連接方案的網(wǎng)格計算模型分別如圖9～圖16所示。

圖9 方案1有限元接觸模型，內(nèi)法蘭60×320+1道螺栓φ 40 Fig. 9 FE contact model for Plan 1, internal coupling flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ 40

圖16 方案1有限元幾何模型，內(nèi)法蘭60×320+1道螺栓φ 40 Fig. 16 FE geometrical model for Plan 1, internal coupling flanges60×320 and 1 ring of bolts φ 40

通過采用周向局部模型進行計算，將網(wǎng)格規(guī)?？s減到整體模型的1/180，大大減少了計算量，且使網(wǎng)格細化變得可能，局部模型的結(jié)構(gòu)強度分析效果與整體模型一致，由于單元劃分能更為精細，計算與仿真的精度也得以顯著提高。

圖10 方案2有限元接觸模型，外法蘭60×320+1道螺栓φ 40 Fig. 10 FE contact model for Plan 2, external coupling flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ 40

圖11 方案3有限元接觸模型，內(nèi)法蘭60×320+2道螺栓φ 40 Fig. 11 FE contact model for Plan 3, internal coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ 40

圖12 方案4有限元接觸模型，外法蘭60×320+2道螺栓φ 40Fig. 12 FE contact model for Plan 4, external coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ 40

圖13 方案5有限元接觸模型，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔在一直線上）Fig. 13 FE contact model for Plan 5, internal & external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ 40（straight）

圖14 方案6有限元接觸模型，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔錯開1°、外移10 mm）Fig. 14 FE contact model for Plan 6, internal & external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ 40（staggered）

圖15 方案6有限元接觸模型局部實體單元網(wǎng)格，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔錯開1°、外移10 mm）Fig. 15 Mesh of solid element model for Plan 6, internal & external coupling flanges and 3 rings of bolts φ 40（staggered）

周向局部模型在兩側(cè)的縱剖面上施加軸對稱約束，艙段在艙壁處按固支考慮。

2 法蘭、螺栓連接艙段結(jié)構(gòu)強度計算及分析結(jié)果

本文對采用6種法蘭、螺栓連接方案的大直徑耐壓艙段結(jié)構(gòu)進行了有限元接觸分析（未考慮預緊力），計算了靜水外壓工況（極限壓力）下的應力和徑向變形，并進行了對比，結(jié)果如表2所示，法蘭、螺栓、螺帽的變形及應力分布云圖如圖17～圖28所示。主要結(jié)論如下：

圖2 方案2，外法蘭60×320+1道螺栓φ40Fig. 2 Plan 2, external flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ 40

表2 法蘭、螺栓連接結(jié)構(gòu)（6種方案）有限元接觸計算的應力結(jié)果對比Tab. 2 Comparison of six designs' strength results based on finite element contact analysis for coupling flanges and bolts

圖17 方案1等效應力云圖，內(nèi)法蘭60×320+1道螺栓φ 40Fig. 17 Mises stress（MPa）nephogram and deformation of Plan 1, internal coupling flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ 40

圖18 方案2徑向變形云圖，外法蘭60×320+1道螺栓φ40Fig. 18 Radial deformation（mm）nephogram of Plan 2, external coupling flanges 60×320 and 1 ring of bolts φ40

圖19 方案3徑向變形云圖，內(nèi)法蘭60×320+2道螺栓φ40Fig. 19 Radial deformation（mm）nephogram of Plan 3, internal coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ40

圖20 方案4徑向變形云圖，外法蘭60×320+2道螺栓φ40Fig. 20 Radial deformation（mm）nephogram of Plan 4, external coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ40

圖28 方案6法蘭周向應力云圖，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ 40（螺孔錯開1°、外移10 mm）Fig. 28 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 6, internal & external coupling flanges and staggered bolts φ 40

1）由于外法蘭外緣曲率半徑更大，因此螺孔孔邊應力峰值比較小，內(nèi)法蘭螺孔的孔邊應力峰值比外法蘭更高但總體可控；

2）外法蘭接觸面會產(chǎn)生張開變形，導致螺柱受拉，其拉應力峰值明顯大于內(nèi)法蘭；

3）螺栓由1道增加為2道后，內(nèi)或外法蘭的最大應力均略有上升但幅度較??；

4）同時采用內(nèi)、外法蘭能明顯減小螺柱的拉應力，且法蘭螺孔應力峰值比單純的內(nèi)法蘭或外法蘭均有下降；

圖21 方案5徑向變形云圖，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ40（螺孔直列）Fig. 21 Radial deformation（mm）nephogram of Plan 5, internal& external coupling flanges 60×420 and 3 rings of boltsφ40（straight）

圖22 方案6徑向變形云圖形，內(nèi)、外法蘭60×420+3道螺栓φ40（螺孔錯開1°、外移10 mm）Fig. 22 Radial deformation（mm）nephogram of Plan 6, internal& external coupling flanges 60×420 and 3 rings of bolts φ40（staggered）

圖23 方案1法蘭周向應力云圖，內(nèi)法蘭60×320Fig. 23 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 1, internal coupling flanges 60×320

5）方案5和方案6的應力相當，但螺栓錯開后安裝方便，且承受縱向彎曲載荷時受力更均勻，因此建議采用方案6的設計。

3 結(jié) 語

圖24 方案2法蘭周向應力云圖，外法蘭60×320Fig. 24 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 2, external coupling flanges 60×320

圖25 方案3法蘭周向應力云圖，內(nèi)法蘭60×320Fig. 25 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 3, internal coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ40

圖26 方案4法蘭周向應力云圖，外法蘭60×320Fig. 26 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 4, external coupling flanges 60×320 and 2 rings of bolts φ40

為滿足大型潛艇在服役中頻繁改換裝和大尺寸裝置出入艙室的需求，避免反復切焊耐壓船體殼板的不利影響，本文提出了能整體拆、裝的模塊化艙段設計方案，耐壓艙室之間通過法蘭、螺栓連接，方便大型設備縱向進艙，且拆裝次數(shù)不限、對結(jié)構(gòu)無損，可實現(xiàn)不同功能艙段的模塊化組裝。主要工作及結(jié)論總結(jié)如下：

圖27 方案5法蘭周向應力云圖，內(nèi)外法蘭60×420+3道螺栓φ40（螺孔直列）Fig. 27 Flange circumferential stress（MPa）nephogram of Plan 5, internal & external coupling flanges and straight bolts

1）對內(nèi)、外法蘭及螺栓位置、數(shù)量進行組合，得到6種大直徑耐壓艙段的法蘭、螺栓連接方案，基于APDL進行參數(shù)化設計，建立了板殼、實體單元的混合模型，其法蘭形式和尺寸、螺孔位置和數(shù)量均可方便地進行調(diào)整；考慮法蘭對及法蘭與螺帽之間的接觸，在靜水外壓工況下完成了有限元結(jié)構(gòu)強度計算校核及對比分析；

2）根據(jù)結(jié)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)對稱性，采用周向范圍最小的局部模型進行計算，將網(wǎng)格規(guī)?？s減到整體模型的1/180，使網(wǎng)格精細化成為可能，仿真與計算的精度也得以顯著更高，局部模型的結(jié)構(gòu)強度分析效果與整體模型一致，且大大減少了計算時間；

3）內(nèi)法蘭螺孔的孔邊應力峰值比外法蘭更高但總體可控；外法蘭密封面會產(chǎn)生張開變形，導致螺柱受拉，其拉應力峰值明顯大于內(nèi)法蘭但并不危險；

4）螺栓由1道增加為2道后，內(nèi)或外法蘭的最大應力均略有上升但幅度較??；同時采用內(nèi)、外法蘭能明顯減小螺柱的拉應力，且法蘭螺孔應力峰值比單純的內(nèi)法蘭或外法蘭均有下降；

5）方案5和方案6的應力相當，但螺栓沿周向錯開一定角度后，在布置空間有限的情況下，間接提高了螺栓的周向分布密度，能改善艇體中縱剖面附近螺柱的縱向受力狀況（更均勻），從而提高連接部位的總縱彎曲強度，另一方面，也能降低孔邊應力集中，并方便螺帽、螺柱的裝卸，因此建議采用方案6的設計。