车载高压天然气钢瓶的结构优化

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Structure Optimum Design of High Pressure Vessel for CNGCHEN Luqi ，GAO Zengliang ，MA Xiakang(1.Colege of Mechanical Engineering，Zhejiang University of Technology，Hangzhou 3 10014，China；2.Zhejiang Jindun Pressure Vessel Co.，Ltd.，Shangyu，Zhejiang 3 12367，China)Abstract：Hydraulic blast tests and hydraulic fatigue tests of high pressure CNG cylinders had been carried out.Theblast pressure and fatigue life of the cylinders were analyzed with finite element software ANSYS.Structure optimumdesign of the vessel was done with ANSYS optimization too1.The analysis results show that the calculation methodmentioned above is accurate and can be used as reference method of CNG gas cylinder structural design。

Key words：cylinder of compressed natural gas(CNS cylinders)；ANSYS software；optimum design；fatigue analysis采用压缩天然气(CNG)作为汽车燃料，是-种经济而有效的节能和环保措施 ，在国内外得到迅速推广应用 ，并充分显示出其在经济、节能和环保方面的优越性及较好的发展前景 。虽然 CNG技术的使用有非常严格的措施和标准保证安全，但天然气本身属于-级易燃、甲级防爆的危险品，CNG气瓶的应用和储存中应特别注意安全使用↑年来先后发生了多起 CNG储气钢瓶(包括站用瓶和车用瓶)爆炸事故，产生了很大的负面效应。。 " 。

CNG气瓶在使用中由于多方面 14-151的因素相互作用存在着严重的安全隐患。CNG气瓶是汽车使用的移动式储气设备，在保证其安全性的同时减轻重量既可以减少企业气瓶成本又可以减少-定的油耗给汽车用户带来经济效益，达到双赢作用，所以CNG气瓶结构优化的-个重要目标就是保证安全的前提下减轻气瓶重量。文 章是在具体工程应用上展 开，拟对34CrMo4钢坯冲拔方法制造的车载天然气气瓶进行水压爆破试验与疲劳试验，用有限元软件 ANSYS进行结构静力分析、疲劳寿命估算和结构优化设计，以提高车载高压天然气气瓶的可靠性和安全性，减轻容器总重量提高经济性。

1 气瓶结构简述CNG气瓶加工工艺如下：钢坯下料-前处理-立式冲压-卧式拔伸-后处理-瓶坯收口-检验-水压试验。加工制造的 CNG气瓶主要尺寸结构示意图如图1所示。其 中重要参数为瓶体壁厚 ，瓶底壁厚，过渡段内外直径 咖和 。通过调整 尺 和尺 即可对瓶底过渡段应力集中部位进行增厚，降低瓶底应力水平。

2 结构分析与疲劳分析2.1 计算内容与模型为优化气瓶结构，研究气瓶在工作压力、疲劳试验收稿日期：2011-10-13：修回日期 ：2011-10-30作者简介：陈璐启(1986)，男，浙江杭州人，浙江工业大学化工过程机械硕士研究生，主要研究方向为结构完整性。E-mailchenluqi34### 126.con[环保·安全] 陈璐启，等：车载高压天然气钢瓶的结构优化 ·97·应力/MPal1.1l253.0699S.O26l36.983l78.940220.g97262.855304.812346.769388.726应力]MPa14.44568123l78232287341396450505应力/MPa23.006II5.808208.609301.411394.2l2487.Ol4579.8l5672.617765.418858.220Pl20 MPa p-26 MPa P3 3O MPa p 45 MPa图4 小直径气瓶 Mises应力分布Figure 4 Smal diameter gas cylinder Mises stress distribution应力/MPa 应力/MPa 应力/MPa 应力/Mia8.85684 43016O.004235.5773l1.15l386.724462.298537.872613.445689.O19lO 2J997.4l9184.619271，820359.020446.220533.421620.621707.822795.02215.368I15.85I216.334316.8I74l7.300517.783618.266718.749819.232919.715Pt20 MPa P226 MPa P330 MPa P4二45 MPa图5 大直径气瓶 Mises应力分布Figure 5 Large diameter gas cylinder Mises stress distribution表 3 Mises应力计算结果Table 3 Mises stress calculation results增大内压载荷，直到计算得到气瓶筒体内外壁面上的Mises应力均超过抗拉强度950 MPa时认为气瓶已爆破失效停止计算，记录所加内压载荷大小视为模拟计算爆破压力。按照 ISO1 1439-2000要求，对各个规格气瓶抽取3只气瓶进行水压爆破试验。升压速度控制在0.50 MPa/s，记录实际爆破压力、气瓶破裂 3 6 O 3 7 O 4 7 l 5 4 8 4 8 4 8 8 9 2 3 4 6 06 4 8 9 7 5 3 0 6 2 8 3 9 1 7l 1 2 2 3 4 4 5 · 98· 轻工机械 Light Industry Machinery 2013年第1期应/MPal1.640II30o741图6 小直径气瓶底部 Mises应力分布Figure 6 Bottom of small diameter gascylinder Mises stress distribution部位位置均处于气瓶筒体部位中下端处～试验与计算结果进行比较如表4所示。模拟爆破试验压力值也与试验爆破压力值误差除 356 mm×7.5 mm规格气瓶外均不超过 10%，且模拟爆破试验压力值均比平均试验爆破压力值小，说明该非线性方法所计算出爆破压力值较准确而且计算结果偏保守，可以作为气瓶设计时计算爆破压力的参考方法。

2.3 疲劳分析结果用8对加工制造的6种规格气瓶按照 ISO1 1439-应力/MPal6.496图7 大直径气瓶底部 Mises应力分布Figure 7 Botom of large diameter gascylinder Mises stress distribution2000进行疲劳试验，气瓶内充装非腐蚀性液体油在室温下进行～试验压力上下限值设置为2～30 MPa进行内压疲劳试验。试验加压速率每分钟 9次循环，上限保压时间为 1.5 S。每个气瓶进行 3次试验，进行室温压力循环测试直到气瓶失效记录气瓶的循环次数及失效形式，结果如表5所示。从表5可以看出，各个规格 CNG气瓶的试验寿命均有较大余量(ISO11439。

2000标准要求气瓶试验寿命 >15 000)，可考虑进行优化。

表4 爆破压力计算值与水压爆破试验压力值比较Table 4 Comparison of calculation blast pressure and test blast pressure267×5.8279×6.4325×7.0356×7.5406×8.82/302/302/302/302/3030 10834 08323 6O422 80624 33131 15635 26524 14523 91O23 26132 24l38 95425 35324 06022 387筒体简体简体简体筒体335 90318.34338.49347.15342.74泄漏泄漏泄漏泄漏泄漏3 l 9 6 4 2 9 7 5 1 6 2 8 4 5 16 7 8 8 9 O0 7 4 ， 8 5 2 O 3 8 O 5 7 31 2 3 3 4 4 5 [环保·安全] 陈璐启，等：车载高压天然气钢瓶的结构优化 ·99·将试验结果作应力幅-寿命图，按下式-4 0-：n(2Ⅳ，) - - VJ其中a和 b为待定系数。对疲劳寿命试验结果利用MATLAB软件作最小二乘曲线拟合如图8所示 ，拟合后的参数 nl 667.4，b-0.146 8。拟合后的曲线可用来估算该材料加工制造的CNG气瓶疲劳寿命。

啼星等馨-R疲劳寿命N/xl04/次数图8 拟合曲线应力幅-寿命图Figure 8 S-N fitting curve3 结构优化设计3.1 计算方法从气瓶的试验与分析计算结果可以看出各个规格气瓶均存在-定的优化空间。首先按静强度对气瓶简体壁厚进行优化，然后按疲劳寿命对气瓶瓶底结构进- 步优化。现以 267 mm×5.8 mm规格 CNG气瓶为例，对其进行结构优化设计。首先，根据气瓶爆破压力要求算出满足设计要求的最小壁厚 T.5.6 mm，对气瓶简体壁厚进行优化。设定 ， 咖， 为设计变量，由于要满足气瓶瓶底增厚要求， 出必须大于 。

作为控制变量。为保证优化后气瓶瓶底疲劳安全性，提柔构优化分析时气瓶瓶底最大 Mises应力节点应力值E 作为控制变量，并将其上限设定为原气瓶的瓶底最大 Mises应力节点应力值，提柔构优化分析时气瓶瓶底最大 Mises应力节点应力值的控制变量。

假设加工制造的各个规格气瓶密度均匀，将气瓶瓶底质量作为目标函数，使用 ANSYS中的-阶优化方法对气瓶进行瓶底结构优化♂构优化数学模型如下6≤ ≤ l050≤尺b i 48050≤Rb ≤80minf( )2LrRbgin- hg叭nI>0EsMAx<4753.2 结果与分析按照如上方法对气瓶尺寸 ， ，尺 进行参数化建模编写APDL命令。运行程序后在第 18次迭代时得到最佳设计序列 8.075 7 mm，R 73.120mm，Rb t58.921 mm，EsMAx 472.54 MPa， ：0.765 58E06 g。优化分析迭代过程中各参量变化如图9所示∩以看出，设计变量 ， ， 随着迭代次数增加到 18次逐渐向最佳设计序列逼近，状态变量 EsMA 随着设计变量的变化而变化，当达到第 l9次迭代时目标函数继续下降了但状态变量 E 超过了控制值求得不可行解。当达到第30次时，目标函数继续下降但状态变量 △r小于0求得不可行解。状态变量从490.28下降到472.54，目标函数从0.848 00E06 g下降到0.765 58E06 g，减重比达到7.389%，优化效果明显。

将优化后的最佳设计序列取值圆整后得 T 5.6mm， 8.0 mm ，Rb加 ：73.0 mlTl，Rb t59.0 mnl。

该规格气瓶优化前体积为 8 488.1 em ，经过两步结构优化后体积为 8 150.5 em ，重量下降 4%。对新规格气瓶结构进行静力分析，求得气瓶在工作压力 (20MPa)、室温循环试验压力(26 SPa)、先漏后破试验压力(30 MPa)、设计最小爆破压力(45 MPa)下的 Mises应力，应力分布云图如图 1O所示。气瓶优化后在最小爆破压力 45 MPa下的 Mises应力未达到其设计抗拉强度 950 MPa，优化结果可龋对优化后的气瓶的筒体在2～30 MPa下利用疲劳试验拟合曲线对其进行疲劳分析，计算得优化后气瓶应力幅 S 347.50 MPa，疲劳寿命 N21 850，优化结果可柔构优化后的气瓶在正常工作压力(20 MPa)下 S 223.39 MPa，疲劳寿命 N443 510。该气瓶的设计寿命为 15年，按照 ISO11439-2000的要求气瓶疲劳寿命应为 15×1 00015 000次，结构优化后气瓶的疲劳寿命为标准要求疲劳寿命的 29.6倍 ，气瓶疲劳寿命安全。根据GB5099.1994要求气瓶要 在工作压力条件 下承受80 000次循环或在试验压力条件下承受 12 000次循环，气瓶疲劳寿命亦安全。

4 结论1)采用ANSYS软件对各个规格气瓶进行结构应力计算模拟出气瓶在各个压力值下的应力分布。比较分析了气瓶模拟爆破压力值与试验爆破压力值，该模拟方法可用于工程上计算气瓶最小爆破压力。

2)通过对各个规格气瓶疲劳试验，获得了气瓶疲劳寿命试验结果。根据试验结果拟合出了该材料气瓶轻工机械 LightIndustryMachinery 2013年第1期迭代次数(a)设计变量 变化。 / /1 4 7 1O l3 16 19 22 25 28 31迭代次数(C)状态变量风 变化鑫篓魁迭代次数(b)设计变量风 和风刚变化图9 各参量随迭代次数变化图迭代次数(d)目标函数 变化Figure 9 Variables changes with the number of iterations应力/MPa 应力/MPa 应力/MPa 应力/MPa13.7l8引 -256.123 l437.926lI 誓85.753155.677225.602295.526365.45l435.375505.300575.224645.14923.739123224324424524625725825925P120 MPa Jp 26 a Pa：30 MPa P445 MPa图10 优化后 267 mm×5.8 mm Mises应力分布igure 10 Mises stress distribution of Q267 mm×5.8 mm after optimum design疲劳计算曲线。该曲线可用于工程上计算气瓶疲劳 结构设计更为合理，减轻气瓶重量，经济效益明显。