顧森東 石曉強(qiáng) 徐 濤 姜玉恒

?

長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶內(nèi)襯設(shè)計與試驗驗證

顧森東 石曉強(qiáng) 徐 濤 姜玉恒

（蘭州空間技術(shù)物理研究所，蘭州 730000）

為了提高復(fù)合材料環(huán)形氣瓶的循環(huán)使用壽命，提出了氣瓶鈦內(nèi)襯的結(jié)構(gòu)設(shè)計方法?；趶?fù)合材料壓力容器承載變形特點，提出了長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶內(nèi)襯的設(shè)計思路，并初步設(shè)計內(nèi)襯的各部分結(jié)構(gòu)形式；利用ANSYS建立內(nèi)襯承壓過程有限元分析模型，分析了內(nèi)襯在各承壓工況下的力學(xué)特性，通過壓力試驗結(jié)果驗證了有限元模型的正確性。研究結(jié)果表明：當(dāng)內(nèi)襯各部分壁厚達(dá)到一定程度時，在工作壓力下內(nèi)襯只發(fā)生彈性變形，最大應(yīng)力位于最小徑內(nèi)壁處，內(nèi)襯的軸向應(yīng)變遠(yuǎn)大于環(huán)向應(yīng)變；內(nèi)襯模擬結(jié)果和試驗結(jié)果吻合較好。

環(huán)形復(fù)合材料氣瓶；內(nèi)襯設(shè)計；循環(huán)使用壽命；有限元模型

1 引言

復(fù)合材料壓力容器具有重量輕、承受內(nèi)壓能力強(qiáng)、可靠性高、可設(shè)計性強(qiáng)和成本低等優(yōu)點，在航空航天領(lǐng)域中得到了廣泛的應(yīng)用。復(fù)合材料環(huán)形氣瓶是一種特殊結(jié)構(gòu)的壓力容器，它不僅具有復(fù)合材料壓力容器的特點，還能利用狹小的環(huán)狀空間特性，滿足導(dǎo)彈、火箭中對氣瓶安裝空間形狀苛刻的需求。

復(fù)合材料壓力容器具有內(nèi)外雙層結(jié)構(gòu)，內(nèi)層為內(nèi)襯層，直接與介質(zhì)接觸，一般采用金屬材料。外層采用纖維增強(qiáng)樹脂基復(fù)合材料，是復(fù)合材料氣瓶中主要的承載構(gòu)件。一般情況下，航空航天用復(fù)合材料壓力容器的循環(huán)使用壽命較低，為50～150次[1，2]，多次循環(huán)使用后內(nèi)襯往往發(fā)生疲勞損傷[3，4]，疲勞損失后塑性區(qū)極易產(chǎn)生難以愈合的宏觀裂紋，造成復(fù)合材料壓力氣瓶泄漏。

與以上所述的常規(guī)復(fù)合材料氣瓶不同，由于特殊的使用條件，本文所研究的復(fù)合材料環(huán)形氣瓶要求在工作壓力（30MPa）下可靠工作次數(shù)不少于200次。目前，國內(nèi)外大量研究主要集中在常規(guī)球形或球柱形復(fù)合材料氣瓶的結(jié)構(gòu)設(shè)計[5，6]和性能分析[7～9]，少部分研究提出了復(fù)合材料環(huán)形壓力容器的復(fù)合層的設(shè)計方法[10，11]。對于長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶，仍然缺少詳細(xì)結(jié)構(gòu)設(shè)計研究，對其力學(xué)特性的認(rèn)知還遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠。

針對導(dǎo)彈、火箭用長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶鈦內(nèi)襯，采用理論分析、數(shù)值模擬和試驗研究相結(jié)合的方法，提出了長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶內(nèi)襯的設(shè)計思路，對內(nèi)襯的各部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)設(shè)計、強(qiáng)度分析以及試驗驗證。

2 結(jié)構(gòu)組成

如圖1所示，復(fù)合材料環(huán)形氣瓶內(nèi)襯由接嘴管和環(huán)體組成，其中接嘴管與氣瓶軸線有0°夾角。內(nèi)襯選用綜合性能較好的鈦合金TC4制造，材料參數(shù)見表1。

圖1 復(fù)合材料環(huán)形氣瓶結(jié)構(gòu)示意圖

表1 氣瓶內(nèi)襯材料參數(shù)

3 結(jié)構(gòu)設(shè)計

3.1 設(shè)計思路

排除材料及加工制造缺陷因素，內(nèi)襯泄漏的主要原因是在設(shè)計中未能充分考慮內(nèi)襯和復(fù)合層的應(yīng)力匹配性，導(dǎo)致在加壓過程中外層的復(fù)合材料始終處于彈性變形狀態(tài)，內(nèi)襯為了保持協(xié)調(diào)變形則產(chǎn)生了彈塑性變形。多次循環(huán)使用后內(nèi)襯往往發(fā)生疲勞損傷，疲勞損傷后塑性區(qū)極易產(chǎn)生難以愈合的宏觀裂紋，從而造成泄漏。因此，控制內(nèi)襯在內(nèi)壓載荷下的應(yīng)力水平，使其處于材料彈性極限范圍內(nèi)，成為設(shè)計成敗的關(guān)鍵。

控制內(nèi)襯的應(yīng)力水平需要了解內(nèi)襯的受載歷程。氣瓶在復(fù)合層纏繞過程中，由于纏繞張力等作用，當(dāng)氣瓶內(nèi)壓為零時，內(nèi)襯處于受壓狀態(tài)；增壓時，隨著氣瓶內(nèi)壓的增加，內(nèi)襯的應(yīng)力水平不斷增加，由壓應(yīng)力狀態(tài)變?yōu)槔瓚?yīng)力狀態(tài)，隨后內(nèi)襯依次經(jīng)歷彈性變形及塑性變形，直至在爆破壓力載荷下爆破，內(nèi)襯的受載歷程示意圖如圖2所示。由于內(nèi)襯和復(fù)合層是緊密結(jié)合在一起的，內(nèi)襯變形后將載荷傳遞到復(fù)合層，兩者共同承擔(dān)內(nèi)壓載荷，因此，通過改變內(nèi)襯厚度和纖維用量，就可使內(nèi)襯在工作壓力以內(nèi)始終處于彈性變形范圍內(nèi)，同時纖維所受的應(yīng)力也低于其拉伸強(qiáng)度，以保證氣瓶的強(qiáng)度和疲勞壽命。

圖2 復(fù)合材料壓力容器工作過程中內(nèi)襯應(yīng)力-應(yīng)變曲線[3]

3.2 環(huán)體設(shè)計

環(huán)體的主要功能是存儲一定體積的高壓氣體，在工作過程中主要承受內(nèi)壓載荷。在結(jié)構(gòu)設(shè)計時，要根據(jù)氣瓶外形約束（圖1）確定環(huán)體內(nèi)腔的尺寸；其次考慮環(huán)體在外壓載荷作用下的結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性。為了簡化分析模型，環(huán)體設(shè)計時不考慮接嘴口和焊縫的影響。

根據(jù)氣瓶的凈容積要求，計算得到環(huán)體內(nèi)腔的中心圓半徑0為260mm，截面圓半徑0為63mm，如圖3所示。

圖3 環(huán)體內(nèi)腔結(jié)構(gòu)示意圖

為了便于加工制造，環(huán)體由2個半圓環(huán)焊接而成，所有焊接部位光滑過渡，保證內(nèi)襯與復(fù)合層完全貼合。半圓環(huán)的內(nèi)壓載荷與壁厚的關(guān)系[13]為：

式中，為環(huán)形金屬壓力容器壁厚，mm；為內(nèi)襯所承擔(dān)的內(nèi)壓載荷，MPa；σ為材料的屈服應(yīng)力，MPa。由于不易確定內(nèi)襯與復(fù)合材料層對內(nèi)壓載荷的分擔(dān)比例，基于可靠性考慮，設(shè)計內(nèi)襯可承受100%的工作壓力而不產(chǎn)生塑性變形，即為30MPa。設(shè)計環(huán)體壁厚為2.6mm。

3.3 接嘴管設(shè)計

接嘴管大部分位于復(fù)合層外部，內(nèi)壓載荷全部由接嘴管承擔(dān)。接嘴管根部與環(huán)體焊接，焊接位置處于復(fù)合層和內(nèi)襯的交界部位，受力情況較為復(fù)雜，在壓載荷作用下承受剪切應(yīng)力[15]。因此，在強(qiáng)度設(shè)計基礎(chǔ)上，按照一定的安全系數(shù)對接嘴管加厚處理。

接嘴管設(shè)計主要是確定接嘴管基礎(chǔ)壁厚和根部的壁厚。接嘴管基礎(chǔ)壁厚δ由第一強(qiáng)度理論確定：

式中，為安全系數(shù)，參考設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)取值為4；為接嘴管的內(nèi)徑，mm；P為氣瓶的爆破壓力，取值為60MPa；σ為材料的抗拉應(yīng)力，MPa。計算得到δ≥1.64mm。在實際設(shè)計中，考慮到安裝接口的匹配性，接嘴管基礎(chǔ)壁厚設(shè)計為4mm，完全滿足不小于1.64mm的要求。

為承受剪切應(yīng)力，對接嘴管根部厚度補(bǔ)強(qiáng)。參考《機(jī)械設(shè)計手冊》，TC4在室溫下的剪切強(qiáng)度約為537MPa。同樣根據(jù)第一強(qiáng)度理論，安全系數(shù)取為4，接嘴管根部壁厚設(shè)計為5mm。在實際設(shè)計中，為實現(xiàn)機(jī)加工且避免局部應(yīng)力集中，在接嘴管根部外側(cè)圓角過渡處理，該處的厚度實際可達(dá)10mm左右。

圖4 接嘴管結(jié)構(gòu)示意圖

此外，為了避免焊接對根部強(qiáng)度的影響，將接嘴管根部擴(kuò)展至50mm范圍，焊接部位壁厚和環(huán)形殼體壁厚一致。為避免因結(jié)構(gòu)不連續(xù)造成的應(yīng)力集中，從焊接部位到根部的壁厚連續(xù)變化。最終，接嘴管的結(jié)構(gòu)尺寸如圖4所示。

3.4 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

為了校核內(nèi)襯結(jié)構(gòu)是否能夠滿足設(shè)計要求，驗證設(shè)計思路的正確性，建立有限元分析模型，研究內(nèi)襯在各內(nèi)壓載荷下的應(yīng)力應(yīng)變行為，預(yù)測爆破壓力。

根據(jù)以上設(shè)計，接嘴管承壓能力遠(yuǎn)大于環(huán)體的承壓能力，在相同內(nèi)壓載荷下環(huán)體最先發(fā)生結(jié)構(gòu)失穩(wěn)。因此，為簡化模型，忽略接嘴管的影響，只取環(huán)體半圓的四分之一建模，施加相應(yīng)的對稱邊界條件。選用8節(jié)點三維實體單元Solid95，有限元模型網(wǎng)格見圖5。由于內(nèi)襯在工作壓力下只發(fā)生彈性變形，因此無需考慮到材料的非線性，材料性能參數(shù)見表1。

圖5 環(huán)體有限元模型

環(huán)體在30MPa內(nèi)壓下Von Mises應(yīng)力分布如圖6所示。環(huán)體所受應(yīng)力沿徑向分布極不均勻，呈現(xiàn)隨徑向增大而減小的趨勢，最大應(yīng)力為787MPa，位于最小徑內(nèi)壁處，說明環(huán)體的最小徑內(nèi)壁處為薄弱區(qū)域。最大應(yīng)力并未達(dá)到材料的屈服強(qiáng)度，內(nèi)襯只發(fā)生彈性變形。環(huán)體所受最大應(yīng)力隨內(nèi)壓載荷的變化趨勢如圖7所示。最小徑內(nèi)壁處的應(yīng)力隨內(nèi)壓幾乎呈線性關(guān)系，當(dāng)內(nèi)壓超過39.1MPa時，應(yīng)力超過了材料的拉伸強(qiáng)度?？梢?，環(huán)體的爆破壓力為39.1MPa。

圖6 內(nèi)壓30MPa環(huán)體Von Mises應(yīng)力云圖

圖7 環(huán)體所受最大應(yīng)力隨內(nèi)壓載荷的變化曲線

在不均勻應(yīng)力的作用下，應(yīng)變分布趨勢與應(yīng)力基本一致。然而，不同位置處環(huán)體的應(yīng)變不同。如圖8所示，環(huán)體的軸向應(yīng)變遠(yuǎn)大于環(huán)向應(yīng)變，這種變化趨勢隨內(nèi)壓載荷增大而增大。

圖8 環(huán)體內(nèi)應(yīng)變隨內(nèi)壓載荷的變化趨勢

4 試驗驗證

根據(jù)以上結(jié)構(gòu)設(shè)計，加工制造氣瓶內(nèi)襯。采用壓力驗證試驗系統(tǒng)試驗驗證最終成品壓力，如圖9所示。采用水作為試驗介質(zhì)，開啟截止閥后，液壓系統(tǒng)按照一定速率增壓，實時監(jiān)測壓力表的變化。為了測量內(nèi)襯不同位置處變形情況，在試驗過程中利用應(yīng)變片測量環(huán)體大小徑處的環(huán)向應(yīng)變大小。

圖9 驗證試驗系統(tǒng)示意圖

圖10 爆破后的內(nèi)襯照片

在試驗過程中，當(dāng)壓力達(dá)到41.6MPa時內(nèi)襯發(fā)生爆破，爆破壓力的模擬結(jié)果和試驗結(jié)果相差6%，爆破后的內(nèi)襯照片如圖10所示。圖11對比了環(huán)體不同位置處應(yīng)變的模擬結(jié)果和試驗結(jié)果，可以看出兩者吻合較好。

圖11 環(huán)體內(nèi)應(yīng)變的模擬結(jié)果和試驗結(jié)果對比

5 結(jié)束語

通過對長壽命復(fù)合材料環(huán)形氣瓶內(nèi)襯的詳細(xì)設(shè)計、強(qiáng)度分析以及試驗驗證，得出以下結(jié)論：

a. 環(huán)體壁厚為2.6mm，接管嘴基礎(chǔ)壁厚和根部的壁厚分別為4mm和10mm時，可保證在工作壓力下氣瓶內(nèi)襯只發(fā)生彈性變形；

b. 內(nèi)襯的薄弱區(qū)域位于最小徑內(nèi)壁處，在相同內(nèi)壓載荷下該處的應(yīng)力和應(yīng)變最大，內(nèi)襯的軸向應(yīng)變遠(yuǎn)大于環(huán)向應(yīng)變，相同位置處的軸向應(yīng)變大于環(huán)形應(yīng)變。

c. 爆破壓力模擬結(jié)果的相對誤差為6%，應(yīng)變的模擬結(jié)果和試驗結(jié)果吻合較好，驗證了有限元模型的正確性。

1 Sneddon K, Escalona A, Robison D. Qualification of high pressure GN2 COPV for the OSC pegasus launch vehicle[R]. AIAA, 1999

2 王小水. 航天系統(tǒng)用纖維纏繞/金屬內(nèi)襯壓力容器的壽命分析技術(shù)[J]. 玻璃鋼-復(fù)合材料，2007(5)：47～52

3 赫曉東，王榮國，矯維成，等. 先進(jìn)復(fù)合材料壓力容器[M]. 北京：科學(xué)出版社，2016

4 Salem J A, Lerch B, Thesken J C, et al. Strength, fatigue, and fracture toughness of Ti-6Al-4V liner from a composite over-wrapped pressure vessel [R]. NASA/TM, 2008

5 張剛翼，齊磊. 國產(chǎn)碳纖維纏繞鋁內(nèi)襯氣瓶的纏繞設(shè)計及校核[J]. 纖維復(fù)合材料，2017(1)：11～14

6 Alcántar V, Aceves S M, Ledesma E, et al. Optimization of type 4 composite pressure vessels using genetic algorithms and simulated annealing[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2017(24): 15770～15781

7 王道連，葉超，許光，等. 箭上復(fù)合材料氣瓶絕熱性能數(shù)值分析和試驗研究[J]. 宇航材料工藝，2015(2)：20～23

8 Wang Liang, Zheng Chuanxiang, Luo Hongying, et al. Continuum damage modeling and progressive failure analysis of carbon fiber/epoxy composite pressure vessel [J]. Composite Structures, 2015, 134: 475～482

9 Leh D, Saffré P, Francescato P, et al. Progressive failure analysis of a 700-bar type IV hydrogen composite pressure vessel[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2015(38): 13206～13214

10 Zu Lei, Zhu Weidong, Dong Huiyue, et al. Application of variable slippage coefficients to the design of filament wound toroidal pressure vessels[J]. Composite Structures, 2017, 172: 339～344

11 祖磊，汪洋，王繼輝，等. 鈦內(nèi)襯復(fù)合材料環(huán)形氣瓶結(jié)構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化[J]. 材料工程，2016(2)：56～62

12 杜慶華，楊錫安，許協(xié)慶，等. 工程力學(xué)手冊[M]. 北京：高等教育出版社，1994

13 李玉峰，李玲麗，潘宗友. 一種衛(wèi)星用鈦內(nèi)襯一碳纖維纏繞復(fù)合材料氣瓶特性研究[J]. 宇航學(xué)報，2014(11)：1318～1325

Design and Experimental Verification of Long Life Liner of Composite Toroidal Pressure Vessel

Gu Sendong Shi Xiaoqiang Xu Tao Jiang Yuheng

(Lanzhou Institute of Physics, Lanzhou 730000)

In order to improve the cycle life of composite toroidal pressure vessel, a technique for designing the titanium liner of the vessel was proposed. Firstly, A design method of the long life liner was developed on the basis of deformation properties of composite pressure vessels. The various parts of the liner were designed preliminarily. Secondly, the finite element (FE) models of pressure loading process of the liner were developed by the FE software ANSYS. Mechanical characteristics of the deformation liner were analyzed. Finally, the simulation results and experimental ones were compared. It was shown that elastic deformation occurred in the liner under the operating pressure, and the stress on the inner shell of the minimum diameter is bigger than others. The axial strain in the liner is much bigger than the hoop strain. In addition, the simulation results show good agreement with experimental ones.

composite toroidal pressure vessel；liner design；cycle life；finite element model

顧森東（1986），博士，材料加工工程專業(yè)；研究方向：航天復(fù)合材料壓力容器結(jié)構(gòu)設(shè)計、仿真分析和試驗。

2019-02-12