由于该
气柜壁很薄,壳体在受力时不会有局部弯曲应力发生,即壳体中的应力沿厚度方向均匀分布,这种应力状态即为“薄膜应力”,可以应用旋转壳的薄膜理论氏2〕来求解。而对于受到以旋转轴对称的分布压力作用的旋转薄壳,其中的薄膜应力可以通过两个静力平衡条件来求得。这时可分别求出在经线方向(中方向)和环线方向(夕方向)沿厚度方向的合力,即图2中的蝇和蛛。由于法向载荷是轴对称的,则在该微元上不存在剪应力,而蝇和练也就成为主应力。将作用在图2中所示微元上的力综合在一起,且以P表示法向载荷,即有以下的平衡方程
按照旋转壳的薄膜理论,当容器承受外压时,器壁中产生压缩薄膜应力,其大小与受内压时相同。当压力达到一定的数值时,壳体的径向挠度随着压缩应力的增加急剧增大,直至容器压瘪,此时压缩薄膜应力还未达到材料的屈服点,甚至低很多,这种现象即为外压容器的失稳或屈曲。因此,保证容器承受外压时的稳定性是容器正常操作的必要条件。本研究课题中的
气柜在正常工作时处于正压工作状态,但当出现意外情况,如:
气柜处于低限位置仍然继续抽气时,
气柜钟罩则处于负压工作状态,因此分析时,除了要保证钟罩承受内压时有足够的强度之外,还要考虑其承受外压时可能出现失稳的情况,即有必要对其进行外压失稳的临界压力计算。由于钟罩外压失稳时处于低限位置,此时由于负压的存在使得钟罩壁完全浸在水中,因而在这种情况下的钟罩壁不存在外压失稳问题,因此本研究的理论计算部分仅计算钟罩顶的理论临界失稳压力。
已知印35一A材料的机械性能:屈服强度。、为235MPa:泊松比产为0.3;弹性模量五为2.1火105入IPao设0。为容器的外直径,Di为容器的内直径,t为罩顶壁
厚,h为钟罩顶的高度。对于本课题研究的钟罩顶,可以将其简化为椭圆形封头,最小临界压力的计算参照半球形封头的计算公式[4j,其中的半径取其当量曲率半径R*=代Di,文献中根据长短轴之比给出了系数K的取值为了进一步了解该
气柜钟罩承受外压时的具体变形情况,本研究拟采用目前比较流行的应力分析软件—ANsY3i.015〕,通过有限元方法来进一步对承受外压的钟罩进行非线性有限元分析。