設(shè)備法蘭連接螺柱的疲勞強(qiáng)度校核

設(shè)備法蘭連接螺柱的疲勞強(qiáng)度校核梁慶?！菊恳阅吃O(shè)備為例依據(jù)JB4732-1995(2005年確認(rèn))附錄D中的理論計(jì)算方法，對(duì)法蘭連接螺柱的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算和評(píng)定，并對(duì)法蘭連接結(jié)構(gòu)建立有限元模型進(jìn)行分析，將螺柱應(yīng)力分析計(jì)算結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果進(jìn)行比較，真實(shí)準(zhǔn)確地對(duì)該螺柱的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行安全評(píng)定,為設(shè)備法蘭連接螺柱的疲勞設(shè)計(jì)提供參考.％ExampledwithanequipmentsubjectedtocyclicloadsandbyusingthemethodsinAppendixDinJB4732-1995"SteelPressureVessels-DesignbyAnalysis"(Confirmedin2005),thefatiguestrengthofboltsinflangedconnectionwascalculatedandassessed.Thefiniteelementmodelforflangedconnectionstructurewasbuiltandthenanalyzed.Theresultsfromanalysisofboltstresseswerecomparedwiththatfromtheoreticalcalculation,sothatthefatiguestrengthoftheboltshavebeenassessedwithpreciseandbelievableresults,whichcanbereferencedforlaterfatiguedesignofequipmentflangebolts.【期刊名稱】《化工設(shè)備與管道》【年(卷)，期】2018(055)002【總頁(yè)數(shù)】4頁(yè)(P15-18)【關(guān)鍵詞】螺柱;應(yīng)力分析;疲勞分析【作者】梁慶?！咀髡邌挝弧恐袊?guó)石油集團(tuán)東北煉化工程有限公司吉林設(shè)計(jì)院，吉林132002【正文語(yǔ)種】中文【中圖分類】TQ050.2;TH123疲勞斷裂是設(shè)備法蘭連接螺柱在交變載荷作用下常見的一種破壞形式，螺柱在疲勞斷裂前不會(huì)產(chǎn)生明顯的塑性變形，往往突然發(fā)生斷裂，對(duì)存在疲勞工況的設(shè)備來(lái)說(shuō)，除了需要考慮開孔應(yīng)力集中的影響以外，設(shè)備法蘭螺柱的疲勞強(qiáng)度校核也是非常重要的，因此在疲勞設(shè)備分析設(shè)計(jì)中，對(duì)螺柱的疲勞強(qiáng)度校核不能忽視。常規(guī)的做法是按照J(rèn)B4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》(2005年確認(rèn))附錄D進(jìn)行法蘭和螺柱的計(jì)算，以此解析解為依據(jù)對(duì)螺柱進(jìn)行疲勞評(píng)定。但在實(shí)際操作過(guò)程中，螺柱受力狀態(tài)十分復(fù)雜，其中法蘭結(jié)構(gòu)、螺柱數(shù)量、螺柱直徑、墊片性能等對(duì)螺柱的應(yīng)力值都有很大的影響，特別是存在交變載荷工況的作用下，理論解與實(shí)際載荷作用下的應(yīng)力值會(huì)有很大的誤差，會(huì)給安全生產(chǎn)帶來(lái)隱患，為此，本文依據(jù)JB4732—1995附錄D中的解析法對(duì)法蘭連接螺柱的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，按照附錄C進(jìn)行疲勞評(píng)定，并借助ANSYSWORKBENCH16.2軟件，建立封頭、法蘭、螺柱的三維有限元模型，采用有限元分析方法對(duì)法蘭連接螺柱在交變載荷作用下的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算和評(píng)定，驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性和可靠性。1設(shè)計(jì)參數(shù)和結(jié)構(gòu)分析1.1設(shè)計(jì)參數(shù)設(shè)計(jì)基本參數(shù)如表1所示。表1設(shè)計(jì)參數(shù)Table1Designdata項(xiàng)目參數(shù)設(shè)計(jì)壓力/MPa1.0設(shè)計(jì)溫度/°C150儲(chǔ)存介質(zhì)洗油、炭微球腐蝕裕量/mm0板材負(fù)偏差/mm0.3設(shè)備內(nèi)徑/mm1900筒體和封頭材料S30408筒體厚度/mm12上封頭尺寸/mmEHA1900x12(10.4)螺柱/螺母材料35CrMoA/30CrMoA壓力變化頻次壓力波動(dòng)0~0.7MPa共60000次設(shè)計(jì)使用年限/a101.2結(jié)構(gòu)分析由NB/T47020~47027—2012《壓力容器法蘭、墊片、緊固件》標(biāo)準(zhǔn)，選取公稱壓力PN=2.5MPa的設(shè)備法蘭，法蘭厚度為132mm，螺柱60xM36x3mm,為降低螺柱的應(yīng)力，螺柱數(shù)量由60個(gè)增加到80個(gè)，墊片為公稱壓力PN=2.5MPa的柔性石墨纏繞墊。疲勞工況為操作壓力在0~0.7MPa之間波動(dòng)，在設(shè)計(jì)使用年限內(nèi)的總設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)為60000次，法蘭螺柱連接結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。圖1法蘭螺柱連接結(jié)構(gòu)模型Fig.1Flangeandboltmodel2疲勞壽命分析2.1理論計(jì)算依據(jù)JB4732—1995附錄D以及該設(shè)備設(shè)計(jì)參數(shù)中的載荷數(shù)據(jù)，對(duì)該設(shè)備法蘭連接螺柱的疲勞壽命進(jìn)行分析計(jì)算。2.1.1墊片參數(shù)墊片外徑Do=2008mm，墊片內(nèi)徑Di=1958mm，墊片有效密封寬度b=8.94mm。墊片壓緊力作用中心圓直徑DG=1990.11mm，墊片系數(shù)m=3，比壓力y=69MPa。2.1.2螺柱疲勞強(qiáng)度校核最高操作壓力下，需要的最小墊片壓緊力最高操作壓力下，流體壓力弓I起的總軸向力最高操作壓力下，需要的最小螺柱載荷最低操作壓力下，需要的最小螺柱載荷最高與最低操作壓力下，設(shè)計(jì)載荷波動(dòng)范圍Wp1-Wp2=2412302.82N，螺柱軸向正應(yīng)力。=(Wp1-Wp2)/Ab=21.17MPa,疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)K=4.0,螺柱最大應(yīng)力強(qiáng)度amax(Aainti)=K。=84.68MPa,交變應(yīng)力強(qiáng)度幅：Salt'=0.5max(S12,S23,S31)=0.5Aainti=42.34MPa,設(shè)計(jì)疲勞曲線中給定的楊氏彈性模量E=207000MPa,疲勞分析溫度下的楊氏彈性模量Et=185400MPa，設(shè)計(jì)疲勞曲線溫度下的交變應(yīng)力幅Salt=Salt'xE/Et=47.27MPa。根據(jù)JB4732—1995，按表C—1(圖C—4,MNS<2.7Sm)插值得：計(jì)算的循環(huán)次數(shù)超過(guò)1000000次，設(shè)計(jì)的循環(huán)次數(shù)60000次，螺柱疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。2.2有限元分析和理論計(jì)算的比較2.2.1對(duì)PN=2.5MPa的設(shè)備法蘭螺柱進(jìn)行疲勞分析計(jì)算有限元分析采用ANSYS16.2軟件，選取PN=2.5MPa的設(shè)備法蘭，根據(jù)該設(shè)備法蘭的結(jié)構(gòu)和載荷分布，建立上封頭、上法蘭、下法蘭、螺柱的三維有限元模型，選取1/80模型進(jìn)行有限元分析，如圖2所示，對(duì)稱面施加對(duì)稱約束，筒體下端施加軸向位移約束，內(nèi)壁施加操作壓力，法蘭之間采用接觸分析模擬墊片的作用，螺柱截面僅考慮最小根徑，不考慮螺紋的影響，在疲勞工況作用下，經(jīng)過(guò)應(yīng)力分析計(jì)算，法蘭系統(tǒng)計(jì)算應(yīng)力值185.8MPa，如圖2所示，螺柱應(yīng)力呈現(xiàn)一側(cè)受拉，一側(cè)受壓的的狀態(tài)，這與法蘭系統(tǒng)的剛度有直接關(guān)系，受拉側(cè)應(yīng)力均值為71MPa,螺柱應(yīng)力值如圖3所示。與理論計(jì)算值21.17MPa相比較，螺柱承受軸向應(yīng)力和拉伸應(yīng)力的組合應(yīng)力要大于理論計(jì)算值。考慮疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)4.0，通過(guò)彈性模量修正，交變應(yīng)力強(qiáng)度幅Salt=0.5x4.0x(71-0)x207/185.4=158.5MPa，由JB4732—1995中圖C—4和表C—1可知，許用循環(huán)次數(shù)為41345次，不滿足60000次設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)的要求。因此需要降低螺柱的最大應(yīng)力重新進(jìn)行評(píng)定。2.2.2對(duì)僅增加法蘭厚度的設(shè)備法蘭螺柱進(jìn)行疲勞分析計(jì)算螺柱的最大組合應(yīng)力受結(jié)構(gòu)的剛度影響較大，為此選取僅增加法蘭厚度來(lái)降低螺柱的最大應(yīng)力值，法蘭厚度由132mm增加到212mm，法蘭高度相應(yīng)調(diào)整，其他尺寸不變，增加厚度后法蘭系統(tǒng)計(jì)算應(yīng)力值為196.5MPa，如圖4所示，螺柱受拉側(cè)應(yīng)力均值為54MPa，螺柱應(yīng)力值如圖5所示。從螺柱受拉側(cè)的組合應(yīng)力可以看出，應(yīng)力值已經(jīng)有所下降，但應(yīng)力分布不均勻，可見螺柱應(yīng)力的降低，不僅僅和法蘭厚度有關(guān)系，還應(yīng)考慮法蘭外徑、頸部長(zhǎng)度及厚度的影響。2.2.3對(duì)PN=4.0MPa的設(shè)備法蘭螺柱進(jìn)行疲勞分析計(jì)算為考慮法蘭系統(tǒng)中結(jié)構(gòu)尺寸的相互協(xié)調(diào)，選取PN=4.0MPa的設(shè)備法蘭進(jìn)行分析，法蘭厚度為210mm，螺柱為60xM48mm,法蘭系統(tǒng)計(jì)算應(yīng)力值為148MPa，如圖6所示，螺柱受拉側(cè)應(yīng)力均值為44MPa,螺柱應(yīng)力值如圖7所示，經(jīng)評(píng)定，許用循環(huán)次數(shù)為690000次，滿足60000次的設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)的要求。圖2PN2.5MPa設(shè)備法蘭結(jié)構(gòu)應(yīng)力值Fig.2PN2.5MPaflangestructurestress圖3PN2.5MPa設(shè)備法蘭螺柱應(yīng)力值Fig.3PN2.5MPaboltstructurestress圖4PN2.5MPa加厚設(shè)備法蘭結(jié)構(gòu)應(yīng)力值Fig.4PN2.5MPathickflangestructurestress圖5PN2.5MPa加厚設(shè)備法蘭螺柱應(yīng)力值Fig.5PN2.5MPathickflangeboltstress圖6PN4.0MPa設(shè)備法蘭結(jié)構(gòu)應(yīng)力值Fig.6PN4.0MPaflangestructurestress圖7PN4.0MPa設(shè)備法蘭螺柱應(yīng)力值Fig.7PN4.0MPaboltstructurestress3結(jié)論(1)通過(guò)對(duì)設(shè)備法蘭連接的螺柱進(jìn)行有限元分析，發(fā)現(xiàn)螺柱內(nèi)側(cè)受拉，夕卜側(cè)受壓，與法蘭實(shí)際受力狀態(tài)相符，并和理論計(jì)算值進(jìn)行比對(duì)，螺柱的軸向應(yīng)力加彎曲應(yīng)力的最大組合應(yīng)力要比理論計(jì)算值偏高，以此為依據(jù)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核更加安全可靠。螺柱的最大組合應(yīng)力受法蘭系統(tǒng)剛度的影響很大，增大法蘭厚度，控制法蘭的變形，可明顯降低螺柱內(nèi)側(cè)的最大應(yīng)力，對(duì)螺柱疲勞強(qiáng)度校核有很大的幫助，但應(yīng)保證法蘭系統(tǒng)尺寸的相互協(xié)調(diào)，選用標(biāo)準(zhǔn)法蘭結(jié)構(gòu)更加合理。按照J(rèn)B4732—1995附錄C中的C.5螺柱的疲勞分析，當(dāng)螺柱材料的標(biāo)準(zhǔn)最小抗拉強(qiáng)度在690MPa以下時(shí)，應(yīng)采用圖C—4的設(shè)計(jì)疲勞曲線，考慮不小于4.0的疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)，其主要是考慮螺紋對(duì)應(yīng)力集中的影響，因螺柱實(shí)際受力狀態(tài)比較復(fù)雜，應(yīng)對(duì)螺柱進(jìn)行定期檢驗(yàn)和更換，保證設(shè)備安全可靠地運(yùn)行。參考文獻(xiàn)【相關(guān)文獻(xiàn)】JB4732—19