范 欣, 謝禹鈞, 劉復(fù)民，吳 東

（遼寧石油化工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 遼寧 撫順 113001）

結(jié)構(gòu)在交變載荷下會(huì)發(fā)生疲勞破壞，19 世紀(jì)該問(wèn)題已得到重視，并早已形成了疲勞設(shè)計(jì)方法。但由于受壓容器的疲勞破壞特別容易發(fā)生在產(chǎn)生塑性變形比較大的高應(yīng)變區(qū)，如接管根部等，并且破壞的循環(huán)周次比較低，因此壓力容器的疲勞破壞屬于低周疲勞破壞。

近50 年來(lái)，隨著機(jī)械及化工行業(yè)的發(fā)展，許多設(shè)備需要承受交變載荷，而生產(chǎn)規(guī)模的大型化和高參數(shù)化（高溫、高壓、低溫）也使得高強(qiáng)度材料廣泛應(yīng)用于設(shè)備制造中，這些因素的組合使得人們?cè)絹?lái)越重視疲勞分析，而疲勞分析的同時(shí)也成為分析設(shè)計(jì)的一個(gè)重要組成部分［1］。

1 問(wèn)題描述

空氣儲(chǔ)罐普遍應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)和日常生活中。此類(lèi)設(shè)備通常在交變載荷作用下工作的，除強(qiáng)度分析外一般需要做疲勞分析。實(shí)際上，在壓力容器的疲勞設(shè)計(jì)中一般不采用ANSYS 的FATIGUE 模塊進(jìn)行計(jì)算，而是以應(yīng)力分析為基礎(chǔ)，確定交變應(yīng)力幅值，再根據(jù)交變應(yīng)力幅值由設(shè)計(jì)疲勞曲線(xiàn)確定允許循環(huán)次數(shù)，進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

某高壓空氣儲(chǔ)罐，最高工作壓力Pw1=34.5 MPa，最低工作壓力 Pw2=3.45 MPa，設(shè)計(jì)壓力 Pd=37.92 MPa。設(shè)計(jì)溫度為-29 ℃/50 ℃，彈性模量E=2 .02431x105，容器壓力循環(huán)次數(shù) 20 000，使用壽命10 a。容器具體尺寸如表1 所示。

表1 結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Structural parameters

人孔法蘭在厚度一半剖切處左端環(huán)形截面上承受的由法蘭內(nèi)徑截面上的壓力F引起的軸向面力Fp0：

2 問(wèn)題分析

首先對(duì)高壓空氣儲(chǔ)罐的殼體進(jìn)行壓力應(yīng)力分析，根據(jù)結(jié)構(gòu)及載荷的對(duì)稱(chēng)性，建立軸對(duì)稱(chēng)有限元計(jì)算模型，殼體端部對(duì)稱(chēng)面施加對(duì)稱(chēng)約束。采用PLANE182 單元進(jìn)行計(jì)算。建立二維模型，并采取自由網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

殼體疲勞分析時(shí)，設(shè)定一個(gè)位置、一個(gè)事件及兩個(gè)載荷的疲勞分析，確定載荷步加載、求解，載荷工況1，最高工作壓力Pw1=34.5 MPa，人孔法蘭在厚度一半剖切處左端環(huán)形截面上承受的由法蘭內(nèi)徑截面上的壓力Pw1引起的軸向面力Fp1=11.99 MPa。載荷工況 2，最低工作壓力 Pw2=3.45 MPa，F(xiàn)p2=1.2 MPa。工況1 減去工況2，求得工況3。在工況3 進(jìn)行疲勞計(jì)算，疲勞曲線(xiàn)數(shù)根據(jù)JB4732-1995 確定，如表2，儲(chǔ)罐材料設(shè)定0Cr18Ni9。

表2 疲勞曲線(xiàn)數(shù)據(jù)Table 2 Fatigue curve data

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 應(yīng)力強(qiáng)度

求得設(shè)計(jì)壓力下最高應(yīng)力云圖如圖，從圖1 上可以看到2 個(gè)高應(yīng)力強(qiáng)度區(qū)：

1） 球殼與過(guò)渡段連接部位球殼內(nèi)壁，節(jié)點(diǎn)編號(hào)13 780，30 116，紅色標(biāo)識(shí)，如圖2。

2） 人孔法蘭外緣與半球形封頭外壁連接處，封頭側(cè)節(jié)點(diǎn)31 675 的高應(yīng)力強(qiáng)度區(qū)，紅色標(biāo)識(shí)，如圖3 所示。

圖1 應(yīng)力強(qiáng)度圖Fig.1 Stress intensity figure

圖2 節(jié)點(diǎn)13 780、30 116 的最高應(yīng)力強(qiáng)度圖Fig.2 The highest stress intensity figure of node 31 675 and 30 116

圖3 節(jié)點(diǎn)31 675 的最高應(yīng)力強(qiáng)度圖Fig.3 The highest stress intensity figure of node 31 675

紅色標(biāo)識(shí)的3 個(gè)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力強(qiáng)度如表3 所示。

表3 節(jié)點(diǎn)31 780、30 166、31 675 的應(yīng)力強(qiáng)度值Table 3 Stress intensity value of node 31 780,30 166 and 31 675

3.2 工況3 應(yīng)力強(qiáng)度

圖4 為工況3 的應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖。確定總應(yīng)力強(qiáng)度范圍最大值的節(jié)點(diǎn)編號(hào)為31 780，它位于球殼與過(guò)渡段對(duì)接處，最大應(yīng)力值為306.37 MPa。

圖4 工況3 的應(yīng)力強(qiáng)度云圖Fig.4 Stress intensity figure of load case 3

3.3 疲勞分析

設(shè)定一個(gè)位置、一個(gè)事件及兩個(gè)載荷的疲勞分析，根據(jù)JB4732-1995 輸入S-N 數(shù)據(jù)，存儲(chǔ)一個(gè)事件的兩個(gè)載荷，設(shè)定一個(gè)事件的循環(huán)次數(shù)，即可進(jìn)行疲勞分析，得到累計(jì)使用系數(shù)0.253 50<1，如圖5 所示。

圖5 疲勞分析結(jié)果Fig.5 Fatigue analysis results

4 結(jié) 論

1）采用有限元通用軟件ANSYS 對(duì)高壓空氣儲(chǔ)罐進(jìn)行了有限元建模，通過(guò)應(yīng)力強(qiáng)度分析獲得最大應(yīng)力的位置，得到最大應(yīng)力發(fā)生在球殼與過(guò)渡連接部位球殼內(nèi)壁，其最大應(yīng)力強(qiáng)度值是374.17 MPa。

2）以應(yīng)力分析為基礎(chǔ)，確定交變應(yīng)力幅值，再根據(jù)交變應(yīng)力幅值由設(shè)計(jì)疲勞曲線(xiàn)確定允許循環(huán)次數(shù)，進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核，經(jīng)計(jì)算求得累積使用系數(shù)為0.253 50<1，因此該高壓空氣儲(chǔ)罐疲勞強(qiáng)度計(jì)算通過(guò)。

［1］ 余偉煒，高炳軍，等.ANSYS 在機(jī)械與化工裝備中的應(yīng)用[M].北京：中國(guó)水利水電出版社，2007.

［2］ 鄭津洋，董其伍，桑芝富. 過(guò)程設(shè)備設(shè)計(jì)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社.2009 .

［3］ JB 4732—1995 鋼制壓力容器—分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)[S].

［4］ 劉濤，楊鳳鵬，等.精通ANSYS [M].北京：清華大學(xué)出版社，2002.

［5］ 許艷玲，張保 .吸附塔的疲勞分析[J].現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備,2012,206(1):70-71.

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