趙 鵬張雪銘李 強(qiáng)

（1.浙江省天正設(shè)計(jì)工程有限公司 杭州 310012）

（2.中國(guó)石油大學(xué)（華東）化學(xué)工程學(xué)院 青島 266580）

大開(kāi)孔疲勞容器應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定與疲勞分析

趙 鵬1張雪銘1李 強(qiáng)2

（1.浙江省天正設(shè)計(jì)工程有限公司 杭州 310012）

（2.中國(guó)石油大學(xué)（華東）化學(xué)工程學(xué)院 青島 266580）

為了揭示大開(kāi)孔疲勞壓力容器的應(yīng)力分布規(guī)律，建立了某一大開(kāi)孔疲勞壓力容器的三維有限元模型，施加載荷和邊界條件進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算后按照J(rèn)B 4732—1995的要求進(jìn)行了線性化應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定和疲勞分析。分析過(guò)程和評(píng)定結(jié)果能夠?yàn)槠趬毫θ萜鞯脑O(shè)計(jì)和優(yōu)化提供一定的參考。

壓力容器 大開(kāi)孔 疲勞 有限元分析 強(qiáng)度評(píng)定

壓力容器是石油化工、化學(xué)工業(yè)、核工業(yè)、輕工、電子、制藥等工業(yè)生產(chǎn)中廣泛使用的設(shè)備，由于各種工藝和結(jié)構(gòu)上的要求，常常需要在壓力容器上開(kāi)孔并安裝接管[1]。由于幾何形狀及結(jié)構(gòu)材料的不連續(xù)性，殼體和接管在內(nèi)壓作用下自由變形不一致，在變形協(xié)調(diào)過(guò)程中，兩者連接處附近的局部范圍內(nèi)會(huì)產(chǎn)生較高的不連續(xù)應(yīng)力，引起開(kāi)孔區(qū)域應(yīng)力集中，在容器上造成局部高應(yīng)力，從而影響容器的承載能力，該部位很有可能成為容器的破壞源，因此對(duì)開(kāi)孔接管部位作詳細(xì)的應(yīng)力分析和強(qiáng)度評(píng)定是確保壓力容器安全運(yùn)行必不可少的工作[2-3]。

近年來(lái)隨著壓力容器大型化和復(fù)雜化的發(fā)展趨勢(shì)，容器大開(kāi)孔現(xiàn)象頻繁出現(xiàn)，開(kāi)孔大小、位置以及受力情況往往超出了常規(guī)設(shè)計(jì)的范圍；另外，壓力容器很有可能還由于承受著循環(huán)載荷而處于疲勞工作狀態(tài)下，這一工況又加劇了殼體和接管連接處附近區(qū)域的不連續(xù)應(yīng)力，導(dǎo)致常規(guī)設(shè)計(jì)更加無(wú)法解決此類問(wèn)題，所以需要引入分析設(shè)計(jì)方法。現(xiàn)階段最有效、使用最普遍的壓力容器分析設(shè)計(jì)方法是有限元分析[4]。它通過(guò)計(jì)算機(jī)模擬工程中的各種結(jié)構(gòu)和材料[5]，準(zhǔn)確計(jì)算出結(jié)構(gòu)變形和應(yīng)力，使產(chǎn)品在設(shè)計(jì)階段就能夠?qū)ζ涓黜?xiàng)性能進(jìn)行評(píng)估，及早發(fā)現(xiàn)并及時(shí)改進(jìn)設(shè)計(jì)上存在的問(wèn)題，從而大大縮短設(shè)計(jì)研發(fā)周期。有限元技術(shù)已經(jīng)發(fā)展成為計(jì)算機(jī)輔助分析的核心。利用有限元分析及優(yōu)化技術(shù)，可以通過(guò)改變結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)，最終找到滿足使用條件的最合理的結(jié)構(gòu)形式[6]。有限元分析成為壓力容器大開(kāi)孔問(wèn)題的有效解決方法且適用于有疲勞設(shè)計(jì)強(qiáng)度要求的開(kāi)孔設(shè)計(jì)。

為了揭示大開(kāi)孔疲勞壓力容器的受力特性及應(yīng)力分布規(guī)律，本文建立了某一大開(kāi)孔疲勞壓力容器的三維有限元模型，施加載荷進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算后進(jìn)行了應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定和疲勞分析。本文的分析過(guò)程和評(píng)定結(jié)果能夠?yàn)閴毫θ萜鞯脑O(shè)計(jì)和優(yōu)化提供一定的參考。

1 大開(kāi)孔疲勞容器工藝參數(shù)

1.1 結(jié)構(gòu)尺寸及工藝參數(shù)

某一大開(kāi)孔疲勞壓力容器結(jié)構(gòu)如圖1所示（為了強(qiáng)調(diào)本文分析重點(diǎn)，結(jié)構(gòu)中略去了局部小開(kāi)孔接管和容器支座）。

容器內(nèi)介質(zhì)為氮?dú)?，設(shè)計(jì)壓力為0.6MPa，設(shè)計(jì)溫度為100℃，氮?dú)鈱?duì)碳鋼的腐蝕裕量取2mm。筒體內(nèi)徑為800mm，筒體壁厚為8mm，封頭選用標(biāo)準(zhǔn)橢圓封頭EHA 800×8（7.1），大開(kāi)孔接管采用整體鍛件補(bǔ)強(qiáng)管結(jié)構(gòu)（補(bǔ)強(qiáng)圈型式的抗疲勞性能差，故不采用），其結(jié)構(gòu)尺寸詳見(jiàn)圖1。

圖1 大開(kāi)孔疲勞壓力容器結(jié)構(gòu)圖

1.2 材料性能參數(shù)

容器筒體和封頭均采用板材加工制作而成，材質(zhì)Q345R，其鋼板厚度負(fù)偏差取為0.3mm；大開(kāi)孔接管鍛件材料為16MnⅡ。板材和鍛件的密度均為7850kg/m3。相關(guān)材料性能參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 材料性能參數(shù)

1.3 疲勞分析參數(shù)

本文所研究的大開(kāi)孔疲勞壓力容器壓力最大波動(dòng)范圍為0~0.6MPa，疲勞分析參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 疲勞分析參數(shù)

2 結(jié)構(gòu)有限元分析

對(duì)壓力容器的分析按照J(rèn)B 4732—1995《鋼制壓力容器 分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》進(jìn)行，整個(gè)計(jì)算采用ANSYS軟件，建立有限元模型，對(duì)壓力容器的主要受壓元件進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定和疲勞分析。

2.1 三維實(shí)體模型的建立

對(duì)壓力容器的主要受壓元件（筒體、封頭和開(kāi)孔接管）進(jìn)行有限元建模，有限元計(jì)算厚度均取各部件的最小有效厚度。

為了方便在接管上施加外載荷（徑向載荷、縱向與切向彎矩），對(duì)壓力容器進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)建模。同時(shí)，基于筒體結(jié)構(gòu)幾何的連續(xù)性，在不影響結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布的前提下，省去了筒節(jié)中部部分尺寸模型的建立，而與封頭相連接的筒節(jié)部位模型作了一定尺寸范圍的保留。

根據(jù)結(jié)構(gòu)特性和承載特性，取1/4結(jié)構(gòu)構(gòu)建有限元模型，實(shí)體模型如圖2所示。

圖2 三維實(shí)體模型（1/4結(jié)構(gòu)）

2.2 單元選擇及網(wǎng)格劃分

首先定義單元類型和材料屬性，采用ANSYS軟件中的8節(jié)點(diǎn)三維實(shí)體單元SOLID95對(duì)實(shí)體模型進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分。殼體與接管連接處常為危險(xiǎn)截面，對(duì)其附近區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行了局部加密處理。網(wǎng)格劃分后共生成33264個(gè)單元，160925個(gè)節(jié)點(diǎn)。其網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格劃分模型（1/4結(jié)構(gòu)）

2.3 載荷施加及邊界條件

在壓力容器的筒節(jié)內(nèi)壁、接管內(nèi)壁以及封頭內(nèi)壁均施加內(nèi)壓載荷，在開(kāi)孔接管的外端面上施加等效平衡面載荷（即軸向拉應(yīng)力），其數(shù)值為：

式中：

F——等效平衡面載荷；

p——設(shè)計(jì)壓力；

Do——外端面處接管外徑；

Di——接管內(nèi)徑。

對(duì)結(jié)構(gòu)模型筒節(jié)的外端面Y方向進(jìn)行約束，同時(shí)對(duì)結(jié)構(gòu)模型的對(duì)稱面施加對(duì)稱約束。施加載荷和邊界條件后的模型如圖4所示。

圖4 模型載荷及位移邊界（1/4結(jié)構(gòu)）

3 應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算

采用準(zhǔn)靜態(tài)的方法計(jì)算出相應(yīng)工況下的應(yīng)力強(qiáng)度，依據(jù)強(qiáng)度判定準(zhǔn)則，對(duì)各條危險(xiǎn)路徑進(jìn)行應(yīng)力分類校核，從而判斷容器能否滿足強(qiáng)度要求。設(shè)計(jì)工況下結(jié)構(gòu)模型的應(yīng)力強(qiáng)度分布如圖5所示。

圖5 模型應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖（1/4結(jié)構(gòu)）

可見(jiàn)，最大應(yīng)力強(qiáng)度為167.5MPa，發(fā)生在該大開(kāi)孔疲勞壓力容器的封頭與開(kāi)孔接管的連接處。殼體與接管的連接區(qū)域是容器的應(yīng)力高強(qiáng)度區(qū)，也是容器最容易出現(xiàn)危險(xiǎn)的地方，這與前面的論述相一致，也與實(shí)際情況相吻合。因此，在設(shè)計(jì)和制造過(guò)程中應(yīng)保證該處的尺寸。另外，幾何形狀或尺寸的突然改變是產(chǎn)生應(yīng)力集中的主要原因之一，所以在殼體與開(kāi)孔接管的連接處應(yīng)盡量采用圓弧或經(jīng)形狀優(yōu)化的特殊曲線過(guò)渡以減少該處的應(yīng)力。

4 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定

應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定的依據(jù)為JB 4732—1995《鋼制壓力容器 分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》。本文中取11條路徑對(duì)模型進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定，應(yīng)力等效線性化路徑的選取原則是：1）通過(guò)應(yīng)力強(qiáng)度最大節(jié)點(diǎn)，并沿壁厚方向的最短距離設(shè)定線性化路徑；2）對(duì)于相對(duì)高應(yīng)力強(qiáng)度區(qū)，沿壁厚方向設(shè)定路徑。應(yīng)力評(píng)定線性化路徑如圖6和圖7所示。

圖6 模型應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定路徑（ABCDEFGH）

圖7 模型應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定路徑（IJK）

按JB 4732—1995的要求，將危險(xiǎn)截面上各應(yīng)力分量沿應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定路徑進(jìn)行線性化處理，將其按一次總體薄膜應(yīng)力、一次局部薄膜應(yīng)力、一次彎曲應(yīng)力、二次應(yīng)力和峰值應(yīng)力進(jìn)行分類，計(jì)算出不同應(yīng)力類型及其組合的應(yīng)力強(qiáng)度。對(duì)于不同性質(zhì)的應(yīng)力給予不同的限制條件，限制條件為：1）一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SⅠ的許用極限應(yīng)小于等于Sm；2）一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SⅡ的許用極限應(yīng)小于等于1.5Sm；3）一次+二次應(yīng)力強(qiáng)度SⅣ的許用極限應(yīng)小于等于3Sm。其中Sm為Q345R或16MnⅡ在設(shè)計(jì)溫度下的許用應(yīng)力值。由于本容器存在疲勞破壞問(wèn)題，因此對(duì)峰值應(yīng)力應(yīng)單獨(dú)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析。具體評(píng)定見(jiàn)表3。

表3 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定結(jié)果

5 疲勞強(qiáng)度分析

從應(yīng)力分析結(jié)果可發(fā)現(xiàn)，該壓力容器主要受壓元件的最大交變應(yīng)力強(qiáng)度出現(xiàn)在封頭與開(kāi)孔接管的連接處。整個(gè)結(jié)構(gòu)各點(diǎn)的操作狀態(tài)相同，故選擇該處進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析。在設(shè)計(jì)工況下，此處的峰值應(yīng)力強(qiáng)度SⅤ=167.5MPa。

5.1 正常工作循環(huán)

交變應(yīng)力強(qiáng)度幅值為：

修正后：

查閱設(shè)計(jì)疲勞曲線S-N，S'alt1對(duì)應(yīng)的最大允許循環(huán)次數(shù)為N1=8×105次，而N=5.256×105次。

故：N＜N1。

5.2 氣密性試驗(yàn)循環(huán)

氣密性試驗(yàn)壓力取為設(shè)計(jì)壓力，交變應(yīng)力強(qiáng)度幅值為：

修正后：

查閱設(shè)計(jì)疲勞曲線S-N，S'alt2對(duì)應(yīng)的最大允許循環(huán)次數(shù)為N2=8×105次，而設(shè)備出廠后氣密性試驗(yàn)一般為每年檢查一次，即n=10次。

故：n＜N2。

5.3 累計(jì)損傷校核

用度系數(shù)為：

由上述疲勞分析結(jié)果可知，該大開(kāi)孔疲勞壓力容器滿足疲勞壽命設(shè)計(jì)要求。

6 結(jié)論

通過(guò)上述分析，可以看出大開(kāi)孔疲勞壓力容器有限元模型的建立和分析結(jié)果是客觀的，較為真實(shí)地反映了相關(guān)結(jié)構(gòu)的受力情況，為壓力容器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了充分的理論依據(jù)。

1) 在設(shè)計(jì)工況下對(duì)大開(kāi)孔疲勞壓力容器進(jìn)行有限元應(yīng)力分析，可知最大應(yīng)力分布在殼體與大開(kāi)孔接管的連接處，該處應(yīng)盡量采用圓弧或經(jīng)形狀優(yōu)化的特殊曲線過(guò)渡。

2) 劃定路徑進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度線性化處理，并按照J(rèn)B 4732—1995進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定，可知在設(shè)計(jì)工況下該大開(kāi)孔疲勞壓力容器是安全的。

3) 最大交變應(yīng)力強(qiáng)度出現(xiàn)在封頭與開(kāi)孔接管的連接處。選擇該處進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析可知，該大開(kāi)孔疲勞壓力容器滿足疲勞壽命設(shè)計(jì)要求。

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Stress Intensity Evaluation and Fatigue Analysis of Large Opening Fatigue Vessel

Zhao Peng1Zhang Xueming1Li Qiang2
(1. Zhejiang Titan Design & Engineering Co., Ltd., Hangzhou 310012)
(2. Chemical Engineering College, China University of Petroleum Qingdao 266580)

In order to reveal the stress distribution rule of large opening fatigue pressure vessel, the 3D finite element model is established. The stress distribution results are obtained after the load with bearded boundary conditions in the model. Linearity stress intensity evaluation and fatigue analysis results are achieved according to JB 4732—1995. The reference significance and theory basis for design and optimization of fatigue pressure vessel are provided by the analysis process and evaluation results.

Pressure vessel Large opening Fatigue Finite element analysis Stress intensity evaluation

X933.4

B

1673-257X(2015)09-0070-05

10.3969/j.issn.1673-257X.2015.09.016

趙鵬（1984～),男，碩士，注冊(cè)安全工程師，從事化工機(jī)械與設(shè)備設(shè)計(jì)工作。

2015-03-31）