姜紅喜，李志剛，楊瓊，張東海

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ASME Ⅷ-2分析設計法在形狀不規(guī)則零部件中的應用

姜紅喜，李志剛，楊瓊，張東海

（四川宏華石油設備有限公司，四川 成都 610036）

簡介了ASME Ⅷ-2按分析設計法及其具體實施的等效線性化方法，并以提環(huán)強度分析為例，分別使用有限元常規(guī)分析及ASME Ⅷ-2按分析設計法進行強度計算，通過兩種方法計算結論與現(xiàn)場試驗結果的對比，可知：按照ASME Ⅷ-2對應力進行分類后，采用等效線性化方法，計算結果與實際使用情況更吻合；尤其對于形狀不規(guī)則零部件，應力分類后，計算結果更符合實際工程應用；使用該方法設計計算，有利于在零部件的設計階段，有效地把控零部件尺寸、評估影響、優(yōu)化設計。

ASME Ⅷ-2分析設計方法；不規(guī)則零部件；應力分類；強度分析

在設計工作中，經(jīng)常會遇到形狀不規(guī)則的零部件的強度分析，使用三維有限元分析零部件強度是常用方式，但實際使用中，在材料結構整體不連續(xù)位置（如形狀突變位置、開孔處等）、點線接觸位置、接觸面和固定位置周邊等，經(jīng)常會出現(xiàn)局部高應力的情況，此高應力不滿足材料的許用應力，甚至有可能超過材料的屈服強度或抗拉強度。

在實際工程應用中，大部分采用塑性材料，出現(xiàn)深度很淺的小范圍塑性變形不會導致零部件的失效，出現(xiàn)小范圍塑性變形后，會引起應變強化和應力再分布，也就是說，采用常規(guī)的許用應力設計方法計算得到的局部不滿足設計要求的部分，在實際工程應用中，并不會導致零部件失效。

在設計中，如果為了保證局部區(qū)域滿足許用應力，采用提高材料性能或零部件尺寸的方式，會造成設計的零部件過于粗笨、空間布置受限、重量增加、生產(chǎn)制造成本增加等不利的后果，在這種情況下，可采用ASME Ⅷ-2中按分析設計的方法對零部件的強度進行校核。

1 ASME Ⅷ-2按分析設計方法

常用的設計方法可分為常規(guī)設計方法和分析設計方法，分析設計方法是以彈性應力分析和塑性失效準則為基礎的設計方法[1]。ASME Ⅷ-2根據(jù)可能遇到的零部件應力情況，基于應力產(chǎn)生的原因、導出應力的方法、應力存在區(qū)域的大小及應力沿厚度的分布四項基本點出發(fā)，并針對失效模式，為了工程應用使用方便，對零部件各處的應力進行劃分[2]，各應力的特征如下[3]：

（1）一次應力

①一次薄膜應力：零部件大部分區(qū)域的應力，超過屈服強度會導致零部件結構失效或產(chǎn)生總體變形；

②一次彎曲應力：與截面形心的距離成正比的應力，超過屈服強度會導致零部件局部區(qū)域塑性變形；

③局部一次薄膜應力：局部區(qū)域的薄膜應力，超過屈服強度會導致零部件局部區(qū)域塑性變形。

（2）二次應力

有局部屈服和小量變形發(fā)生，但一次施加這種應力不會導致失效，且再次施加應力后該部分的屈服區(qū)域不會擴展。

（3）峰值應力

不引起任何的顯著變形，但可能導致疲勞裂紋或者脆性斷裂。

ASME Ⅷ-2按分析設計方法對應力分類后，針對不同的應力類型采用不同的失效評判準則，如圖1所示。

以下部分以頂驅提環(huán)為例，進行說明。

應力類型一次應力二次應力，薄膜應力加彎曲應力峰值應力 總體薄膜局部薄膜彎曲 說明沿實心截面的平均一次應力不包括不連續(xù)和應力集中；僅由機械載荷引起沿任意實心截面的平均應力考慮不連續(xù)但不包括應力集中；僅由機械載荷引起與離實心截面形心的距離成正比的一次應力分量。不包括不連續(xù)和應力集中；僅由機械載荷引起為滿足結構連續(xù)所需的自平衡應力發(fā)生在結構的不連續(xù)處?？梢杂蓹C械載荷或熱膨脹差引起。不包括局部應力集中1、因應力集中（缺口）而加到一次或二次應力上去的增量；2、能引起疲勞但不引起容器形狀變化的某些熱應力 符號PmPLPbQF

（引自ASME Ⅷ-2圖5.1）[2]

2 有限元強度分析

頂部驅動鉆井在海洋和陸地多種鉆機上得到廣泛應用。目前國際上一些大的油氣公司要求專業(yè)化服務公司的大型鉆機必須配備頂驅，否則招標時可能不予考慮[4]。提環(huán)作為頂驅的重要部件，是提升系統(tǒng)中的主要受力構件，承載著頂驅、鉆桿、鉆頭等井下鉆具的全部重力，其力學性能直接關系到鉆井工作的安全性[5]。提環(huán)形狀很不規(guī)則，截面變化較大，具有幾何非線性和較大的局部應力集中[6]，實際設計工作中多采用有限元分析其強度。

頂驅提環(huán)與大鉤接觸面為線接觸，接觸位置應力較大，受力后接觸位置發(fā)生局部的塑性變形，變?yōu)槊娼佑|。

使用有限元分析的靜強度進行校核。

2.1 材料及力學性能

提環(huán)選用材料的力學性能為屈服強度815 MPa、最小抗拉強度960 MPa。

2.2 模型處理及結果分析

提環(huán)與大鉤接觸面均為圓弧面，為了保證順利安裝，提環(huán)與大鉤圓弧直徑取值不同，提環(huán)與大鉤之間線接觸。

使用API 8C表6中規(guī)定的大鉤最大半徑1MAX＝114.3 mm[7]去接觸頂驅提環(huán)，使用很小的平面模擬實際線接觸情況，鉤載（最大鉤載4500 kN）作用在提環(huán)與大鉤接觸面位置。在提環(huán)銷軸及銷軸側面加強圈位置施加固定約束，如圖2所示。結果分析如圖3所示。

圖2 提環(huán)固定及加載方式

圖3 靜力有限元分析結果

3 許用應力法強度分析

根據(jù)API 8C，提環(huán)安全系數(shù)為2.25[7]，其許用應力＝815/2.25＝362 MPa。

從圖3可看出，其最大應力為1262.7 MPa，遠大于許用設計應力。但從中也可看出，最大應力主要位于接觸位置邊緣和接觸位置，在實際工作過程中，其接觸位置少量的屈服有利于應力再分配，不會造成整個提環(huán)的失效。

API 8C規(guī)范5.4節(jié)中規(guī)定，在接觸區(qū)域允許有局部屈服[7]，故應用許用應力法分析，不足以判定該提環(huán)設計強度不滿足要求。

4 ASME Ⅷ-2按分析設計方法強度分析

由于以上分析過程中遇到的問題，有必要對提環(huán)的應力進行分類，分類后應用ASME Ⅷ-2 按分析設計方法進行校核。

4.1 許用應力

按照ASME Ⅷ-2按分析設計方法，各類應力的許用應力如下：

＝362 MPa（按API 8C 選取）

S＝max（1.5,S）＝815 MPa

S＝max（3, 2S）＝1630 MPa

4.2 等效線性化方法

應力等效線性化概念源于ASME規(guī)范，Hollinger和Hechmer兩人提出了基于應力線性化的三維應力準則[8-9]。等效線性化方法要求在結構危險截面上可能發(fā)生危險的幾個部位設定一些應力線，應力線應貫穿壁厚，垂直于零件內(nèi)、外兩個表面或中面；然后根據(jù)合力和合力矩等效原理把沿應力線分布的應力分解成薄膜應力和彎曲應力，剩余的非線性部分則為峰值應力和二次應力，到目前為止，著名的有限元 分析程序如ANSYS、MARG、NASTRAN等都提供了應力等效線性化的后處理功能。但是，對于復雜結構，等效線性化方法存在選擇應力分類線或面不唯一的困難，以及在結構不連續(xù)部位應力線性化等難點[1]。頂驅提環(huán)結構并不復雜，可以使用該方法進行應力分析。

4.3 線性化路徑選取

在圖3中受力較大位置選取線性化路徑兩條，如圖4所示。

4.4 應力分類

對這兩條線性化路徑上的應力進行分類，得出各種類型的應力大小，如圖5～圖7所示。

4.5 結果分析

通過以上結果，按照ASME Ⅷ-2 按分析設計方法對其強度進行校核。

圖4 線性化路徑選取

圖5 一次薄膜應力

圖6 一次薄膜應力＋彎曲應力

圖7 一次薄膜應力＋彎曲應力＋二次應力

最大鉤載線性化路徑1校核結果為：

最大鉤載線性化路徑2校核結果為：

可知，提環(huán)絕大部分區(qū)域的應力值滿足設計許用應力；小部分區(qū)域的應力值超過設計許用應力，但沒有超過屈服強度，該現(xiàn)象主要發(fā)生在力的集中作用面上，由于作用面上產(chǎn)生過高的彎曲應力、局部接觸膜應力引起，但并沒有超過屈服強度，不會對零件的形狀和受力狀態(tài)產(chǎn)生影響；局部區(qū)域應力超過了屈服強度，由二次應力引起，發(fā)生在力作用面的邊沿位置，主要是由于力施加的不連續(xù)性造成，該處有局部屈服和小變形發(fā)生，之后該部位會進行應力再分配，再次施加應力后該部分的屈服區(qū)域不會擴展，不會造成零件的失效。故該提環(huán)在最大鉤載作用下，滿足設計強度要求。

5 試驗結果

提環(huán)按照設計圖紙生產(chǎn)制造后，進行相關載荷試驗檢測，檢測委托四川宏華石油設備有限公司技術檢測中心進行，檢測時環(huán)境溫度為3℃，檢測設備為IMP測量系統(tǒng)，檢測點如圖8所示，測試點①位于提環(huán)內(nèi)側、②位于固定銷軸上側截面變化位置。

1.銷軸2.加載裝置3.大鉤4.提環(huán)5.固定裝置

分別對提環(huán)施加最大工作載荷、1.5倍最大工作載荷、2倍最大工作載荷，測量各載荷下的應力值，結果如表1所示。

表1 各測量點應力值

可知：該提環(huán)載荷試驗時，最大應力值為412.2 MPa，按照AIP 2C通過試驗設計確認部分規(guī)定，峰值應力區(qū)的應變儀至少應為1.1的強度裕度[10]，該數(shù)值雖然超過設計許用應力362 MPa，但是測試點①為峰值應力區(qū)，仍有1.98的強度裕度，故認為滿足強度要求。測試點位于前述分析中線性化路線2中2號點位置附近（圖4（b）），由于該測試點沒有位于力作用面的邊沿位置，而是處于邊沿位置附近，故二次應力的作用較小，可以參照應力分析中一次薄膜應力和彎曲應力的結果（圖6（b）），其中點2附件的應力值大約為382～450 MPa，與試驗結果相符。

繼續(xù)加載到1.5倍最大設計載荷，可知，提環(huán)的最大應力值為620.8 MPa，仍然在屈服強度的范圍之內(nèi)，并沒有發(fā)生屈服；繼續(xù)加載2倍最大工作載荷后，提環(huán)的最大應力值為826.7 MPa，大于最小屈服強度，發(fā)生局部屈服，但遠小于最小抗拉強度960 MPa，不會有裂紋產(chǎn)生，且加載到2倍最大工作載荷卸載后，提環(huán)無肉眼可見的變形，探傷也未發(fā)現(xiàn)裂紋。強度和變形均滿足要求。

使用常規(guī)分析方法，在加載到4500 kN時，最大應力為1262.7 MPa，超過最小抗拉強度960 MPa，會有裂紋產(chǎn)生，而實際試驗過程中，在加載到9000 kN后，提環(huán)強度仍滿足要求，無裂紋產(chǎn)生。使用應力分類方法后，試驗結果與應力分類計算結果基本吻合。

6 結論

通過以上有限元分析中應力不分類與分類的計算結果對比，可以看出，單純采用許用應力設計方法、應力不分類的情況下，計算強度不滿足設計要求，ASME Ⅷ-2按分析設計方法對應力進行分類后，計算強度滿足設計要求；通過載荷試驗驗證，其強度滿足設計要求，可見應力分類后結果更合理，更適用于工程應用。

故對于提環(huán)等形狀不規(guī)則的零部件，使用ASME Ⅷ-2按分析設計方法對應力進行分類后，進行強度校核，可以在設計階段有效地把控零部件尺寸，確認有限元分析中超過許用應力部分對于零件失效的影響，從而優(yōu)化設計；避免設計的零部件過于粗笨、重量增加、生產(chǎn)制造成本增加等不利后果。

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ASME Ⅷ-2 Application in Irregular Shape Parts and Components

JIANG Hongxi，LI Zhigang，YANG Qiong，ZHANG Donghai

( Sichuan Honghua Petroleum Equipment Co., Ltd., Chengdu 610036, China )

Introduce the stress classification analysis in ASME Ⅷ-2 alternative rules and its application – equivalent linearization method. Using the strength analysis of bail as example，considered the strength with the routine element analysis and stress classification analysis in ASME Ⅷ-2 alternative rules, then compared the two different analysis results with the results of factory experiment, found that after classifying stress as ASME Ⅷ-2 alternative rules, using the equivalent linearization method, the stress calculation result is more in line with actual usage, especially for the irregular shape parts and components, the analysis results is more suitable for engineering application; Using the stress classification analysis and the equivalent linearization method is good for designing the irregular shape parts and components, we can control the size of parts and components effectively, assess impact and optimize design.

ASME Ⅷ-2 alternative rules；irregular shape parts and components；stress classification；strength analysis

TH123+.3

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.12.010

1006－0316 (2018) 12－0033－06

2018－05－25

姜紅喜（1984－），女，甘肅平?jīng)鋈耍T士，工程師，主要從事石油機械設備設計研發(fā)工作。