史戰(zhàn)新，甘 霖

(武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430064)

0 引言

開快密封結(jié)構(gòu)是壓力容器的重要組成部分，一般分為卡箍式、齒嚙式和剖分環(huán)式。卡箍結(jié)構(gòu)是較常用的一種，廣泛用于過濾器、機(jī)械對(duì)接結(jié)構(gòu)、液壓或化工管道連接。在 GB150［1］、ASME 第Ⅷ卷［2］都有相關(guān)的規(guī)范設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，然而規(guī)范設(shè)計(jì)大多依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，對(duì)環(huán)狀法蘭簡(jiǎn)化成懸臂板梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度校核，受力分析也僅僅從力的平衡角度處理邊界條件，缺少對(duì)應(yīng)力集中及接觸擠壓區(qū)域的接觸應(yīng)力計(jì)算，也沒有考慮交變載荷產(chǎn)生的疲勞問題。本文以內(nèi)壓容器卡箍密封對(duì)接結(jié)構(gòu)為例，進(jìn)行有限元應(yīng)力分析，從接觸、應(yīng)力集中、疲勞失效方面按照彈塑性設(shè)計(jì)準(zhǔn)則進(jìn)行強(qiáng)度及疲勞校核，為此類結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度分析提出建議。

1 卡箍式快開對(duì)接法蘭結(jié)構(gòu)

內(nèi)壓容器卡箍式對(duì)接法蘭結(jié)構(gòu)由下法蘭、上法蘭、卡箍O型密封圈和鎖緊機(jī)構(gòu)等4部分組成。上下法蘭內(nèi)徑700 mm，設(shè)計(jì)壓力3 MPa，設(shè)計(jì)溫度－18°～+55°，法蘭及卡箍均為16 Mn鍛件，許用應(yīng)力為 ［σt］=150 MPa，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

2 中外規(guī)范計(jì)算比較

2.1 按照GB150－1998附錄G7進(jìn)行校核

O型密封圈邵氏硬度為60(對(duì)應(yīng)楊氏模數(shù)E為3.5 MPa)，有效密封直徑740 mm，密封圈橫截面直徑10 mm，壓力系數(shù)0.25，可求出內(nèi)壓引起的軸向力F=1289598 N，預(yù)緊狀態(tài)下密封圈的軸向力Fa=20057 N。

圖1 卡箍式快開對(duì)接法蘭結(jié)構(gòu)Fig.1 The clamp connections of quick opening set

2.1.1 卡箍校驗(yàn)

由圖1中給出的卡箍尺寸，對(duì)a-a截面和b-b截面的當(dāng)量應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核。

校驗(yàn)合格。

2.1.2 內(nèi)壓容器下法蘭校驗(yàn)

由圖1中給出的法蘭尺寸，對(duì)a-a截面和b-b截面的當(dāng)量應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核。

下法蘭a-a環(huán)向橫截面當(dāng)量應(yīng)力σ0a大于許用應(yīng)力，不合格。

2.2 按照ASME第Ⅷ卷第一冊(cè)強(qiáng)制性附錄24校核

由于在裝配狀態(tài)下沒有內(nèi)壓，只有卡箍壓緊后對(duì)法蘭凸緣的力，此種情況比較安全，因此只需計(jì)算操作狀態(tài)。

2.2.1 高頸應(yīng)力計(jì)算

校驗(yàn)合格。

2.2.2 卡箍應(yīng)力計(jì)算

校驗(yàn)合格。

2.3 GB150與ASME規(guī)范校驗(yàn)比較分析

根據(jù)GB150的校核，內(nèi)壓容器法蘭不滿足要求，但是由于GB150基于彈性失效準(zhǔn)則認(rèn)為結(jié)構(gòu)中某最大應(yīng)力點(diǎn)一旦進(jìn)入塑性，結(jié)構(gòu)就喪失了純彈性狀態(tài)即為失效，校核標(biāo)準(zhǔn)偏于保守，而且在內(nèi)壓容器法蘭端部強(qiáng)度計(jì)算中分別將法蘭端部沿圓周方向展開取出單位長(zhǎng)度簡(jiǎn)化為一懸臂梁進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算模型過于簡(jiǎn)化，與法蘭端部的實(shí)際受力情況有較大的出入，計(jì)算結(jié)果較有限元分析中的薄膜加彎曲應(yīng)力分析結(jié)果偏大，見下文第5.2節(jié)。它忽略了內(nèi)壓作用下法蘭端部的膨脹效應(yīng)及附加力矩，也沒有考慮形狀不連續(xù)造成的應(yīng)力集中問題，對(duì)于卡箍的接觸反力簡(jiǎn)單處理為作用于凸緣接觸面的中心。

ASME與GB150同樣將板看成懸臂梁模型，區(qū)別在于將不同外力及力矩進(jìn)行具體細(xì)化分析，考慮了不同內(nèi)壓作用力及卡箍接觸面作用力，S1和S3分別對(duì)應(yīng)GB150的，計(jì)算結(jié)果比較接近，而強(qiáng)度校準(zhǔn)準(zhǔn)則就采用了彈塑性準(zhǔn)則，允許局部屈服，法蘭結(jié)構(gòu)滿足使用要求。

3 有限元分析

3.1 有限元分析模型

根據(jù)結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，可選取1/4模型建立實(shí)體模型，在法蘭端部與內(nèi)壓容器筒體連接處由于厚度不連續(xù)，會(huì)產(chǎn)生邊緣附加應(yīng)力，根據(jù)圣維南理論，當(dāng)離開不連續(xù)體的距離大于2.5時(shí)，邊緣附加應(yīng)力的影響可以忽略不計(jì)，因此截取220 mm的筒體長(zhǎng)度計(jì)入計(jì)算模型。

3.2 建模及網(wǎng)絡(luò)劃分

3.2.1 整體模型

實(shí)體模型采用 solid95單元，接觸單元采用contact170和target174，先建立下法蘭、上法蘭及卡箍的截面，再對(duì)截面劃分映射網(wǎng)格，利用旋轉(zhuǎn)操作生成體和六面體網(wǎng)格。模型設(shè)置3個(gè)接觸對(duì)，上法蘭凸緣與卡箍?jī)?nèi)表面，下法蘭凸緣與卡箍?jī)?nèi)表面，上法蘭下端面與下法蘭上端面?？ü拷佑|面定為目標(biāo)面，上法蘭凸緣和下法蘭凸緣接觸面定為接觸面，上法蘭下端面定為目標(biāo)面，下法蘭上端面定為接觸面，模型如圖2所示。

圖2 卡箍式快開結(jié)構(gòu)有限元模型Fig.2 The FEM of the clamp connections

3.2.2 邊界條件及載荷施加

工況1:上法蘭連接重物7.8 t，下法蘭與上法蘭連接后額定工作壓力為3 MPa，有效密封面直徑740 mm，連接后受內(nèi)壓作用對(duì)上法蘭上端面產(chǎn)生的提升拉力為12.415 MPa。

下法蘭、上法蘭及卡箍的側(cè)截面約束周向位移，下法蘭下端面固定約束，上法蘭上端面約束徑向和周向位移。下法蘭內(nèi)表面、上法蘭內(nèi)表面，及下法蘭上端面、上法蘭下端面的有效密封直徑內(nèi)的內(nèi)表面施加3 MPa的內(nèi)壓，上法蘭上端面施加12.41 MPa的提升拉力，法向接觸剛度因子取為1(大變形實(shí)體單元一般取1)［3］，摩擦系數(shù)取為0.15。

工況2:下法蘭、上法蘭及卡箍的側(cè)截面約束周向位移，下法蘭下端面固定約束，上法蘭上端面約束徑向和周向位移。下法蘭承受重物7.8 t產(chǎn)生的均壓為0.74 MPa，如圖3和圖4所示。

3.3 求解運(yùn)算及結(jié)果

采用PCG運(yùn)算器，打開線性搜索，按第四強(qiáng)度理論的接觸分析結(jié)果如圖5～圖12所示。

由圖5～圖12可知，卡箍上下接觸面受力并不對(duì)稱，原因?yàn)樯舷路ㄌm及卡箍剛度不一致，變形不協(xié)調(diào)，造成卡箍上下接觸面積不同，而且隨著內(nèi)壓增加，接觸面在縮小，造成應(yīng)力集中，這種加載時(shí)接觸面積小于未加載時(shí)接觸面積的情況稱為退縮接觸，屬于非Hertz接觸。從圖中可以看出，下法蘭變形遠(yuǎn)小于上法蘭，卡箍上下接觸面不對(duì)稱且相差較大，應(yīng)力集中嚴(yán)重，設(shè)計(jì)不能充分發(fā)揮結(jié)構(gòu)的承載能力。

4 強(qiáng)度校核

4.1 路徑定義

由于工況1應(yīng)力強(qiáng)度比較大，在最大應(yīng)力強(qiáng)度點(diǎn)及其他危險(xiǎn)部位作路徑分析校核強(qiáng)度。選擇路徑方向的一般原則是選取截面上裂紋擴(kuò)展路徑最短、導(dǎo)致破裂最危險(xiǎn)的方向。因此在結(jié)構(gòu)不連續(xù)區(qū)定義路徑，共計(jì)9條，進(jìn)行應(yīng)力分類校核，如圖13所示。

4.2 對(duì)路徑線性化處理

將當(dāng)量應(yīng)力強(qiáng)度映射到各路徑上，Ansys按指定的路徑列表給出應(yīng)力分類有Membrane，Bending，Membrane Plus Bending，Peak及Total，如圖14～圖22所示。

4.3 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定

主要應(yīng)力強(qiáng)度和次要應(yīng)力強(qiáng)度組合評(píng)定如表1所示［4］，對(duì)于16 Mn 鍛件，Sm=150 MPa

表1 工況1應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定Tab.1 The mises stress assess in condition one

根據(jù)上述計(jì)算，卡箍式快開結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求，而且強(qiáng)度儲(chǔ)備很大，應(yīng)結(jié)合結(jié)構(gòu)密封剛度要求對(duì)結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行優(yōu)化。

5 下法蘭凸緣局部應(yīng)力分析

5.1 下法蘭應(yīng)力集中系數(shù)

根據(jù)船體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度指南的應(yīng)力集中系數(shù)定義，采用在同一工況下同一位置粗細(xì)網(wǎng)格的計(jì)算對(duì)比，來獲得此結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中系數(shù)。取1/4模型，下法蘭下端面約束軸向位移，側(cè)面進(jìn)行對(duì)稱約束，在內(nèi)表面及上端面有效密封范圍內(nèi)施加3 MPa的內(nèi)壓，根據(jù)工況1受力等效在下法蘭凸緣處施加27.56 MPa的均勻壓力。根據(jù)主應(yīng)力計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)為1.526。如圖23～圖25所示。

5.2 有限元與規(guī)范計(jì)算比較

表2 工況1細(xì)網(wǎng)格模型結(jié)算結(jié)果與規(guī)范計(jì)算比較Tab.2 The stress comparison between fine mesh model and rule in condition one

6 下法蘭疲勞校核

6.1 應(yīng)力幅確定

根據(jù)JB4，732及 ASME要求［5］，應(yīng)力循環(huán)總數(shù)超過1000次就要進(jìn)行疲勞校核。本卡箍式快開結(jié)構(gòu)使用壽命為30年，循環(huán)使用次數(shù)約4800次，每次使用過程中先后經(jīng)過下法蘭與上法蘭對(duì)中鎖緊、下法蘭與上法蘭對(duì)接密封受壓等2個(gè)工況狀態(tài)。

按照ASME標(biāo)準(zhǔn)，材料疲勞曲線是由光滑試桿進(jìn)行對(duì)稱循環(huán)彎曲試驗(yàn)經(jīng)平均應(yīng)力、安全系數(shù)修正得到的，應(yīng)力范圍取包括1次、2次和峰值應(yīng)力在內(nèi)的當(dāng)量總應(yīng)力范圍。

由于下法蘭為非焊接件，不用考慮焊縫疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)，將工況1單元應(yīng)力分量減去工況2應(yīng)力分量，求得當(dāng)量Mises等效應(yīng)力范圍即2 Sa最大的節(jié)點(diǎn)為164 MPa，考慮到應(yīng)力集中，將此乘以1.526得250 MPa，此值小于當(dāng)量總應(yīng)力范圍極限值3 Sm(450 MPa)，故不用考慮疲勞強(qiáng)度損失系數(shù)。因此下法蘭的應(yīng)力幅Sa=125 MPa。

6.2 疲勞壽命

根據(jù)ASMEⅧ－22010版ANNEX3.F DESIGN FATIGUE CURVES，σuts≤552 MPa的低合金鋼規(guī)定，采用3.F.1表格參數(shù)計(jì)算，此疲勞曲線已包括了平均應(yīng)力的影響。采用Matkab編程畫出此曲線，如圖26所示。

根據(jù)有限元的計(jì)算應(yīng)力幅Sa=125 MPa，得出壽命為1.5682×105＞4800，因此下法蘭滿足使用要求。

圖26 16 Mn S-N疲勞曲線Fig.26 The S-N fatigue curve of 16 Mn

7 結(jié)語

本文針對(duì)GB150-98、JB4732以及ASME規(guī)范中對(duì)筒體端部、卡箍、螺栓載荷相關(guān)規(guī)定進(jìn)行校核計(jì)算，指出了規(guī)范計(jì)算的保守性，并利用有限元進(jìn)行接觸應(yīng)力分析，揭示出上下法蘭變形不協(xié)調(diào)導(dǎo)致退縮接觸，結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中嚴(yán)重，卡箍不能完全發(fā)揮承載能力。在此基礎(chǔ)上計(jì)算下法蘭局部應(yīng)力集中系數(shù)獲得真實(shí)應(yīng)力幅，結(jié)合S-N曲線進(jìn)行疲勞分析，得出下法蘭疲勞壽命滿足使用要求。本文所述結(jié)構(gòu)雖滿足強(qiáng)度及疲勞壽命要求，但是接觸分析所得應(yīng)力分布規(guī)律揭示出卡箍式快開對(duì)接法蘭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)協(xié)調(diào)剛度、強(qiáng)度、疲勞儲(chǔ)備等三方面因素，以充分發(fā)揮材料及結(jié)構(gòu)承載能力，實(shí)現(xiàn)減輕重量，節(jié)約成本的目的。

［1］GB150－98，鋼制壓力容器［S］.

［2］ASMEⅧ－1，鍋爐及壓力容器規(guī)范-容器建造規(guī)則［S］.

［3］高耀東.ANSYS機(jī)械工程應(yīng)用精華30例［M］.北京:電子工業(yè)出版社，2010.175 －190.GAO Yao-dong.The thirty essence examples of mechanical engineering application［M］.Beijing:Publishing House of Electronics Industry，2010.175 －190.

［4］JB4732－95，鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)［S］.

［5］ASMEⅧ-2，鍋爐及壓力容器規(guī)范－壓力容器建造另一規(guī)則［S］.

［6］范萬春，王永衛(wèi).卡箍式快開蓋結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析［J］.石油化工設(shè)備，2008，37(1):30 －34.FAN Wan-chun，WANG Yong-wei.Stress analysis of quickopening clamp structure［J］.Petro-Chemical Equipment，2008，37(1):30 －34.