范 欣, 謝禹鈞, 劉復民，吳 東

（遼寧石油化工大學 機械工程學院， 遼寧 撫順 113001）

結構在交變載荷下會發(fā)生疲勞破壞，19 世紀該問題已得到重視，并早已形成了疲勞設計方法。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，隨著機械及化工行業(yè)的發(fā)展，許多設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）也使得高強度材料廣泛應用于設備制造中，這些因素的組合使得人們越來越重視疲勞分析，而疲勞分析的同時也成為分析設計的一個重要組成部分［1］。

1 問題描述

空氣儲罐普遍應用于工業(yè)生產(chǎn)和日常生活中。此類設備通常在交變載荷作用下工作的，除強度分析外一般需要做疲勞分析。實際上，在壓力容器的疲勞設計中一般不采用ANSYS 的FATIGUE 模塊進行計算，而是以應力分析為基礎，確定交變應力幅值，再根據(jù)交變應力幅值由設計疲勞曲線確定允許循環(huán)次數(shù)，進行疲勞強度校核。

某高壓空氣儲罐，最高工作壓力Pw1=34.5 MPa，最低工作壓力 Pw2=3.45 MPa，設計壓力 Pd=37.92 MPa。設計溫度為-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 結構參數(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 問題分析

首先對高壓空氣儲罐的殼體進行壓力應力分析，根據(jù)結構及載荷的對稱性，建立軸對稱有限元計算模型，殼體端部對稱面施加對稱約束。采用PLANE182 單元進行計算。建立二維模型，并采取自由網(wǎng)格進行網(wǎng)格劃分。

殼體疲勞分析時，設定一個位置、一個事件及兩個載荷的疲勞分析，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 進行疲勞計算，疲勞曲線數(shù)根據(jù)JB4732-1995 確定，如表2，儲罐材料設定0Cr18Ni9。

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

3 計算結果

3.1 應力強度

求得設計壓力下最高應力云圖如圖，從圖1 上可以看到2 個高應力強度區(qū)：

1） 球殼與過渡段連接部位球殼內(nèi)壁，節(jié)點編號13 780，30 116，紅色標識，如圖2。

2） 人孔法蘭外緣與半球形封頭外壁連接處，封頭側節(jié)點31 675 的高應力強度區(qū)，紅色標識，如圖3 所示。

圖1 應力強度圖Fig.1 Stress intensity figure

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

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

紅色標識的3 個節(jié)點的應力強度如表3 所示。

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

3.2 工況3 應力強度

圖4 為工況3 的應力強度分布云圖。確定總應力強度范圍最大值的節(jié)點編號為31 780，它位于球殼與過渡段對接處，最大應力值為306.37 MPa。

圖4 工況3 的應力強度云圖Fig.4 Stress intensity figure of load case 3

3.3 疲勞分析

設定一個位置、一個事件及兩個載荷的疲勞分析，根據(jù)JB4732-1995 輸入S-N 數(shù)據(jù)，存儲一個事件的兩個載荷，設定一個事件的循環(huán)次數(shù)，即可進行疲勞分析，得到累計使用系數(shù)0.253 50<1，如圖5 所示。

圖5 疲勞分析結果Fig.5 Fatigue analysis results

4 結 論

1）采用有限元通用軟件ANSYS 對高壓空氣儲罐進行了有限元建模，通過應力強度分析獲得最大應力的位置，得到最大應力發(fā)生在球殼與過渡連接部位球殼內(nèi)壁，其最大應力強度值是374.17 MPa。

2）以應力分析為基礎，確定交變應力幅值，再根據(jù)交變應力幅值由設計疲勞曲線確定允許循環(huán)次數(shù)，進行疲勞強度校核，經(jīng)計算求得累積使用系數(shù)為0.253 50<1，因此該高壓空氣儲罐疲勞強度計算通過。

［1］ 余偉煒，高炳軍，等.ANSYS 在機械與化工裝備中的應用[M].北京：中國水利水電出版社，2007.

［2］ 鄭津洋，董其伍，桑芝富. 過程設備設計[M].北京：化學工業(yè)出版社.2009 .

［3］ JB 4732—1995 鋼制壓力容器—分析設計標準[S].

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

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

［6］ 蔡慈平.淺談壓力容器的疲勞分析[J].化工裝備技術，2008,29（4）:1-8.