滕萬(wàn)鳳* 孫萬(wàn)倉(cāng)

（西安優(yōu)耐特容器制造有限公司）

0 引言

隨著科技不斷發(fā)展，單種金屬材料在許多情況下難以滿足工業(yè)需求[1]。復(fù)合管接頭因其兩端材料不同，可用于連接兩端有不同工藝要求且材料不同的設(shè)備。其中鈦合金-不銹鋼爆炸復(fù)合管接頭在航空航天以及核工業(yè)領(lǐng)域中有很重要的用途[2]。為了保證復(fù)合管組件的強(qiáng)度和可靠性，在組件與設(shè)備焊接之前，就要通過(guò)壓力試驗(yàn)來(lái)檢驗(yàn)其焊接接頭的質(zhì)量[3]。

復(fù)合管組件壓力試驗(yàn)時(shí)需要設(shè)計(jì)合理的工裝。法蘭連接是壓力容器及壓力管道中使用最為廣泛的可拆連接結(jié)構(gòu)[4]。本文針對(duì)一批復(fù)合管組件的壓力試驗(yàn)，設(shè)計(jì)了一種兩端加持式法蘭蓋工裝，對(duì)預(yù)緊工況和壓力試驗(yàn)工況下工裝法蘭蓋的厚度、螺栓設(shè)計(jì)載荷以及管接頭組件的穩(wěn)定性進(jìn)行了理論計(jì)算。并且借助ANSYS軟件對(duì)管接頭組件及工裝在兩種工況下的受力情況進(jìn)行應(yīng)力分析。

1 壓力試驗(yàn)工裝設(shè)計(jì)

圖1為復(fù)合管組件及壓力試驗(yàn)工裝簡(jiǎn)圖，壓力試驗(yàn)工裝由兩端法蘭蓋、螺栓、螺母和墊片構(gòu)成。表1為壓力試驗(yàn)工況下復(fù)合管組件的設(shè)計(jì)參數(shù)，壓力試驗(yàn)采用水壓試驗(yàn)，試驗(yàn)壓力為1.35 MPa，試驗(yàn)溫度為常溫，法蘭蓋材料選用Q345R，密封面型式為FF型，墊片選用非金屬軟墊片PTFE，螺柱選用8.8級(jí)，螺母選用8級(jí)。

圖1 復(fù)合管組件及壓力試驗(yàn)工裝簡(jiǎn)圖

表1 設(shè)計(jì)參數(shù)

壓力試驗(yàn)的目的是檢驗(yàn)設(shè)備或零部件的整體強(qiáng)度和可靠性，是對(duì)其選材、設(shè)計(jì)、制造質(zhì)量的綜合性進(jìn)行檢查。而壓力試驗(yàn)過(guò)程中，如果壓力試驗(yàn)工裝強(qiáng)度或密封性存在問(wèn)題，整個(gè)壓力試驗(yàn)過(guò)程會(huì)十分危險(xiǎn)[5]。因此，為確保管復(fù)合管組件壓力試驗(yàn)的安全順利進(jìn)行，需要對(duì)以上工裝各元件進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2 理論計(jì)算

2.1 兩端法蘭蓋的設(shè)計(jì)和計(jì)算

法蘭蓋的外徑、螺栓中心圓直徑，螺栓數(shù)量及大小可先參照HG/T 20592—2009《整體法蘭尺寸及公差》進(jìn)行選取。為了減小法蘭力矩，在保證最小螺栓截面積和扳手操作空間的基礎(chǔ)上，螺栓中心圓直徑適度減小，法蘭蓋外徑也相應(yīng)縮小。法蘭蓋厚度可參照GB/T 150.3—2011《壓力容器 第3部分：設(shè)計(jì)》中5.9平蓋計(jì)算中的公式：

式中：δp——法蘭蓋的計(jì)算厚度，mm；

Dc——法蘭蓋的計(jì)算直徑，mm；

K——結(jié)構(gòu)特征系數(shù)，應(yīng)分別取其預(yù)緊狀態(tài)式

（2）及操作狀態(tài)式（3）的K值代入式（1），取較大值；

pc——計(jì)算壓力，即壓力試驗(yàn)壓力，MPa；

[σ]t——設(shè)計(jì)溫度下法蘭蓋的許用應(yīng)力，MPa；

φ——焊接接頭系數(shù)。

預(yù)緊狀態(tài)下，結(jié)構(gòu)特征系數(shù)K值計(jì)算式如下：

操作狀態(tài)下，結(jié)構(gòu)特征系數(shù)K值計(jì)算式如下：

式中：LG——螺栓中心至墊片壓緊力作用中心線的徑向距離，mm；

Dc——法蘭蓋的計(jì)算直徑，mm。

2.2 螺栓的設(shè)計(jì)與載荷計(jì)算

螺栓的布置可根據(jù)法蘭徑向尺寸及螺栓間距的最大最小限定值進(jìn)行設(shè)計(jì)，并且實(shí)際螺栓面積不應(yīng)小于預(yù)緊狀態(tài)與操作狀態(tài)下需要的螺栓面積的較大值。此處螺栓的數(shù)量和大小應(yīng)先參照HG/T 20592—2009《整體法蘭尺寸及公差》標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行選取，在滿足螺栓布置的條件和最小螺栓面積的前提下，校核螺栓設(shè)計(jì)載荷。

螺栓設(shè)計(jì)載荷分預(yù)緊和壓力試驗(yàn)2種工況。2種工況下螺栓設(shè)計(jì)載荷參照GB/T 150.3—2011標(biāo)準(zhǔn)中7.5.2.4章節(jié)，最小螺栓載荷W應(yīng)取Wa和Wp中的大值。

式中：Wa——預(yù)緊狀態(tài)螺栓設(shè)計(jì)載荷，N；

Wp——操作狀態(tài)螺栓設(shè)計(jì)載荷，N；

Am——需要的螺栓總截面積，mm2；

Ab——實(shí)際使用的螺栓總截面積，mm2；

[σ]b——室溫下螺栓材料的許用應(yīng)力，MPa；

DG——墊片壓緊力作用中心圓直徑，mm；

b——墊片有效密封寬度，mm；

m——墊片系數(shù)。

2.3 復(fù)合管組件穩(wěn)定性計(jì)算

當(dāng)細(xì)長(zhǎng)桿件受到軸向壓縮力時(shí)，有可能失穩(wěn)，需要考慮壓桿的穩(wěn)定性。由于本批復(fù)合管組件的長(zhǎng)細(xì)比（柔度λ）有些規(guī)格較大，在壓力試驗(yàn)前有必要先校核復(fù)合管組件的穩(wěn)定性，確保桿端部承受的軸向壓縮力小于臨界壓縮力Fcr。為便于計(jì)算，將復(fù)合管組件模型簡(jiǎn)化為直管。

壓桿的柔度λ的量綱為1，綜合反映桿的截面形狀、長(zhǎng)度、管端約束和尺寸對(duì)臨界壓力的影響。一般壓桿柔度越大，越易失穩(wěn)。柔度λ可按式（6）計(jì)算。

式中：λp——壓桿材料比例極限下的柔度或長(zhǎng)細(xì)比；

μ——長(zhǎng)度因數(shù)，根據(jù)壓桿兩端約束條件選取，

此處壓桿一端固定一端自由，取2；

l——壓桿的長(zhǎng)度，mm；

A——壓桿的橫截面積，mm2；

I——截面慣性矩，mm4；

E——材料的彈性模量，Pa。

當(dāng)λ≥λp時(shí)，壓桿為大柔度桿[6]；當(dāng)λs＜λ＜λp時(shí)，壓桿為中柔度桿，仍然存在壓縮下失穩(wěn)問(wèn)題，其中λs為中柔度桿的最小λ值；當(dāng)λ≤λs時(shí)，壓桿為短粗桿，在軸向壓力作用下一般不會(huì)發(fā)生失穩(wěn)現(xiàn)象[7]。

管接頭組件中包含材料鈦和不銹鋼，其中鈦的彈性模量E1=111 GPa，不銹鋼的彈性模量E2=195 GPa。基于安全考慮，計(jì)算時(shí)，假設(shè)復(fù)合管組件的材料均為鈦。通過(guò)式（7）計(jì)算得到鈦棒材的λp為52.3 MPa，λs為52.3 MPa。通過(guò)式（6）計(jì)算得到不同規(guī)格復(fù)合管組件的柔度λ，如表2所示。由表2可知，不同規(guī)格復(fù)合管組件柔度λ均小于λs，為小柔度桿，軸向壓力作用下不會(huì)發(fā)生失穩(wěn)現(xiàn)象。

表2 不同規(guī)格管接頭組件的柔度

3 有限元模型及計(jì)算分析

3.1 有限元模型

由于管接頭組件及工裝的受力情況較復(fù)雜，較難獲得精確的應(yīng)力分布情況。本文借助有限元分析方法，研究復(fù)合管組件及工裝在預(yù)緊工況和壓力試驗(yàn)工況下的應(yīng)力分布情況，從而驗(yàn)證工裝的合理性，保證壓力試驗(yàn)順利進(jìn)行。下文以表2中DN150 mm的管接頭組件為例展開研究。

圖2為復(fù)合管組件及工裝的有限元模型。因復(fù)合管組件及工裝結(jié)構(gòu)繞軸向（Z軸）具有周期對(duì)稱性，而其約束、載荷也具有完全對(duì)稱性，故只建立1/4模型。為了保證有限元模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，對(duì)模型中不同構(gòu)件定義不同的單元屬性，如表3所示。

表3 各構(gòu)件的單元類型

圖2 復(fù)合管組件及工裝的有限元模型

模型采用Solid 186高階三維20節(jié)點(diǎn)固體結(jié)構(gòu)單元，復(fù)合管建模時(shí)，復(fù)合管各層材料分別建模，定義不同的材料屬性[8]。復(fù)合管組件不銹鋼端部沿厚度方向劃分3層，鈦端部沿厚度方向劃分6層，法蘭蓋沿厚度方向劃分8層。為確保網(wǎng)格的精度，基于模型較小，最終采用3 mm單元尺寸網(wǎng)格劃分法蘭蓋和螺栓組件，得到共55 945個(gè)實(shí)體單元，62 088個(gè)節(jié)點(diǎn)。

3.2 復(fù)合管組件及工裝的載荷和約束

在預(yù)緊工況下，復(fù)合管組件及工裝各零部件只受到由螺栓預(yù)緊力引起的應(yīng)力。最終求得螺栓預(yù)緊力為132 560 N，單個(gè)螺栓預(yù)緊力為16 570 N，其中墊片系數(shù)（y，m）為（11 MPa，3）。而在壓力試驗(yàn)工況下，除預(yù)緊力外，復(fù)合管組件內(nèi)部壓力為1.35 MPa。

復(fù)合管組件及工裝進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，對(duì)法蘭蓋螺栓下底面施加Z軸方向的約束，其上法蘭蓋及螺栓頂面無(wú)約束[9]。預(yù)緊工況時(shí)，只需對(duì)螺栓中截面添加預(yù)緊力，此處螺栓預(yù)緊力采用直接加載法[10]。而壓力試驗(yàn)工況除了需對(duì)螺栓中截面添加預(yù)緊力外，還需對(duì)復(fù)合管組件及法蘭蓋內(nèi)表面添加1.35 MPa的壓力。此外，還需定義幾個(gè)接觸對(duì)：法蘭蓋與螺母接觸面、法蘭蓋與管接頭（鈦端面?zhèn)龋┙佑|面、法蘭蓋與不銹鋼端面接觸面定義接觸對(duì)，設(shè)定摩擦系數(shù)為0.3[11]。

3.3 計(jì)算結(jié)果

圖3為復(fù)合管組件及工裝在預(yù)緊工況下應(yīng)力分布云，圖4為壓力試驗(yàn)工況下應(yīng)力分布云圖，圖5～圖7為各零部件在壓力試驗(yàn)工況下的應(yīng)力分布云。由此應(yīng)力分布云圖可知：

圖3 預(yù)緊工況下組件工裝Tresca應(yīng)力分布圖

圖4 壓力試驗(yàn)工況下組件工裝Tresca應(yīng)力分布圖

圖5 壓力試驗(yàn)工況下法蘭蓋Tresca應(yīng)力分布圖

圖7 壓力試驗(yàn)工況下螺柱組件Tresca應(yīng)力分布圖

（1）相對(duì)于預(yù)緊工況，復(fù)合管組件及工裝在壓力試驗(yàn)工況下產(chǎn)生較大的應(yīng)力，最大應(yīng)力值為179 MPa。并且在兩種工況下最大應(yīng)力值均出現(xiàn)在下端螺柱與螺母接觸處；（2）壓力試驗(yàn)工況下復(fù)合管組件最大應(yīng)力值為138.2 MPa，法蘭蓋最大應(yīng)力值為120.3 MPa。法蘭蓋的最大應(yīng)力值并未出現(xiàn)在中心處，可見，相對(duì)于試驗(yàn)壓力的作用，螺栓預(yù)緊力對(duì)法蘭蓋的作用更為明顯；（3）螺柱螺母組件在壓力試驗(yàn)工況下產(chǎn)生較大的應(yīng)力，最大應(yīng)力值為179 MPa。并且在兩種工況下最大應(yīng)力值均出現(xiàn)在下端螺柱與螺母端部接觸不連續(xù)處，該點(diǎn)也為復(fù)合管組件與工裝的最大應(yīng)力集中點(diǎn)。可見，雖然預(yù)緊力添加于螺柱中截面位置，但由于復(fù)合管組件及工裝的約束處為螺柱下端面，最終最大應(yīng)力集中點(diǎn)也靠近下端面。

圖6 壓力試驗(yàn)工況下復(fù)合管組件Tresca應(yīng)力分布圖

3.4 強(qiáng)度評(píng)定

復(fù)合管組件及工裝在預(yù)緊工況和壓力試驗(yàn)工況下應(yīng)力按JB/T 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》（2005年確認(rèn)）進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定，由于壓力試驗(yàn)工況下的應(yīng)力均高于預(yù)緊工況，此處僅對(duì)復(fù)合管組件工裝各零部件在壓力試驗(yàn)工況下的應(yīng)力進(jìn)行評(píng)定，評(píng)定結(jié)果如表4所示。由表4可知，各零部件應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定合格。

表4 復(fù)合管組件及工裝在壓力試驗(yàn)工況下的應(yīng)力評(píng)定結(jié)果

4 結(jié)語(yǔ)

本文針對(duì)一批復(fù)合管組件的壓力試驗(yàn)，設(shè)計(jì)了1種兩端加持式法蘭蓋工裝。通過(guò)理論計(jì)算校核工裝中法蘭蓋和螺柱在預(yù)緊工況和壓力試驗(yàn)工況下的強(qiáng)度，同時(shí)還校驗(yàn)了管接頭組件的穩(wěn)定性。后借助ANSYS軟件對(duì)本批復(fù)合管組件及工裝在兩種工況下受力情況進(jìn)行應(yīng)力分析，根據(jù)JB/T 4732—1995（2005年確認(rèn)）標(biāo)準(zhǔn)對(duì)應(yīng)力分析結(jié)果進(jìn)行評(píng)定。評(píng)定結(jié)果表明其應(yīng)力值均滿足強(qiáng)度要求。實(shí)際應(yīng)用表明，該工裝操作簡(jiǎn)便、安全可靠。