设备法兰连接螺柱的疲劳强度校核

设备法兰连接螺柱的疲劳强度校核梁庆海【摘要】以某设备为例依据JB4732-1995(2005年确认)附录D中的理论计算方法，对法兰连接螺柱的疲劳强度进行计算和评定，并对法兰连接结构建立有限元模型进行分析，将螺柱应力分析计算结果与理论计算结果进行比较，真实准确地对该螺柱的疲劳强度进行安全评定,为设备法兰连接螺柱的疲劳设计提供参考.％ExampledwithanequipmentsubjectedtocyclicloadsandbyusingthemethodsinAppendixDinJB4732-1995"SteelPressureVessels-DesignbyAnalysis"(Confirmedin2005),thefatiguestrengthofboltsinflangedconnectionwascalculatedandassessed.Thefiniteelementmodelforflangedconnectionstructurewasbuiltandthenanalyzed.Theresultsfromanalysisofboltstresseswerecomparedwiththatfromtheoreticalcalculation,sothatthefatiguestrengthoftheboltshavebeenassessedwithpreciseandbelievableresults,whichcanbereferencedforlaterfatiguedesignofequipmentflangebolts.【期刊名称】《化工设备与管道》【年(卷)，期】2018(055)002【总页数】4页(P15-18)【关键词】螺柱;应力分析;疲劳分析【作者】梁庆海【作者单位】中国石油集团东北炼化工程有限公司吉林设计院，吉林132002【正文语种】中文【中图分类】TQ050.2;TH123疲劳断裂是设备法兰连接螺柱在交变载荷作用下常见的一种破坏形式，螺柱在疲劳断裂前不会产生明显的塑性变形，往往突然发生断裂，对存在疲劳工况的设备来说，除了需要考虑开孔应力集中的影响以外，设备法兰螺柱的疲劳强度校核也是非常重要的，因此在疲劳设备分析设计中，对螺柱的疲劳强度校核不能忽视。常规的做法是按照JB4732—1995《钢制压力容器——分析设计标准》(2005年确认)附录D进行法兰和螺柱的计算，以此解析解为依据对螺柱进行疲劳评定。但在实际操作过程中，螺柱受力状态十分复杂，其中法兰结构、螺柱数量、螺柱直径、垫片性能等对螺柱的应力值都有很大的影响，特别是存在交变载荷工况的作用下，理论解与实际载荷作用下的应力值会有很大的误差，会给安全生产带来隐患，为此，本文依据JB4732—1995附录D中的解析法对法兰连接螺柱的疲劳强度进行计算，按照附录C进行疲劳评定，并借助ANSYSWORKBENCH16.2软件，建立封头、法兰、螺柱的三维有限元模型，采用有限元分析方法对法兰连接螺柱在交变载荷作用下的疲劳强度进行计算和评定，验证设计的合理性和可靠性。1设计参数和结构分析1.1设计参数设计基本参数如表1所示。表1设计参数Table1Designdata项目参数设计压力/MPa1.0设计温度/°C150储存介质洗油、炭微球腐蚀裕量/mm0板材负偏差/mm0.3设备内径/mm1900筒体和封头材料S30408筒体厚度/mm12上封头尺寸/mmEHA1900x12(10.4)螺柱/螺母材料35CrMoA/30CrMoA压力变化频次压力波动0~0.7MPa共60000次设计使用年限/a101.2结构分析由NB/T47020~47027—2012《压力容器法兰、垫片、紧固件》标准，选取公称压力PN=2.5MPa的设备法兰，法兰厚度为132mm，螺柱60xM36x3mm,为降低螺柱的应力，螺柱数量由60个增加到80个，垫片为公称压力PN=2.5MPa的柔性石墨缠绕垫。疲劳工况为操作压力在0~0.7MPa之间波动，在设计使用年限内的总设计循环次数为60000次，法兰螺柱连接结构模型如图1所示。图1法兰螺柱连接结构模型Fig.1Flangeandboltmodel2疲劳寿命分析2.1理论计算依据JB4732—1995附录D以及该设备设计参数中的载荷数据，对该设备法兰连接螺柱的疲劳寿命进行分析计算。2.1.1垫片参数垫片外径Do=2008mm，垫片内径Di=1958mm，垫片有效密封宽度b=8.94mm。垫片压紧力作用中心圆直径DG=1990.11mm，垫片系数m=3，比压力y=69MPa。2.1.2螺柱疲劳强度校核最高操作压力下，需要的最小垫片压紧力最高操作压力下，流体压力弓I起的总轴向力最高操作压力下，需要的最小螺柱载荷最低操作压力下，需要的最小螺柱载荷最高与最低操作压力下，设计载荷波动范围Wp1-Wp2=2412302.82N，螺柱轴向正应力。=(Wp1-Wp2)/Ab=21.17MPa,疲劳强度减弱系数K=4.0,螺柱最大应力强度amax(Aainti)=K。=84.68MPa,交变应力强度幅：Salt'=0.5max(S12,S23,S31)=0.5Aainti=42.34MPa,设计疲劳曲线中给定的杨氏弹性模量E=207000MPa,疲劳分析温度下的杨氏弹性模量Et=185400MPa，设计疲劳曲线温度下的交变应力幅Salt=Salt'xE/Et=47.27MPa。根据JB4732—1995，按表C—1(图C—4,MNS<2.7Sm)插值得：计算的循环次数超过1000000次，设计的循环次数60000次，螺柱疲劳强度满足设计要求。2.2有限元分析和理论计算的比较2.2.1对PN=2.5MPa的设备法兰螺柱进行疲劳分析计算有限元分析采用ANSYS16.2软件，选取PN=2.5MPa的设备法兰，根据该设备法兰的结构和载荷分布，建立上封头、上法兰、下法兰、螺柱的三维有限元模型，选取1/80模型进行有限元分析，如图2所示，对称面施加对称约束，筒体下端施加轴向位移约束，内壁施加操作压力，法兰之间采用接触分析模拟垫片的作用，螺柱截面仅考虑最小根径，不考虑螺纹的影响，在疲劳工况作用下，经过应力分析计算，法兰系统计算应力值185.8MPa，如图2所示，螺柱应力呈现一侧受拉，一侧受压的的状态，这与法兰系统的刚度有直接关系，受拉侧应力均值为71MPa,螺柱应力值如图3所示。与理论计算值21.17MPa相比较，螺柱承受轴向应力和拉伸应力的组合应力要大于理论计算值。考虑疲劳强度减弱系数4.0，通过弹性模量修正，交变应力强度幅Salt=0.5x4.0x(71-0)x207/185.4=158.5MPa，由JB4732—1995中图C—4和表C—1可知，许用循环次数为41345次，不满足60000次设计循环次数的要求。因此需要降低螺柱的最大应力重新进行评定。2.2.2对仅增加法兰厚度的设备法兰螺柱进行疲劳分析计算螺柱的最大组合应力受结构的刚度影响较大，为此选取仅增加法兰厚度来降低螺柱的最大应力值，法兰厚度由132mm增加到212mm，法兰高度相应调整，其他尺寸不变，增加厚度后法兰系统计算应力值为196.5MPa，如图4所示，螺柱受拉侧应力均值为54MPa，螺柱应力值如图5所示。从螺柱受拉侧的组合应力可以看出，应力值已经有所下降，但应力分布不均匀，可见螺柱应力的降低，不仅仅和法兰厚度有关系，还应考虑法兰外径、颈部长度及厚度的影响。2.2.3对PN=4.0MPa的设备法兰螺柱进行疲劳分析计算为考虑法兰系统中结构尺寸的相互协调，选取PN=4.0MPa的设备法兰进行分析，法兰厚度为210mm，螺柱为60xM48mm,法兰系统计算应力值为148MPa，如图6所示，螺柱受拉侧应力均值为44MPa,螺柱应力值如图7所示，经评定，许用循环次数为690000次，满足60000次的设计循环次数的要求。图2PN2.5MPa设备法兰结构应力值Fig.2PN2.5MPaflangestructurestress图3PN2.5MPa设备法兰螺柱应力值Fig.3PN2.5MPaboltstructurestress图4PN2.5MPa加厚设备法兰结构应力值Fig.4PN2.5MPathickflangestructurestress图5PN2.5MPa加厚设备法兰螺柱应力值Fig.5PN2.5MPathickflangeboltstress图6PN4.0MPa设备法兰结构应力值Fig.6PN4.0MPaflangestructurestress图7PN4.0MPa设备法兰螺柱应力值Fig.7PN4.0MPaboltstructurestress3结论(1)通过对设备法兰连接的螺柱进行有限元分析，发现螺柱内侧受拉，夕卜侧受压，与法兰实际受力状态相符，并和理论计算值进行比对，螺柱的轴向应力加弯曲应力的最大组合应力要比理论计算值偏高，以此为依据进行疲劳强度校核更加安全可靠。螺柱的最大组合应力受法兰系统刚度的影响很大，增大法兰厚度，控制法兰的变形，可明显降低螺柱内侧的最大应力，对螺柱疲劳强度校核有很大的帮助，但应保证法兰系统尺寸的相互协调，选用标准法兰结构更加合理。按照JB4732—1995附录C中的C.5螺柱的疲劳分析，当螺柱材料的标准最小抗拉强度在690MPa以下时，应采用图C—4的设计疲劳曲线，考虑不小于4.0的疲劳强度减弱系数，其主要是考虑螺纹对应力集中的影响，因螺柱实际受力状态比较复杂，应对螺柱进行定期检验和更换，保证设备安全可靠地运行。参考文献【相关文献】JB4732—19