夾套翻邊角度對強度性能和疲勞壽命的影響

蘇文獻, 周 歡, 劉雷敏

(1.上海理工大學能源與動力工程學院,上海200093;2.中國科學院上海硅酸鹽研究所,上海200050)

夾套翻邊角度對強度性能和疲勞壽命的影響

蘇文獻1, 周 歡1, 劉雷敏2

(1.上海理工大學能源與動力工程學院,上海200093;2.中國科學院上海硅酸鹽研究所,上海200050)

針對換熱器中圓筒接管與夾套的連接結(jié)構(gòu)對總體應力場的影響,采用Ansys參數(shù)化語言APDL,建立換熱器下管箱及其夾套、保溫層的結(jié)構(gòu)分析模型.根據(jù)該換熱器的操作工況,施加溫度、壓力載荷,對翻邊夾套結(jié)構(gòu)的翻邊角度進行參數(shù)設計分析.對不同角度的夾套翻邊結(jié)構(gòu)在各載荷工況下的應力強度和疲勞壽命進行有限元分析,并對應力強度進行校核及疲勞壽命的對比分析.在保證設備靜強度及壽命均滿足要求的情況下,給出了設備的推薦夾套翻邊角度.該研究對圓筒接管與夾套的設計提供了有效的參考,具有一定的工程應用價值.

夾套結(jié)構(gòu);翻邊角度;參數(shù)設計;疲勞壽命

管箱接管與夾套有三種連接形式:全封閉結(jié)構(gòu)、套管結(jié)構(gòu)和翻邊結(jié)構(gòu).研究結(jié)果表明,翻邊結(jié)構(gòu)具有良好的受力特性,且適用于承受交變載荷的設備[1-2].目前,對于管口、凸緣穿過夾套封閉件的翻邊角度,標準中定性地給出45°的夾套翻邊角度[3],經(jīng)驗性較強且沒有進行定量分析.以工程中一臺立式換熱器的下管箱為研究對象[4-5],對翻邊夾套結(jié)構(gòu)的翻邊角度進行參數(shù)設計分析[6],在復雜載荷作用下進行應力強度及疲勞壽命分析,并比較各夾套翻邊角度的受力及疲勞壽命,給出一個推薦的夾套翻邊角度供工程設計參考.

1 幾何結(jié)構(gòu)和載荷工況

換熱器下管箱的主要幾何尺寸如表1所示,其中下管箱內(nèi)筒體和連接法蘭均為06Cr19Ni10,夾套部件材料為Q345R,保溫層材料為泡沫玻璃.

表1 結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)Tab.1 Structure parameter

設備在正常操作、開停車和進行壓力試驗過程中,容器處于各種不同的載荷工況.設備在正常的操作工況下,壓力P和溫度T隨時間t的變化情況如圖1所示.

圖1 壓力和溫度隨時間的變化情況Fig.1 Pressure and temperature in an exchanging cycle

由上圖可知,載荷既有壓力載荷,又有溫度載荷,在此出于安全方面的考慮,取正常操作時兩種最惡劣的載荷組合工況:

工況A 夾套壓力0.4 MPa、夾套溫度7.8℃,管程壓力-0.1 MPa、管程溫度31.4℃;

工況B 夾套壓力0.6 MPa、夾套溫度170℃,管程壓力-0.1 MPa、管程溫度170℃.

由于溫度是隨時間波動的,材料在不同溫度下的物理屬性也會有差異.不同工況下材料的物理性能參數(shù)如表2～4所示.

表2 不同溫度下的材料屬性Tab.2 Material properties at different temperatures

表3 不同工況下的材料屬性Tab.3 Material properties at different cases

表4 不同工況下的換熱系數(shù)Tab.4 Heat Transfer coefficient at different cases

2 結(jié)構(gòu)強度分析

結(jié)構(gòu)不具備對稱性,則載荷邊界條件也不對稱,故對模型進行整體建模[7-9].建模采用下管箱各部件的有效厚度,主要包括內(nèi)筒體、夾套組件、接管和保溫層.下管箱的實體模型如圖2所示,α為夾套翻邊角度.有限元模型如圖3所示.

圖2 實體模型圖(α=45°)Fig.2 Solid model(α=45°)

圖3 有限元模型Fig.3 Finite element model

2.1 工況A

筒體內(nèi)部流體和夾套內(nèi)部的導熱油具有一定的溫度和壓力,根據(jù)下管箱中不同組件材料,給定各部件對應溫度下的材料屬性.內(nèi)筒體所有內(nèi)表面溫度設置為31.4℃,夾套內(nèi)導熱油流過的所有內(nèi)表面溫度設置為7.8℃,保溫層與空氣接觸的外表面參考溫度設置為0℃(操作過程中室溫范圍為0～40℃,偏安全考慮取極限值0℃).經(jīng)Ansys計算得出整個溫度場的分布,去除外部保溫層單元,并將其它單元轉(zhuǎn)換成結(jié)構(gòu)單元.在夾套所有內(nèi)表面施加0.4 MPa的壓力,內(nèi)筒體所有內(nèi)表面施加-0.1 MPa的壓力,夾套接管、內(nèi)筒體接管、底部泄放口各端面上的等效端面載荷分別為-0.88,0.736,0.078 MPa.位移邊界條件為在柱坐標系下,約束法蘭端面上全部節(jié)點的軸向位移和環(huán)向位移,允許下管箱法蘭面沿徑向自由伸縮,位移邊界條件如圖4所示.熱-結(jié)構(gòu)應力的求解采用通用的共軛梯度法求解器,高精度求解后得到下管箱在溫度和壓力載荷聯(lián)合作用下的應力場,如圖5所示(見下頁).

圖4 位移邊界條件Fig.4 Displacement boundary conditions

由計算結(jié)果可知,高應力區(qū)出現(xiàn)在接管焊接區(qū)域以及夾套折邊處靠近法蘭一端,最大應力點出現(xiàn)在夾套與筒體焊接的根部,與實際情況相符.為了定量分析該工況下不同結(jié)構(gòu)的應力強度變化情況,對8種結(jié)構(gòu)沿如圖6所示(見下頁)的4條路徑進行線性化評定,提取一次局部薄膜應力以及一次加二次的總應力[10],結(jié)果如圖7所示(見下頁).

2.2 工況B

在夾套所有內(nèi)表面施加0.6 MPa壓力,內(nèi)筒體所有內(nèi)表面施加-0.1 MPa壓力,夾套接管、內(nèi)筒體接管、底部泄放口各端面上的等效端面載荷分別為-1.314,0.736,0.08 MPa.位移邊界條件同上節(jié),求解下管箱的在溫度和壓力載荷聯(lián)合作用下的應力場.

對8種結(jié)構(gòu)沿如圖8所示(見下頁)的4條路徑線性化評定,結(jié)果如圖9所示(見下頁).

2.3 應力強度線性化結(jié)果討論

以上兩種工況均是操作過程中同時考慮溫度和壓力的組合載荷工況,即計算在熱-結(jié)構(gòu)應力耦合的操作狀態(tài),各應力強度均滿足強度要求.通過對計算結(jié)果進行分析,可得出如下結(jié)論:

a.兩種最危險的熱-結(jié)構(gòu)耦合載荷工況相比較,工況A更危險,在溫度和壓力載荷聯(lián)合作用下具有考察意義.

b.工況B時,應力危險路徑是路徑1和路徑2,即夾套折邊的根部區(qū)域,特別是一次局部薄膜應力在路徑1上處于高應力水平.根據(jù)兩種工況下最大應力路徑1和路徑2的結(jié)果對比,可知耦合作用下理想的α為30°～40°.

圖5 夾套不同翻邊角度下的應力強度分布Fig.5 Stress intensity distribution at different flanging angles of jacket

圖6 工況A線性路徑評定位置示意圖Fig.6 Defined paths for linearized stress of case A

圖7 工況A各路徑線性化結(jié)果評定Fig.7 Eraluation results of linearized stress of case A

圖8 工況B線性路徑評定位置示意圖Fig.8 Defined paths for linearized stress of case B

圖9 工況B各路徑線性化結(jié)果評定Fig.9 Evaluation results of linearized stress of case B

3 疲勞分析

疲勞破壞是指在交變或波動載荷作用下材料或結(jié)構(gòu)的破壞現(xiàn)象[11].在此波動載荷取一個周期內(nèi)波動幅度最大的兩個時刻進行疲勞分析,在此取周期內(nèi)184 min和240 min兩個時刻考慮,夾套和管程的壓力和溫度波動在這兩個時刻之間波動幅度均最大.夾套的壓力波動為0～0.62 MPa,溫度波動為31.4～170℃;管程的操作壓力恒定為-0.1 MPa,溫度波動為7.8～170℃.將兩個時刻的載荷工況分別作為疲勞載荷分析的工況C和工況D,具體的疲勞載荷工況如表5所示.

表5 疲勞載荷工況Tab.5 Fatigue loading conditions

兩種工況各自加載完成之后,在Ansys中寫入相應的載荷步,在此設置兩個載荷步,然后用載荷步求解的方式統(tǒng)一求解,將兩種工況計算的整個應力場相減得兩種工況之間每個節(jié)點的應力強度幅值Sa分布,如圖10所示.

圖10 夾套不同翻邊角度的應力幅值分布Fig.10 Stress amplitude distribution at different flanging angles of jacket

為了更直接地比較各結(jié)構(gòu)的疲勞性能,根據(jù)ASME VIII-2[12]中的設計疲勞曲線計算方法,可基于Sa計算出疲勞循環(huán)次數(shù)N.計算公式為

其中,EFC為確定設計疲勞曲線的彈性模量;ET為平均溫度下被評定的循環(huán)的材料彈性模量;Cus為轉(zhuǎn)化系數(shù).

由于夾套材料為Q345R,則疲勞曲線公式常數(shù)Ci取ASMEVIII-2中表3.F.1的碳鋼疲勞公式常數(shù),如表6所示.

表6 碳鋼的曲線公式常數(shù)Tab.6 Constant of carbon steel

將提取的Sa代入式(1)和式(2),計算得N,如表7所示.

表7 疲勞循環(huán)次數(shù)Tab.7 Fatigue cycle times

夾套翻邊角度為60°時應力強度變化幅值是最大的,在此取最大的應力強度變化幅值進行疲勞校核[13].該設備的疲勞設計循環(huán)次數(shù)為40 000次,則此時設備的累積使用系數(shù)U為

U=40 000/118 587=0.337＜1

夾套翻邊角度為60°時結(jié)構(gòu)的疲勞循環(huán)次數(shù)最少,此結(jié)構(gòu)滿足疲勞壽命的要求,則表明所研究的翻邊角度都滿足疲勞壽命的要求.

4 結(jié) 論

對比分析以上強度和疲勞循環(huán)次數(shù)計算結(jié)果,得出以下結(jié)論:

a.應力強度變化幅值隨著夾套翻邊角度的增加而增大.當夾套角度大于45°時,隨著夾套翻邊角度的增加,應力強度變化幅值增加很小,應力增大值在5 MPa以內(nèi);當夾套角度小于30°時,隨著夾套翻邊角度的繼續(xù)減小,應力強度變化幅值減小不大,應力值減小在4 MPa以內(nèi).

b.設備的疲勞循環(huán)次數(shù)隨著夾套翻邊角度的增加而減少,即夾套翻邊角度越小抗疲勞性能越好.當夾套角度大于45°時,隨著夾套翻邊角度的增加,疲勞循環(huán)次數(shù)減少有限,大概在13 727次,占總循環(huán)次數(shù)的比重為10%左右.當夾套角度小于30°時,隨著夾套翻邊角度的繼續(xù)減小,疲勞循環(huán)次數(shù)增加也很有限,大概占總循環(huán)次數(shù)的比重為8%左右.

c.由以上分析可知,該設備夾套翻邊角度越小越好,但是考慮到夾套翻邊角度越小需要翻邊的區(qū)域就越大,從成型工藝上使用胎模具的制造難度和成本都會顯著增加,這樣會使加工成本大大提高.因此從經(jīng)濟角度出發(fā),在滿足疲勞要求的現(xiàn)況下,該設備的推薦翻邊角度范圍為25°～30°.

[1] 秦叔經(jīng),葉文邦.化工設備設計全書換熱器[M].北京:化學工業(yè)出版社,2002.

[2] 鄭津洋,董其伍,桑芝富.過程設備設計[M].3版.北京:化學工業(yè)出版社,2010.

[3] 中國國家標準化管理委員會.GB 150.1～150.4-2011,壓力容器[S].北京:中國標準出版社,2012.

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[6] 吳立軍.管殼式換熱器的優(yōu)化設計[D].天津:天津大學化學工程,2008.

[7] 國家質(zhì)量技術監(jiān)督局.GB 151-1999,管殼式換熱器[S].北京:中國標準出版社,1999.

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[9] 蘇文獻,馬振明,葉立,等.高壓高溫染色機機頭箱的有限元強度分析[J].上海理工大學學報,2006,3 (28):270-272.

[10] 全國鍋爐壓力容器標準化技術委員會.JB4732-1995 (2005確認),鋼制壓力容器——分析設計標準[S].北京:新華出版社,2007.

[11] 王國軍.MSC.Fatigue疲勞分析實例指導教程[M].北京:機械工業(yè)出版社,2009.

[12] ASME boiler and pressure vessel code[S].New York: The American Society of Mechanical Engineers,2013.

[13] 劉桐.高溫氣冷堆蒸汽發(fā)生器管板的熱應力與疲勞分析[D].北京:清華大學,2009.

(編輯:董 偉)

Effect of the Flanging Angle of Jacket on Stress and Fatigue Life

SUWenxian1, ZHOUHuan1, LIULeimin2
(1.School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093,China; 2.Shanghai Institute of Ceramics,Chinese Academy of Sciences,Shanghai 200050,China)

The joint of the cylinder nozzle and jacket is one of the key components of the heat exchanger,which has much effect on the stress of the equipment.APDL language was applied to establish the structural analysis model of the bottom channel with jacket and insulation.According to the operation conditions,the temperature and pressure were loaded to obtain the stress intensity and fatigue life at different angles of jacketed flanging structure.The recommended flanging angle of jacket was given after checking and comparing the stress intensity and the fatigue life of the equipment.The result provides an effect reference to the design of the joint structure and has a certain engineering application signifigance.

jacket;flanging angle;parameter design;fatigue life

TQ 052

A

1007-6735(2015)01-0071-08

10.13255/j.cnki.jusst.2015.01.013

2013-10-31

蘇文獻(1967-),男,副教授.研究方向:過程設備設計.E-mail:digestsu@163.com