支架螺栓應力分析方法探索

許德強,李治國,朱海舟,王守銀,黃立龍

(蘭州蘭石換熱設備有限責任公司,甘肅 蘭州 730000)

靜設備廣泛分布在石油化工、電力電站、冶金、食品工業(yè)等許多行業(yè),作為這些行業(yè)的核心設備之一,其平穩(wěn)運行也關系著這些行業(yè)是否能夠正常生產(chǎn)。同時,關注這些靜設備在現(xiàn)場的固定方式:通常是通過緊固螺栓與基礎、支架等連接,以保證設備在開車狀態(tài)下的運行平穩(wěn)。如果選擇的緊固螺栓尺寸較小,則在靜設備運行過程中,由于設備本體在運行過程中產(chǎn)生的震動,導致緊固螺栓松動,進而引起設備更大幅度的晃動,嚴重的則會導致設備傾倒,造成人員傷亡、財產(chǎn)損失等嚴重后果。因此,緊固螺栓的選型是否合理,直接關系著靜設備的運行是否能夠正常,對于簡單結構、外形較為規(guī)則設備的緊固螺栓的分析計算,目前市面上存在多款簡易單機軟件可滿足此方面的分析計算或者在相應設備支座標準中已做好了緊固螺栓的選型,設計者只需按標準要求選擇緊固螺栓即可。如壓力容器中儲罐的支座標準NB/T 47065.2—2018《腿式支座》,在相應規(guī)格的支座中已經(jīng)對緊固螺栓規(guī)格做出了具體要求。再如管殼式換熱器的支座標準NB/T 47065.1—2018《鞍式支座》,在具體形式的支座中已經(jīng)對所需的緊固螺栓規(guī)格做出了詳細要求。

如前文所述,設備外形較為規(guī)則且具有一定通用性、系列性的靜設備,其具有相應標準或相應簡易軟件進行緊固螺栓的選型。但是近年來,隨著化工、電力、供暖、食品等行業(yè)工藝路線的不斷迭代升級,對于適用于特殊苛刻工況的定制產(chǎn)品的要求逐漸增多,相應的對于通用設備的需求量下降。適用于特殊苛刻工況的定制設備與通用設備結構相比差異較大,外形顯示出更多的不規(guī)則布局,其本身的結構參數(shù)已無法套用通用設備的形式。同時,除了設備本身與通用設備的結構差異大,布置方式更異于通用設備。綜合這些明顯的差異性,適用于特殊苛刻工況的定制設備且以異于常規(guī)方式布置的不規(guī)則復雜結構設備,簡易單機軟件是無法進行分析計算的,同時也無相應標準進行選型,另外目前基本無此方面的研究著述,這一空白之處也正是本文具體研究的方向。

本文以某項目為例,通過有限元法和解析法模擬計算支架螺栓的強度,以保證設備的運行穩(wěn)定并為不規(guī)則復雜結構設備的緊固螺栓選型提供一種新的思路。此項目中的新型焊接式微通道換熱器(如圖1所示)成套設備由垂直方向上下疊加布置的單體設備、外部管線、支耳及支架等組成。上部和下部的單體設備外形結構不規(guī)則,其均由帶有微通道的一個換熱芯體、一個冷側進口匯集箱、一個冷側出口匯集箱、一個熱側進口匯集箱、一個熱側出口匯集箱、兩個冷側進口接管(即冷側介質(zhì)由兩個冷側進口接管同時進入設備內(nèi)部)、兩個冷側出口接管(即冷側介質(zhì)由兩個冷側出口接管同時排出設備)、兩個熱側進口接管(即熱側介質(zhì)由兩個熱側進口接管同時進入設備內(nèi)部)、兩個熱側出口接管(即熱側介質(zhì)由兩個熱側出口接管同時排出設備)構成。冷側匯集箱裝配在換熱芯體冷側的進出口端頭;熱側匯集箱裝配在換熱芯體熱側的進出口端頭。在冷側匯集箱的進出口分別裝配了冷側進出口接管;在熱側匯集箱的進出口分別裝配了熱側進出口接管。此處的換熱芯體由帶有特殊結構的微型通道的熱側板片和冷側板片交錯疊加構成,在熱側板片和冷側板片接觸的部分進行熱交換,按實際工況需求,對冷側介質(zhì)進行加熱或?qū)醾冉橘|(zhì)進行降溫。外部管線分為熱側進口管線、熱側出口管線、冷側進口管線、冷側出口管線,其主要作用為將外部介質(zhì)輸入到設備內(nèi)部及將通過設備并完成熱交換的介質(zhì)進行輸出。外部管線中的熱側進口管線的前端裝配了過濾設備(將介質(zhì)中的顆粒物進行過濾,保證后端的新型焊接式微通道換熱器能夠正常運行,不至于堵塞),介質(zhì)通過過濾設備后,分為兩條支路分別進入上部和下部的單體設備。介質(zhì)通過上部和下部的單體設備完成熱交換之后,再分別進入外部管線中的熱側出口管線支路(支路共有兩條,與熱側進口的支路結構相同),然后匯總到熱側出口管線中并排出。設備冷側的介質(zhì)也是經(jīng)過同樣結構的外部管線后排出設備。

圖1 管端力和力矩分布圖

此外,垂直方向上下布置的兩件單體設備外側均設置了支耳,支耳上設計了螺栓孔,為長圓孔。 與支耳底部連接的即是支架,支架分為兩層,將上部的單體設備和下部的單體設備別進行支撐。上部的單體設備通過支耳支承在支架上,下部的單體設備也通過支耳支承在支架上。同時,支耳與設備支架均以螺栓連接的方式進行固定。

考慮到本設備的外部管線端受力以及有的管道長度超過4 m,可能產(chǎn)生較大彎矩,因此針對支架上起固定作用的8個螺栓受力情況分別進行分析。各管端承受的力和力矩如圖1所示。為便于區(qū)別各螺栓的受力情況,后續(xù)所有分析中模型的放置方向都與圖1相同。

針對螺栓網(wǎng)格模型進行細化,共得到網(wǎng)格6 458 293個,單元3 802 522個,如圖2所示。

圖2 螺栓網(wǎng)格模型圖

8個螺栓的編號如圖3所示,其中上層分布的螺栓以1開頭編號,下層分布的螺栓以2開頭編號。

圖3 螺栓編號示意圖

首先進行預算,初步估計各螺栓位置上的反力大小。簡化分析模型如圖4所示。在各螺栓孔上施加固定約束,求在管端力和力矩作用下,各螺栓孔上的反力。

圖4 螺栓孔反力計算模型圖

得到的各螺栓孔反力結果,如表1所示。從表中可以看出,最大剪切力產(chǎn)生在2C螺栓孔位置,其數(shù)值達到59.576 kN。

表1 螺栓孔反力計算結果表

表2 材料的相關性質(zhì)

導入螺栓模型后,針對完整結構進行螺栓受力分析。

1 螺栓材料

螺栓的材料一般使用Q235B。

Q235B的屈服值在235 MPa左右(性能等級4.6),并會隨著材質(zhì)的厚度的增加而使其屈服值減小,由于含碳適中,綜合性能較好,強度、塑性和焊接等性能得到較好配合,用途最廣泛。

2 預緊力矩

由于支架上的螺栓連接對預緊力要求不高,現(xiàn)根據(jù)結構以及材料性質(zhì)校核預緊力。

螺栓的直徑為16 mm,材料的屈服強度為235 MPa。

螺栓剪切截面的面積As:

螺栓的預緊力P0:

P0=(0.6～0.7)×σs×As

系數(shù)取小值0.6,因此:

P0=0.6σs×As=0.6×235×201.1 N=29 355.1 N

預緊力矩:

Mt=K×P0×ds×10-3=0.2×28 355.1×16×10-3N·m=90.74 N·m

式中,螺栓一般加工表面,無潤滑,一般K取0.2。

由表查得普通螺栓擰緊力矩范圍是90～110 N·m,如下表3所示。

表3 普通螺栓擰緊力矩

所以,螺栓的預緊力矩符合要求。

3 剪切應力校核

螺桿受剪后的剪切強度條件為:

其中,τQ為螺桿的許用剪切應力;dp為螺桿受剪面直徑;m為受剪面?zhèn)€數(shù)。

許用剪切應力τB:

由下圖5～6所知,最大剪切應力是τmax=56.705 MPa,因此τmax<τB。

圖5 螺栓連接的載荷分布

圖6 螺栓的剪切應力

綜上所述,在剪切應力方面,螺栓符合要求。

4 強度校核

螺栓上的最大等效應分布如圖7所示,分布在2C螺栓上。首先利用第四強度理論(形變改變能密度理論)分析,這一理論假設:形變改變能密度vd是引起材料屈服的因素,也即認為不論處于什么樣的應力狀態(tài)下,只要構件內(nèi)一點處的形狀改變能密度vd達到了材料的極限值vdu,該點處的材料就發(fā)生了塑性屈服。

圖7 螺栓等效應力圖

將σ1=σs,σ2=σ3=0代入上式,求出極限值vdu:

式中泊松比v取0.3,彈性模量E取210 GPa。

按照本理論,屈服判據(jù)可改寫為vdu=vu:

化簡為:

許用應力為:

按照第四強度理論所建立的強度條件為:

式中,σ1,σ2和σ3是構件危險點處的三個主應力。

第四強度理論所建立的強度條件可以再次簡化成:

式中,是根據(jù)強度理論所得到的構件危險點處三個主應力的某些組合。

由下圖7知,σr取最大值99.423 MPa188 MPa,因此綜上所述,螺栓符合強度要求。

5 結論

從整個分析結果看,螺栓受力均未超過需用極限,僅存在受力分配不均的問題,如第1層的1A和1B,還有第2層的2D等螺栓,受力都比較小;而1層的1C和2層的2C螺栓,受力都相對較大。如果考慮螺栓在長圓孔中(支耳中的螺栓孔為長圓孔)滑動,則受力分布會改善。因此,本文所述方法可以解決不規(guī)則復雜結構且疊加布置的靜設備的緊固螺栓分析計算問題。