氣相反應(yīng)器凸緣結(jié)構(gòu)疲勞分析及結(jié)構(gòu)選優(yōu)

陳孫藝

（茂名重力石化機械制造有限公司，廣東茂名　525024）

設(shè)計計算

氣相反應(yīng)器凸緣結(jié)構(gòu)疲勞分析及結(jié)構(gòu)選優(yōu)

陳孫藝

（茂名重力石化機械制造有限公司，廣東茂名525024）

為了評定聚丙烯氣相反應(yīng)器產(chǎn)品料口的鍛制凸緣法蘭結(jié)構(gòu)強度，對其進(jìn)行兩種循環(huán)工況的疲勞分析，結(jié)果表明：隨著管線推力的增大，最大交變應(yīng)力強度幅從開口軸向方向上內(nèi)表面處轉(zhuǎn)移到開口環(huán)向方向上外表面，凸緣開口內(nèi)側(cè)的流線形主體結(jié)構(gòu)以及減少連接螺柱孔的個數(shù)，都可保留更多有效金屬，緩和結(jié)構(gòu)突變，提高凸緣的靜壓強度而不失去其疲勞強度。疲勞分析與靜力分析之間的雙向協(xié)調(diào)，比單純選用更高強度的材料這一措施，可使結(jié)構(gòu)設(shè)計更優(yōu)化。

疲勞分析；凸緣；氣相反應(yīng)器；設(shè)計優(yōu)化；聚丙烯

0　引言

在GB 150—1998《鋼制壓力容器》［1］第8章和 GB 150.3—2011《壓力容器 第 3部分:設(shè)計》［2］第6章中，關(guān)于開孔補強技術(shù)的等面積補強法只涉及靜力問題，對開孔邊緣的峰值應(yīng)力問題又未加考慮，不適用于疲勞容器的設(shè)計。JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》（2005年確認(rèn)）［3］第10章開孔補強技術(shù)既不考慮疲勞分析，也未考慮外聯(lián)管線對管口的載荷作用。

文獻(xiàn)［4］中對按GB 150—1998常規(guī)方法設(shè)計的聚丙烯氣相反應(yīng)器進(jìn)行了產(chǎn)品出料口和回流口的局部有限元靜態(tài)強度分析，聚丙烯氣相反應(yīng)器的這些開口由于運行中間歇出料而需承受循環(huán)載荷，運行中其內(nèi)部還會產(chǎn)生非連續(xù)作用的激振力［5］。為降低這些開口結(jié)構(gòu)的剛性，同時避免粒狀樹脂物料在管孔堆積，未采用傳統(tǒng)的接管插入角焊結(jié)構(gòu)，而是采用鍛制帶臺階凸緣扁平結(jié)構(gòu)，如圖1所示，料口的內(nèi)側(cè)是一圓錐孔形，多個部位不連續(xù)處有應(yīng)力集中。因此需要對料口凸緣進(jìn)行應(yīng)力分析及疲勞評定。

圖1　A1接口剖面圖

1　分析模型

由于產(chǎn)品料口A1和A2、產(chǎn)品出料回流口A3和A4凸緣管口結(jié)構(gòu)尺寸、載荷分布各分別相同，因此有限元應(yīng)力分析計算模型僅分別針對A1，A3即可。

1.1結(jié)構(gòu)參數(shù)

表1　設(shè)計參數(shù)

反應(yīng)器具體結(jié)構(gòu)尺寸及疲勞分析的有限元模型使用文獻(xiàn)［4］中設(shè)計條件下的靜態(tài)分析有限元模型，設(shè)計參數(shù)見表1。

圖2所示的模型Ⅰ是以設(shè)備中心軸為對稱軸，包含A1凸緣和下段部分筒體（取筒體總長度2000mm），建立回轉(zhuǎn)180°的三維軸對稱的結(jié)構(gòu)力學(xué)模型。

圖2　模型Ⅰ

位移邊界條件:有限元模型中下段筒體縱向截面施加軸對稱面位移約束。在筒體段的底截面上，限定其Y軸向位移為0外，還對該截面上X=0的所有節(jié)點在X方向位移約束為0，在Z=0上的所有節(jié)點在Z方向位移約束為0。

載荷條件:筒體、A1凸緣管口與介質(zhì)接觸的內(nèi)表面承受內(nèi)壓（設(shè)計壓力）:Pc=4.38MPa，A1凸緣邊緣法蘭密封面上加墊片壓緊力和內(nèi)壓的等效壓力，法蘭螺栓預(yù)緊力和管系附加外力載荷按等效原則作用在螺栓中心圓環(huán)截面上，筒體端部橫截面上施加由計算壓力產(chǎn)生的等效軸向拉應(yīng)力Ps。

模型Ⅱ是以設(shè)備中心軸為對稱軸，包含A3凸緣和上段部分筒體（取筒體總長度1700mm），建立回轉(zhuǎn)180°的三維軸對稱的結(jié)構(gòu)力學(xué)模型，其他條件及加載原理與模型Ⅰ相同。

1.2載荷分析

設(shè)備A1，A3凸緣管口的疲勞應(yīng)力分析僅考慮交變載荷的影響，有2種載荷工況。

（1）A1，A3凸緣管口在操作壓力3.41MPa、操作溫度63℃工況下，在設(shè)計壽命期限內(nèi)，由工作載荷Ⅰ～Ⅱ之間管道附加力0～8634 N的交變作用，循環(huán)次數(shù)n1=7358400次的疲勞分析計算。

（2）A1，A3凸緣管口在操作壓力3.41MPa、操作溫度63℃工況下，在設(shè)計壽命期限內(nèi)，由工作載荷Ⅰ～Ⅲ之間管道附加力0～108910 N的交變作用，循環(huán)次數(shù)n2=1000次的疲勞分析計算。

1.3材料特性參數(shù)

反應(yīng)器的設(shè)計制造標(biāo)準(zhǔn)采用GB 150—1998，因此應(yīng)力分析評定的應(yīng)力強度是依據(jù)GB 150— 1998中對應(yīng)材料在設(shè)計溫度下的許用應(yīng)力選取。材料特性參數(shù)見表2。

表2　特性參數(shù)（180℃）

Q345R（正火板材）、16Mn（鍛件）、20MnMo（鍛件）在常溫（20℃）時的彈性模量E=2.06× 105MPa。

1.4應(yīng)力評定說明

根據(jù)文獻(xiàn)［4］中的靜力分析結(jié)果，當(dāng)筒體材料為Q345R、凸緣鍛件為16Mn時，在設(shè)計載荷下設(shè)備凸緣管口的應(yīng)力強度不滿足JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的分析設(shè)計準(zhǔn)則。當(dāng)凸緣鍛件僅改為20MnMo時，凸緣管口結(jié)構(gòu)尺寸不變的條件下，設(shè)計載荷下應(yīng)力強度即可滿足JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的分析設(shè)計準(zhǔn)則。在靜力分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行疲勞分析。

應(yīng)力計算由具有 SAD資格的人員采用ANSYS 10.0版軟件進(jìn)行，應(yīng)力評定方法按照J(rèn)B 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的分析設(shè)計準(zhǔn)則，同時也參照ASMEⅧ-2規(guī)范［8］的分析設(shè)計準(zhǔn)則，應(yīng)力評定的具體部位為各模型的危險截面。評定時以最大應(yīng)力強度幅SⅣ（PL+Pb+Q+F）≤Sa為合格依據(jù)。A3和A1的凸緣管口結(jié)構(gòu)尺寸相同，差別在于前者的筒體壁厚更厚，因此A3凸緣與筒體在壁厚上更接近，兩者更加協(xié)調(diào)，文獻(xiàn)［4］表明其應(yīng)力幅更低，因此只要評定出料口A1凸緣疲勞分析合格即可。

2　疲勞分析設(shè)計

2.1凸緣疲勞強度校核

（1）A1凸緣管口在承受操作壓力3.41MPa、操作溫度63℃、且工作載荷在Ⅰ～Ⅱ之間的管道附加力在0～8634 N范圍變化作用的疲勞分析計算中，A1凸緣載荷步1應(yīng)力分布見圖3。同理，對A1凸緣的載荷步2進(jìn)行應(yīng)力分析，疲勞分析是以應(yīng)力幅值為依據(jù)，因此A1凸緣管口采用工作載荷Ⅰ減去工作載荷Ⅱ得到對應(yīng)的工作載荷Ⅰ～Ⅱ工況的交變應(yīng)力強度幅云圖，見圖4。

圖3　A1凸緣載荷步1應(yīng)力分布

圖4　模型Ⅰ～Ⅱ交變應(yīng)力強度幅

由圖3，4可以看出，A1凸緣管口在Ⅰ～Ⅱ工況下的最大交變應(yīng)力強度幅發(fā)生在A1凸緣管口軸向方向上內(nèi)表面處:SaltⅡ=6.874MPa。

在疲勞分析計算中，考慮的設(shè)計溫度的影響需對求得的SaltⅡ值進(jìn)行修正，修正后的最大交變應(yīng)力強度幅:

碳鋼/低合金鋼應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大于106時，超出JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）圖C-1的設(shè)計疲勞曲線范圍，因JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）的疲勞曲線是等效引用ASMEⅧ-2疲勞曲線，ASMEⅧ-2疲勞曲線采用壽命的安全系數(shù)為20，應(yīng)力的安全系數(shù)為2.0，反應(yīng)器的設(shè)計制造標(biāo)準(zhǔn)采用GB 150—1998，設(shè)計溫度下材料屈服點的安全系數(shù)為不小于1.6，持久強度的安全系數(shù)為不小于1.5。相對而言，疲勞分析的安全系數(shù)相對較高，采用2010年版ASMEⅧ-2表3.F.10的碳鋼、低合金鋼S—N疲勞設(shè)計曲線進(jìn)行校核，符合JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）疲勞分析的基本安全要求。以修正的應(yīng)力強度幅在曲線上查得循環(huán)次數(shù) N1=1011，因為工作循環(huán)次數(shù) n1= 7.358400×106＜＜N1，所以A1凸緣有明顯的安全富余。

（2）同理，對A1凸緣管口在操作壓力3.41MPa、操作溫度63℃工況下，工作載荷在Ⅰ～Ⅲ之間的管道附加力在0～108910 N之間的作用變化的疲勞分析計算中，交變應(yīng)力強度幅云圖見圖5，可以看出，A1凸緣管口在Ⅰ～Ⅲ工況下的最大交變應(yīng)力強度幅發(fā)生在A1凸緣管口環(huán)向方向上外表面:SaltⅢ=88.604MPa。

圖5　模型載荷Ⅰ～Ⅲ交變應(yīng)力強度幅

在疲勞分析計算中，考慮的設(shè)計溫度的影響按下式求得SaltⅢ值進(jìn)行修正，修正后的最大交變應(yīng)力強度幅:

采用JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）圖C-1曲線中σb≤552MPa的曲線，查得對應(yīng)于該應(yīng)力強度幅修正值的循環(huán)次數(shù)約為N2=6.146×105，因為工作循環(huán)次數(shù)n2=1000＜＜N2，所以A1凸緣有明顯的安全富余。

（3）累積損傷使用系數(shù)U。

A1凸緣管口的累積損傷使用系數(shù)U:

凸緣總的疲勞分析評定合格。

2.2凸緣結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（1）靜強度評定結(jié)果分析。根據(jù)前面的分析，當(dāng)筒體材料為Q345R、凸緣鍛件材料為20MnMo時，設(shè)備的凸緣管口在所有載荷下的應(yīng)力強度和疲勞分析都滿足JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的分析設(shè)計準(zhǔn)則；當(dāng)凸緣鍛件為16Mn時，設(shè)備的凸緣管口在設(shè)計載荷下應(yīng)力強度不滿足JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中的分析設(shè)計準(zhǔn)則。

分析表2，20MnMo鍛件的強度較16Mn鍛件的強度高出26.4%，而后者更接近16MnR板材的強度且略低3.3%，選擇16Mn鍛件更有利于提高結(jié)構(gòu)的耐疲勞性能，也便于工程管理，這就包含選優(yōu)設(shè)計的必要性。進(jìn)一步分析，結(jié)構(gòu)的交變應(yīng)力強度幅與材料無關(guān)，在Ⅰ～Ⅱ工況或Ⅰ～Ⅲ工況下，16Mn凸緣鍛件的許用循環(huán)次數(shù)也具有同樣的安全富余，這為選優(yōu)設(shè)計提供了基礎(chǔ)。

強度評定路徑的選擇按照從殼體到凸緣各處局部結(jié)構(gòu)逐次選取位置，在各部位中高應(yīng)力水平處沿厚度最短方向設(shè)定路徑。分析圖3右邊的剖示放大圖，凸緣開口內(nèi)側(cè)上下拐角處是應(yīng)力水平最高的部位，其應(yīng)力強度評定路徑中由于局部薄膜應(yīng)力超出許可強度而未通過的兩條路徑N1，N2均通過該圓錐面，超標(biāo)分別為 16.3%和5.7%，見圖6、表3。

圖6　應(yīng)力強度評定路徑

表3　應(yīng)力強度評定　MPa

（2）載荷非保守化。因該反應(yīng)器圓筒體外徑與內(nèi)徑之比小于1.04，屬于很薄的薄壁結(jié)構(gòu)，操作溫度和設(shè)計溫度不高，前面各模型應(yīng)力計算中不考慮溫度載荷的熱應(yīng)力作用。如果考慮溫度場的作用，反應(yīng)器殼體內(nèi)壁較外壁溫度高，熱載荷的作用結(jié)果是內(nèi)表面受壓應(yīng)力作用、外表面受拉應(yīng)力作用，熱載荷的作用結(jié)果與內(nèi)壓的靜力作用結(jié)果疊加后，將使內(nèi)表面的總體應(yīng)力強度有所降低。

前面各模型應(yīng)力計算中也不考?xì)んw自重的壓應(yīng)力作用，如果考慮該壓應(yīng)力，模型中殼體端部來自內(nèi)壓的等效軸向拉應(yīng)力水平下降，凸緣所承受的應(yīng)力水平也會下降。

（3）凸緣內(nèi)側(cè)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。凸緣內(nèi)側(cè)圓錐角的目的是使進(jìn)出口流態(tài)順暢、反應(yīng)流化床均勻以及無死角、自排凈無殘留、易完全被清洗等，圓錐角大小可根據(jù)物料自鎖角確定。筆者在圖7中采用牌號為PPR-FT03-S的聚丙烯顆粒（粒徑約2～4mm不等）試驗確認(rèn)，圓筒從水平抬起后只傾斜不到4°，其內(nèi)部的顆粒就不斷滑落，而反應(yīng)器實際運行中，在動態(tài)因素作用下顯得該實驗的結(jié)果已偏保守，據(jù)此判斷原設(shè)計的45°圓錐角完全可以向小角度調(diào)整，前提是在優(yōu)化局部圓錐角范圍內(nèi)，使物料在自重作用下可往下流動即可。

圖7　自鎖角靜態(tài)模擬試驗

為提高結(jié)構(gòu)質(zhì)量，宜將凸緣內(nèi)孔內(nèi)側(cè)原來的圓錐口改為圖8所示的流線形喇叭口或半徑為R的流線形圓滑結(jié)構(gòu)，既使靠近殼體內(nèi)壁處圓滑、降低應(yīng)力集中，又可最大程度保留有效金屬，在金屬體積上完全彌補了模型沒有螺栓孔的影響，應(yīng)力強度評定均獲得通過。凸緣高度h可適當(dāng)降低，進(jìn)一步緩和凸緣與殼體之間的結(jié)構(gòu)突變程度，有利于凸緣承受疲勞載荷［9］。

圖8　喇叭口凸緣結(jié)構(gòu)示意

（4）減少凸緣上的螺柱孔，提高結(jié)構(gòu)的完整性。從后面的螺柱連接強度分析可知，其靜強度和疲勞強度都有明顯的富余，可減少螺柱和螺紋孔的數(shù)量，仍能保證結(jié)構(gòu)強度。

（5）保證結(jié)構(gòu)材料實際性能。統(tǒng)計分析常見的16Mn鍛件的實際性能，一般高出標(biāo)準(zhǔn)下限值10%以上，在材料采購時適當(dāng)提出相關(guān)要求很容易得到供應(yīng)商的支持，據(jù)此進(jìn)行計算評定，就能夠滿足應(yīng)力強度要求。經(jīng)調(diào)查，文獻(xiàn)［10］報道了另一同類結(jié)構(gòu)設(shè)計案例，由于介質(zhì)及產(chǎn)品的區(qū)別，其設(shè)計壓力和設(shè)計溫度均低于本案例，外形結(jié)構(gòu)尺寸更大，其法蘭鍛件全部選用了16Mn。

（6）在滿足強度要求的前提下，還可以對凸緣管口結(jié)構(gòu)進(jìn)一步優(yōu)化，凸緣內(nèi)壁下部保留傳統(tǒng)的局部圓錐形圓滑結(jié)構(gòu)，其范圍約30°即可，沒必要整個360°圓周都設(shè)置自鎖角圓錐面。

在不同的案例中，應(yīng)該根據(jù)具體條件在上述措施中進(jìn)行有主有次地選擇和組合，比單純選用更高強度的材料這一措施，顯然使設(shè)計更優(yōu)化。如果反應(yīng)器的直徑和壁厚等結(jié)構(gòu)尺寸、凸緣的開孔直徑、來自管道的循環(huán)推力小一些的話，也許根本就不需要上述優(yōu)化。

3　連接螺柱強度分析

A1，A2，A3，A4接口法蘭的壓力等級已選定，確定螺柱標(biāo)準(zhǔn)為HG/T 20634—2009《鋼制管法蘭用緊固件（Class系列）》［11］、規(guī)格M30×175mm、高強材料35CrMoA。還有，凸緣密封墊片選用纏繞墊，墊片彈性骨架0Cr18Ni9上鋪墊柔性石墨層，這是一種剛性相對降低的浮動密封。凸緣管口上的內(nèi)螺紋屬于壓力容器管轄范圍，承擔(dān)螺母的功能，規(guī)范沒有規(guī)定對螺母內(nèi)螺紋進(jìn)行疲勞分析，而連接螺柱不屬壓力容器管轄范圍，屬于壓力管道管轄范圍，按GB 150—1998設(shè)計的壓力容器可不進(jìn)行螺柱疲勞分析。

一般，螺紋連接副中的螺柱較螺母更容易損傷，尤其是對于螺柱旋入螺孔的種植式連接，文獻(xiàn)［12］中的人孔焊密封系統(tǒng)中就只對螺栓進(jìn)行疲勞分析。為了進(jìn)一步探討與凸緣有關(guān)的優(yōu)化設(shè)計，按JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中C.5的要求，對螺柱進(jìn)行疲勞分析。

3.1螺柱靜強度

（1）螺柱截面積。

查《機械設(shè)計手冊》得，螺栓的螺紋根徑d3=24.793mm，根部橫截面積 A=0.25πd23= 428.8mm2。

（2）螺栓總載荷。

根據(jù)JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）附錄D，纏繞墊片在操作狀態(tài)的壓緊力:

式中DG——纏繞墊片壓緊力作用中心圓直徑，mm，DG=（374.7+339.9）/2= 357.3mm

b——纏繞墊片有效密封寬度，mm，b=N/2 =17.4/2=8.7mm

m——纏繞墊片系數(shù)，取3.0

Pc——計算壓力，MPa，Pc=4.31MPa

故得螺栓在操作狀態(tài)下的載荷:

則20件螺柱中每一件螺柱承受的載荷為27071.9919 N，在管道推力作用下，螺栓載荷有所下降，就以Wp作為螺栓的最大載荷，其拉應(yīng)力:

查GB 150—1998中表4-7得螺柱的許用應(yīng)力［σ］180=197.2MPa，比較知σⅠ＜［σ］180，螺柱滿足靜強度要求，且強度富余212.4%。

3.2螺柱疲勞強度分析

（1）螺栓循環(huán)載荷。

從結(jié)構(gòu)上分析圖1與通常的法蘭副或法蘭盲板蓋三種不同密封系統(tǒng)的螺栓受力，主要區(qū)別在于前者沒有后兩者明顯受到的彎矩，前者主要承受軸向拉應(yīng)力。在工作載荷Ⅰ～Ⅱ時，除工作壓力3.41MPa外，接口還受到管道推力8634 N循環(huán)作用，則20件螺柱中每一件螺柱的循環(huán)載荷為WzⅡ=431.7 N；在工作載荷Ⅰ～Ⅲ時，除工作壓力3.41MPa外，接口還受到管道推力108910 N循環(huán)作用，則20件螺柱中每一件螺柱的循環(huán)載荷為WzⅢ=5445.5 N。

（2）交變應(yīng)力強度幅。

理論應(yīng)力集中系數(shù)僅適用于彈性材料，實際構(gòu)件需用疲勞缺口系數(shù)來表示應(yīng)力集中對疲勞強度的影響程度，疲勞缺口系數(shù)是指相同條件和相同循環(huán)次數(shù)下，光滑試件的疲勞極限與凈截面尺寸及加工方法相同的缺口試件疲勞極限之比。文獻(xiàn)［13］借助ANSYS有限元軟件，在重點定量探討螺栓直徑、螺紋升角、螺紋牙根圓角半徑及螺栓球四個主要影響因素的基礎(chǔ)上，建立了適用于各種規(guī)格高強度螺栓疲勞缺口系數(shù)的通用計算公式，數(shù)值區(qū)間為 4.35～4.89。JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）則要求螺紋的疲勞強度減弱系數(shù)不小于4.0，實際取值可以略大一些。疲勞強度減弱系數(shù)由缺口試件和無缺口試件的試驗確定，其值為在同一循環(huán)次數(shù)下破壞時的無缺口試件應(yīng)力與缺口試件應(yīng)力之比。因此疲勞強度減弱系數(shù)與疲勞缺口系數(shù)本質(zhì)上等同，這里考慮文獻(xiàn)［13］的結(jié)果以及螺栓靜強度富余較大的實際情況，保守地取其疲勞減弱系數(shù)4.5，則在工作載荷Ⅰ時螺栓的應(yīng)力強度:

在工作載荷Ⅱ時螺栓的應(yīng)力強度:

在工作載荷Ⅰ～Ⅱ時螺栓應(yīng)力循環(huán)中應(yīng)力強度的最大波動范圍:

該交變應(yīng)力強度幅:同理，計算得在工作載荷Ⅰ～Ⅲ時的交變應(yīng)力強度幅:

（3）評定依據(jù)。

查GB 150—1998中表4-7得螺柱用鋼的標(biāo)準(zhǔn)最小抗拉強度σb=805MPa，又查JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中表6-6，得Sm=238MPa，螺柱承受軸向單向拉伸且其最大應(yīng)力值σⅠ= 63.13MPa＜2.0Sm，因此可采用JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中C-4曲線進(jìn)行評定。

雖然JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中沒有在N≥106下對應(yīng)的疲勞設(shè)計曲線，2010年版ASMEⅧ-2的設(shè)計疲勞曲線表3.F.10相關(guān)的循環(huán)次數(shù)也只到106，如果按ASMEⅧ-2式（3.F.1）計算許可循環(huán)次數(shù)，因交變應(yīng)力強度幅不在ASMEⅧ-2表3.F.9的應(yīng)力幅（93MPa≤Sa≤7929MPa或37MPa≤Sa≤7929MPa）的范圍，也無法從公式求解。因此，還是回歸到JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）中C-4曲線進(jìn)行評定。

（4）許用循環(huán)系數(shù)。

因C-4曲線的交變應(yīng)力強度幅起點值是10MPa，工作載荷Ⅰ～Ⅱ時的交變應(yīng)力強度幅只有2.25MPa，遠(yuǎn)低于曲線的起點值，結(jié)合C-4曲線端點的切線延伸線判定其許用循環(huán)系數(shù)N1＞1011，因N1＞n1（7.3584×106），所以該工況的疲勞分析評定通過。

工作載荷Ⅰ～Ⅱ時的交變應(yīng)力強度幅28.57MPa，據(jù)圖C-4查得許用循環(huán)系數(shù)N2＞106次，因n2=1000＜N2，所以該工況的疲勞分析評定通過。

螺柱的累積損傷使用系數(shù):

因此，螺柱總的疲勞分析評定合格，且強度富余較大。

4　關(guān)于焊縫強度的處理

目前，要模擬該凸緣與殼體對接馬鞍形三維焊接接頭的焊接過程及最終的強度分布尚存在技術(shù)困難和精度問題［14］，如果以單一的強度值模擬焊接接頭從鍛件母材，經(jīng)過鍛件側(cè)熱影響區(qū)和焊縫，再到板材側(cè)熱影響區(qū)，最后到板材母材的一系列分散變化的強度差異，由此計算的結(jié)果沒有多大工程意義。根據(jù)圖2，在焊接接頭處，應(yīng)力強度已普遍下降到117.4MPa，根據(jù)圖4和圖5，焊接接頭處的交變應(yīng)力強度幅也處于較窄的范圍。文獻(xiàn)［15］表明，除了峰值應(yīng)力以外，焊接形式和焊縫質(zhì)量對開口接管連接結(jié)構(gòu)的疲勞壽命有顯著影響，該凸緣與殼體采用嵌入結(jié)構(gòu)對接焊接連接，凸緣采用整體補強，不設(shè)補強圈。

為了適應(yīng)凸緣的循環(huán)載荷，還是應(yīng)從產(chǎn)品結(jié)構(gòu)制造技術(shù)條件上保證焊接接頭的質(zhì)量。包括:

（1）采取內(nèi)外側(cè)對稱的雙面窄間隙對接焊連接，焊縫強度不超過兩側(cè)母材實際強度較低一側(cè)強度值的110%；

（2）去除內(nèi)外兩側(cè)的焊縫余高；

（3）焊縫經(jīng)無損檢測合格后，需對凸緣上的螺紋和密封面進(jìn)行有效保護(hù)才對該焊縫進(jìn)行熱處理，以免高溫氧化損傷，熱處理后對螺紋再次進(jìn)行攻絲檢查；

（4）要求螺柱必須是滾制螺紋而不能是車制螺紋，毛坯和成品均應(yīng)進(jìn)行PT或MT檢測；

（5）安裝時使用可控力矩工具上緊螺柱，提高各螺柱之間的受力均衡性。

圖9示出該設(shè)備出廠時的狀況。

圖9　氣相反應(yīng)器出廠圖片

5　結(jié)論

（1）凸緣在工作載荷Ⅰ～Ⅱ之間的最大交變應(yīng)力強度幅發(fā)生在開口軸向方向上內(nèi)表面處，隨著管線推力的增大，工作載荷Ⅰ～Ⅲ之間的最大交變應(yīng)力強度幅發(fā)生在開口環(huán)向方向上外表面，兩種工況下凸緣的疲勞強度都有明顯的安全富余。

（2）凸緣內(nèi)孔內(nèi)側(cè)改善為流線形圓滑結(jié)構(gòu)，使開口靠近殼體內(nèi)壁處圓滑，以及減少連接螺柱孔的個數(shù)，都可減少對有效金屬的削弱，緩和結(jié)構(gòu)突變，提高凸緣承受靜內(nèi)壓的強度，再相應(yīng)提出凸緣與殼體之間采取內(nèi)外側(cè)對稱的雙面窄間隙對接焊連接，以及其他有利于抵抗疲勞的制造技術(shù)條件和產(chǎn)品質(zhì)量指標(biāo)，而不失去其疲勞強度。凸緣內(nèi)壁下部保留傳統(tǒng)的局部圓錐形，而不失原來的結(jié)構(gòu)功能。

（3）結(jié)構(gòu)在循環(huán)工況運行的疲勞分析應(yīng)在靜力分析合格的基礎(chǔ)上進(jìn)行，但是這不排除根據(jù)疲勞分析的結(jié)果反過來對靜力分析進(jìn)一步調(diào)整，協(xié)調(diào)兩者的強度富余，最終取得更優(yōu)的設(shè)計。

［1］GB 150—1998，鋼制壓力容器［S］.

［2］GB 150.3—2011，壓力容器第3部分:設(shè)計［S］.

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［7］JB 4726—2000，壓力容器用碳素鋼和低合金鋼鍛件［S］.

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［14］陳孫藝.壓力容器有限元分析建模中值得關(guān)注的幾個工程因素［J］.壓力容器，2015，32（5）:50-57.

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Fatigue Analysis and Structure Optim ize of M ale Flange for Gaseous Phase Reactor

CHEN Sun-yi
（The Challenge Petrochemical Machinery Corporation of Maoming，Maoming 525024，China）

In order to assess the structure strength ofmaterial of forgingmale flange of gas phase reactor in polypropylene unit，fatigue analysis were conducted under two cycling operation conditions.The results show that themaximum alternating stress strength of the flange ismoving from inner surface to external surface，and changing from axial to circumferential as the piping force increasing.Both the streamline main structure inside of the flange and the reduced bolt holes，not onlymaintain more availability ofmetal and its fatigue strength，but also alleviate the structure break and improve its static pressure strength to avoid its fatigue strength losing.A much optimizer structure design can be obtain by application the balance between fatigue analysis and statics analysis compared by application of higher strength steel.

fatigue analysis；male flange；gas phase reactor；design optimize；polypropylene

TH122；TG405；TB301.1

A

1001-4837（2015）11-0012-08

10.3969/j.issn.1001-4837.2015.11.003

2015-10-08

2015-11-09

陳孫藝（1965-），男，教授級高級工程師，主要從事煉油化工設(shè)備設(shè)計開發(fā)、制造工藝、失效分析及技術(shù)管理工作，通信地址:525024廣東省茂名市環(huán)市西路91號茂名重力石化機械制造有限公司，E-mail:sunyi_chen@sohu.com。