基于ANSYS Workbench的壓力容器長圓形視鏡開孔補強應力分析

晏彥忠

（湖南化工設計院有限公司，長沙 410000）

由于工藝需要和設備檢修等原因，壓力容器殼體上通常需要開設一定數(shù)量的孔以用來焊接接管或凸緣等。開孔削弱了殼體的強度，應進行開孔補強計算，開孔補強通常采用GB/T 150.3—2011 中的等面積補強法，但等面積補強法有很多限制條件，比如在殼體上開橢圓形或長圓形孔時，孔的長軸與短軸之比應不大于2.0[1]。某臺壓力容器筒體上需要開設長軸與短軸之比為6 的長圓形視鏡孔，無法按GB/T 150.3—2011 進行設計計算，對于無法按GB/T 150.3—2011 設計計算的情況，GB/T 150.1—2011 給出了三種設計方法，分別是附錄C 以驗證性爆破試驗確定容器設計壓力、附錄D 對比經驗設計方法和附錄E 局部結構應力分析和評定。本文基于ANSYS Workbench 對長軸與短軸之比為6 的長圓形視鏡開孔補強結構進行局部結構應力分析和評定。

1 結構描述

某臺壓力容器設計壓力2.0 MPa，設計溫度250 ℃，容器內徑500 mm，筒體長度1 500 mm，筒體厚度32 mm，筒體上有一個長軸為600 mm，短軸為100 mm 的長圓形視鏡，視鏡結構見圖1，零件明細見表1。

2 有限元應力分析

圖1 視鏡結構Fig.1 Structure of sightglass

表1 零件明細Table 1 Specification of parts

因凸緣開孔尺寸超出GB/T 150.3—2011 等面積補強法的范圍，無法按常規(guī)設計方法進行計算，需按JB 4732—1995 的要求進行應力分析與評定。JB 4732—1995 彈性應力分析法要求對應力進行分類，將總應力分解為總體薄膜應力Pm、一次局部薄膜應力PL、一次彎曲應力Pb、二次應力Q、峰值應力F[2]，應力評定時需要滿足：Pm≤Sm，PL≤1.5 Sm，PL+ Pb≤1.5 Sm，PL+Pb+Q ≤3 Sm，其中Sm為設計溫度下材料的許用應力。對于需要進行疲勞分析的設備，還需滿足PL+Pb+Q+F ≤Sa，其中Sa為根據(jù)疲勞設計曲線得到的許用應力幅。由于有限元分析軟件無法區(qū)分彎曲應力是一次應力還是二次應力，因此彈性應力分析法無法對PL+Pb≤1.5 Sm這一限制條件進行評定[3]。極限載荷分析法可用于替代彈性應力分析法中一次應力的評定，當滿足極限載荷分析的要求時，可以不進行一次應力的評定，一次應力的限制條件（Pm≤Sm，PL≤1.5 Sm，PL+Pb≤1.5 Sm）自動滿足[4]。所以本文將進行彈性應力分析和極限載荷分析。

3 彈性應力分析

3.1 模型建立

考慮到結構與載荷的對稱性，為了減少計算量，取1/8 結構進行分析，模型的建立在Pro/Engineer 中完成，同時為了劃分全六面體網格，在Pro/Engineer中對模型進行分塊。

3.2 材料設置

設計溫度250 ℃時，S30408 材料的彈性模量Et= 179 000 MPa，對于法蘭有微量永久變形就引起泄漏的場合，取設計溫度下的許用應力Sm= 90 MPa，屈服強度Sy=135 MPa。

3.3 網格劃分

為了提高計算精度，將網格劃分為全六面體網格，網格單元尺寸10 mm，單元數(shù)14 436，節(jié)點數(shù)69 161，網格平均質量0.91，有限元網格模型見圖2。

圖2 有限元網格模型Fig.2 Finite element mesh model

3.4 邊界條件

位移邊界條件：在所有對稱面上施加無摩擦支撐（Frictionless Support）。

載荷邊界條件：

（1）所有承壓表面施加設計壓力2.0 MPa。

（2）筒體端部施加等效軸向拉力7.34 MPa。

（3）墊片長軸600 mm，內側短軸108 mm，外側短軸122 mm，環(huán)面上施加墊片壓緊力11.33 MPa。

（4）螺栓長軸600 mm，內側短軸150 mm，外側短軸190 mm，等效環(huán)面上施加等效螺栓拉力8.15 MPa。

墊片壓緊力和螺栓拉力的計算按HG/T 20582—2011 中非圓形法蘭的設計和計算[5]。位移與載荷邊界條件見圖3。

圖3 位移與載荷邊界條件Fig.3 Boundary condition of displacement and load

3.5 結果評定

彈性應力計算的應力強度云圖見圖4，從應力最大點附近做3 條貫穿壁厚的應力線性化路徑，應力線性化路徑見圖5，應力分類結果見表2，從表2可以看出：PL≤1.5 Sm，PL+Pb+Q ≤3 Sm，滿足JB 4732—1995 應力評定的要求，應力評定合格。

圖4 應力強度云圖Fig.4 Stress intensity nephogram

圖5 應力線性化路徑Fig.5 Stress linearization path

表2 應力分類結果Table 2 Stress classification results

4 極限載荷分析

4.1 材料本構模型

極限載荷分析采用理想彈塑性材料模型，定義屈服強度為135 MPa，切線模量為0，材料本構模型見圖6。

圖6 材料本構模型Fig.6 Material constitutive model

4.2 確定極限載荷

將所有載荷等比例加載2.5 倍，即所有承壓表面施加設計壓力5.0 MPa，筒體端部施加等效軸向拉力18.35 MPa，墊片作用環(huán)面上施加墊片壓緊力28.33 MPa，螺栓等效環(huán)面上施加等效螺栓拉力20.38 MPa，進行極限載荷分析，將最大位移點的載荷- 位移曲線在Origin 軟件中繪制出來，見圖7，采用兩倍彈性斜率法，得到極限載荷Pφ= 4.42 MPa。

4.3 結果評定

圖7 最大位移點的載荷-位移曲線Fig.7 Load-displacement curve of the maximum displacement point

極限載荷Pφ大于設計壓力2.0 MPa 的1.5 倍，滿足JB 4732—1995 的要求，極限載荷分析合格。

5 結束語

對于無法按照GB/T 150.3—2011 進行設計計算的長軸與短軸之比為6 的長圓形開孔結構，按JB 4732—1995 的要求對局部結構進行了應力分析與評定。分析結果表明，由于大尺寸長圓形孔的影響，筒體的厚度比常規(guī)計算的厚度大很多時才能滿足應力評定的要求，這對類似結構的設計計算具有一定的參考作用。