兩種計(jì)算耳式支座處殼體應(yīng)力方法的分析與比較

秦小燕*

（中石化南京工程有限公司）

耳式支座是立式容器中常用的一種支撐結(jié)構(gòu)形式，廣泛用于石油、化工及制藥等行業(yè)。NB/T 47065.3—2018《容器支座 第3 部分：耳式支座》標(biāo)準(zhǔn)中給出了耳式支座的結(jié)構(gòu)形式、系列參數(shù)尺寸、允許載荷、材料和制造、檢驗(yàn)要求以及選用方法。通常，設(shè)計(jì)人員按照標(biāo)準(zhǔn)選擇耳式支座的型號后，一方面需校核支座本體實(shí)際承受的載荷Q，確保其小于支座允許載荷[Q]，另一方面還應(yīng)校核支座處殼體所受的支座彎矩ML，使ML小于殼體處允許彎矩[ML]。在實(shí)際工程中，耳式支座本體的校核往往都能滿足要求，但支座處殼體允許彎矩經(jīng)常超出標(biāo)準(zhǔn)NB/T 47065.3—2018 附錄B 中規(guī)定的 [ML]范圍，所以無法判斷ML是否符合要求。此時(shí)，常規(guī)校核計(jì)算方法已不能滿足要求，設(shè)計(jì)人員需要通過其他方法來校核。

對支座處殼體許用彎矩的限定主要是為了避免殼體由于局部應(yīng)力過大而引起失效，提出了分別用有限元分析方法和德國壓力容器標(biāo)準(zhǔn) AD 2000-Merkblatt S 3/4 中的方法來校核支座處殼體的應(yīng)力，并對這兩種方法進(jìn)行分析和比較。

1 標(biāo)準(zhǔn)耳式支座的選取

1.1 初步選取耳座型號

某裝置中一臺氣體反應(yīng)器的基本參數(shù)如下：設(shè)計(jì)壓力pc=1.5 MPa，設(shè)計(jì)溫度T=150 ℃，容器內(nèi)徑Di=2 000 mm，筒體長度L=4 000 mm，設(shè)備總高度H0=6 650 mm，保溫厚度為80 mm，筒體的名義厚度δn=16 mm，容器外徑Do=2 192 mm，腐蝕裕量C2=2 mm，筒體的有效厚度δe=16-2-0.3=13.7 mm，筒體材料為Q345R，設(shè)計(jì)溫度下筒體材料的許用應(yīng)力[σ]t=189 MPa。

該設(shè)備的設(shè)計(jì)參數(shù)如下：基本風(fēng)壓q0=400 N/m2，地震設(shè)防烈度為7 度（取α=0.08），設(shè)備總質(zhì)量m0=2.3617×104kg，無偏心載荷Ge=0，支座底板距離地面高度為8 000 mm，水平力作用點(diǎn)至底板的高度h=500 mm，風(fēng)壓高度變化系數(shù)fi=1，重力加速度g選取9.8 m/s2。

選取NB/T 47065.3—2018 表3 中的B7 型支座，支座個(gè)數(shù)n=4，不均勻系數(shù)k=0.83，支座材料為Q235B，支座墊板寬度b3=480 mm，墊板長度l3=600 mm，墊板厚度δ3=14 mm，筋板長度l2=430 mm，兩筋板間的距離b2=270 mm，螺孔中心至底板外緣距離s1=130 mm。

1.2 根據(jù)NB/T 47065.3—2018附錄A計(jì)算Q和ML

因筒體材料在設(shè)計(jì)溫度下的許用應(yīng)力已超出標(biāo)準(zhǔn)NB/T 47065.3—2018 附錄B 的規(guī)定范圍，無法查找到殼體允許彎矩[ML]，因此該設(shè)備不能用ML≤[ML]進(jìn)行校核，現(xiàn)分別采用兩種方法來計(jì)算支座處殼體的應(yīng)力。

2 采用有限元方法分析

2.1 模型選取

為了在耳式支座的底板上施加支反力，往往需要建立耳座的三維模型，但在實(shí)際分析中，耳座本體的強(qiáng)度（即Q值的校核）由耳式支座標(biāo)準(zhǔn)來校核，耳座處殼體受力的情況才是關(guān)注的重點(diǎn)。模型中省去了耳式支座本體的建模，而是通過ANSYS Workbench軟件中遠(yuǎn)程力（Remote Force）功能來模擬耳式支座底板處所受的支反力。根據(jù)筒體及耳式支座的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和載荷特性，在周向上取1/4 結(jié)構(gòu)建立有限元模型。

2.2 單元選擇

采用ANSYS 有限元分析軟件提供的20 節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元SOLID186 進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中單元數(shù)為55 489，節(jié)點(diǎn)數(shù)為209 755，模型網(wǎng)格劃分情況可見圖1。

圖1 模型網(wǎng)格劃分

2.3 邊界條件

約束筒體一端的軸向位移，并在模型對稱面施加對稱約束。 在筒體內(nèi)表面施加內(nèi)壓pc；在耳式支座底板螺栓孔位置處施加單個(gè)耳式支座實(shí)際承受的支反力Q（即遠(yuǎn)程力），支反力的作用面為耳式支座墊板和筒體的貼合面，其大小為71.63 kN；在筒體另一端面施加由內(nèi)壓產(chǎn)生的等效軸向拉應(yīng)力（54.5 MPa）。模型的載荷及約束條件具體如圖2 所示。

圖2 模型載荷及約束條件

2.4 應(yīng)力強(qiáng)度分布

利用有限元法計(jì)算得到的該模型的應(yīng)力強(qiáng)度分布情況如圖3 所示。從圖3 可以看出，結(jié)構(gòu)中的應(yīng)力最大值出現(xiàn)在筒體與耳式支座墊板接觸面下端部，其大小為177.31 MPa。

圖3 模型應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖

2.5 應(yīng)力強(qiáng)度評定

根據(jù)JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》（2005 年確認(rèn)）對該模型進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評定。應(yīng)力線性化路徑的選取原則是：通過分析構(gòu)件應(yīng)力強(qiáng)度最大節(jié)點(diǎn)，并沿壁厚方向的最短方向進(jìn)行設(shè)定。圖4 給出了該模型應(yīng)力強(qiáng)度線性化路徑示意圖。

圖4 應(yīng)力線性化路徑示意

路徑1-1 的評定結(jié)果如下：一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SⅡ=140.8 MPa ＜1.5 [σ]t= 283.5 MPa，強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)規(guī)范要求，評定通過；一次薄膜加一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度SⅢ=177.5 MPa ＜1.5 [σ]t= 283.5 MPa，強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)規(guī)范要求，評定通過。

3 采用德國壓力容器標(biāo)準(zhǔn) AD 2000-Merkblatt S 3/4方法分析

3.1 受力分析

圖5 為帶耳式支座的圓筒形容器示意圖。圓筒主要承受內(nèi)壓pc和Q引起的彎矩ML的作用，內(nèi)壓引起的應(yīng)力為一次總體薄膜應(yīng)力（pm），而彎矩ML在B 點(diǎn)引起雙向（周向和軸向）拉伸薄膜應(yīng)力，且在A點(diǎn)引起雙向壓縮薄膜應(yīng)力，然后在B，A 點(diǎn)產(chǎn)生雙向彎曲應(yīng)力，在B 點(diǎn)的外壁表面為拉伸而內(nèi)壁表面為壓縮，在A 點(diǎn)的外壁表面為壓縮而內(nèi)壁表面為拉伸?，F(xiàn)按德國壓力容器標(biāo)準(zhǔn) AD 2000-Merkblatt S 3/4 中的方法，分別計(jì)算內(nèi)壓和彎矩引起的應(yīng)力，并按JB 4732—1995（2005 年確認(rèn)）標(biāo)準(zhǔn)要求對危險(xiǎn)點(diǎn)處（A、B 兩點(diǎn)）的應(yīng)力狀況進(jìn)行校核。

圖5 帶耳式支座的圓筒形容器

3.2 支座處殼體內(nèi)應(yīng)力的計(jì)算

3.3 應(yīng)力校核

4 結(jié)論

綜上，支座處筒體上B 點(diǎn)的應(yīng)力值比A 點(diǎn)大，B點(diǎn)的一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度SⅡ（由pl算得）=132.2 MPa ＜1.5 [σ]t=283.5 MPa，一次薄膜加一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度SⅢ（由pL+pb算得）=181.4 MPa ＜1.5 [σ]t=283.5 MPa，均符合設(shè)計(jì)規(guī)范JB 4732—1995（2005年確認(rèn)）的限制要求，評定通過。

（1） 兩種方法計(jì)算得到的結(jié)果一致，應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在筒體與耳式支座墊板接觸面下端部，應(yīng)力值的大小也非常接近，兩種方法計(jì)算的結(jié)果偏差約為6%?？梢?，利用有限元法計(jì)算時(shí)將耳式支座簡化的方法是可靠、合理的。

（2） 筆者提出的兩種方法為超出耳座標(biāo)準(zhǔn)范圍或非標(biāo)耳式支座處筒體局部應(yīng)力校核提供了思路，為設(shè)備能安全使用提供了有力的技術(shù)支持。