卡箍式快開對接法蘭結構分析

史戰(zhàn)新，甘 霖

(武漢第二船舶設計研究所，湖北 武漢 430064)

0 引言

開快密封結構是壓力容器的重要組成部分，一般分為卡箍式、齒嚙式和剖分環(huán)式。卡箍結構是較常用的一種，廣泛用于過濾器、機械對接結構、液壓或化工管道連接。在 GB150［1］、ASME 第Ⅷ卷［2］都有相關的規(guī)范設計準則，然而規(guī)范設計大多依據經驗公式，對環(huán)狀法蘭簡化成懸臂板梁結構進行強度校核，受力分析也僅僅從力的平衡角度處理邊界條件，缺少對應力集中及接觸擠壓區(qū)域的接觸應力計算，也沒有考慮交變載荷產生的疲勞問題。本文以內壓容器卡箍密封對接結構為例，進行有限元應力分析，從接觸、應力集中、疲勞失效方面按照彈塑性設計準則進行強度及疲勞校核，為此類結構的設計及強度分析提出建議。

1 卡箍式快開對接法蘭結構

內壓容器卡箍式對接法蘭結構由下法蘭、上法蘭、卡箍O型密封圈和鎖緊機構等4部分組成。上下法蘭內徑700 mm，設計壓力3 MPa，設計溫度－18°～+55°，法蘭及卡箍均為16 Mn鍛件，許用應力為 ［σt］=150 MPa，結構簡圖如圖1所示。

2 中外規(guī)范計算比較

2.1 按照GB150－1998附錄G7進行校核

O型密封圈邵氏硬度為60(對應楊氏模數E為3.5 MPa)，有效密封直徑740 mm，密封圈橫截面直徑10 mm，壓力系數0.25，可求出內壓引起的軸向力F=1289598 N，預緊狀態(tài)下密封圈的軸向力Fa=20057 N。

圖1 卡箍式快開對接法蘭結構Fig.1 The clamp connections of quick opening set

2.1.1 卡箍校驗

由圖1中給出的卡箍尺寸，對a-a截面和b-b截面的當量應力進行強度校核。

校驗合格。

2.1.2 內壓容器下法蘭校驗

由圖1中給出的法蘭尺寸，對a-a截面和b-b截面的當量應力進行強度校核。

下法蘭a-a環(huán)向橫截面當量應力σ0a大于許用應力，不合格。

2.2 按照ASME第Ⅷ卷第一冊強制性附錄24校核

由于在裝配狀態(tài)下沒有內壓，只有卡箍壓緊后對法蘭凸緣的力，此種情況比較安全，因此只需計算操作狀態(tài)。

2.2.1 高頸應力計算

校驗合格。

2.2.2 卡箍應力計算

校驗合格。

2.3 GB150與ASME規(guī)范校驗比較分析

根據GB150的校核，內壓容器法蘭不滿足要求，但是由于GB150基于彈性失效準則認為結構中某最大應力點一旦進入塑性，結構就喪失了純彈性狀態(tài)即為失效，校核標準偏于保守，而且在內壓容器法蘭端部強度計算中分別將法蘭端部沿圓周方向展開取出單位長度簡化為一懸臂梁進行計算，計算模型過于簡化，與法蘭端部的實際受力情況有較大的出入，計算結果較有限元分析中的薄膜加彎曲應力分析結果偏大，見下文第5.2節(jié)。它忽略了內壓作用下法蘭端部的膨脹效應及附加力矩，也沒有考慮形狀不連續(xù)造成的應力集中問題，對于卡箍的接觸反力簡單處理為作用于凸緣接觸面的中心。

ASME與GB150同樣將板看成懸臂梁模型，區(qū)別在于將不同外力及力矩進行具體細化分析，考慮了不同內壓作用力及卡箍接觸面作用力，S1和S3分別對應GB150的，計算結果比較接近，而強度校準準則就采用了彈塑性準則，允許局部屈服，法蘭結構滿足使用要求。

3 有限元分析

3.1 有限元分析模型

根據結構的對稱性，可選取1/4模型建立實體模型，在法蘭端部與內壓容器筒體連接處由于厚度不連續(xù)，會產生邊緣附加應力，根據圣維南理論，當離開不連續(xù)體的距離大于2.5時，邊緣附加應力的影響可以忽略不計，因此截取220 mm的筒體長度計入計算模型。

3.2 建模及網絡劃分

3.2.1 整體模型

實體模型采用 solid95單元，接觸單元采用contact170和target174，先建立下法蘭、上法蘭及卡箍的截面，再對截面劃分映射網格，利用旋轉操作生成體和六面體網格。模型設置3個接觸對，上法蘭凸緣與卡箍內表面，下法蘭凸緣與卡箍內表面，上法蘭下端面與下法蘭上端面。卡箍接觸面定為目標面，上法蘭凸緣和下法蘭凸緣接觸面定為接觸面，上法蘭下端面定為目標面，下法蘭上端面定為接觸面，模型如圖2所示。

圖2 卡箍式快開結構有限元模型Fig.2 The FEM of the clamp connections

3.2.2 邊界條件及載荷施加

工況1:上法蘭連接重物7.8 t，下法蘭與上法蘭連接后額定工作壓力為3 MPa，有效密封面直徑740 mm，連接后受內壓作用對上法蘭上端面產生的提升拉力為12.415 MPa。

下法蘭、上法蘭及卡箍的側截面約束周向位移，下法蘭下端面固定約束，上法蘭上端面約束徑向和周向位移。下法蘭內表面、上法蘭內表面，及下法蘭上端面、上法蘭下端面的有效密封直徑內的內表面施加3 MPa的內壓，上法蘭上端面施加12.41 MPa的提升拉力，法向接觸剛度因子取為1(大變形實體單元一般取1)［3］，摩擦系數取為0.15。

工況2:下法蘭、上法蘭及卡箍的側截面約束周向位移，下法蘭下端面固定約束，上法蘭上端面約束徑向和周向位移。下法蘭承受重物7.8 t產生的均壓為0.74 MPa，如圖3和圖4所示。

3.3 求解運算及結果

采用PCG運算器，打開線性搜索，按第四強度理論的接觸分析結果如圖5～圖12所示。

由圖5～圖12可知，卡箍上下接觸面受力并不對稱，原因為上下法蘭及卡箍剛度不一致，變形不協(xié)調，造成卡箍上下接觸面積不同，而且隨著內壓增加，接觸面在縮小，造成應力集中，這種加載時接觸面積小于未加載時接觸面積的情況稱為退縮接觸，屬于非Hertz接觸。從圖中可以看出，下法蘭變形遠小于上法蘭，卡箍上下接觸面不對稱且相差較大，應力集中嚴重，設計不能充分發(fā)揮結構的承載能力。

4 強度校核

4.1 路徑定義

由于工況1應力強度比較大，在最大應力強度點及其他危險部位作路徑分析校核強度。選擇路徑方向的一般原則是選取截面上裂紋擴展路徑最短、導致破裂最危險的方向。因此在結構不連續(xù)區(qū)定義路徑，共計9條，進行應力分類校核，如圖13所示。

4.2 對路徑線性化處理

將當量應力強度映射到各路徑上，Ansys按指定的路徑列表給出應力分類有Membrane，Bending，Membrane Plus Bending，Peak及Total，如圖14～圖22所示。

4.3 應力強度評定

主要應力強度和次要應力強度組合評定如表1所示［4］，對于16 Mn 鍛件，Sm=150 MPa

表1 工況1應力強度評定Tab.1 The mises stress assess in condition one

根據上述計算，卡箍式快開結構滿足強度要求，而且強度儲備很大，應結合結構密封剛度要求對結構尺寸進行優(yōu)化。

5 下法蘭凸緣局部應力分析

5.1 下法蘭應力集中系數

根據船體結構疲勞強度指南的應力集中系數定義，采用在同一工況下同一位置粗細網格的計算對比，來獲得此結構的應力集中系數。取1/4模型，下法蘭下端面約束軸向位移，側面進行對稱約束，在內表面及上端面有效密封范圍內施加3 MPa的內壓，根據工況1受力等效在下法蘭凸緣處施加27.56 MPa的均勻壓力。根據主應力計算應力集中系數為1.526。如圖23～圖25所示。

5.2 有限元與規(guī)范計算比較

表2 工況1細網格模型結算結果與規(guī)范計算比較Tab.2 The stress comparison between fine mesh model and rule in condition one

6 下法蘭疲勞校核

6.1 應力幅確定

根據JB4，732及 ASME要求［5］，應力循環(huán)總數超過1000次就要進行疲勞校核。本卡箍式快開結構使用壽命為30年，循環(huán)使用次數約4800次，每次使用過程中先后經過下法蘭與上法蘭對中鎖緊、下法蘭與上法蘭對接密封受壓等2個工況狀態(tài)。

按照ASME標準，材料疲勞曲線是由光滑試桿進行對稱循環(huán)彎曲試驗經平均應力、安全系數修正得到的，應力范圍取包括1次、2次和峰值應力在內的當量總應力范圍。

由于下法蘭為非焊接件，不用考慮焊縫疲勞強度減弱系數，將工況1單元應力分量減去工況2應力分量，求得當量Mises等效應力范圍即2 Sa最大的節(jié)點為164 MPa，考慮到應力集中，將此乘以1.526得250 MPa，此值小于當量總應力范圍極限值3 Sm(450 MPa)，故不用考慮疲勞強度損失系數。因此下法蘭的應力幅Sa=125 MPa。

6.2 疲勞壽命

根據ASMEⅧ－22010版ANNEX3.F DESIGN FATIGUE CURVES，σuts≤552 MPa的低合金鋼規(guī)定，采用3.F.1表格參數計算，此疲勞曲線已包括了平均應力的影響。采用Matkab編程畫出此曲線，如圖26所示。

根據有限元的計算應力幅Sa=125 MPa，得出壽命為1.5682×105＞4800，因此下法蘭滿足使用要求。

圖26 16 Mn S-N疲勞曲線Fig.26 The S-N fatigue curve of 16 Mn

7 結語

本文針對GB150-98、JB4732以及ASME規(guī)范中對筒體端部、卡箍、螺栓載荷相關規(guī)定進行校核計算，指出了規(guī)范計算的保守性，并利用有限元進行接觸應力分析，揭示出上下法蘭變形不協(xié)調導致退縮接觸，結構應力集中嚴重，卡箍不能完全發(fā)揮承載能力。在此基礎上計算下法蘭局部應力集中系數獲得真實應力幅，結合S-N曲線進行疲勞分析，得出下法蘭疲勞壽命滿足使用要求。本文所述結構雖滿足強度及疲勞壽命要求，但是接觸分析所得應力分布規(guī)律揭示出卡箍式快開對接法蘭結構設計時應協(xié)調剛度、強度、疲勞儲備等三方面因素，以充分發(fā)揮材料及結構承載能力，實現(xiàn)減輕重量，節(jié)約成本的目的。

［1］GB150－98，鋼制壓力容器［S］.

［2］ASMEⅧ－1，鍋爐及壓力容器規(guī)范-容器建造規(guī)則［S］.

［3］高耀東.ANSYS機械工程應用精華30例［M］.北京:電子工業(yè)出版社，2010.175 －190.GAO Yao-dong.The thirty essence examples of mechanical engineering application［M］.Beijing:Publishing House of Electronics Industry，2010.175 －190.

［4］JB4732－95，鋼制壓力容器分析設計標準［S］.

［5］ASMEⅧ-2，鍋爐及壓力容器規(guī)范－壓力容器建造另一規(guī)則［S］.

［6］范萬春，王永衛(wèi).卡箍式快開蓋結構應力分析［J］.石油化工設備，2008，37(1):30 －34.FAN Wan-chun，WANG Yong-wei.Stress analysis of quickopening clamp structure［J］.Petro-Chemical Equipment，2008，37(1):30 －34.