壓力容器蒸壓釜的結構力學及疲勞特性分析

楊進,楊在國,薛冬,杜明星

壓力容器蒸壓釜的結構力學及疲勞特性分析

楊進,楊在國,薛冬,杜明星*

江蘇泰康安全環境科技有限公司, 江蘇 泰州 225300

本文以蒸壓釜作為研究對象，采用Proe軟件建立了公稱直徑2000 mm蒸壓釜的三維模型，利用ANSYS Workbench對蒸壓釜進行了靜力學分析，獲得了其應力分布情況，直觀地顯示出其應力集中部位。基于應力分析的結果，利用Fatigue Tool疲勞模塊進行疲勞分析，預測了釜蓋法蘭疲勞壽命的大小，分析了疲勞壽命、安全系數等云圖并獲得蒸壓釜最易發生疲勞損傷的位置，為其進一步優化提供參考。

蒸壓釜; 結構力學; 疲勞特性

蒸壓釜是化工行業用于制作新型輕質墻體材料的壓力容器裝置[1]。從工藝特性的角度分析，蒸壓釜經常間歇操作并承受交變載荷，因為其容積大，故而如果出現爆炸事故就會引發相當嚴重的情況。所以設計人員在設計、制造的過程中一定要考慮周到，嚴謹參照相應標準、規范實施，以求規避所有安全隱患。

蒸壓釜工作時，釜內伴隨著升溫升壓、恒溫恒壓、降溫降壓的過程，蒸壓加氣混凝土管樁只有在一定的溫度和壓力水平上，并保持蒸養一定的時間，才能具備良好的綜合物理性能[2-5]，疲勞破壞是機械零部件或工程結構在受到低于材料強度極限的交變載荷作用下，造成材料破壞的現象[6]。實踐表明，疲勞破壞是釜齒開裂的重要原因之一。因此，在其結構設計時務必要考慮其對材料的影響。

1 蒸壓釜的靜力學分析

1.1 蒸壓釜有限元模型

本文以常州某公司的一臺齒根出現裂紋（圖1）的公稱直徑2000 mm的蒸壓釜為研究對象，通過Proe軟件創建蒸壓釜的3D模型，使用ANSYS Workbench軟件分析其結構的靜力學狀態以及計算其疲勞壽命，得到蒸壓釜應力集中與極易產生疲勞損傷的區域。蒸壓釜結構如圖2所示。

圖1 蒸壓釜釜齒側裂

圖2 蒸壓釜結構簡圖

1. 橢圓形封頭 Ellipsoidal head 2.釜蓋法蘭 Cover flange 3.釜體法蘭 Autoclave flange 4.密封槽 Seal groove 5.圓筒體 Cylinder

蒸壓釜屬于中、低壓齒嚙式快開容器。圓筒體和封頭材料選用Q345R，釜蓋、釜體法蘭材料選用16 MnⅡ，介質為水蒸氣。材料性能與設計參數：內徑2000 mm；焊接接頭系數0.85；腐蝕裕量2 mm；設計壽命8年；設計溫度200 ℃；設計壓力1.8 MPa；工作壓力1.6 MPa。

根據蒸壓釜實體大小，通過Proe軟件創建和優化其3D模型，導入到Workbench中。設定密度為7850 kg/m3，彈性模量為2×105MPa，泊松比為0.3。采用solid185單元類型劃分網格，網格的節點有617054個，單元有154919個，網格的Skewness（偏度值）平均值為0.21，最大值為0.67，網格質量較好。使用154919，263871網格數量進行仿真獲得的模擬結果比較接近，所以選定網格總數154919。建立蒸壓釜的有限元模型如圖3所示。

圖3 蒸壓釜有限元模型

圖4 蒸壓釜載荷示意圖

圖5 蒸壓釜等效應力圖

橢圓形封頭、法蘭內表面、筒體、釜蓋法蘭下端面上密封槽以內的部分，密封槽內表面承受均勻分布的壓力，而廣義軸對稱結構的齒間隙中截面周向與橢圓形封頭頂端徑向均沒有位移。設置筒體下端面軸向位移為零，使得蒸壓釜整體的軸向剛體不發生位移，如圖4所示。

1.2 蒸壓釜靜力學結果分析

蒸壓釜靜力學計算后的蒸壓釜Von Mises應力分布見圖5。最大應力分布在釜蓋法蘭齒牙尖的紅色位置，最大值為629.88 MPa，在齒根與齒側面區域會出現應力集中，最大應力幅值為140.51 MPa。

2 釜蓋法蘭的疲勞壽命計算

工程中大部分零部件和結構的失效都歸結于材料疲勞，造成的破壞與循環加載有關[7]。蒸壓釜釜蓋、釜體法蘭材質是16 MnⅡ鍛件，法蘭齒的側立面一般要先經過火焰切割，然后再進行表面機加工制造成型。從蒸壓釜制造廠的質檢部門了解到，齒側立面人工火焰切割時，常常會出現表面成型不良和機加工余量不足，甚至出現過量切割造成齒寬小于設計等情況，對于此類情況，一般采取補焊的方法維修。然而，無論是切割過量后的補焊還是火焰切割，如果沒有經過退火處理，都會產生淬硬組織，含有較高的殘余應力，這將會成為疲勞裂紋的起始點，在長期的循環載荷作用下，最終將形成裂紋或破壞，甚至導致失效。而王[8]等人對大型蒸壓釜釜體法蘭疲勞分析后得出釜體法蘭只要結構上無急劇突變，選材得當，焊接殘余應力被合理消除，在通常情況下不會發生疲勞破壞。

ANSYS Workbench中的Fatigue Tool疲勞模塊是基于應力—壽命方法專門分析疲勞的工具，綜合權衡載荷條件、疲勞使用系數與平均應力等影響因子，加之結合累積損傷理論對結構或零部件進行疲勞計算[9]。

2.1 16MnⅡ的S-N曲線

查表[10]可以得到材料不同存活率下的壽命均值、標準差。這里我們選取95%存活率的S-N曲線作為法蘭材料壽命計算的依據。

S-N曲線的最小二乘法的擬合方程為：

lg=a+blg(1)

式中為應力值；b為應力水平下對數疲勞壽命標準差；a為應力水平下對數疲勞壽命均值；為循環加載次數。將a=21.0997，b=-6.6287代入上式，而零件的S-N曲線通過式（1）向下平移K所得。即：

lg=a+blg(K) (2)

其中K為疲勞強度降低系數，K可由公式（3）算出：

其中為疲勞缺口系數，-1為光滑試樣對稱循環的疲勞極限，-1=287 MPa，-1K為缺口試樣對稱循環的疲勞極限，-1K=164MPa，查表得表面加工系數=0.88，尺寸影響系數=0.6[11]，算出K=3.14，所以，修正后的S-N曲線（圖6）方程為：

lg=21.0997-6.6287g3.14(5)

圖6 修正16MnⅡS-N曲線

圖7 蒸壓釜疲勞壽命圖

圖8 蒸壓釜安全系數圖

2.2 蒸壓釜的疲勞分析

根據靜力學分析的結果對蒸壓釜實施疲勞分析。承受恒定振幅載荷作用的法蘭在Fatigue Tool中選取zero-based載荷類型，Goodman平均應力修正理論，添加安全系數、壽命等項。

疲勞壽命云圖顯示了釜蓋法蘭承受疲勞作用直到失效的循環次數，從圖4和疲勞壽命等值線（圖7）可以看出，釜蓋法蘭為高應力低循環疲勞破壞零件。釜蓋法蘭在工作過程中受到最大應力幅是140.51 MPa，由圖7可知，蒸壓釜上任意一點在該應力幅值下的循環次數都小于106。

蒸壓釜工作一次的cycle time為8 h，一個cycle加載卸載各一次，假定設計使用壽命8年，設備整年不停機，則載荷循環次數為：=2×8×363×3=17520

查JB4732-1995在140.51 MPa的應力幅值下的許用循環次數的曲線圖。查圖可知，在140.51 MPa下16 MnⅡ材料對應的許用循環次數N>106，所以<N，說明最高應力幅值下的疲勞強度下釜蓋法蘭疲勞強度仍然滿足設計需求。

失效應力與設計應力的比值反應的是材料的安全系數（圖8）。安全系數大于1.6735，不小于1.5，設計安全[12]。安全系數最小區域在釜蓋法蘭齒根與齒尖，與釜蓋法蘭的最大應力位置一致。

3 結論

利用ANSYS Workbench對蒸壓釜進行了靜力學分析，得到了工作時的應力分布圖，進而基于靜力學分析結果，使用疲勞模塊對蒸壓釜展開了疲勞壽命計算研究。從研究蒸壓釜靜力學下的應力云圖，能夠得到蒸壓釜的脆弱點位于法蘭齒根部與牙尖，符合現狀。使用Fatigue Tool疲勞模塊對蒸壓釜的疲勞壽命實施計算，結論顯示蒸壓釜為高應力低循環疲勞破壞零件，安全系數大于1.6735，不小于1.5，證明蒸壓釜結構滿足設計要求。綜合蒸壓釜壽命、安全系數與靜力學分析，得到蒸壓釜安全系數最小易發生疲勞損傷的區域在法蘭齒根、齒根側面和齒尖，設計人員在設計時可以在齒根處增加過渡圓角，使齒的結構更加合理，為其結構的優化設計提供了依據。

[1] 蘇世卿,劉雪東,李柏賢.基于Pro/E與Workbench的超大型蒸壓釜壁厚優化設計[J].機械設計與制造,2015(5):249-252

[2] 李習波,焦楚杰.高溫下混凝土SHPB試驗研究[J].混凝土,2015(5):23-25,33

[3] Nassif AY. Post firing stress-strain bysteresis of concrete subjected to various heating and cooling regimes[J]. Fire and Materials, 2002(26):103-109

[4] Georgali B, Tsakiridis PE. Microstructure of fire-damaged concrete, a case study[J]. Cement and Concrete Composites, 2005,27(2):255-259

[5] 郭德生,張瑞紅,王楠,等.管樁行業能耗特點與節能減排途徑[J].節能,2011(3):13-16

[6] 薛云龍,張振東.電磁風扇離合器的彈片疲勞壽命分析[J].制造業自動化,2012(2上):39-40,101

[7] 王碧石,孫黎,王春秀.風力發電機齒輪箱扭力軸的疲勞分析[J].機械設計與制造,2009(9):155-157

[8] 王樂勤,黃載生,朱國輝,等.大型蒸壓釜法蘭計算與使用壽命分析[J].壓力容器,1990,7(4):41-47

[9] 李彥振,王義亮,楊兆建.掘進機星輪機構的疲勞分析[J].中國農機化學報,2015,36(3):77-80

[10] 機械工程材料性能數據手冊編委會.機械工程材料性能數據手冊[M].北京:國防工業出版社,2003

[11] 趙少汴,王忠保.抗疲勞設計—方法與數據[M].北京:機械工業出版社,1997

[12] 李建國,壽比南.JB4732-95《鋼制壓力容器-分析設計標準》綜述[J].壓力容器,1995,12(4):271-281

The Analysis on Fatigue and Structural Mechanics of the Autoclave

YANG Jin, YANG Zai-guo, XUE Dong, DU Ming-xing*

225300,

Autoclave as the research object, this article uses the Proe software established the 3 d model of autoclave with a nominal diameter of 2000 mm. The statics analysis of autoclave had carried out by using ANSYS Workbench, obtained the stress distribution and intuitively show the stress concentration area. Based on the results of the stress analysis, using the Fatigue Tool, the fatigue life of kettle cover flange was predicted. The most prone to fatigue damage location of autoclave was got after analyzing the cloud of fatigue life and safety coefficient. That provides the reference for the further optimization.

Autoclave; Structural mechanics; fatigue characteristic

TH49

A

1000-2324(2019)05-0825-03

10.3969/j.issn.1000-2324.2019.05.018

2018-09-18

2018-10-26

楊進(1963-),男,本科,高級工程師,主要研究方向為過程裝備結構完整性. E-mail:2469933568@qq.com

Author for correspondence. E-mail:dumx248@163.com