支架螺栓應(yīng)力分析方法探索

許德強(qiáng),李治國,朱海舟,王守銀,黃立龍

(蘭州蘭石換熱設(shè)備有限責(zé)任公司,甘肅 蘭州 730000)

靜設(shè)備廣泛分布在石油化工、電力電站、冶金、食品工業(yè)等許多行業(yè),作為這些行業(yè)的核心設(shè)備之一,其平穩(wěn)運(yùn)行也關(guān)系著這些行業(yè)是否能夠正常生產(chǎn)。同時(shí),關(guān)注這些靜設(shè)備在現(xiàn)場的固定方式:通常是通過緊固螺栓與基礎(chǔ)、支架等連接,以保證設(shè)備在開車狀態(tài)下的運(yùn)行平穩(wěn)。如果選擇的緊固螺栓尺寸較小,則在靜設(shè)備運(yùn)行過程中,由于設(shè)備本體在運(yùn)行過程中產(chǎn)生的震動(dòng),導(dǎo)致緊固螺栓松動(dòng),進(jìn)而引起設(shè)備更大幅度的晃動(dòng),嚴(yán)重的則會(huì)導(dǎo)致設(shè)備傾倒,造成人員傷亡、財(cái)產(chǎn)損失等嚴(yán)重后果。因此,緊固螺栓的選型是否合理,直接關(guān)系著靜設(shè)備的運(yùn)行是否能夠正常,對于簡單結(jié)構(gòu)、外形較為規(guī)則設(shè)備的緊固螺栓的分析計(jì)算,目前市面上存在多款簡易單機(jī)軟件可滿足此方面的分析計(jì)算或者在相應(yīng)設(shè)備支座標(biāo)準(zhǔn)中已做好了緊固螺栓的選型,設(shè)計(jì)者只需按標(biāo)準(zhǔn)要求選擇緊固螺栓即可。如壓力容器中儲(chǔ)罐的支座標(biāo)準(zhǔn)NB/T 47065.2—2018《腿式支座》,在相應(yīng)規(guī)格的支座中已經(jīng)對緊固螺栓規(guī)格做出了具體要求。再如管殼式換熱器的支座標(biāo)準(zhǔn)NB/T 47065.1—2018《鞍式支座》,在具體形式的支座中已經(jīng)對所需的緊固螺栓規(guī)格做出了詳細(xì)要求。

如前文所述,設(shè)備外形較為規(guī)則且具有一定通用性、系列性的靜設(shè)備,其具有相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)或相應(yīng)簡易軟件進(jìn)行緊固螺栓的選型。但是近年來,隨著化工、電力、供暖、食品等行業(yè)工藝路線的不斷迭代升級(jí),對于適用于特殊苛刻工況的定制產(chǎn)品的要求逐漸增多,相應(yīng)的對于通用設(shè)備的需求量下降。適用于特殊苛刻工況的定制設(shè)備與通用設(shè)備結(jié)構(gòu)相比差異較大,外形顯示出更多的不規(guī)則布局,其本身的結(jié)構(gòu)參數(shù)已無法套用通用設(shè)備的形式。同時(shí),除了設(shè)備本身與通用設(shè)備的結(jié)構(gòu)差異大,布置方式更異于通用設(shè)備。綜合這些明顯的差異性,適用于特殊苛刻工況的定制設(shè)備且以異于常規(guī)方式布置的不規(guī)則復(fù)雜結(jié)構(gòu)設(shè)備,簡易單機(jī)軟件是無法進(jìn)行分析計(jì)算的,同時(shí)也無相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行選型,另外目前基本無此方面的研究著述,這一空白之處也正是本文具體研究的方向。

本文以某項(xiàng)目為例,通過有限元法和解析法模擬計(jì)算支架螺栓的強(qiáng)度,以保證設(shè)備的運(yùn)行穩(wěn)定并為不規(guī)則復(fù)雜結(jié)構(gòu)設(shè)備的緊固螺栓選型提供一種新的思路。此項(xiàng)目中的新型焊接式微通道換熱器(如圖1所示)成套設(shè)備由垂直方向上下疊加布置的單體設(shè)備、外部管線、支耳及支架等組成。上部和下部的單體設(shè)備外形結(jié)構(gòu)不規(guī)則,其均由帶有微通道的一個(gè)換熱芯體、一個(gè)冷側(cè)進(jìn)口匯集箱、一個(gè)冷側(cè)出口匯集箱、一個(gè)熱側(cè)進(jìn)口匯集箱、一個(gè)熱側(cè)出口匯集箱、兩個(gè)冷側(cè)進(jìn)口接管(即冷側(cè)介質(zhì)由兩個(gè)冷側(cè)進(jìn)口接管同時(shí)進(jìn)入設(shè)備內(nèi)部)、兩個(gè)冷側(cè)出口接管(即冷側(cè)介質(zhì)由兩個(gè)冷側(cè)出口接管同時(shí)排出設(shè)備)、兩個(gè)熱側(cè)進(jìn)口接管(即熱側(cè)介質(zhì)由兩個(gè)熱側(cè)進(jìn)口接管同時(shí)進(jìn)入設(shè)備內(nèi)部)、兩個(gè)熱側(cè)出口接管(即熱側(cè)介質(zhì)由兩個(gè)熱側(cè)出口接管同時(shí)排出設(shè)備)構(gòu)成。冷側(cè)匯集箱裝配在換熱芯體冷側(cè)的進(jìn)出口端頭;熱側(cè)匯集箱裝配在換熱芯體熱側(cè)的進(jìn)出口端頭。在冷側(cè)匯集箱的進(jìn)出口分別裝配了冷側(cè)進(jìn)出口接管;在熱側(cè)匯集箱的進(jìn)出口分別裝配了熱側(cè)進(jìn)出口接管。此處的換熱芯體由帶有特殊結(jié)構(gòu)的微型通道的熱側(cè)板片和冷側(cè)板片交錯(cuò)疊加構(gòu)成,在熱側(cè)板片和冷側(cè)板片接觸的部分進(jìn)行熱交換,按實(shí)際工況需求,對冷側(cè)介質(zhì)進(jìn)行加熱或?qū)醾?cè)介質(zhì)進(jìn)行降溫。外部管線分為熱側(cè)進(jìn)口管線、熱側(cè)出口管線、冷側(cè)進(jìn)口管線、冷側(cè)出口管線,其主要作用為將外部介質(zhì)輸入到設(shè)備內(nèi)部及將通過設(shè)備并完成熱交換的介質(zhì)進(jìn)行輸出。外部管線中的熱側(cè)進(jìn)口管線的前端裝配了過濾設(shè)備(將介質(zhì)中的顆粒物進(jìn)行過濾,保證后端的新型焊接式微通道換熱器能夠正常運(yùn)行,不至于堵塞),介質(zhì)通過過濾設(shè)備后,分為兩條支路分別進(jìn)入上部和下部的單體設(shè)備。介質(zhì)通過上部和下部的單體設(shè)備完成熱交換之后,再分別進(jìn)入外部管線中的熱側(cè)出口管線支路(支路共有兩條,與熱側(cè)進(jìn)口的支路結(jié)構(gòu)相同),然后匯總到熱側(cè)出口管線中并排出。設(shè)備冷側(cè)的介質(zhì)也是經(jīng)過同樣結(jié)構(gòu)的外部管線后排出設(shè)備。

圖1 管端力和力矩分布圖

此外,垂直方向上下布置的兩件單體設(shè)備外側(cè)均設(shè)置了支耳,支耳上設(shè)計(jì)了螺栓孔,為長圓孔。 與支耳底部連接的即是支架,支架分為兩層,將上部的單體設(shè)備和下部的單體設(shè)備別進(jìn)行支撐。上部的單體設(shè)備通過支耳支承在支架上,下部的單體設(shè)備也通過支耳支承在支架上。同時(shí),支耳與設(shè)備支架均以螺栓連接的方式進(jìn)行固定。

考慮到本設(shè)備的外部管線端受力以及有的管道長度超過4 m,可能產(chǎn)生較大彎矩,因此針對支架上起固定作用的8個(gè)螺栓受力情況分別進(jìn)行分析。各管端承受的力和力矩如圖1所示。為便于區(qū)別各螺栓的受力情況,后續(xù)所有分析中模型的放置方向都與圖1相同。

針對螺栓網(wǎng)格模型進(jìn)行細(xì)化,共得到網(wǎng)格6 458 293個(gè),單元3 802 522個(gè),如圖2所示。

圖2 螺栓網(wǎng)格模型圖

8個(gè)螺栓的編號(hào)如圖3所示,其中上層分布的螺栓以1開頭編號(hào),下層分布的螺栓以2開頭編號(hào)。

圖3 螺栓編號(hào)示意圖

首先進(jìn)行預(yù)算,初步估計(jì)各螺栓位置上的反力大小。簡化分析模型如圖4所示。在各螺栓孔上施加固定約束,求在管端力和力矩作用下,各螺栓孔上的反力。

圖4 螺栓孔反力計(jì)算模型圖

得到的各螺栓孔反力結(jié)果,如表1所示。從表中可以看出,最大剪切力產(chǎn)生在2C螺栓孔位置,其數(shù)值達(dá)到59.576 kN。

表1 螺栓孔反力計(jì)算結(jié)果表

表2 材料的相關(guān)性質(zhì)

導(dǎo)入螺栓模型后,針對完整結(jié)構(gòu)進(jìn)行螺栓受力分析。

1 螺栓材料

螺栓的材料一般使用Q235B。

Q235B的屈服值在235 MPa左右(性能等級(jí)4.6),并會(huì)隨著材質(zhì)的厚度的增加而使其屈服值減小,由于含碳適中,綜合性能較好,強(qiáng)度、塑性和焊接等性能得到較好配合,用途最廣泛。

2 預(yù)緊力矩

由于支架上的螺栓連接對預(yù)緊力要求不高,現(xiàn)根據(jù)結(jié)構(gòu)以及材料性質(zhì)校核預(yù)緊力。

螺栓的直徑為16 mm,材料的屈服強(qiáng)度為235 MPa。

螺栓剪切截面的面積As:

螺栓的預(yù)緊力P0:

P0=(0.6～0.7)×σs×As

系數(shù)取小值0.6,因此:

P0=0.6σs×As=0.6×235×201.1 N=29 355.1 N

預(yù)緊力矩:

Mt=K×P0×ds×10-3=0.2×28 355.1×16×10-3N·m=90.74 N·m

式中,螺栓一般加工表面,無潤滑,一般K取0.2。

由表查得普通螺栓擰緊力矩范圍是90～110 N·m,如下表3所示。

表3 普通螺栓擰緊力矩

所以,螺栓的預(yù)緊力矩符合要求。

3 剪切應(yīng)力校核

螺桿受剪后的剪切強(qiáng)度條件為:

其中,τQ為螺桿的許用剪切應(yīng)力;dp為螺桿受剪面直徑;m為受剪面?zhèn)€數(shù)。

許用剪切應(yīng)力τB:

由下圖5～6所知,最大剪切應(yīng)力是τmax=56.705 MPa,因此τmax<τB。

圖5 螺栓連接的載荷分布

圖6 螺栓的剪切應(yīng)力

綜上所述,在剪切應(yīng)力方面,螺栓符合要求。

4 強(qiáng)度校核

螺栓上的最大等效應(yīng)分布如圖7所示,分布在2C螺栓上。首先利用第四強(qiáng)度理論(形變改變能密度理論)分析,這一理論假設(shè):形變改變能密度vd是引起材料屈服的因素,也即認(rèn)為不論處于什么樣的應(yīng)力狀態(tài)下,只要構(gòu)件內(nèi)一點(diǎn)處的形狀改變能密度vd達(dá)到了材料的極限值vdu,該點(diǎn)處的材料就發(fā)生了塑性屈服。

圖7 螺栓等效應(yīng)力圖

將σ1=σs,σ2=σ3=0代入上式,求出極限值vdu:

式中泊松比v取0.3,彈性模量E取210 GPa。

按照本理論,屈服判據(jù)可改寫為vdu=vu:

化簡為:

許用應(yīng)力為:

按照第四強(qiáng)度理論所建立的強(qiáng)度條件為:

式中,σ1,σ2和σ3是構(gòu)件危險(xiǎn)點(diǎn)處的三個(gè)主應(yīng)力。

第四強(qiáng)度理論所建立的強(qiáng)度條件可以再次簡化成:

式中,是根據(jù)強(qiáng)度理論所得到的構(gòu)件危險(xiǎn)點(diǎn)處三個(gè)主應(yīng)力的某些組合。

由下圖7知,σr取最大值99.423 MPa188 MPa,因此綜上所述,螺栓符合強(qiáng)度要求。

5 結(jié)論

從整個(gè)分析結(jié)果看,螺栓受力均未超過需用極限,僅存在受力分配不均的問題,如第1層的1A和1B,還有第2層的2D等螺栓,受力都比較小;而1層的1C和2層的2C螺栓,受力都相對較大。如果考慮螺栓在長圓孔中(支耳中的螺栓孔為長圓孔)滑動(dòng),則受力分布會(huì)改善。因此,本文所述方法可以解決不規(guī)則復(fù)雜結(jié)構(gòu)且疊加布置的靜設(shè)備的緊固螺栓分析計(jì)算問題。