基于壓力容器定期檢驗錯邊的應力疲勞分析*

駱開軍 聶 印 楊 明

(1.國家能源大規(guī)模物理儲能技術(shù)(畢節(jié))研發(fā)中心,2.貴州省特種設(shè)備檢驗檢測院)

基于壓力容器定期檢驗錯邊的應力疲勞分析*

駱開軍1聶 印2楊 明2

(1.國家能源大規(guī)模物理儲能技術(shù)(畢節(jié))研發(fā)中心,2.貴州省特種設(shè)備檢驗檢測院)

建立壓力容器的三維模型，采用有限元法對筒體厚度為10mm儲氣罐進行不同焊接接頭對口錯邊情況下的應力分布以及疲勞分布情況分析。研究表明，焊縫位置的應力值隨著對口錯邊的增加而增大，安全系數(shù)隨著對口錯邊的增加而減小，當焊接接頭對口錯邊為4mm時，焊縫位置的最大應力比焊接接頭對口錯邊為3mm的應力大31MPa。驗證了定期檢驗壓力容器將焊接接頭對口錯邊控制在1/3壁厚范圍內(nèi)的必要性，為壓力容器定期檢驗的安全等級評估提供了依據(jù)。

壓力容器 焊接接頭 對口錯邊 應力分布 疲勞分布

壓力容器作為工業(yè)領(lǐng)域廣泛應用的承壓設(shè)備，廣泛應用于化工、食品、建材、航天、造紙及制藥等行業(yè)[1]。一般情況工作在高壓狀態(tài)下的壓力容器，一旦失效將發(fā)生難以想象的后果，而壓力容器在實際的工作狀況下，受力情況復雜多變，對應的失效形式也多種多樣[2]。因此對壓力容器進行可靠的疲勞設(shè)計、安全校核就顯得非常重要。目前關(guān)于壓力容器主要有兩種設(shè)計方法：傳統(tǒng)設(shè)計和有限元分析設(shè)計。傳統(tǒng)設(shè)計主要是根據(jù)強度設(shè)計準則，通過增加設(shè)計的安全系數(shù)來保證設(shè)備的可靠性，無法準確獲取壓力容器的危險截面或部位，不能獲得工作狀態(tài)下的應力分布情況。有限元應力計算是對壓力容器在理想工作狀態(tài)下的應力分布進行合理的分析，了解壓力容器的應力分布情況，找出危險截面[3,4]。

眾所周知，焊接接頭對口錯邊在壓力容器定期檢驗中經(jīng)常遇見，但是目前國內(nèi)外對錯邊量的研究比較少。王輝等對超過錯邊量范圍的空氣罐進行應力測試分析，根據(jù)錯邊處的應力狀態(tài)和水平、缺陷狀況、材料抗裂性能及錯邊量的大小進行綜合評價[5]。郭建軍研究了壓力容器對接焊接接頭對口錯邊量的控制，對壓力容器在下料、卷制及組裝等過程中如何控制對口錯邊量進行了詳細的論述，提出了行之有效的計算方法與控制措施[6]。

筆者主要針對定期檢驗壓力容器過程中經(jīng)常遇見的焊接接頭對口錯邊進行應力疲勞分析，采用有限元法對壓力容器進行流體場和結(jié)構(gòu)的計算，重點對不同焊接接口錯邊對壓力容器應力疲勞進行分析，明確錯邊參數(shù)對壓力容器的應力分布規(guī)律，為定期檢驗壓力容器的定級提供參考依據(jù)。

1 數(shù)學模型

根據(jù)流體力學原理，在直角坐標系中流體通用控制方程和展開式分別為[7,8]：

div(ρuφ)=div(Γgradφ)+S

(1)

(2)

式中S——廣義源項；

u、v、w——速度在x、y、z方向上的分量，m/s；

ρ——流體密度，kg/m3；

φ——通用變量；

ε——能量耗散率；

Γ——廣義擴展系數(shù)。

第一強度理論即最大主應力理論，認為不管材料處于什么樣的應力狀態(tài)，只要發(fā)生脆性斷裂，都是微單元體內(nèi)的最大拉應力達到了相同的極限，使材料開始破壞，強度條件為：

σ(I)=σ1≤[σ]

(3)

其中σ(I)是按第一強度理論計算的應力，又稱應力強度[9]。筒體中的最大主應力σ1為環(huán)向應力σ，因此有：

(4)

其中，S0為筒體的計算厚度。若考慮焊接等造成強度削弱，引進焊接系數(shù)φ，同時將中間面直徑D換算為筒體的內(nèi)直徑，即D=Di+S0，同時考慮腐蝕量C：

(5)

第四強度理論為能量理論。認為只要材料的變形能量達到一定數(shù)值，材料就進入破壞，其強度條件為：

(6)

2 模型建立

筆者以某化工廠設(shè)計壓力為0.8MPa的空氣儲罐為例進行分析，容器材料Q245R，內(nèi)徑1 200mm，總高2 944mm，出/入口內(nèi)徑80mm，封頭/筒體壁厚10mm，其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示。

圖1 空氣儲罐結(jié)構(gòu)簡圖

壓力容器的壓力梯度主要來源于流體介質(zhì)在容器內(nèi)部的流動，筆者通過分析計算出流體產(chǎn)生的壓力，施加在容器的內(nèi)表面進行靜力學分析，為了得到準確的流體流動情況，設(shè)定以下流體邊界條件：

a.流體在流動時，不考慮時間對求解控制方程的影響，流體仿真分析時，求解的數(shù)學模型采用湍流模型；

b.入口采用速度邊界條件，出口采用壓力邊界，除入口與出口外，其余與固體的接觸面均視為無滑移邊界。

容器結(jié)構(gòu)具有軸對稱性，因此流場分析時考慮采用周向的1/2作為模型的求解域。

3 有限元仿真結(jié)果

筆者的主要目的是分析A類焊縫在不同焊接接頭對口錯邊情況下的應力分布以及對口錯邊對容器強度與壽命的影響。圖2為流體分析的有限元網(wǎng)格模型圖，圖3為壓力容器的壓力分布圖。

圖2 有限元網(wǎng)格模型

圖3 壓力分布云圖

通過利用流體計算出的壓力數(shù)據(jù)導入靜力學分析軟件，求取出壓力容器的應力、位移、安全系數(shù)分布云圖，如圖4～6所示。

圖4 焊接接頭對口無錯邊的應力云圖

圖5 焊接接頭對口無錯邊的位移云圖

圖6 焊接接頭對口無錯邊的安全系數(shù)云圖

根據(jù)圖4～6仿真結(jié)果并結(jié)合材料Q245R的機械性能可知，壓力容器的強度達到要求。從圖6可知，壓力容器的最低安全系數(shù)為1.92，根據(jù)強度理論可知，安全系數(shù)只要達到1.50以上就能滿足壓力容器的強度要求。

根據(jù)壓力容器定期檢驗的規(guī)范TSG 21-2016可知，對口處鋼材實測厚度與對口錯邊量的對比關(guān)系見表1。該壓力容器的壁厚為10mm，則焊接接頭對口錯邊要控制在1/3范圍內(nèi)，因此在定期檢驗該壓力容器時要注意該設(shè)備的對口錯邊應該要在3.3mm范圍內(nèi)，圖7、8表示對口錯邊為3.0mm時的應力、安全系數(shù)云圖，圖9、10表示對口錯邊為4.0mm時的應力、安全系數(shù)云圖。

表1 對口處鋼材實測厚度與對口錯邊量 mm

圖7 對口錯邊為3.0mm的應力分布云圖

圖8 對口錯邊為3.0mm的安全系數(shù)云圖

圖9 對口錯邊為4.0mm的應力分布云圖

圖10 對口錯邊為4.0mm的安全系數(shù)云圖

根據(jù)圖7可知，對口錯邊為3.0mm時，最大應力與對口無錯邊相差不大，并且最大應力的位置也沒出現(xiàn)在焊縫邊緣。根據(jù)圖8可知，最低安全系數(shù)的位置也沒有出現(xiàn)在焊縫邊緣。對比圖7、9可知，當對口錯邊為4.0mm時，最大應力比對口錯邊為3.0mm的應力增加了14MPa左右。

表2是在同一工況下對不同焊接接口對口錯邊進行有限元仿真，提取出焊縫位置的應力、安全系數(shù)和安全等級，由表2可知，對口錯邊超過1/3δ后，焊縫位置的應力雖然在Q245R屈服強度允許范圍內(nèi)，但是焊縫處的使用壽命大幅降低，當壓力容器使用到一定的時間，極易引發(fā)安全事故。

表2 不同對口錯邊焊縫邊緣的最大應力與安全系數(shù)對比

4 結(jié)論

4.1 焊縫位置的應力值隨著對口錯邊的增加而增大，安全系數(shù)隨著對口錯邊的增加而減小。

4.2 根據(jù)檢驗規(guī)范TSG 21-2016并結(jié)合壓力容器焊接接口對口錯邊的分析結(jié)果，為該壓力容器進行定期檢驗提供合理的依據(jù)。

[1] 鄭津洋，蘇文獻，徐平，等．基于整體有限元應力分析的齒嚙式快開壓力容器設(shè)計[J]．壓力容器，2003，20(7)：20～24．

[2] 林國慶，王茂廷．基于ANSYS軟件對壓力容器開孔接管區(qū)的應力與疲勞分析[J]．輕工機械，2011，29(2)：116～119．

[3] 蔡慈平．淺談壓力容器的疲勞分析設(shè)計[J]．化工裝備技術(shù)，2008，29(4)：1～8．

[4] 王磊．壓力容器開孔接管處的應力分類及補強設(shè)計方法的比較[J]．化工機械，2004，31(5)：307～311．

[5] 王輝，楊勇，王旭．空氣儲罐錯邊缺陷的測試與分析[J]．石油和化工設(shè)備，2011，14(4)：23～29．

[6] 郭建軍．壓力容器對接焊接接頭對口錯邊量的控制[J]．壓力容器，2005，22(4)：50～54．

[7] 孔瓏．工程流體力學[M]．北京：中國電力出版社，2014．

[8] 丁樹業(yè)，孫兆瓊，徐殿國，等．3MW雙饋風力發(fā)電機傳熱特性數(shù)值研究[J]．中國電機工程學報，2012，32(3)：137～143．

[9] 張康達，洪起超．壓力容器手冊[M]．北京：勞動人事出版社，1988．

TheStressFatigueAnalysisBasedonPeriodicInspectionofPressureVesselMisalignment

LUO Kai-jun1,NIE Yin2,YANG Ming2

(1.NationalEnergyLargeScalePhysicalEnergyStorageTechnologies(Bijie)R&DCenter;2.GuizhouSpecialEquipmentInspection&TestingInstitute)

A three-dimensional model of pressure vessels was established,including having the finite element method employed to analyze both stress distribution and fatigue distribution of the gas storage tank with 10mm-thick cylinder which has misalignment at welded joints.The researches show that,the stress value of the weld is increased with the increase of the misalignment,and the safety factor decreases with the increased misalignment;when the misalignment value is 4mm,the maximum stress at the weld position is 31MPa larger than that of the 3mm’s.This result proves the necessity of regularly inspecting pressure vessels to limit the welded joint’s misalignment within the 1/3 wall thickness and provides a basis for safety evaluation of the pressure vessels.

pressure vessel,welded joint,misalignment,stress distribution,fatigue distribution

駱開軍(1991-)，工程師，從事壓力容器的檢驗檢測工作。

聯(lián)系人聶印(1986-)，工程師，從事特種設(shè)備的檢驗檢測工作，364016464@qq.com。

TQ051

A

0254-6094(2017)04-0426-05

2016-12-01，

2017-06-22)