法蘭螺栓連接結構的ANSYS 疲勞分析

張宸菥，詹宇聲，譚 波

（武漢船用動力機械裝置研究所，湖北武漢 200240）

0 引言

據統計，機械零件破壞的50%～90%為疲勞破壞，特別是隨著機械零件向大型化、復雜化和高溫、高速使用環境的方向發展，隨機因素增加，疲勞破壞更是層出不窮，因此關于疲勞破壞問題的研究得到了極大關注。開展機械產品的疲勞失效分析，研究預防疲勞失效的各種手段和措施，對于正確進行機械零部件的設計、制造，提高機械產品質量，具有十分重要的意義[1]。

依照實際工作條件，按JB 4732—1995《鋼制壓力容器—分析設計標準》、GB 150—2011《固定壓力容器標準》和GB 151—1999《管殼式換熱器標準》[2-4]，通過ANSYS 軟件分析單管程浮頭式換熱器的管板法蘭螺栓連接結構上的應力分布，得到應力集中較大的區域，然后對此區域進行應力和疲勞強度評定，確保常規設計下的法蘭連接結構能夠正常使用，并保證其安全性和可靠性。

1 管板法蘭連接結構ANSYS 應力分析

1.1 管板法蘭連接結構建模

此次分析的管板法蘭有48 個螺栓，由于法蘭接頭是對稱結構，可以利用其對稱性，以整個法蘭結構中的1/48 對稱結構來建立有限元模型。為消除筒體邊緣處軸向應力分布對筒體側法蘭處應力分布的影響，根據圣維南原理，只需要考慮長度L=，即，取整為L=230 mm。

其中，R 是與法蘭相連的筒體半徑，t 是該筒體厚度的一半。

此外，接管為管側放空口，對法蘭連接結構的應力分布無影響，在建模時略去；由于換熱管數量龐大，鑒于有限的硬件計算能力，不予分析管程接管和管板的應力分布，換熱管和管程接管也不進行建模。在有限元分析過程中，管板法蘭連接結構的簡化有限元模型如圖1 所示。

圖1 管板法蘭連接結構有限元網格模型

模型的單元網格劃分采用Solid186（20 節點）實體單元，規則部位用六面體網格劃分，不規則部位采用自由劃分方式，以保證網格質量。采用不同網格數量的單元進行計算，并比較結果，保證結果的收斂性。

管板法蘭連接結構強度校核及疲勞壽命校核的工況見表1。

表1 管板法蘭連接結構強度校核及疲勞壽命校核工況

1.2 管板法蘭連接結構的分析結果

在設計工況下，法蘭連接結構上的應力強度分布云圖如圖2 所示。

2 管板法蘭螺栓連接結構疲勞強度的應力評定

2.1 管板法蘭螺栓連接結構應力評定

進行應力分析后，需要根據最終應力計算結果來進行強度評定，計算結果的評定分為兩個部分：第一部分“應力評定”是對除由（PL+Pb+Q+F）得到的峰值應力強度SV外的各類應力，按標準中的要求進行評定；第二部分主要根據當前構件的各個部位上出現的最大峰值應力強度SV進行疲勞評定，得出管板法蘭連接結構能夠承受多少次壓力波動循環仍然滿足使用要求。螺栓螺母組件及管板法蘭組件的應力評定結果見表2。

注：設計應力強度數據來源：JB 4732—1995。鋼板，Sm=180 MPa，鍛件，Sm=167 MPa，k=1；

圖2 管板法蘭連接結構在設計工況下的應力強度分布

表2 管板法蘭組件在操作工況下的應力評定

2.2 管板法蘭螺栓連接結構疲勞強度評定

圖3 是管板法蘭組件在操作工況下的應力強度分布云圖。

圖3 管板法蘭組件在操作工況下的應力強度分布

材料的S-N 疲勞設計曲線按照JB 4732—1995《鋼制壓力容器-分析設計標準》圖C-1 及表C-1 選取，E=2.07×105MPa。

根據JB 4732—95 表C-1 的數據，該應力幅值低于低周疲勞應力的下限（86.2 MPa），即疲勞循環次數大于1×106。

因此，在操作工況下，管板法蘭組件能夠滿足疲勞壽命的要求。

綜上所述，管板法蘭連接結構在疲勞循環次數大于1×106時，而不發生疲勞失效，滿足疲勞壽命的要求。

3 結論

在設計壓力下，管板法蘭連接結構的靜力強度校核合格，滿足JB 4732—1995 要求。

在管程操作壓力波動下，管板法蘭連接結構的疲勞循環次數大于1×106，滿足JB 4732—1995 對結構疲勞強度的要求。