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20世紀(jì)60年代以前，壓力容器的設(shè)計(jì)是以靜載荷為基礎(chǔ)的設(shè)計(jì)，即認(rèn)為容器中所承受的載荷不隨時(shí)間發(fā)生變化。但實(shí)際上，容器在交變載荷作用下運(yùn)轉(zhuǎn)的情況時(shí)有發(fā)生，例如：頻繁的間歇操作(開車和停車)、或操作過程中較大的壓力波動(dòng)、周期性的溫度變化、流體通過設(shè)備時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)等。近年來，隨著石油化工和各類工業(yè)的迅速發(fā)展，壓力容器承受循環(huán)載荷的情況日益增多。特別是生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴(kuò)大，使低合金高強(qiáng)度鋼的應(yīng)用也更為廣泛；設(shè)計(jì)方法的改進(jìn)，設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)中安全系數(shù)的取值也在不斷下降，這些因素的組合造成了壓力容器發(fā)生疲勞失效事故的頻率在增加。根據(jù)20世紀(jì)70年代國外的有關(guān)統(tǒng)計(jì)，壓力容器與管道的失效事故中疲勞失效約占30%左右[1]。

部件在長時(shí)間承受交變載荷后，雖然應(yīng)力值遠(yuǎn)低于材料的強(qiáng)度極限，但是會(huì)突然發(fā)生破壞。在交變載荷作用下壓力容器受壓部件中的焊接接頭附近、結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位以及開孔接管等區(qū)域常常會(huì)產(chǎn)生很高的局部峰值應(yīng)力。由于這些局部峰值應(yīng)力的反復(fù)作用，會(huì)使材料晶粒間發(fā)生滑移和錯(cuò)位，逐步形成微裂紋。隨著載荷的不斷循環(huán)，微裂紋不斷擴(kuò)展，進(jìn)而形成宏觀疲勞裂紋貫穿整個(gè)壁厚，最終導(dǎo)致容器發(fā)生疲勞斷裂。

容器一旦發(fā)生疲勞失效，帶來的后果往往是災(zāi)難性的。為了解決工程上遇到的容器疲勞設(shè)計(jì)問題，我國于1995年頒布了《鋼制壓力容器-分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》JB 4732-1995[2]。標(biāo)準(zhǔn)中提出的分析設(shè)計(jì)法從設(shè)計(jì)思想上，放棄了傳統(tǒng)的彈性失效準(zhǔn)則，采用以極限載荷、安定載荷和疲勞壽命為界限的塑性失效和彈塑性失效準(zhǔn)則，允許結(jié)構(gòu)出現(xiàn)可控的局部塑性區(qū)，允許對峰值應(yīng)力部位做有限壽命設(shè)計(jì)。該方法合理地放松了對結(jié)構(gòu)應(yīng)力的過嚴(yán)限制，適當(dāng)?shù)靥岣吡嗽S用應(yīng)力，但又嚴(yán)格地保證了結(jié)構(gòu)的安全性。壓力容器疲勞分析設(shè)計(jì)的目的就是要保證容器在設(shè)計(jì)壽命使用期內(nèi)不發(fā)生疲勞失效，疲勞分析是以應(yīng)力分析為基礎(chǔ)，在結(jié)構(gòu)滿足一次應(yīng)力和二次應(yīng)力限制條件的前提下，利用設(shè)計(jì)疲勞曲線，評價(jià)結(jié)構(gòu)承受疲勞載荷的能力。有限元法能夠準(zhǔn)確地模擬結(jié)構(gòu)的真實(shí)承載情況，在壓力容器疲勞分析設(shè)計(jì)中得到了廣泛應(yīng)用。本文基于大型有限元計(jì)算軟件ANSYS，以某裝置中的爐渣輸送罐為例，闡述壓力容器疲勞設(shè)計(jì)的主要步驟、注意事項(xiàng)，給出提高壓力容器疲勞壽命的若干措施，并提出疲勞設(shè)備在制造、檢驗(yàn)方面的特殊要求。

1 載荷分析

載荷分析的目的是分析設(shè)備承受的實(shí)際外載情況，確定合理的邊界約束條件。

1.1 設(shè)計(jì)條件

某裝置中的爐渣輸送罐，主要作用是將系統(tǒng)中燃盡的灰渣冷卻、粉碎處理后排出，它是連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的疲勞設(shè)備，每一個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)周期包括卸壓-清洗-排渣-充壓-集渣等過程。爐渣輸送罐的基本結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 爐渣輸送罐結(jié)構(gòu)示意圖

設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)見表1，主要承壓材料在設(shè)計(jì)溫度和操作溫度下的力學(xué)性能見表2和表3。

表1 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)

表2 材料在計(jì)算溫度260℃下的力學(xué)性能

表3 材料在工作溫度110℃下的力學(xué)性能

1.2 計(jì)算條件

(1)靜強(qiáng)度計(jì)算條件：計(jì)算溫度260 ℃，計(jì)算壓力4.7 MPa。工藝管口的管道外載荷由管道專業(yè)在系統(tǒng)中考慮，本算例中不作考慮。

(2)疲勞計(jì)算條件：計(jì)算溫度110 ℃，壓力波動(dòng)范圍為0～4.2 MPa，設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)2.4×105次。未考慮水壓試驗(yàn)、開停工等工況。

1.3 疲勞分析免除的判定

根據(jù)JB4732-1995第3.10.2.1條，對常溫抗拉強(qiáng)度小于或等于550MPa的鋼材，總循環(huán)次數(shù)小于1000次的可免除疲勞分析，本設(shè)計(jì)對象總循環(huán)次數(shù)顯然大于1000次，故不滿足免除疲勞分析條件，該設(shè)備需進(jìn)行疲勞分析。

2 結(jié)構(gòu)分析

按照分析設(shè)計(jì)的要求，應(yīng)對總體、局部結(jié)構(gòu)不連續(xù)處進(jìn)行應(yīng)力分析。根據(jù)本設(shè)備的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，需要對上封頭、筒體、錐封的開孔部位進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和強(qiáng)度評定。本文選擇封頭上進(jìn)料口G1、筒體上人孔M1、錐殼與出料口G3這三個(gè)典型部位的較大管口進(jìn)行詳細(xì)的應(yīng)力分析和評定，并對應(yīng)力最大點(diǎn)處進(jìn)行疲勞分析，其他部位的管口分析不再贅述。

耳座參照《容器支座 第3部分：耳式支座》NB/T 47065.3-2018設(shè)計(jì)，本分析不考慮耳座本身的應(yīng)力狀態(tài)。法蘭均采用標(biāo)準(zhǔn)法蘭，所以認(rèn)為法蘭本身是安全可靠的，考慮到法蘭剛性大于接管，在內(nèi)壓的作用下，法蘭可以抑制接管端部的變形，從而對接管有加強(qiáng)作用，不考慮法蘭的影響是偏安全的，所以本分析中未包含法蘭的應(yīng)力分析。

考慮到操作中液體靜壓頭、風(fēng)載荷、雪載荷、地震載荷及其他載荷對計(jì)算的結(jié)果影響不大，因此在應(yīng)力計(jì)算中未考慮上述載荷的作用，但耳座的選型需考慮地震載荷和風(fēng)載荷。

管口由內(nèi)壓產(chǎn)生的等效軸向力公式：

peq=-pcdi2/(do2-dis2)

式中，pc為內(nèi)壓，di為接管有效內(nèi)徑，do為接管外徑，此處“-”表示為拉伸載荷。

設(shè)計(jì)工況和操作工況下有限元計(jì)算模型壁厚均為有效厚度，即已考慮了腐蝕裕量和鋼板負(fù)偏差。設(shè)備的主體尺寸見表4(材料均為板材)。

表4 設(shè)備主體部件的尺寸 (mm)

2.1 模型Ⅰ-上封頭進(jìn)料口G1

根據(jù)結(jié)構(gòu)及載荷的特點(diǎn)，由于G4、G5與G1管口的徑向距離較遠(yuǎn)，不考慮應(yīng)力重疊區(qū)的影響，取平面軸對稱模型進(jìn)行分析。模型Ⅰ的網(wǎng)格劃分見圖2?？紤]到封頭與筒體連接處的邊緣應(yīng)力，取筒體長度為1000mm，大于邊緣應(yīng)力的衰減長度。

圖2 模型Ⅰ網(wǎng)格劃分

2.1.1 邊界條件

位移邊界條件：筒體端部約束軸向位移。

載荷邊界條件：① 與工藝介質(zhì)接觸的內(nèi)表面施加內(nèi)壓pc；② 管口G1端面施加等效軸向力。大小見表5。

表5 模型Ⅰ各工況載荷邊界條件

2.1.2 單元選擇

采用ANSYS有限元分析軟件提供的8節(jié)點(diǎn)平面單元PLANE183進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中單元數(shù)為9598，節(jié)點(diǎn)數(shù)為29891。模型Ⅰ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件見圖3。

圖3 模型Ⅰ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件

2.2 模型Ⅱ-人孔M1與筒體

根據(jù)結(jié)構(gòu)及載荷的特點(diǎn)，考慮到人孔和支座不在同一個(gè)方位，人孔和支座的應(yīng)力重疊區(qū)的影響可忽略不計(jì)，取結(jié)構(gòu)的1/4進(jìn)行分析。模型Ⅱ的網(wǎng)格劃分見圖4?？紤]到封頭與筒體連接處的邊緣應(yīng)力，取筒體長度為1000mm，大于邊緣應(yīng)力的衰減長度。

圖4 模型Ⅱ網(wǎng)格劃分

2.2.1 邊界條件

位移邊界條件：① XOY平面內(nèi)施加對稱約束；② XOZ平面內(nèi)施加對稱約束；③ YOZ平面內(nèi)施加對稱約束。

載荷邊界條件：① 與工藝介質(zhì)接觸的內(nèi)表面施加內(nèi)壓pc；② 管口M1端面、筒體端面施加等效軸向力。大小見表6。

2.2.2 單元選擇

采用ANSYS有限元分析軟件提供的8節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元SOLID185進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中單元數(shù)為149060，節(jié)點(diǎn)數(shù)為166507。模型Ⅱ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件見圖5。

表6 模型Ⅱ各工況載荷邊界條件

圖5 模型Ⅱ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件

2.3 模型Ⅲ-接管G3與筒體及錐殼

根據(jù)結(jié)構(gòu)及載荷的特點(diǎn)，不考慮管道載荷的影響，采用平面軸對稱模型進(jìn)行分析。模型Ⅲ的網(wǎng)格劃分見圖6。考慮到錐殼與筒體連接處的邊緣應(yīng)力，取筒體長度為1000mm，大于邊緣應(yīng)力的衰減長度。

圖6 模型Ⅲ網(wǎng)格劃分

2.3.1 邊界條件

位移邊界條件：筒體端部約束軸向位移。

載荷邊界條件：① 與工藝介質(zhì)接觸的內(nèi)表面施加內(nèi)壓pc；② 管口G3端面施加等效軸向力。數(shù)據(jù)見表7。

表7 模型Ⅲ各工況載荷邊界條件

2.3.2 單元選擇

采用ANSYS有限元分析軟件提供的8節(jié)點(diǎn)平面單元PLANE183進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中單元數(shù)為5917，節(jié)點(diǎn)數(shù)為18880。模型Ⅲ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件見圖7。

圖7 模型Ⅲ設(shè)計(jì)工況位移及載荷邊界條件

3 應(yīng)力計(jì)算結(jié)果及應(yīng)力強(qiáng)度評定

模型Ⅰ～模型Ⅲ設(shè)計(jì)工況下的應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖8～圖10。

圖8 模型Ⅰ-應(yīng)力分布情況及線性化路徑

圖9 模型Ⅱ-應(yīng)力分布情況及線性化路徑

圖10 模型Ⅲ-應(yīng)力分布情況及線性化路徑

模型Ⅰ應(yīng)力強(qiáng)度最大值為185.607MPa，發(fā)生在管口G1與封頭連接處的外表面倒角處；模型Ⅱ應(yīng)力強(qiáng)度最大值為211.264MPa，發(fā)生在管口M1與筒體連接處的內(nèi)表面倒角處；模型Ⅲ應(yīng)力強(qiáng)度最大值為196.025MPa，發(fā)生在筒體與錐殼連接處的內(nèi)表面。

應(yīng)力強(qiáng)度評定依據(jù)JB4732—1995進(jìn)行。應(yīng)力線性化路徑的選取原則是：通過分析構(gòu)件應(yīng)力強(qiáng)度最大節(jié)點(diǎn)、其它高應(yīng)力強(qiáng)度區(qū)選定節(jié)點(diǎn)及關(guān)注部位相應(yīng)節(jié)點(diǎn)，并沿壁厚方向的最短方向設(shè)定應(yīng)力線性化路徑。各模型的應(yīng)力線性化路徑見圖8～圖10，相應(yīng)模型的應(yīng)力強(qiáng)度評定結(jié)果見表8。

表8 各路徑應(yīng)力強(qiáng)度評定表(設(shè)計(jì)工況)

注：表中涉及到二次應(yīng)力評定的應(yīng)按操作工況計(jì)算，采用設(shè)計(jì)工況下的所得結(jié)果，是保守處理。

4 疲勞強(qiáng)度評定

本設(shè)備的疲勞強(qiáng)度評定包括兩部分：①設(shè)備殼體三個(gè)部件的疲勞評定；②螺柱的疲勞評定。疲勞強(qiáng)度校核采用操作載荷進(jìn)行計(jì)算，分別計(jì)算最高和最低載荷作用下結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強(qiáng)度，并求出最高和最低載荷作用下應(yīng)力疊加情況，取疊加后主應(yīng)力差值波動(dòng)范圍最大位置進(jìn)行疲勞分析。

4.1 設(shè)備殼體三個(gè)部件的疲勞強(qiáng)度評定

因模型的計(jì)算是基于彈性分析，可以判斷模型Ⅰ～模型Ⅲ操作工況下最大應(yīng)力強(qiáng)度同樣出現(xiàn)在模型Ⅱ上，取模型Ⅱ上最大應(yīng)力點(diǎn)進(jìn)行疲勞分析。模型Ⅱ在疲勞工況下的主應(yīng)力差波動(dòng)范圍見圖11。

圖11 模型Ⅱ主應(yīng)力差波動(dòng)范圍

圖中主應(yīng)力差最大波動(dòng)范圍為188.793MPa，最大應(yīng)力幅值經(jīng)彈性模量修正系數(shù)后為：Salt=188.793÷2×2.1÷1.964=100.9MPa，查JB4732-1995圖C-1可知Salt對應(yīng)的允許循環(huán)次數(shù)N=3.47×105次，大于設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)2.4×105次，設(shè)備殼體滿足抗疲勞性能要求。

4.2 螺柱的疲勞強(qiáng)度評定

法蘭上的螺柱因承受交變載荷的作用，一直處于疲勞應(yīng)力狀態(tài)，且由于其尺寸受到限制，若設(shè)計(jì)或者加工處理不好，極易產(chǎn)生嚴(yán)重的應(yīng)力集中[3]。因此，法蘭上的螺柱亦需進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評定，本文按照文獻(xiàn)[5]中的方法對人孔法蘭上的螺柱進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評定。

當(dāng)爐渣輸送罐在疲勞工況下，其交變壓力△P=4.2MPa時(shí)，根據(jù)文獻(xiàn)[5]資料公式可知，螺柱所承受的交變載荷值：

對于一般的法蘭連接系統(tǒng)，r約為1/5～1/3，可保守取r=1.5，則可得Wa=6.36×105N。因該人孔法蘭所連接的螺柱為M42×3，數(shù)量為24個(gè)，其最小根徑d1=37.129mm，則螺柱所承受的交變應(yīng)力變化范圍為：

式中，Ab為人孔螺柱的有效截面積。

螺柱的疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)K取4，最大應(yīng)力幅值經(jīng)彈性模量修正系數(shù)后為：Salt=24.48×4÷2×2.07÷1.994=50.83MPa，查JB4732-1995圖C-4得，螺柱允許循環(huán)次數(shù)N=106次，大于設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)2.4×105次，螺柱疲勞強(qiáng)度滿足要求?？紤]到緊固件對設(shè)備安全運(yùn)行的重要性，螺柱在使用過程中應(yīng)定期進(jìn)行100%MT檢測，Ⅰ級為合格，對于允許循環(huán)次數(shù)小于設(shè)計(jì)次數(shù)的螺柱，用戶在使用過程中必須到期更換。

5 提高壓力容器疲勞壽命的措施

承受交變載荷的壓力容器日益增多，隨之而來的是其疲勞破壞問題，因此提高承受交變載荷的壓力容器的疲勞壽命尤為重要。研究表明，提高壓力容器疲勞壽命有許多方法[4]，較為常用的有：

(1)消除殘余應(yīng)力熱處理。在圓筒和封頭的成型加工過程中，往往會(huì)在容器內(nèi)壁產(chǎn)生殘余拉伸應(yīng)力，在對接的焊件中，焊縫熔合區(qū)也會(huì)產(chǎn)生殘余拉伸應(yīng)力。而這些殘余拉伸應(yīng)力區(qū)，往往也是介質(zhì)壓力引起最大拉伸應(yīng)力的區(qū)域，會(huì)嚴(yán)重影響結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。熱處理的目的就是消除或者降低這些殘余應(yīng)力，以提高結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。

(2)降低應(yīng)力集中。應(yīng)力集中造成局部地區(qū)的高應(yīng)力，其峰值應(yīng)力成為裂紋萌生和擴(kuò)展的根源，因此，可從設(shè)計(jì)和制造兩方面控制?？蛇m當(dāng)加大峰值應(yīng)力部位的截面尺寸，加大圓角半徑，改善外載荷的分配。制造上要提高角焊縫的質(zhì)量。

(3)機(jī)械超載自增強(qiáng)處理。壓力容器的自增強(qiáng)處理，使容器內(nèi)部產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，可改善在交變載荷作用下設(shè)備中的應(yīng)力分布。超載以后出現(xiàn)的殘余應(yīng)壓應(yīng)力可以抑制裂紋的擴(kuò)展或者降低裂紋的擴(kuò)展速度，從而提高容器的疲勞壽命。

(4)螺柱抗疲勞性能強(qiáng)化?？赏ㄟ^增大螺紋根部的圓角深度和過渡圓角半徑來減小螺紋根部的應(yīng)力集中，還可減小螺柱結(jié)構(gòu)的剛度，用以減小螺柱承受的動(dòng)載荷的幅度。

(5)開孔補(bǔ)強(qiáng)形式的選擇。接管開孔處由于局部結(jié)構(gòu)不連續(xù)，應(yīng)力比較集中，在交變載荷作用下容易產(chǎn)生破壞。壓力容器的補(bǔ)強(qiáng)形式有補(bǔ)強(qiáng)圈補(bǔ)強(qiáng)、厚壁管補(bǔ)強(qiáng)和整鍛件補(bǔ)強(qiáng)。不同的補(bǔ)強(qiáng)形式抗疲勞性能區(qū)別較大。補(bǔ)強(qiáng)圈補(bǔ)強(qiáng)應(yīng)力集中系數(shù)大于厚壁管補(bǔ)強(qiáng)，更大于整鍛件補(bǔ)強(qiáng)。疲勞設(shè)備中應(yīng)用最多的是整鍛件補(bǔ)強(qiáng)，整鍛件補(bǔ)強(qiáng)的補(bǔ)強(qiáng)金屬集中于開孔部位最大應(yīng)力處，并且焊縫和熱影響區(qū)避開最大應(yīng)力點(diǎn)的位置，故抗疲勞性能最好。

6 疲勞壓力容器在制造和檢驗(yàn)方面的特殊要求

疲勞分析所考慮的載荷形式是交變應(yīng)力，其失效形式主要為疲勞破壞。因而不同于僅考慮強(qiáng)度破壞的情況，其在制造、檢驗(yàn)等方面有一些特殊的要求。

(1)焊縫的余高要予以打磨平滑，以盡可能減小應(yīng)力集中。

(2)幾何不連續(xù)處，盡可能采用圓滑過渡。

(3)對于填角焊縫，需要打磨至所要求的過渡圓弧并經(jīng)磁粉或滲透檢測。

(4)焊縫需100%無損檢測。

(5)容器組裝后，盡可能進(jìn)行消除殘余應(yīng)力熱處理，以提高焊縫區(qū)域的疲勞強(qiáng)度。

(6)嚴(yán)格控制錯(cuò)邊量，不允許進(jìn)行強(qiáng)力組裝。

(7)鋼板邊緣和開孔邊緣，焊前著色檢測。

(8)不得采用硬印作為材料和焊工標(biāo)記。

7 結(jié)語

本文通過對一臺疲勞壓力容器的三個(gè)典型部位的有限元分析和強(qiáng)度計(jì)算，得出結(jié)論：

(1)在設(shè)計(jì)工況下，設(shè)備上封頭、筒體、錐殼強(qiáng)度通過校核，設(shè)備上該三個(gè)部位的開孔處的應(yīng)力強(qiáng)度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

(2)在操作工況下，對設(shè)備上應(yīng)力強(qiáng)度最大點(diǎn)進(jìn)行疲勞分析，結(jié)果表明設(shè)備殼體滿足疲勞強(qiáng)度的要求；對人孔螺柱進(jìn)行疲勞分析，結(jié)果表明螺柱疲勞強(qiáng)度評定合格，并給出了螺柱定期檢查的合理化建議，以確保設(shè)備的平穩(wěn)安全運(yùn)行。

(3)提出了提高壓力容器疲勞壽命的若干措施，如降低應(yīng)力集中、消除殘余應(yīng)力熱處理等。

(4)由于疲勞破壞的裂紋源一般總是在由于種種結(jié)構(gòu)不連續(xù)所引起的局部高應(yīng)力部位或焊接缺陷處，所以在設(shè)計(jì)或制造過程中總是力求減小結(jié)構(gòu)的峰值應(yīng)力，文中提出了疲勞壓力容器在制造、檢測等方面的部分要求。