压力容器应力分析报告模板.docx
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压力容器应力分析报告模板
图号:
XXXX
位号:
XXXX
版次:
0
压力容器应力分析报告
工程名称:
PROJECT
设备图号:
ITEM
设备名称:
EQUIPMENT
编制Designedby
日期
Date
校核
Checkedby
日期
Date
审核
Verifiedby
日期
Date
审定
Approvedby
日期
Date
前言
本分析报告仅适用于xxxx,分析采用ANSYS软件,材料、应力分类及评定按JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》(2005年确认)执行。
本分析报告中所有分析模型均取自“XXX”施工图(图号:
XXXX)。
模型结构为连续结构,要求模型中所对应的焊接接头结构为全熔透结构形式。
说明:
1、风载荷及地震载荷引起的应力强度变化很小,可不考虑;
2、SIV应由操作载荷计算得到,本分析报告按设计载荷计算求得,结果偏于保守(安全);
3、SIV控制值3Smt中的Smt应取工作载荷中最高、最低温度下的平均值,本分析报告中Smt按设计温度下取值,结果偏于保守(安全);
4、筒体和椭圆封头厚度在2.1节按JB4732第7章的公式计算,所以在应力分析部分SI值不必再评定;
5、水压试验时容器任何点的液柱静压力未超过试验压力的6%,该容器可不进行水压试验时的强度校核;水压试验次数(20次)远小于正常操作时的设计循环次数(4.4×106),因此可省略水压试验的疲劳分析评定。
1设计参数
1.1基本设计参数
技术规程
TSG21-2016
《固定式压力容器安全技术监察规程》
标准规范
JB4732-1995
《钢制压力容器—分析设计标准》
(2005年确认)
设备公称直径(mm)
1600
介质
聚合物+烃类+氮气
工作温度(℃)
60~80
工作压力(MPa)
0~2.14
设计温度(℃)
150
设计压力(MPa)
2.69
腐蚀裕量(mm)
1.5
水压试验压力(MPa)
3.82
基本风压(N/m2)
400
设计基本地震加速度
0.1g
设计使用年限
20年
疲劳设计工况:
本设备操作过程存在压力循环波动,工作压力在0~2.14MPa之间交变循环,设计使用年限为20年,年交变次数为2.2×105次,设计循环次数为4.4×106次;工作温度无交变循环。
1.2设备简图
1.3管口载荷参数
1.4主要材料参数
材料牌号
Rm(MPa)
(MPa)
(MPa)
150℃
150℃
Q345R钢板(>16~36mm)
≥500
≥275
183
Q345R钢板(>36~60mm)
≥490
≥260
173
16Mn锻件(≤100mm)
≥480
≥250
166
16Mn锻件(>100~200mm)
≥470
≥245
163
35CrMoA(M24~M48)
≥805
≥600
199
材料牌号
Et(MPa)
20℃
80℃
150℃
Q345R钢板、16Mn锻件
0.3
201000
198000
194000
35CrMoA
0.3
204000
201000
197000
2分析步骤
●根据设备的基本结构及设计参数,按JB4732-1995《钢制压力容器-分析设计标准》的相关内容进行计算,确定壳体的厚度。
●根据结构、材料、载荷的特点,合理简化结构,建立各分析部位的几何模型。
●选用ANSYS中相应的计算单元,并对材料赋予相应的材料特性参数,形成有限元模型。
●在有限元模型上按各设计工况分别施加载荷和约束边界条件,求解得出分析结果。
●根据分析结果,分别在各分析结构的相应部位设置应力线性化的路径。
按JB4732-1995《钢制压力容器-分析设计标准》的相关规定进行应力强度评定及疲劳评定。
2.1主体受压元件
设备壳体(筒体、上封头)按JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》进行计算,确定壳体的厚度。
对于上封头上的各管口、设备法兰、锥壳及锥壳上的管口均采用ANSYS软件进行详细的应力分析及评定。
2.1.1上封头
上封头为标准椭圆形封头,根据标准中7.6.3节,按图7-1中参数为
=0.17,确定,根据
=
=0.016,可查得
=0.0097,标准椭圆封头的Ri=0.9Di=
=
mm,则封头的计算厚度:
δ=0.0097×1440=13.968mm,综合考虑疲劳载荷工况、开孔补强及腐蚀裕量等因素,最终上封头名义厚度取为38mm,封头成形后最小厚度为33.44mm。
2.1.2筒体
筒体的计算厚度按标准中式(7-1)计算如下:
δ=
=
=11.85mm
综合疲劳载荷工况及腐蚀裕量等因素,最终筒体名义厚度取为28mm。
2.1.3锥壳
考虑疲劳载荷工况、开孔补强及腐蚀裕量等因素,取锥壳成形后最小厚度为36mm,在后续的分析中,将对锥壳进行详细的校核。
以上各式中:
Pc——计算压力,取等于设计压力为2.69MPa;
Di——壳体内径,Di=1600mm;
δ——壳体计算厚度,mm;
K——载荷组合系数,对于设计工况取为1.0;
——设计应力强度,MPa。
2.2上封头组件
2.2.1计算模型
图1.上封头A、V1、V2管口模型
图2.上封头A、P管口模型
2.2.2边界条件及加载(用于强度评定)
2.2.2.1上封头A、V1、V2管口
a.边界
筒体横截面施加轴向和环向约束。
b.加载
i.筒体、封头及管口受内压表面施加计算压力Pc=2.69MPa;
ii.管口A、V1、V2的管口端面施加内压产生的等效面力及管口载荷,管口载荷数据见“1.2管口载荷参数”。
图3.上封头A、V1、V2管口模型边界条件及加载
2.2.2.2上封头A、P管口
a.边界
子模型截取面施加面对称边界约束。
b.预紧工况加载
i.管口P凸缘螺栓作用面施加载荷W=310000N注1,垫片有效作用面施加载荷W=310000N。
c.设计工况加载
i.筒体、封头及管口受内压表面施加计算压力Pc=2.69MPa;
ii.管口A端面施加内压产生的等效面力(因管口A的管口载荷引起对管口P部位的影响可忽略不计,此处不再对管口A各管口载荷工况进行分析)。
iii.管口P凸缘螺栓作用面施加内压及垫片压力的平衡力Wm1=330247N,垫片有效作用面施加载荷Wg=304159N;
注:
1.设定管口P凸缘用单个螺栓的最大预紧载荷为38750N,参照“PressureVesselDesignManual”(3thEdition)中P61页内容,设计工况时产生的螺栓轴向均匀拉伸应力为:
MPa
该应力小于螺栓的许用应力(Sm=199MPa),设定的单个螺栓的最大预紧载荷合理,因此按该预紧载荷进行凸缘预紧工况和设计工况的模型加载计算。
上式中各符号参见“4.2.2”节;
预紧工况
设计工况
图4.上封头A、P管口模型边界条件及加载
2.2.3边界条件及加载(用于疲劳评定)
2.2.3.1上封头A、V1、V2管口
a.边界
筒体横截面施加轴向和环向约束。
b.加载
i.筒体、封头及管口受内压表面施加工作压力Pw=2.14MPa;
ii.管口A、V1、V2的管口端面施加内压产生的等效面力。
图5.上封头A、V1、V2管口模型边界条件及加载
2.2.3.2上封头A、P管口
a.边界
子模型截取面施加面对称边界约束。
b.预紧工况加载
i.管口P凸缘螺栓作用面施加载荷W=310000N,垫片有效作用面施加载荷W=310000N。
c.操作工况加载
i.筒体、封头及管口受内压表面施加工作压力Pw=2.14见注MPa;
ii.管口P凸缘螺栓作用面施加内压及垫片压力的平衡力Wm1=326179N,垫片有效作用面施加载荷Wg=305425N;
iii.管口A的接管端面施加内压产生的等效面力。
d.运行载荷步计算见注
注:
本设备工作压力在0~2.14MPa之间交变循环,可仅设置两个载荷步进行计算,载荷步一为预紧工况,载荷步二为工作压力Pw=2.14MPa的操作工况。
预紧工况操作工况
图6.上封头A、P管口模型边界条件及加载
2.3下锥壳组件
2.3.1计算模型
图7.下锥壳B、C、D管口模型
2.3.2边界条件及加载(用于强度评定)
a.边界
筒体横截面施加轴向和环向约束。
b.预紧工况加载
i.管口C凸缘螺栓作用面施加载荷W=1360000N注1,垫片有效作用面施加载荷W=1360000N;
c.设计工况加载
i.筒体、锥壳及管口受内压表面施加计算压力Pc=2.69MPa;
ii.管口C凸缘螺栓作用面施加内压及垫片压力的平衡力Wm1=1541261N,垫片有效作用面施加载荷Wg=1267933N;
iii.管口B和管口D的管口端面施加内压产生的等效面力及管口载荷注2。
注:
1.设定管口C凸缘单个螺栓的最大预紧载荷为85000N,参照“PressureVesselDesignManual”(3thEdition)中P61页内容,设计工况时产生的螺栓轴向均匀拉伸应力为:
该应力小于螺栓的许用应力(Sm=199MPa),设定的单个螺栓的最大预紧载荷合理,因此按该预紧载荷进行凸缘预紧工况和设计工况的模型加载计算。
上式中各符号参见“4.2.2”节;
2.管口载荷数据见“1.2管口载荷参数”。
图8.下锥壳B、C、D管口模型边界条件及加载(预紧)
图9.下锥壳B、C、D管口模型边界条件及加载(设计)
2.3.3边界条件及加载(用于疲劳评定)
a.边界
筒体横截面施加轴向和环向约束。
b.预紧工况加载
i.管口C凸缘螺栓作用面施加载荷W=1360000N,垫片有效作用面施加载荷W=1360000N;
c.操作工况加载
i.筒体、锥壳及管口受内压表面施加工作压力Pw=2.14见注MPa;
ii.管口C凸缘螺栓作用面施加内压及垫片压力的平衡力Wm1=1505173N,垫片有效作用面施加载荷Wg=1287730N;
iii.管口B和管口D的接管端面施加内压产生的等效面力。
d.运行载荷步计算见注
预紧工况
操作工况
图10.下锥壳B、C、D管口模型边界条件及加载
2.4容器法兰
2.4.1计算模型
图11.容器法兰模型
2.4.2边界条件及加载(用于疲劳评定)
(容器法兰强度及刚度计算按GB150-2011,采用SW6软件,见常规计算书)
a.边界
子模型截取面施加面对称边界约束。
b.加载
预紧状态:
螺栓施加预紧载荷F=125000N(见“4.2.2节”),确保垫片压紧力FG及操作状态垫片残余压紧力FP符合按JB4732附录D的规定;
操作状态:
受内压表面施加工作压力Pw=2.14MPa;
图12.容器法兰模型边界条件及加载
3分析结果及应力评定
3.1上封头组件
3.1.1设计载荷状态下应力分布云图(用于强度评定)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_OPE1,V2_OPE1)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_OPE2,V2_OPE2)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_OPE3,V2_OPE3)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_OPE4,V2_OPE4)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_SUS,V2_SUS)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_OPE4,V2_无)
上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图(A_无,V2_OPE3)图13.上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图
图14.上封头P管口模型应力分布云图(预紧)
图15.上封头P管口模型应力分布云图(操作)
3.1.2上封头组件路径线性化及应力评定
上封头组件各材料(钢板、锻件)的设计应力强度最小值为
=166MPa。
从上封头组件的应力分布云图中可以看出:
各计算工况下的最大应力值为156.435(MPa),出现在A管口与封头连接区域。
可知,最大应力值156.435(MPa)<1.5
=1.5×166=249(MPa)
因此,上锥壳组件模型中各结构不连续部位的应力强度可以满足JB4732规定的合格标准,可不进行应力线性化处理及应力评定。
3.2下锥壳组件
3.2.1设计载荷状态下应力分布云图(用于强度评定)
下锥壳各管口模型在各载荷工况下的应力分布如下图所示。
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(C_预紧)
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(B_OPE1)
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(B_OPE2)
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(B_OPE3)
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(B_DES)
下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图(B_SUS)
图16.下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图
3.2.2下锥壳组件应力评定
管口B、管口C、管口D及锥壳模型中,各材料(钢板、锻件)的设计应力强度最小值为
=166MPa。
从应力分布云图中可以看出:
各计算工况下的最大应力值为132.782(MPa),出现在D管口内圆角区域。
可知,最大应力值132.782(MPa)<1.0
=1.0×166=166(MPa)
因此,管口B、管口C、管口D及锥壳模型中各部位的应力强度可以满足JB4732规定的合格标准,可不进行应力线性化处理及应力评定。
4疲劳评定
4.1交变载荷状态下应力分布云图
4.1.1上封头组件
图17.上封头A、V1、V2管口模型应力分布云图
图18.上封头P管口模型应力分布云图
4.1.2下锥壳组件
图19.下锥壳B、C、D管口模型应力分布云图
4.1.3容器法兰
图20.容器法兰模型应力分布云图
4.2疲劳评定
4.2.1容器本体疲劳评定
由于设计循环次数为4.4×106次已经超过JB4732中设计疲劳曲线中规定的次数,因此,参考ASMEVIII-2-2010附录3.F中的设计疲劳曲线进行疲劳评定。
1)由4.1节可以看出,在工作压力Pw=2.14MPa作用下,容器上最大的峰值应力强度出现在上封头组件中V2管口内侧圆角处(见图17),峰值应力强度SV=110.096MPa。
交变应力强度幅为:
Salt=0.5×110.096=55.048MPa
2)设计循环次数n1=4.4×106,查ASMEVIII-2-2010附录3.F中表3.F.10得许用交变应力幅为:
Sa=80.92MPa
经弹性模量修正为:
S'a=Sa(EFC/ET)=80.92×(195000/198000)=79.7MPa
故Salt
4.2.2螺柱交变应力强度幅
设备操作过程中工作压力交变幅ΔPw=2.14MPa,参照“PressureVesselDesignManual”(3thEdition)中P61页内容,可计算出螺柱的交变应力强度幅。
内压波动引起的螺柱力的变化幅为:
螺柱的交变应力强度幅为:
各管口螺柱的交变应力强度幅计算结果见下表:
项目
管口
公称直径
(mm)
螺柱根径
(mm)
螺柱数量
垫片负荷作用位置直径G
(mm)
交变应力强度幅Salt(MPa)
A、B
DN250
23.75(M27)
16
303.6
24.1
C
DN300
26(M30)
16
359.78
34.2
P1、P2、P3
DN80
17(M20)
8
111.15
17.8
V1
DN50
13.85(M16)
8
77.9
12.6
V2
DN150
17.3(M20)
12
196.45
23.3
D
DN80
17.3(M20)
8
111.15
14.9
容器法兰
DN1600
32(M36)
68
1690.11
44.2
由上表可知,容器法兰螺柱的交变应力强度幅最大,仅对该螺柱的交变应力强度幅进行疲劳评定。
对该螺柱进行设计疲劳曲线选取的计算过程如下:
预紧工况时需要的螺栓最小载荷产生的轴向均匀拉伸应力为:
MPa
设计工况时需要的螺栓最小载荷产生的轴向均匀拉伸应力为:
MPa
设定单个螺栓的最大预紧载荷为125000N,参照“PressureVesselDesignManual”(3thEdition)中P61页内容,设计工况时产生的螺栓轴向均匀拉伸应力
为:
MPa
该应力小于螺栓许用应力(Sm=199MPa),设定的单个螺栓的最大预紧载荷合理。
上述计算各值中最大者182.9<2.0Sm(=2.0×199=398)MPa
(Sm取温度t=150℃下的值,偏于安全。
)
因此,可采用MNS≤2.7Sm的疲劳曲线进行疲劳评定。
以上各式中:
Ab——螺柱的总横截面积,mm2;
Ag——垫片的实际密封接触面积,mm2;
Etb——操作温度下螺柱材料的弹性模量,Etb=201000MPa;
Eb——设计温度下螺柱材料的弹性模量,Eb=197000MPa;
Eg——垫片材料的弹性模量,Eg=3923MPa;
G——垫片负荷作用位置直径,mm;
lb——螺柱有效长度,mm;
tg——垫片厚度,mm;
k——螺纹的疲劳强度减弱系数,取为4.0;
——内压波动引起的螺柱力的变化幅,N;
——计算压力,取等于设计压力为
=2.69MPa;
——工作压力的交变幅,
=2.14MPa;
Salt——螺柱的交变应力强度幅,MPa;
m——垫片系数,m=3;
b——垫片有效密封宽度,mm;
n——螺栓数量,其值见上表;
y——垫片比压力,y=69MPa;
——螺柱根径,其值见上表。
以上各符号中,除给定的数值外其余按相应法兰标准查取并算得。
4.2.3容器法兰螺柱疲劳评定
由于设计循环次数为4.4×106次已经超过JB4732中设计疲劳曲线中规定的次数,因此,参考ASMEVIII-2-2010附录3.F中的设计疲劳曲线进行疲劳评定。
螺柱的交变应力强度幅Sa=44.2MPa
按ASMEVIII-2-2010附录3.F中公式3.F.3计算
Y=(Sa/Cus)×(EFC/ET)=(44.2/6.894757)×(206000/201000)=6.57
(ET取t=80℃下的值)
由ASMEVIII-2-2010附录3.F中公式3.F.1算得的许用循环次数:
N1=2.75×1011
因此,设计循环次数n1=4.4×106 5结论 对本设备各处的有限元分析强度评定结果表明,本设备的结构设计及具体尺寸参数满足计算规定条件下强度要求;通过疲劳分析,各载荷工况引起的累计使用系数小于1.0,满足标准对设备本体及螺柱疲劳强度的要求。 本设备的分析结果均满足我国现行标准规范的要求。
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