张杰，郝明涛，江保全，邓龙伟，唐毅
（西南化工研究设计院有限公司， 四川 成都 610025）
[摘 要] 由于局部应力对压力容器承受疲劳载荷的能力起着显著作用，在结构设计上应尽量避免使结构产生过大的局部应力峰值。然而，工业应用的需求已无法规避具有某些典型结构的疲劳压力容器。本文针对一种具有包括各口径接管（特别是斜接管）、内件支撑件、起吊吊耳、耳座支撑等典型结构的疲劳压力容器，基于有限元计算软件ANSYS，介绍了分析和设计的过程和评定方法，探讨了典型结构的特点和应力分布规律的成因，并提出相应处理措施。[关键词] 压力容器；典型结构；应力；分析设计；疲劳评定 作者简介：张杰（1981—），男，重庆荣昌人，2008年毕业于
四川大学化工过程机械专业，博士，高级工程师。主要从事压力容器设计和装备研发工作。
近年来，随着石油化工和各类工业技术水平的迅速发展，承受循环载荷的疲劳压力容器的应用日益增多。压力容器受压部件中的结构不连续部位、开孔接管以及附件的焊接接头附近等区域常常会产生较高的局部应力（包括峰值应力在内的最大应力），对结构承受疲劳载荷的能力影响较大。随着载荷的不断循环，局部应力的反复作用，将使材料晶粒间发生滑移和错位，逐步形成微裂纹，微裂纹不断扩展，进而形成宏观疲劳裂纹贯穿整个壁厚，最终导致容器发生疲劳断裂[1]
。在结构设计上疲劳压力容器应尽量避免几何不连续的结构，避免使结构产生过大的局部应力峰值。然而，生产规模的不断扩大，单元装置的自动化和集约化程度越来越高，监测反馈回路增多、安装方式受限等情况不断呈现，疲劳压力容器已经无法规避各种常见的典型结构。典型结构通常有典型的开孔接管规格和形式、典型的外部附件连接、典型的内部支撑件连接等。因此，设计者只能掌握更加精确的设计方法，来评价结构承受疲劳载荷的能力。本文基于大型有限元计算软件ANSYS ，对此类具有典型结构的疲劳压力容器的分析设计进行了较详细的阐述。1 载荷分析1.1 设计条件吉永小百合鹤
某装置中的气相干燥器，主要作用是将工艺气中的水分和少量杂质脱出，正常工作4h 再生一次，两台设备交替工作。工作压力1.6MPa ，工作温度20℃；再生压力0.6MPa ，工作温度250℃。气相干燥器
的基本结构见图1，设计数据见表1。
图1 气相干燥器结构示意图
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石油和化工设备2021年第24卷
表2 材料在计算温度下的设计应力强度
表1 气相干燥器设计数据
图2 下部组件网格划分
工况正常再生操作温度20℃250℃设计温度60℃280℃工作压力 1.6MPa 0设计压力 2.7MPa
0.6MPa
介质
乙烯、甲烷、乙烷、水
工作循环周期8h 设计使用寿命20年每年额定工作时间
8600h 筒体内径2600mm 筒体/封头材料Q345R 锻件材料16Mn 腐蚀裕量4mm 保温要求 100mm岩棉毡1.2 计算条件
（1）静强度计算条件：计算压力2.7MPa ，计算温度280℃。工艺管口的管道外载荷由管道专业在系统中考虑，本算例中不作考虑。
（2）疲劳计算条件：按照J B 4732-95中3.10.2.1节的要求，对于常温抗拉强度Rm≤550MPa 的钢材，免除疲劳分析的判断条件为ΣN ＜1000次。本气相干燥器设计循环次数21500次，应进行疲劳分析。压力波动范围为0～1.6MPa ，计算温度250℃（最大操作温度）。
（3）主要承压材料在设计温度下的力学性能见表2。
体育人间使用部位材料设计应力强度Sm t (MPa)筒体/封头Q345R 148.6（280℃）188（60℃）接管锻件
16Mn
129.2（280℃）
168（60℃）
2 应力分析和强度评定2012年山东高考作文
气相干燥器的主体结构包括筒体、标准椭圆形封头、人孔、各种功能开口、耳式支座、侧壁吊耳、内部格栅支撑等。根据本设备的结构特点，对相关典型结构进行应力计算和强度评定，并选择设备应力最大点处进行疲劳分析。考虑到操作中液体静压头、风载荷、雪载荷、地震载荷及其他载荷对计算的结果影响不大，因此在应力计算中未考虑上述载荷的作用。2.1 主体元件厚度
按JB4732-1995（2005年确认）《钢制压力容
器--分析设计标准》的规则设计，计算筒体和封头的有效厚度[2]。考虑筒体开孔、支撑焊接等因素，
取筒体的名义厚度34mm ；减去钢板负偏差和腐蚀裕量，有效厚度为29.7mm 。考虑封头开孔、加工减薄及采购等因素，封头名义厚度同样取为34mm ，成形后最小厚度为30mm ，减去腐蚀裕量，有效厚度为26mm 。2.2 下部组件
下部组件包括筒体、下封头、人孔接管、气相出口接管、斜插式卸料口接管、测温口接管、公用工程口接管、检测口接管和格栅主梁支撑件。2.2.1 力学模型
由于下部组件接管较多，应力影响区可能重叠，将各个接管按实际标高建模，舍去相距较远的相同规格接管，并调整方位角度以简化建模尺寸，采用1/4的力学模型。筒体长度大于边缘应力的衰减长度。各接管与筒体或封头内外侧的连接部位采用圆弧过渡，避免较高的应力集中。格栅主梁支撑件与筒体连接采用全焊透加角焊缝。采用ANSYS Workbench 有限元分析软件提供的体单元，网格划分见图2
。
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第2期 2.2.2 边界条件
模型边界条件设定如下：筒体环截面上施加沿设备轴线方向位移约束，限定其位移为0。筒体两个纵
截面上施加无摩擦支撑，设定结构和载荷以此面镜像对称。壳体及接管内表面受均匀内压分布载荷2.7MPa 。各个规格接管端面施加内压引起的相应等效拉力，其中测温口接管因插入筒体后连接封闭套管，在内侧端面施加等效压力，管外侧和内侧无压力载荷。格栅主梁支撑板组处根据填料容积和密度以及持液重量等数据确定竖向载荷，沿筒体圆周环形分布的其它支撑板载荷较小，不再分析。边界条件见图3
。
图3 下部组件载荷及边界条件
2.2.3 应力评定
静强度应力分布计算结果和应力线性化路径分别见图4。分别取各接管内外圆角、封头各处、支撑板焊缝处进行应力线性化处理，应力分类评定结果见表3。从图4中可以看出，在斜接管的内锐圆角出现最大应力，应力值为365.22MPa 。经应力线性化处理分类后，其峰值应力相对很高，而一次应力和一次加二次应力并没有比大开口的人孔接管高。这是由于斜接式接管比径向式接管的结构不连续程度更高，引起局部应力中的峰值应力更大，这对压力容器的疲劳影响非常大。因此，在疲劳压力容器的接管设计中，应尽量避免此类斜接式接管，或者尽量减小斜接的角度。另外，格栅主梁支撑件与筒体连接处的局部应力水平也较高。然而此处是焊接结构，制造缺陷风险较大。因此，需要对此结构提出完善的技术要
求，最大限度保证结构的质量，如焊接接头打磨圆滑、表面无损检测等要求[3]
。
图4 下部组件应力分布和应力线性化路径
应力线性化路径
应力分类应力值(MPa)许用值(MPa)结论A S II 154.86 1.5KS m t =252合格S IV 298.29 2.6S m t =436.8B S II 194 1.5KS m t =252合格S IV 298.99 2.6S m t =436.8C S II 138.92 1.5KS m t =252合
格S IV 213.55 2.6S m t =436.8D S II 127.38 1.5KS m t =252合格S IV 207.39 2.6S m t =436.8E S II 131.29 1.5KS m t =252合格S IV 228.84 2.6S m t =436.8F S II 213.38 1.5KS m t =252合格S IV 308.06 2.6S m t =436.8G S II 120.02 1.5KS m t =282合格S IV 187.593S m t =564H S II 192.73 1.5KS m t =252合格S IV 246.043S m t =504I SI 126.68 1.0KS m t =188合格S Ⅲ130.95 1.5KS m t =282J S II 153.83 1.5KS m t =282合格S IV 211.353S m t =564K
S II 69.49 1.5KS m t =282合格
S IV
80.9
3S m t =564
表3 下部组件应力分类评定
张杰等 具有典型结构压力容器的疲劳分析设计
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图5 下部组件网格划分
由于结构未受约束且完全保温，在设计温度280℃下可不考虑热应力。经比较，设计压力0.6MPa 时的静强度整体应力水平较2.7MPa 时显著减小，而材料在280℃的设计应力强度比60℃的设计应力强度减小并不多，此工况相对安全。依此可以确定，后述组件亦不需进行设计压力0.6MPa 且设计温度280℃时的应力评定。2.3 上部组件
钱莹微博上部组件包括筒体、上封头、气相入口接管和侧壁板式吊耳。2.3.1 力学模型
由于顶部气相入口接管口径较小，无法利用其进行设备起吊安装，故须在筒体侧壁设置永久的板式吊耳，选用HG/T 21574-2018的SP-7-25。筒体长度大于边缘应力的衰减长度。气相入口接管为内伸式接管，与封头内外侧的连接部位采用圆弧过渡，避免较高的应力集中。板式吊耳垫板与筒体贴合，采用满焊角焊缝。吊耳在设备工作状态仅作为附件，无外载荷，垫板约束筒体的变形，起吊过程不在此考虑。根据上部组件的结构和边界条件的对称性，采用1/8的力学模型，从吊耳中线剖开，以简化建模尺寸。采用ANSYS Workbench 有限元分析软件提供的体单元，网格划分见图5
。
2.3.2 边界条件
模型边界条件设定如下：筒体环截面上施加沿设备轴线方向位移约束，限定其位移为0。筒体两个纵截面上施加无摩擦支撑，设定结构和载荷以此面镜像对称。吊耳垫板与筒体外表面设置摩擦接触（摩擦系数0.15），垫板通过角焊缝施加绑
质量风险管理
定接触，此接触形式最符合实际情况。壳体和接管内表面以及内伸段的外表面受均匀内压分布载荷2.7MPa 。气相入口接管端面施加内压引起的相应等效拉力。边界条件见图6
。
图6 上部组件载荷及边界条件
2.3.3 应力评定
静强度应力分布计算结果和应力线性化路径分别见图7。分别取吊耳垫板圆角处角焊缝根部和接管内外圆角处进行应力线性化处理，应力分类评定结果见表4。封头各处应力分布与下部组件接近，不再评定。从图7中可以看出，在侧壁式吊耳垫板圆角处角焊缝根部出现最大应力，应力值为314.28MPa ，在角焊缝连接处总应力强度明显超过正常的筒体。这是由于垫板及角焊缝的增加，限制了其所覆盖的筒体承载后的变形，而未覆盖到的筒体是自由的，在交界处的变形程度不一致引起局部应力峰值很大。因此，在疲劳压力容器的附件结构设计中，应尽量减小本体与附件“增强”后的刚度差距，促使两
者变形更加协调。如减小附件厚度和角焊缝焊脚高度，适当增加此区域附近的本体厚度等。另外，吊耳垫板圆角处角焊缝根部沿筒体外侧切向路径M 的应力分类值比沿筒体壁厚路径L 的应力分类值高，由此可见，此焊缝上的高应力若发生疲劳断裂，首先是在角焊缝上产生开裂，随后沿角焊缝截面扩展并导致角焊缝断裂，其结果是使该角焊缝剪断，而不是沿筒体厚度方向断裂[4]。
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第2期
张杰等 具有典型结构压力容器的疲劳分析设计
第一物联网
图7 上部组件应力分布和应力线性化路径
应力线性化路径
应力分类应力值(MPa)许用值(MPa)结论L S II 117.81 1.5KS m t =282合格S IV 153.543S m t =564M S II 130.22 1.5KS m t =282合格S IV 182.463S m t =564N S II 181.35 1.5KS m t =252合格S IV 277.163S m t =504O S II 181.85 1.5KS m t =252合格S IV 270.393S m t =504P
S I 120.03 1.0KS m t =188合格
S Ⅲ
122.91
1.5KS m t =282
表4 上部组件应力分类评定
2.4 中部组件
中部组件包括筒体和刚性环支座。2.4.1 力学模型
中部组件主要分析支座附件对于设备局部应
力的影响，其中刚性环支座结构尺寸依据N B /T 47065.5-2018的B2600-4-Ⅳ-25。支座垫板与筒体连接采用满焊角焊缝，支座的地脚螺栓孔采用长圆孔形式，以消除对设备的热膨胀的限制。根据中部组件的结构和边界条件的对称性，采用1/8的力学模型，从支座中线剖开，以简化建模尺寸。采用ANSYS Workbench 有限元分析软件提供的体单元，网格划分见图8
。图8 中部组件网格划分
2.4.2 边界条件
模型边界条件设定如下：支座下端面上施加沿设备轴线方向位移约束，限定其位移为0。筒体两个纵截面上施加无摩擦支撑，设定结构和载荷以此面镜像对称。支座垫板与筒体外表面设置摩擦接触（摩擦系数0.15），垫板通过角焊缝施加绑定接触。壳体内表面受均匀内压分布载荷2.7MPa 。上端面施加内压引起的相应等效拉力，下端面施加等效压力和设备的重量等效拉力。边界条件见图9
。
图9 中部组件载荷及边界条件
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