（船舶与海洋结构物设计制造专业论文）海洋立管法兰结构设计与有限元分析.pdf

哈尔滨工程大学硕士学位论文 摘要 本论文回顾了立管中管道法兰设计研究的发展，介绍了现有几种典型的 法兰设计方法。根据a s m e 锅炉与压力容器规范中的法兰设计方法，对本文 研究对象海洋立管法兰系统进行理论强度校核。结果证明所设计的法兰系统 符合要求。文中详细介绍了a n s y s 有限元计算软件的发展、功能、计算方法、 前后处理程序和软件中的子模型法。将法兰接头各元件看成一个系统，研究 各元件的相互作用，建立了立管一法兰一垫片一螺栓连接系统的非线性三维 有限元分析模型和法兰沉孔处的局部模型。通过计算得到了接头整体和各元 件的变形和应力分布。把有限元分析得到的应力分布进行线性化处理，结果 表明，法兰系统设计符合规范规定的要求。本论文还对螺栓和螺栓螺纹进行 了应力研究，得出螺栓应力集中系数和应力放大系数，可以预示螺栓的疲劳 强度情况。 关键词：立管；法兰；螺栓；强度较核；有限元 哈尔滨下程大学硕十学位论文 a b s t r a c t ，n l i s p a p e rp r e s e n t st h e r e s e a r c ha n dd e v e l o p m e n to faf l a n g ed e s i g nf o r u l t r a - d e e p w a t e rd r i l l i n g r i s e r s t h ed e s i g nm e t h o di nm ea s m eb o i l e ra n d p r e s s u r ev e s s e lc o d e d i v i s i o n2i su s e dt oc h e c kt h es t r e n g t ho ft h eo c e a n r i s e rf l a n g es y s t e m 。功er e s u l td e m o n s t r a t e st h a tt h ef l a n g es y s t e mm e e t st h e n e e d sf o rr e q u i r e m e n t s b e c a u s et h ed e s i g nb a s e do na n a l y s i so fs t r e s s e si t s d i s t r i b u t i o nb e c o m e si n c r e a s i n g l yi m p o r t a n t ，t h ef e a ( f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s ) h a sb e e nc o n s i d e r e dt h ee f f e c t i v em e a n st ot h es t r u c t u r a la n a l y s i s t h i st h e s i s r e p o r ti n t r o d u c e st h ed e v e l o p m e n t ，t h ef u n c t i o n ，t h ec o m p u t a t i o nm e t h o d sa n dt h e s u b m o d e l i n gm e t h o df o rt h ef e ap r o g r a ma n s y s t h e f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s p r o g r a ma n s y si su s e dt oe s t a b l i s ht h r e e d i m e n s i o na n dt w o - d i m e n s i o nf i n i t e e l e m e n tm o d e l sf o rt h eo c e a nr i s e rf l a n g es y s t e m w i t ht h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o d ， 也ef l a n g es y s t e mi sa n a s l y z e d a n di t ss t r e s s e sa n ds t r a i n e sd i s t r i b u t i o na n d d i s p l a c e m e n tm a pa r eo b t a i n e da n dt h es t r e s si s1 i n e a r i z e d f r o mt h er e s u l t so ft h e f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s ，i ti sd e m o n s t r a t e dt h a tt h es t r e n g t ha n dt h ef a t i g u eo ft h e f l a n g es y s t e mw i um e e t c o d er e q u i r e m e n t s k e yw o r d s ：r i s e r ；f l a n g e ；b o l t ；s t r e n g t hs t u d y ；f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s 哈尔滨工程大学 学位论文原创性声明 本人郑重声明：本论文的所有工作，是在导师的指导 下，由作者本人独立完成的。有关观点、方法、数据和文 献的引用已在文中指出，并与参考文献相对应。除文中已 注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已 经公开发表的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个 人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到 本声明的法律结果由本人承担。 作者( 签字) ：垦揖 日期：缪年月3 日 哈尔滨工程大学硕士学位论文 1 1 课题目的与意义 第1 章绪论 2 l 世纪是海洋资源开发的新世纪，世界各国把开发海洋、发展海洋经济 和海洋产业作为国家发展的战略目标。8 0 年代以来，美、日、英等国都相继 提出了优先发展海洋高技术的战略决策。1 9 8 5 年，美国率先制订全球海洋 发展战略与规划，日本政府制订了面向2 1 世纪海洋开发推进计划，英 国海洋科技协调委员会发表9 0 年代英国海洋科技发展报告。我国“九 五”期间，国家8 6 3 高技术计划海洋领域项目正式启动，标志着我国进 入了国际开发海洋的行列。 随着陆上可用资源日益短缺和近海资源开发日益成熟，海上资源勘探、 开发与利用正迅速向深海区域发展。据有关报告指出，世界成熟浅水区域油 气新发现的规模正大幅下降，而在占全部海洋面积8 0 的深海区域蕴藏着丰 富的油气资源，超过1 0 0 0 米水深的油气田的平均储量规模将是浅水区域的两 倍以上，勘探投资拥有较高的回报率，因此海洋开发逐渐向深水进军。尽管 深水勘探钻井比大陆架和陆上钻井的总费用支出高，但是在深水区域能获得 更多的油气储量，因此总体上平均单位发现成本并不高n 1 。 不管海洋油田开发采用何种浮式方案，都需要使用立管系统，它是海洋 基础结构的关键组成部分，是连接水下井口与水上浮体，内有各种用途管路 的管状通道。下端通过万向节与海底井口连接，其上端与平台或船舶底部的 滑移节配合。其内部一般有高压的油或气流通过，且处于复杂的海洋环境中， 外部承受波浪、海流荷载等的作用，所以它薄弱易损。立管接头作为立管连 接的主要部分，其作用显得更为重要，若立管接头系统的结构不合理或结构 强度不够，可能会浪费安装及维修时间，甚至造成立管系统的破坏，造成油 气泄漏，不仅工程本身遭受损失，污染环境，而且可能造成严重的次生灾害。 立管接头是一种快速装卸立管的方式。在安装和操作时，立管法兰可以 传递立管重量给安装架。并且给辅助管线和浮力装置产生的反作用力提供支 哈尔滨工程大学硕士学位论文 持。它在传递立管承受载荷的过程中起到重要作用。立管接头主要有五种型 式，其中一种为螺栓法兰连接，它既是一种可拆联接件，又是一种承压密封 件。法兰接头是由法兰一被连接件：垫片一密封元件：螺栓、螺母一连接 件组成。 法兰连接一般是由为保证立管、管道和设备正常而又安全运行，法兰连 接应作到： 。 1 有足够的强度，不因可拆卸连接的存在而削弱整体结构的强度，连接 结构本身也要能抵抗所有的作用力； 2 连接处保持密封不泄漏，螺栓法兰整个系统有足够的刚度，尤其在操 作外力及温度有波动，介质有腐蚀情况下，仍能保证紧密密封； 3 能迅速并多次重复装拆； 4 经济合理乜1 。 因此本文本着满足以上要求的目的来研究立管法兰系统，为我国海洋开 发提供技术支持。 1 2 本章小结 本论文主要做了以下研究： 1 对目前采用的国内外管道法兰标准以及设计理论进行系统研究； 2 在法兰设计理论及标准研究的基础上，重点介绍美国a s m e 压力容器 规范中选用的法兰强度计算方法，即w a t e r s 法。并使用该方法对设计的法兰 系统进行理论强度校核。且对拧紧法兰所必需的预紧力及预紧力矩的取值进 行详细分析； 3 比较目前一些大型计算软件，选取埘s y s 软件。介绍该软件的主要功 能。用该软件对立管法兰系统建三维有限元分析模型，对法兰整体进行分析； 并使用该软件中的子模型法对法兰沉孔建模分析。也对螺栓建立二维有限元 模型分析螺栓受力； 4 对多种工况下法兰系统和螺栓的应力强度及疲劳分别进行分析，定量 描述法兰在设计工况下的真实应力状态和应变状态。 本论文以立管法兰接头为研究对象，将与法兰接头有相关作用的各零部 2 哈尔滨下程大学硕士学何论文 件作为一个系统( 包括上下法兰密封垫片压紧法兰的螺栓螺母等零 件) 。根据压力容器规范对法兰系统各部分强度进行理论校核。并且对立管法 兰系统分别作整体及局部有限元分析以校核法兰系统的强度和疲劳。为我国 海洋立管法兰的设计建造提供参考，并为我国海洋开发事业作出应有的贡献。 哈尔滨工程大学硕士学位论文 第2 章国内外法兰设计 2 1 立管法兰系统设计 立管系统包括许多组件，例如：法兰，管配件，密封圈，螺栓，阀门等。 这些组件必须符合立管的设计条件，并且与管线的材料，腐蚀，焊接方面要 求一致。标准的法兰材料和尺寸主要根据规范a s m eb 1 6 5 ，a p is p e c1 7 d 和 m s ss p - 4 4 而定。法兰具体计算设计根据美国a s m e 锅炉和压力容器的v i i i 部分。垫圈及螺栓是法兰的配件：垫圈的材料和尺寸主要根据a s m eb 1 6 2 0 和 a p is p e c6 a 。而螺栓的标准材料和螺栓扭矩主要根据a s m eb 1 6 5 和a p is p e c 6 a 。现行螺栓法兰连结系统设计有g b l 5 0 、a s m e 规范和d i n 2 5 0 5 标准规定的 方法。g b l 5 0 方法基本沿用美国a s m e 规范，依据垫片系数和比压力y 进行连 接设计，主要考虑了连接结构的强度。d i n 2 5 0 5 方法则注意到垫片力、介质 力使法兰产生的挠度、螺栓的拉伸、垫片的压缩、材料弹性模量在高温下的 变化以及热变形对连接密封性能的影响。现有新的a s m e 附录法引入了新的垫 片常数，并且建立了确定这些常数的实验标准，提出了紧密度的概念。紧密 性分析方法中提出了螺栓法兰连接的紧密性概念，并且规定了紧密性分析的 内容和方法，从控制泄漏率角度出发，较好地解决了泄漏率定量预测与控制 问题。但是所有这些方法中都没有引入可靠度概念，因而无法回答连接的可 靠性问题。因为垫片的性能与材料、制造工艺、设备和生产者素质等诸多因 素有关，它成一定规率的随机分布。 在设计立管法兰过程中，首先，根据实际工程条件确定所需的法兰系统 的结构形状要求；其次，根据以上所述规范对法兰系统结构尺寸反复校核修 改，至满足条件要求；然后，应用合理的有限元分析软件对所设计的法兰系 统进行有限元分析，并对结果进行研究。根据以上步骤，本论文研究设计了 海洋立管法兰系统，并对其进行检验校核。 4 哈尔滨工程大学硕士学位论文 2 2 国内外法兰标准概况 2 2 1 国外法兰标准概况 目前国际上同时存在两个不能相互代替的法兰系列。一是以美国法兰标 准( a n s i ) 为代表的法兰系列，。即“美洲法兰标准系列 ，包括英国、法国、 日本、前苏联等国家的国家标准。二是以德国法兰标准( d i n ) 为代表的法兰系 列即“欧洲法兰标准体系”，包括德国、前苏联、法国等国家的国家标准。 两个体系有完全不同的理论基础，美洲法兰体系是基于弹性分析的方法而欧 洲法兰体系则是基于塑性极限载荷分析的方法。在国际标准( i s 0 7 0 0 5 - - 1 ) 中， 同时包含了美洲和欧洲两个体系的法兰，只将欧洲法兰系列限制在p n 4 o m p a 以下，美洲法兰系列则全部被推荐使用，主要是因为美洲法兰系列结构合理、 刚性好、强度高、密封性能也相对较好。 2 2 2 国内法兰标准概况 1 9 5 8 年，我国制订了第一套法兰标准- h g 5 0 0 卜5 0 2 8 5 8 管法兰标准， 属于欧洲法兰体系。1 9 8 8 年颁布了我国第一套管道法兰的国家标准，即 g b 9 11 3 9 1 3 1 1 9 8 8 ，它是参照i s o d i s7 0 0 5 1 而制定的，其中包含了美洲 和欧洲两个体系的法兰。2 0 0 0 年颁布了2 0 0 0 年版我国的法兰标准，即现行 法兰国家标准。国内管法兰标准常用主要有四大体系，即国家标准g b 、机械 行业标准j b 、化工行业标准h g 和石油化工行业标准s h 。另外，国内还有中 国造船总公司标准c b 和电力行业标准d l 等。以下主要介绍一下国家标准、 化工行业标准、机械行业标准和石油化工行业标准： 1 国家标准 g b t 9 1 1 2 9 1 2 4 2 0 0 0 钢制管法兰系列标准，包括3 1 个法兰尺寸标 准，以及法兰型式与参数、法兰技术条件标准各1 个，共3 3 个标准，替代了 g b t 9 11 2 - 9 1 2 4 9 1 9 8 8 和g b t 9 1 2 5 1 9 8 8 共计1 6 9 个标准。 该标准中的p n o 2 5 、p n o 6 、p n i 0 、p n i 6 、p n 2 5 、p n 4 0 、p n 6 3 、p n i o 0 和p n l 6 o m p a 法兰尺寸属于欧洲法兰体系；p n 2 0 、p n s 0 、p n l l 0 、p n l 5 0 、 p n 2 6 0 和p n 4 2 o m p a 法兰尺寸属于美洲法兰体系；这些法兰尺寸均可以与欧 哈尔滨工程大学硕十学位论文 洲和美洲相应压力等级的法兰尺寸互换。 2 化工行业标准 h g 2 0 5 9 2 2 0 6 3 5 1 9 9 7 钢制管法兰、垫片、紧固件系列标准，本标 准的特点是将欧洲体系和美洲体系分为两大类别，分别制定了相应的法兰尺 寸、技术条件、压力一温度等级、焊接接头和坡口尺寸以及配套使用的垫片、 紧固件标准：除此之外还制定了钢制管法兰、垫片紧固件选配规定，美洲 体系中编入了属于大直径钢制管法兰的内容，所有法兰尺寸同样与欧洲 和美洲相应压力等级的法兰尺寸一一互换。 3 机械行业标准 j b t 7 4 8 6 2 - - 1 9 9 4 管路法兰系列标准，仅适用于公制管的连接， 这主要是参照前苏联的法兰标准并考虑国内的钢管使用习惯及供应情况而制 定的。 4 石化行业标准 s h 3 4 0 6 1 9 9 6 石油化工钢制管法兰系列标准，其相对国标和化工行 业标准而言，类型较少，体系比较单一。其主要特点为：钢管外径采用与英制 尺寸相似并圆整为整数的单一尺寸系列：法兰尺寸和压力等级为单一的美洲 体系：包括了大直径法兰的内容。 2 2 3 国内外法兰标准关系 国内法兰标准采用的参考标准均为i s 0 7 0 0 5 - i 、d i n 法兰标准和a n s i b 1 6 5 ( 石化标准包括a n s ib 1 6 4 7 ) 标准，只有机械工业标准采用的是苏联法 兰标准，但也属于欧洲法兰体系。因此各标准之间的替换性和标准法兰的互 换性非常明显。在化工行业标准的使用基础上，我国的国家法兰标准吸取了 其优点，完善了其整体结构修订的。两个标准中的法兰型式、尺寸、技术要 求、压力温度等级基本一致或等同。 i 美洲体系 i s 0 7 0 0 5 - i ：1 9 9 2 、a n s ib 1 6 5 、a n s ib 1 6 4 7 、g b t 9 11 2 9 1 2 4 2 0 0 0 美 洲体系( 大直径法兰除外) 、h g 2 0 6 1 5 2 0 6 2 6 1 9 9 7 、s h 3 4 0 6 1 9 9 6 、b s l 5 6 0 、 j p i 一7 s 一1 5 、n fm 8 7 尺寸互换。 6 哈尔滨t 程大学硕+ 学位论文 2 欧洲体系 i s 0 7 0 0 5 1 ：1 9 9 2 、d i n 、g b t 9 11 2 9 1 2 4 2 0 0 0 欧洲体系( 英、米制) 、 j b t 7 4 8 6 2 1 9 9 4 、h g 2 0 5 9 2 2 0 6 0 5 1 9 9 7 、h g j 4 4 7 6 1 9 9 1 、j b 8 1 8 5 1 9 5 9 、h g 5 0 0 3 , 、- - 5 0 2 3 1 9 5 8 尺寸互换。 2 3 计算法兰种类和条件 由于存在两个法兰体系，所以在校核法兰强度时，需要分别采用不同的 计算方法。其中欧洲体系法兰可以分为带颈对焊法兰、法兰、活套法兰环、 活套法兰对焊焊环四种类型，是按照d i n 2 5 0 5 法兰连接计算方法进行计 算；而美洲体系中的法兰分为活套型、整体型和任意型三种类型，其计算方 法分为活套型和整体型二种，任意型可根据管子与法兰焊接情况，归到活整 体型进行计算。 2 4 法兰强度设计的基本理论方法 法兰设计需要解决连接件具有足够的强度和保证整个操作过程中不产生 泄露。一般来说，由于法兰连接件强度是通过力学模型计算的，因此较容易 满足要求。但法兰连接密封主要取决于法兰的制造质量、螺栓的选取、密封 件的选取及整个密封系统的装配质量。即使是同一批产品，其质量差异及装 配状况都对密封性能有很大的影响。因此，严格地说，密封计算只能是近似 的。以下介绍法兰强度的设计方法，其主要分为三类：基于材料力学的分析 方法、基于弹性分析的方法和基于塑性极限载荷的分析方法。 1 基于材料力学的分析方法 该分析方法主要分为巴赫法和t y 810 0 法。巴赫法是将高颈法兰设想成沿 圆周展成以悬臂梁的简单方法，此法着重强调了法兰的径向变形；t y 8 1 0 0 法 是将法兰环视为一内外周边简支的圆环，在环内缘上作用有均布的垫片力， 在螺栓中心圆圆周上作用有均布螺栓力，此法重强调了法兰的环向弯曲变形。 以上两种方法都未考虑锥颈应力，只能属于过于简化的近似方法。 2 基于塑性极限载荷的方法 该计算方法的出发点，并不注重于法兰本身的应力水平，而是着眼于法 7 哈尔滨工程大学硕士学位论文 兰联接的密封性能。因此对法兰的强度计算是以极限设计的概念进行的，而 对整个“联接的密封性能的检验是通过制作一个“载荷一变形 图的办法 来加以确认的。但是，“载荷一变形的制作过程所需要的垫片的回弹性能，比 压、垫片系数等物性参数的数据准确性尚存问题。此外，此图的制作过程十 分烦琐。在a d 规范的法兰设计方法中，免去了密封性能的检验步骤，因此， 采用这种方法设计的法兰存在密封失效的危险性。 3 基于弹性分析的方法 w a t e r s 法是此类方法中最具代表性的一种设计方法。此法在计算带颈法 兰的强度时，将整体法兰分解成3 部分：壳体、毂和法兰环，各断面上作用 有轴向力、内压力、剪力、弯矩、螺栓的上紧力、垫环处的反力等。将壳体 和毂均视为弹性基础梁，而将法兰环视为一环形平板，由它们各自变形微分 方程获得通解，然后根据三者互相的边界条件，计算法兰的弹性名义应力， 并控制适当的许用应力，以保证法兰具有足够的刚性，从而使整个联接达到 密封可靠的要求。 大量实践表明，w a t e r s 法在通常情况下能获得满意的设计结果且计算简 便。美、英、法、日等国规范相继采用w a t e r s 法，例如是美国机械工程师协 会( a s m e ) 法兰设计的理论基础，我国也才采用该法修订“三部压力容器法兰 标准和制定了钢制管法兰国家标准中的美洲体系法兰部分。虽然w a t e r s 法计算也存在一些缺陷，例如该方法略去了压力载荷所造成的的不连续应力 以及内压在圆筒、锥颈上引起的的直接薄膜应力。但h h a m a d a 曾用电子计 算机验证考察了a s m e 规范中的w a t e r s 法兰设计方法是可靠的。所以以下详 细介绍w a t e r s 法： ( 1 ) w a t e r s 法的假设与简化 法兰在设计温度下保持在弹性状态，不发生蠕变与塑性流动：作用于法兰 的螺栓载荷己经确定：螺栓载荷与力臂按假定得出。螺栓载荷与力臂的乘积即 为施加于法兰的外力矩：作用于法兰环上的力矩其分布使之可由作用在法兰 环内径和外径上的当量力偶来代替：由于沿环分布的扭矩作用而引起法兰环 中面的伸长可忽略不计：在沿环均匀分布的扭矩作用下，环形形心的径向位移 可忽略：法兰环的挠曲或转角很小，所以两种载荷系统( 见图2 1 ) 和它们的弹 性作用成线性关系，整个问题可用叠加法求解：将锥颈和筒体视为薄壳，它们 哈尔滨工程大学硕士学位论文 的中面半径可由其内径近似代替，并假定大端的径向位移为零。 耸 量 暑t 与 宝 拳l 抽 轴 与 a ) 假定的第一部分载荷b ) 假定的第二部分载荷c ) 假定的第三部分载荷 图2 1 假定法兰载荷分布 ( 2 ) 计算模型 w a t e r s 法忽略不处理压力径向作用引起的法兰各元件边界连接处的不 连续应力以及轴向作用引起的简体与锥颈中的薄膜应力。此法的强度分析以 图2 1c ) 的载荷进行考虑。可以假想地把法兰分解成三个部分如图2 2 ： 圆筒体：将其视为承受沿边缘( 墨= 0 ) 均匀分布的弯矩虬和剪力线作用 的圆柱壳。 颈部：视为线性变厚度的圆柱壳，在e = 0 的小端处作用有沿边缘均匀分 布的弯矩蚝。和剪力q h o 。在e = h 的大端处作用有均布的弯矩眠。和剪力绕。 法兰环：将其视为环形薄板，在其内外边缘上作用有均布力，由其构 9 翔嘣譬 多 k。、 、一 n奶区一 哈尔滨丁程大学硕+ 学位论文 成力矩形= ( 吃- ，i ) 爿，( 其中为均布力w o 之总值，m o 为法兰设计力矩) 另外还作用有沿内圆周均布的弯矩形。，其值： 。 w w o 鸠。= 坞。+ q 。互t 一枷o 、户0 ，、日n 一w m 、e 一 水辟 叫口：! ! j 图2 2 法兰载荷分布图 ( 3 ) 通过建立内力平衡方程和变形协调方程，可得到它们边界上的诸未 知内力，进而按板壳理论可方便地计算出法兰上任一点的挠度、转角和应力 值。并比较得出法兰三个方向的最大应力值分别为：法兰轴向应力仃：、法兰 径向应力盯，和法兰环向应力吼。 2 5 有限元法 经典的法兰设计方法所建立的法兰力学模型都是建立在一定的假设和近 似条件下，其求解的结果只是反映根据一定的理论分析和实际情况总结的若 干危险截面的应力，并不能很好的反映整个法兰的受力情况及变形过程。但 是随着计算机分析技术的蓬勃发展，特别是有限元技术的发展，使得复杂结 构的应力计算成为可能。采用有限单元法进行法兰模型的仿真分析可以直观 的得到整个法兰的应力应变及变形过程等多种分析结果，且分析结果真 1 0 k 一户、一0aa一 亩【)cl琵 一 一 i 等一 哈尔滨t 程大学硕士学何论文 实可靠，因此现在有限元数值分析方法己经成为法兰连接分析的重要方法 陉- 引。之前，p o w e r h l 曾对三种不同类型的法兰，在只承受内压作用下，通过三 维建模方法来研究接触压力变化和法兰，螺栓中的应力状况。其中法兰密封 能力根据接触压力或者叫接触面压力来衡量。近来，c a o 嘲在法兰紧固和正常 工作情况下，考虑垫片的非线性，用三维有限元分析，对法兰的强度和密封 能力进行研究。f u k u o k a 哺1 研究了螺栓对应力的分担，螺栓上紧次序的影响等。 2 5 1 有限元法简介 固体力学的有限元法是力学、计算数学及计算机等学科综合体系所提供 的结构应力分析方法。它以最小势能原理为基础，通过对结构进行离散( 划分 网格) ，形成单元刚度阵和右端项( 载荷项) ，并以适当的方法解方程，求出节 点的位移和应变，最后计算结构应力的一种方法。这种方法的特点，是把连 续的弹性体分割成仅在有限个节点处相连的有限个单元，并以此来代替原来 的连续弹性体，然后建立单元组合体的支配方程( 即位移法的节点平衡方程或 力法的位移协调方程) ，并求解。 f ) = k 】 x ( 2 1 ) 式中： f 卜力 k 一一冈0 度矩阵 x 卜一一位移矩阵 有限元法有很强的适用性。由于单元能按不同的联结方式进行组合，且 单元本身又可以有不同形状，因此用有限元法可以模拟几何形状复杂的求解 域：还便于处理非均质材料，非线性应力一应变关系以及复杂的边界条件等难 题。在立管法兰分析中，若需要对法兰进行全面的强度校核或判定其结构是 否合理时，需要知道结构中各部位的详细应力情况，对于一些载荷和结构复 杂的设备，用常规方法是难以准确计算其应力的，这就需要用有限元法来进 行应力分析计算。 近三十年来有限单元法的理论和应用都得到迅速的、持续不断的发展。 已经由弹性力学平面问题扩展到空间问题、板壳问题，由静力平衡问题扩展 到稳定问题、动力问题和波动问题。分析对象从弹性材料扩展到塑性、粘弹 哈尔滨工程大学硕士学何论文 性和复合材料等，从固体力学扩展到流体力学、传热学等连续介质力学领域。 有限元作为一种数值分析的方法，为复杂形状的结构分析及过程分析提 供了一种精确可靠的手段，在当今各个设计、生产、制造等不同工程应用领 域中广泛使用，在工程分析中的作用已从分析和校核扩展到优化设计，并成 为计算机辅助设计的分支。 2 5 2 应力分析设计 对弹性应力分析结果进行正确的应力分类是分析设计的关键环节。应力 分类的目的是为了对不同类别的应力进行不同的限制，根本原则是按照该种 应力对容器失效所起的作用的不同进行分类。分类的依据有下面4 个方面盯8 1 ： 1 应力起因：由机械载荷( 包括压力) 或热载荷引起，或为了满足变形协 调条件而产生； 2 应力范围：是总体的、局部的或集中的； 3 应力沿厚度分布：均匀的、线性的或非线性的； 4 应力性质：非自限的或自限的。 基于准等强度原则，按照应力导致容器破坏所起的作用，即同样大小的 应力对压力容器安全所造成的危害，平衡外载荷产生的无自限性应力大于变 形协调产生的自限性应力：遍布容器总体上的应力大于局部区域的应力：沿壁 厚均匀分布的薄膜应力大于线性分布的弯曲应力：总体结构不连续应力大于 局部结构不连续应力等等。因此，遍布容器总体、由机械载荷引起、满足静 力平衡、沿壁厚均匀分布的无自限性应力，即一次总体薄膜应力对容器失效 所起的作用最大。而局部结构不连续、沿壁厚非线性分布的自限性应力，例 如应力集中不会引起容器明显变形，对总体静强度失效作用很小，其危害性 在于可能导致疲劳裂纹或脆性断裂。因此，按产生应力的原因与条件、应力 性质和应力存在区域的大小，将容器上的应力分为三类共五种即一次总体薄 膜应力、一次局部薄膜应力、一次弯曲应力、二次应力和峰值应力内1 。 根据j b 4 7 3 2 1 9 9 5 钢制压力容器一分析设计标准及美国a s m e 锅炉及 受压容器规范第八卷，以上应力定义如下n 1 2 7 2 钔： 1 一次应力( p r i m a r ys t r e s s ) 1 2 哈尔滨工程大学硕士学位论文 由平衡压力与其他机械载荷所必需的内力或内力距产生的法向应力或剪应 力。一次应力属于非自限性应力，达到极限状态，即使载荷不再增加，仍可 产生不可限制的塑性流动，直至破坏。分以下三类： ( 1 ) 一次总体薄膜应力己( g e n e r a lp r i m a r ym e m b r a n es t r e s s ) 沿厚度方向均匀分布，影响范围遍及总个受压元件，一旦达到屈服点， 受压元件整体发生屈服，应力不重新分布，一直到整体破坏。例如，薄膜圆 筒中由受内压引起的环向薄膜压力。 ( 2 ) 一次局部薄膜应力异( p r i m a r yl o c a lm e m b r a n es t r e s s ) 应力水平超过一次总体薄膜应力而影响范围仅限于结构局部区域的一次 薄膜应力。局部应力区指沿经线方向延伸距离不大于1 o ( r t ) “2 ，应力强度超 过1 i s m 的区域，r 为第二曲率半径，s m 为材料的设计应力强度值。应该强 调指出在标准中，一次局部薄膜应力是指局部应力区薄膜应力的总量，即在 局部应力区内己为层的组成部分。当结构局部发生塑性流动时，这类应力将 重新分布，但若不加限制，当载荷从结构的某一部分传递到周边地区的结构， 有可能产生过度塑性变形而致破坏。在壳体与固定支座或与接管连接处有外 加载荷引起的薄膜应力便是一次局部薄膜应力的实例。由结构不连续效应产 生的一次局部薄膜应力，具有一定的自限性，表现出二次应力的特征，不过 从保守和方便的角度考虑仍划为一次应力。 ( 3 ) 一次弯曲应力只( p r i m a r yb e n d i n gs t r e s s ) 平衡压力或其他机械载荷所需沿厚度方向线性分布的弯曲应力，例如周 边简支的受侧面压力圆平板中心处的弯曲应力。 2 二次应力q ( s e c o n d a r ys t r e s s ) 在外部载荷下，由于相邻构件间的约束或构件自身的约束引起，需要满 足变形连续条件，包括法向应力和切向应力都称为二次应力，具有自限性。 构件发生局部屈服和小量塑性变形就可以使变形协调条件得到部分或全部的 满足，从而限制塑性变形不再发展，并可以缓解以至消除产生这种应力的原 因。只要不重复加载，二次应力不会导致结构的破坏。在结构内的一次应力 能确保安全承受外载以及材料有足够的延性的前提下，二次应力水平的高低 对结构承受静载能力并无影响，只在循环和交变载荷下，二次应力会导致结 构丧失安定。 哈尔滨工程大学硕士学何论文 3 峰值应力f ( p e a ks t r e s s ) 有局部结构不连续和局部热应力引起的叠加到一次加二次应力上的应力 增加量，不会引起明显的变形，一般同时具有自限性和局部性，其危害性仅 仅是引起疲劳或脆性断裂，例如壳体与接管连接处由于局部结构不连续所引 起的超过一次和二次应力的应力增量。 各类应力对失效所起的作用不同，因而用不同的条件进行限制。机械应 力以极限载荷为界限：不连续应力和热应力以安定载荷为界限。当反复受载需 要做疲劳分析时，以疲劳试验应力幅为界限。分析设计对各类应力强度的限 制如下： p ，k s ， ( 2 - 2 ) 式中：己一一次总体薄膜应力，k s i k 一一载荷组合系数 s ，一一材料的许用应力强度，k s i e 1 5 k s ， ( 2 - 3 ) 式中：只一一一次局部薄膜应力，k s i 圪+ 忍1 5 k s y ( 2 4 ) 式中：一一次弯曲应力，k s i 忍+ 忍+ q 3 k s y ( 2 5 ) 式中：q 一一二次应力，k s i 忍+ 忍+ q + f s o ( 2 6 ) 式中：f 一峰值应力，k s i 鼠一一材料的许用应力强度幅，k s i 在压力容器的应力分析设计过程中，压力容器部件设计所关心的是应力 沿壁厚的分布规律及大小，可采用沿壁厚方向的“校核线”来代替校核截面。 而基于弹性力学理论的有限元分析方法是一种对结构进行离散化后再求解的 方法即它计算出来的是结构离散化后结点的应力值。因此需将结点上的应力 值进行处理以获得所选“校核线”上的应力分布规律及大小。根据上述原则， 对所选“校核线 上的应力进行分类，得出各类应力的值，若满足强度要求 则所设计容器是安全的阳1 。 1 4 哈尔滨工程大学硕士学位论文 由于立管法兰属于压力容器，因此本论文采用以上方法对法兰强度进行 校核。 2 6 本章小结 本章叙述了国内外管道法兰的标准概况以及法兰设计研究的发展情况， 给出了现有几种典型的法兰设计方法，并对各种方法进行了比较，得出如下 结论： 1 目前国际上工业发达国家的法兰国家标准均可归结为两个体系，“美 洲法兰体系和“欧洲法兰体系”。法兰国家标准中的法兰品种、规格、尺 寸等均等效采用了国际标准，但法兰材料牌号和美国材料以及德国材料不能 完全对应，因此存在法兰强度校核问题以及密封性能否保证的问题。 2 目前法兰设计和分析方法归纳起来主要可分为三类，即基于材料力学 的分析方法、基于弹性分析的方法和基于塑性极限载荷的分析方法。比较常 用的是基于弹性分析的w a t e r s 法和基于塑性极限载荷的d i n2 5 0 5 方法。但 现有的法兰设计方法均是在一定假设条件下，根据经验对法兰设计的一种校 核计算。虽然大量的经验证明了这种假设的正确性，但是很难定量描述这些 假设的合理性，及其计算结果的安全裕度，无法给出法兰在设计工况条件下 的真实应力状态和应变状态且很难有效说明哪种法兰设计方法更加合理，更 加经济有效。 随着科学技术特别是计算机技术的高速发展，使得定量描述法兰在设计 工况下的真实应力状态和应变状态，以及正确评价法兰设计假设的合理性、 计算结果的安全裕度、设计方法的经济有效成为可能。 哈尔滨丁程大学硕十学位论文 第3 章法兰系统强度计算及校核方法 3 1 法兰强度计算分析 3 1 1 法兰强度设计计算n u 法兰的设计计算主要分三个部分：垫片计算、螺栓计算、法兰计算。本文 主要介绍w a t e r s 法计算程序。 3 1 1 1 垫片计算 1 预紧状态下需要的垫片最小压紧力 只= 3 1 4 b g v u ( 3 - 1 ) 式中：最一一预紧状态下需要的垫片最小压紧力，l b g 垫圈反作用力处直径： 当b o 0 2 5 i n ，g = 垫片接触面平均直径，i n 当玩 0 2 5 i n ，g = 垫片接触面外平均直径减去2 b ，i n b 一垫片有效接触宽度，i n y 一垫片或法兰接触面的单位压紧载荷，1 b 2 操作状态下需要的垫片最小压紧力 昂= 2 b x 3 1 4 g m p ( 3 2 ) 式中：昂一一操作状态下需要的垫片最小压紧力，l b m 一一垫圈系数 尸一一一设计内压，p s i 3 1 1 2 螺栓计算 螺栓设计包括螺栓载荷计算、螺栓总截面积计算、螺栓设计载荷计算三 部分，主要如下内容： 1 6 哈尔滨t 程大学硕士学位论文 1 螺栓载荷计算 ( 1 ) 操作情况：由于流体静压力产生轴向力促使法兰连接分开，而法兰螺 栓必须克服此种端面截荷，并且在垫片或接触面上维持足够的压紧力，以保 证紧密。整个计算按设计温度进行。 既l = 日+ 砟= 0 7 8 5 g 2 p + ( 2 b 3 1 4 锄尸) ( 3 3 ) 式中：w r m 。一一操作时所需的最小螺栓载荷，1 b h 一总流体静压轴向力，l b b 一垫片有效接触宽度，i n g 一垫圈反作用力处直径： 当b o 0 2 5 i n ，g = 垫片接触面平均直径，i n 当6 0 0 2 5 i n ，g = 垫片接触面外平均直径减去2 b ，i n 日。一联接接触面总压紧载荷，l b m 一垫圈系数 p 一设计内压，p s i ( 2 ) 预紧螺栓情况：在安装时，需将螺栓拧紧而产生的初始载荷，使法兰 面压紧垫片。此种情况是在大气压力和常温下进行的。 既2 = 3 1 4 b g y ( 3 4 ) 式中：既：预紧时所需的最小螺栓载荷，l b y 一垫片或法兰接触面的单位压紧载荷，l b 2 螺栓总截面积a m 的计算 ( 1 ) 操作情况： 4 1 = 既li s , ( 3 5 ) 式中：如。一操作情况下所需螺栓螺纹根部总截面面积如：，i n 2 矾一一操作时所需的最小螺栓载荷，l b 最设计温度下的螺栓许用应力，p s i ( 2 ) 预紧螺栓时： 4 ，2 = 既2 s , ( 3 6 ) 式中：以。一预紧螺栓时所需螺纹根部总截面面积，砌2 既：一一预紧时所需的最小螺栓载荷，l b 1 7 哈尔滨丁程大学硕士学位论文 所需的螺栓总截面积4 ，i 取4 。，4 ，l ：中的较大值。实际的螺栓总截面积 不得小于4 。 3 螺栓设计载荷 ( 1 ) 操作情况： w = 既1 ( 3 7 ) 式中：形一一法兰设计螺栓载荷，l b ( 2 ) 预紧螺栓时： w ：( 生鱼2 昱 2 式中：形一一法兰设计螺栓载荷，1 b 如一一所需螺栓总面积，取如。、如：中较大者，i n 2 4 一螺栓的螺纹根部实际总计面积，i n 2 3 1 1 3 法兰计算 ( 3 - s ) 为了进行法兰计算，将法兰分为如下两种：整体法兰、活套法兰，其示例 图分别见图3 1 和图3 2 。 图3 1 整体法兰图3 2 活套法兰 法兰计算内容主要包括法兰力矩计算、法兰应力计算、强度条件校核三 部分，主要内容如下： 1 法兰力矩计算： ( 1 ) 操作情况：在操作情况下法兰总力矩按下式计算： m o = m d + m t + m g = h d h d + h t k + h g h g 婚固) 1 r 哈尔滨下程大学硕+ 学位论文 式中：m o 一一操作时作用于法兰上的总力矩，i n 一l b m d 由于风引起的弯矩，i n - l b m t 一由于h t 引起的弯矩，i n - l b m a 由于玩引起的弯矩，i n 一l b 风一一作用在法兰内直径面积上的流体静压轴向力， = 0 7 8 5 8 2 p ，l b 。 h d 一一从螺栓圆至风作用处的径向距离，i n ，由表3 1 取 肌总的流体静压轴向力与作用在法兰内直径面积上的流体静压 轴向力之差，h t = h h a = o 7 8 5 p ( g 2 一b 21 ，l b h t 从螺栓圆至珥作用位置处的径向距离，i n ，由表3 1 取 风一一作用于法兰的垫片载荷( 法兰螺栓设计载荷与总的流体静压 轴向力之差) ，= h a = 2 b x 3 1 4 g 聊尸，1 b h g 一从螺栓圆至玩作用处的径向距离，i n ，由表3 1 取 表3 1 操作情况下法兰载荷力臂 整体法兰 r + 0 5 9 l( r + 蜀+ ) 2( c g ) 2 活套法兰 ( c b ) 1 2( + ) 2( c g ) 2 ( 2 ) 预紧螺栓时： m o = w ( c - g ) 2 式中：一操作时作用于法兰上的总力矩，i n - l b c 一一螺栓直径，i n 矿一一法兰设计螺栓载荷，1 b 2 法兰应力计算 ( 1 ) 整体法兰应力按以下法兰力矩确定： a ) 法兰颈的轴向应力q ： s h 0 - 1 = 器 式中：一法兰颈部的轴向应力，p s i ( 3 - 1 0 ) ( 3 - 1 1 ) 哈尔滨t 程大学硕士学位论文 q 一法兰颈部的轴向应力，p s i g m m 法兰根部厚度，i n b 一一法兰内径，i n 厂一一一系数 三一一系数 b ) 法兰盘的切向应力： s t = 0 2 = 等一z s 尺( 3 - 1 2 ) 式中：研一法兰中的切向应力，p s i c r 2 一一法兰中的切向应力，p s i b 一法兰内径，i n 操作时作用于法兰上的总力矩，i n 一1 b t 一法兰厚度，in 】，一与k 有关的系数 z 一一一与k 有关的系数 & 一一法兰中的径向应力，p s i c ) 法兰盘的径向应力吒： s r 一- - o - 3 = 警( 3 - 1 3 ) 式中：& 一一法兰中的径向应力，p s i q 一一法兰中的径向应力，p s i m o 一一操作时作用于法兰上的总力矩 b 一法兰内径，i n 三系数 e 一一系数：整体法兰，= 二1 - 活套法兰，= 粤 ( 2 ) 活套法兰应力按以下法兰力矩确定： a ) 法兰颈的轴向应力o - ，： 品= o - , = 0 ( 3 1 4 ) 哈尔滨工程大学硕十学位论文 b ) 法兰盘的切向应力仃： 溅茄吒2 等 品= 吒= 0 ( 3 - 1 5 ) ( 3 - 1 6 ) 3 法兰的许用应力 a ) 轴向应力矾 。 因为轴向应力是沿截面不均匀的弹性弯曲应力，而且沿轴向迅速衰减， 因此按照极限设计的观点，局部点的屈服，并不影响法兰承载，所以循序下 列要求： 如图3 1 所示的整体法兰：0 - 1 1 5 p 】f ，与2 5 o - ：中的较小值 如图3 2 所示的带径活套法兰：0 i 1 5 p 】f r b ) 径向应力， 0 - 2 仃】f ， ( 3 1 7 ) c ) 环向应力0 - ， 巳 盯】r ， ( 3 1 8 ) d ) 法兰组合应力 当颈部法兰盘两个应力平均值其中之一有小量屈服时，颈部与法兰盘所 承受的力矩将重新发生分配，较弱部分不能承受部分将转移给较强的部分。 为了不使法兰产生过大的变形而发生泄漏，宁愿颈部屈服而不致法兰盘屈服。 因此，法