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1、計算模型與邊界條件
根據等徑三通+長徑彎頭組合管件的結構對稱性,取其1/2作為計算模型(圖3)。
在對稱面上,給予對稱約束；在管程端面施加x、y和z方向約束；在彎頭端面施加軸向位移約
束。根據彎頭壁厚計算公式,確定其最高工作壓力為6.4MPa；在出口端面施加等效壓力載荷,
則等效壓力載荷p1為:
式中 p———施加的內壓,MPa；
D0———管件外徑,mm；
D1———管件內徑,mm。
2、計算模型網格的劃分
計算模型的網格劃分如圖3所示。采用八節點三維實體單元Solid45,計算采用參數化分析,單元節點數隨不同模型參數有所不同,對于轉角部位進行網格細化。
3、計算模型的建立和導入
筆者利用UG造型軟件快速準確的建模特長,克服ANSYS軟件建模能力的不足,利用ANSYS軟件與UG造型軟件的快速方便的接口,能有效提高建模速度,提高模型質量,簡化分析工作。
筆者經大量的研究實踐,得到了一條穩定可靠的模型導入操作形式,并大量借助命令流來控制所有流程,大大地提高了分析效率。導入模型關鍵命令如下:
～PARAIN′文件名,xt,′文件路徑′,SOLIDS,0,0
/FACET,FINE
VPLOT
4、結果分析和討論
4.1組合管件受力特性
圖4為組合管件在最高工作內壓6.4MPa下,轉角半徑分別為r=4、10、16mm時的有限元應力分析云圖。
從圖4中可以看出:
a.組合管件的最大應力發生在三通轉角區域的內壁,在最大內壓p=6.4MPa的作用下,3種規格的組合管件的最大應力強度分別為208.2、262.7、217.1MPa。
b.當轉角半徑較小時(r=4mm),三通轉角區域的應力集中嚴重。當轉角半徑較大時(r=16mm),應力分布趨向均勻,但轉角內壁的應力集中還是比較明顯,兩者應力強度很接近。當轉角半徑r=10mm時,轉角區域的應力集中和結構整體的應力分布均比較平緩和均勻,最大應力強度高于上述兩者。
4.2組合管件在不同轉角半徑下的載荷-最大應變曲線
圖5為組合管件含在不同轉角半徑下最大應變點(三通轉角內壁)的應力-應變曲線。
從圖5中可以看出,不同的轉角半徑對最大受力點的承載能力有比較大的影響,在相同的內
壓條件下,當轉角半徑在r=8～10mm區間時,其應變量最小,受力最均勻,實際承載能力最強。
4.3 組合管件在不同轉角半徑下的極限載荷分析
根據圖5的應力-應變曲線,采用ASME《鍋爐和壓力容器規范》和JB4732-1995《鋼制壓力容器———分析設計標準》推薦的二倍斜率法確定塑性彎矩,得到不同轉角半徑下組合管件的塑性極限載荷(圖6)。
從圖6中可見,轉角半徑r太小時,應力集中系數較大,對管件強度不利。當轉角半徑r增大到一定值后,轉角半徑增大反而增大了轉角處的應力系數。而轉角半徑r過大時,應力集中衰減區域增大,對強度也不利?？梢娒つ吭龃筠D角半徑并不一定能有效地改善肩部轉角處的受力狀況,合理的轉角半徑應該綜合考慮降低應力集中系數和減小高應力集中區兩個因素。對DN40mm×2.5mm不銹鋼等徑三通+長徑彎頭組合管件,其最佳轉角半徑范圍為8～10mm(r/D=0.17～0.21),此時其塑性極限載荷為14.06～14.13MPa,而其理論估算值為50.57MPa,因而不能采用現有的公式來估算組合管件的塑性極限載荷,否則會做出錯誤的判斷,這方面的工作有待進一步研究。
4.4 組合管件在不同轉角半徑下的安全性分析
根據計算得到的在不同轉角半徑下的組合管件塑性極限載荷,按照ASME《鍋爐和壓力容器規范》第8卷第2分冊中:“設計載荷不能超過極限載荷下限值的2/3”的規定,取極限載荷的2/3作為許用載荷,分別得到不同轉角下組合管件的許用內壓,見表2,并對其安全性做出了判斷。
安全性評價表明,當三通轉角半徑r與管外徑D之比為0.17～0.21時,其安全裕度最高,此時安全系數n=1.47,這對于保證壓力管道系統的安全性具有重要意義。
