复合管组件试压工装设计和应力分析

滕万凤* 孙万仓

（西安优耐特容器制造有限公司）

随着科技不断发展，单种金属材料在许多情况下难以满足工业需求[1]。复合管接头因其两端材料不同，可用于连接两端有不同工艺要求且材料不同的设备。其中钛合金-不锈钢爆炸复合管接头在航空航天以及核工业领域中有很重要的用途[2]。为了保证复合管组件的强度和可靠性，在组件与设备焊接之前，就要通过压力试验来检验其焊接接头的质量[3]。

复合管组件压力试验时需要设计合理的工装。法兰连接是压力容器及压力管道中使用最为广泛的可拆连接结构[4]。本文针对一批复合管组件的压力试验，设计了一种两端加持式法兰盖工装，对预紧工况和压力试验工况下工装法兰盖的厚度、螺栓设计载荷以及管接头组件的稳定性进行了理论计算。并且借助ANSYS软件对管接头组件及工装在两种工况下的受力情况进行应力分析。

图1为复合管组件及压力试验工装简图，压力试验工装由两端法兰盖、螺栓、螺母和垫片构成。表1为压力试验工况下复合管组件的设计参数，压力试验采用水压试验，试验压力为1.35 MPa，试验温度为常温，法兰盖材料选用Q345R，密封面型式为FF型，垫片选用非金属软垫片PTFE，螺柱选用8.8级，螺母选用8级。

图1 复合管组件及压力试验工装简图

表1 设计参数

压力试验的目的是检验设备或零部件的整体强度和可靠性，是对其选材、设计、制造质量的综合性进行检查。而压力试验过程中，如果压力试验工装强度或密封性存在问题，整个压力试验过程会十分危险[5]。因此，为确保管复合管组件压力试验的安全顺利进行，需要对以上工装各元件进行强度校核。

2.1 两端法兰盖的设计和计算

法兰盖的外径、螺栓中心圆直径，螺栓数量及大小可先参照HG/T 20592—2009《整体法兰尺寸及公差》进行选取。为了减小法兰力矩，在保证最小螺栓截面积和扳手操作空间的基础上，螺栓中心圆直径适度减小，法兰盖外径也相应缩小。法兰盖厚度可参照GB/T 150.3—2011《压力容器 第3部分：设计》中5.9平盖计算中的公式：

式中：δp——法兰盖的计算厚度，mm；

Dc——法兰盖的计算直径，mm；

K——结构特征系数，应分别取其预紧状态式

（2）及操作状态式（3）的K值代入式（1），取较大值；

pc——计算压力，即压力试验压力，MPa；

[σ]t——设计温度下法兰盖的许用应力，MPa；

φ——焊接接头系数。

预紧状态下，结构特征系数K值计算式如下：

操作状态下，结构特征系数K值计算式如下：

式中：LG——螺栓中心至垫片压紧力作用中心线的径向距离，mm；

Dc——法兰盖的计算直径，mm。

2.2 螺栓的设计与载荷计算

螺栓的布置可根据法兰径向尺寸及螺栓间距的最大最小限定值进行设计，并且实际螺栓面积不应小于预紧状态与操作状态下需要的螺栓面积的较大值。此处螺栓的数量和大小应先参照HG/T 20592—2009《整体法兰尺寸及公差》标准进行选取，在满足螺栓布置的条件和最小螺栓面积的前提下，校核螺栓设计载荷。

螺栓设计载荷分预紧和压力试验2种工况。2种工况下螺栓设计载荷参照GB/T 150.3—2011标准中7.5.2.4章节，最小螺栓载荷W应取Wa和Wp中的大值。

式中：Wa——预紧状态螺栓设计载荷，N；

Wp——操作状态螺栓设计载荷，N；

Am——需要的螺栓总截面积，mm2；

Ab——实际使用的螺栓总截面积，mm2；

[σ]b——室温下螺栓材料的许用应力，MPa；

DG——垫片压紧力作用中心圆直径，mm；

b——垫片有效密封宽度，mm；

m——垫片系数。

2.3 复合管组件稳定性计算

当细长杆件受到轴向压缩力时，有可能失稳，需要考虑压杆的稳定性。由于本批复合管组件的长细比（柔度λ）有些规格较大，在压力试验前有必要先校核复合管组件的稳定性，确保杆端部承受的轴向压缩力小于临界压缩力Fcr。为便于计算，将复合管组件模型简化为直管。

压杆的柔度λ的量纲为1，综合反映杆的截面形状、长度、管端约束和尺寸对临界压力的影响。一般压杆柔度越大，越易失稳。柔度λ可按式（6）计算。

式中：λp——压杆材料比例极限下的柔度或长细比；

μ——长度因数，根据压杆两端约束条件选取，

此处压杆一端固定一端自由，取2；

l——压杆的长度，mm；

A——压杆的横截面积，mm2；

I——截面惯性矩，mm4；

E——材料的弹性模量，Pa。

当λ≥λp时，压杆为大柔度杆[6]；
当λs＜λ＜λp时，压杆为中柔度杆，仍然存在压缩下失稳问题，其中λs为中柔度杆的最小λ值；
当λ≤λs时，压杆为短粗杆，在轴向压力作用下一般不会发生失稳现象[7]。

管接头组件中包含材料钛和不锈钢，其中钛的弹性模量E1=111 GPa，不锈钢的弹性模量E2=195 GPa。基于安全考虑，计算时，假设复合管组件的材料均为钛。通过式（7）计算得到钛棒材的λp为52.3 MPa，λs为52.3 MPa。通过式（6）计算得到不同规格复合管组件的柔度λ，如表2所示。由表2可知，不同规格复合管组件柔度λ均小于λs，为小柔度杆，轴向压力作用下不会发生失稳现象。

表2 不同规格管接头组件的柔度

3.1 有限元模型

由于管接头组件及工装的受力情况较复杂，较难获得精确的应力分布情况。本文借助有限元分析方法，研究复合管组件及工装在预紧工况和压力试验工况下的应力分布情况，从而验证工装的合理性，保证压力试验顺利进行。下文以表2中DN150 mm的管接头组件为例展开研究。

图2为复合管组件及工装的有限元模型。因复合管组件及工装结构绕轴向（Z轴）具有周期对称性，而其约束、载荷也具有完全对称性，故只建立1/4模型。为了保证有限元模拟结果的准确性，对模型中不同构件定义不同的单元属性，如表3所示。

表3 各构件的单元类型

图2 复合管组件及工装的有限元模型

模型采用Solid 186高阶三维20节点固体结构单元，复合管建模时，复合管各层材料分别建模，定义不同的材料属性[8]。复合管组件不锈钢端部沿厚度方向划分3层，钛端部沿厚度方向划分6层，法兰盖沿厚度方向划分8层。为确保网格的精度，基于模型较小，最终采用3 mm单元尺寸网格划分法兰盖和螺栓组件，得到共55 945个实体单元，62 088个节点。

3.2 复合管组件及工装的载荷和约束

在预紧工况下，复合管组件及工装各零部件只受到由螺栓预紧力引起的应力。最终求得螺栓预紧力为132 560 N，单个螺栓预紧力为16 570 N，其中垫片系数（y，m）为（11 MPa，3）。而在压力试验工况下，除预紧力外，复合管组件内部压力为1.35 MPa。

复合管组件及工装进行网格划分后，对法兰盖螺栓下底面施加Z轴方向的约束，其上法兰盖及螺栓顶面无约束[9]。预紧工况时，只需对螺栓中截面添加预紧力，此处螺栓预紧力采用直接加载法[10]。而压力试验工况除了需对螺栓中截面添加预紧力外，还需对复合管组件及法兰盖内表面添加1.35 MPa的压力。此外，还需定义几个接触对：法兰盖与螺母接触面、法兰盖与管接头（钛端面侧）接触面、法兰盖与不锈钢端面接触面定义接触对，设定摩擦系数为0.3[11]。

3.3 计算结果

图3为复合管组件及工装在预紧工况下应力分布云，图4为压力试验工况下应力分布云图，图5～图7为各零部件在压力试验工况下的应力分布云。由此应力分布云图可知：

图3 预紧工况下组件工装Tresca应力分布图

图4 压力试验工况下组件工装Tresca应力分布图

图5 压力试验工况下法兰盖Tresca应力分布图

图7 压力试验工况下螺柱组件Tresca应力分布图

（1）相对于预紧工况，复合管组件及工装在压力试验工况下产生较大的应力，最大应力值为179 MPa。并且在两种工况下最大应力值均出现在下端螺柱与螺母接触处；
（2）压力试验工况下复合管组件最大应力值为138.2 MPa，法兰盖最大应力值为120.3 MPa。法兰盖的最大应力值并未出现在中心处，可见，相对于试验压力的作用，螺栓预紧力对法兰盖的作用更为明显；
（3）螺柱螺母组件在压力试验工况下产生较大的应力，最大应力值为179 MPa。并且在两种工况下最大应力值均出现在下端螺柱与螺母端部接触不连续处，该点也为复合管组件与工装的最大应力集中点。可见，虽然预紧力添加于螺柱中截面位置，但由于复合管组件及工装的约束处为螺柱下端面，最终最大应力集中点也靠近下端面。

图6 压力试验工况下复合管组件Tresca应力分布图

3.4 强度评定

复合管组件及工装在预紧工况和压力试验工况下应力按JB/T 4732—1995《钢制压力容器——分析设计标准》（2005年确认）进行应力强度评定，由于压力试验工况下的应力均高于预紧工况，此处仅对复合管组件工装各零部件在压力试验工况下的应力进行评定，评定结果如表4所示。由表4可知，各零部件应力强度评定合格。

表4 复合管组件及工装在压力试验工况下的应力评定结果

本文针对一批复合管组件的压力试验，设计了1种两端加持式法兰盖工装。通过理论计算校核工装中法兰盖和螺柱在预紧工况和压力试验工况下的强度，同时还校验了管接头组件的稳定性。后借助ANSYS软件对本批复合管组件及工装在两种工况下受力情况进行应力分析，根据JB/T 4732—1995（2005年确认）标准对应力分析结果进行评定。评定结果表明其应力值均满足强度要求。实际应用表明，该工装操作简便、安全可靠。

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