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高杆照明法兰盘内孔尺寸大小对强度影响的探索

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亚搏娱乐网页版登录 4亚搏娱乐网页版登录,发布日期:2016-12-30浏览次数:210核心提示:高杆照明法兰盘内孔尺寸大小对强度产生影响,随着内孔尺寸的增大,法兰的强度有所削弱,需要通过增加法兰厚度来满足强度要求。本文采用有限元对法兰盘内孔不同尺寸和法兰厚度不同进行分析计算,得出法兰内孔尺寸和法兰厚度相互关系,运用到工程实践中。引言高杆照明的插接结构已经被广泛应用,比如30m高的杆体,通常采用3节11.5m左右的杆段套接而成,而底节上的底板,国外常规做法是在法兰盘的中央开设尺寸不大的流锌孔,不带加劲板,这样的结构简洁,且其抗疲劳寿命更容易保证。对于出口的项目,集装箱运输成本占总成本比重很大。如果能够将多节杆段嵌套成一节进行装箱,可以大大降低运输成本,但是法兰盘内孔太小给套接带来困难,需要放大内孔来满足嵌套,但是放大法兰内孔会削弱法兰的强度,而且目前国内外规范中均没有针对底板内孔大小的计算方法。本文运用Solidworks
3维建模,利用Solidworks自带的Simulation有限元分析模块进行分析,针对不同法兰内孔和不同法兰厚度进行计算,试图找出两者之间的相互关系。一、单杆模型工程背景本文以某城市高杆照明工程为背景,结构由3节杆段套接而成,底节杆与法兰盘焊接,并通过法兰盘安装到地脚螺栓上。杆高30m,杆底直径为φ1100mm,壁厚为8mm,材料为美标ASTM
Gr65,屈服强度450MPa,法兰盘厚度50mm,材料为美标ASTM
Gr50屈服强度345MPa,36根M33地脚螺栓,材料为Q460C有限元模型在有限元模型中,地脚螺栓露出地面190mm,法兰盘放置在地脚螺栓的调平螺母上,法兰底面距离地面75mm,法兰厚度50mm。杆体选取法兰向上10m的杆段参与计算,将杆体和顶部灯盘的载荷转换到杆段10m的位置。二、模型计算在Solidworks软件中,选择静应力分析模块,法兰和杆体之间采取焊接,法兰盘放置在地脚螺栓的调平螺母上固定,法兰底面距离地面75mm。采用实体单元,设置网格大小为80mm,杆高10m处的载荷等效为Fx=68670N,Fy=91715N,Mx=799560N.m。有限元模型,网格划分,法兰盘应力云图如图3所示。
不同法兰盘内孔下的应力此杆体底部直径对应标准法兰内孔为φ610mm,底节直径为φ1100mm,中间节底径为φ870mm,为了能够让中间节嵌套进底节中,必须扩大法兰盘的内孔到φ1000mm。如图4,法兰盘厚度为50mm,建立不同法兰内孔孔径的模型,然后添加载荷,划分网格计算法兰盘上的应力。从图5可以看出,当法兰盘厚度一定时,法兰盘内孔增大,法兰盘刚度变弱,应力增加。从表中可以看出,当法兰盘内孔从φ610mm增大到φ1000mm时,法兰盘应力从231MPa增加到287MPa,法兰盘内孔尺寸增加了64%,应力增加了24.2%。
不同法兰盘厚度下的应力据上所述,随着法兰盘内孔增大,应力增加,因此需要增加法兰盘的厚度来增加其强度及刚度,从而降低法兰盘应力。如图6,建立法兰盘内孔径为φ1000mm,不同法兰盘厚度的模型,然后添加载荷,划分网格计算法兰盘上的应力。从图7可以看出,当法兰盘内孔一定时,厚度增加,刚度也增加,法兰盘应力减少。当法兰盘厚度从50mm增加到70mm时,应力从287MPa减少到225MPa,法兰盘厚度增加了40%,则应力减少27.6%(法兰盘内孔为800mm时,则应力减少23.4%)。
图6 不同法兰盘厚度计算模型 图7 不同法兰盘厚度下底板应力
三、结论通过对多个工程实例进行对比分析,法兰盘应力的增减与法兰盘内孔和法兰厚度成线性关系,而且法兰盘内孔增大对法兰的应力的影响要小于厚度增加对法兰盘应力的影响。对于杆段需要嵌套的项目,在增大法兰盘内孔的同时,需要增加法兰的厚度,法兰盘厚度增加的幅度小于内孔增加幅动的10%-20%,具体厚度需要考虑标准板的厚度。
参考文献[1] Eurocode 3: Design of steel structures-Part 1-9: Fatigue,
BS EN 2002:23-25[2] Standard Specification for Structural Supports for
Highway Signs, Luminaires and Traffic Signals, Section 11: Fatigue
Design, AASHTO 2001:14-22[3] DS SolidWorks公司 着,陈超祥,胡其登,
SolidWorks Simulation基础教程,2014

当代铁路运输营运量增加,对内燃机车速度的要求进一步提高,机车的重量应尽量轻,所以我厂设计部门对机车内的许多零部件,都提出了减重的要求。为了保证减重建立在合理的理论基础上,我们采用了有限元计算的办法,利用软件内部的优化分析功能,对结构的尺寸进行最小化分析。本文选取柴油机连接箱作为减重对象进行优化减重分析。

摘要:对一个管壳式换热器进行温度和压力载荷作用下的有限元强度分析,并对这两种载荷作用下的结构应力响应做分类研究,然后对结构进行改进,作同样的分析。比较这些结果,得出考虑温度载荷作用下的换热器强度校核的规律和结构设计的特点。关键词:换热器;温度载荷;强度;有限元1
前言管壳式换热器是化工、石油、轻工、能源等工业应用最广泛的过程设备之一,它具有选材范围广,换热表面清洗较方便,适用性较强,处理能力大,能承受高温和高压等特点。管壳式换热器的结构设计主要依据是GB151[1],GB151
中关于换热器管板强度校核是根据弹性基础上薄板理论,在轴对称结构的条件下,将薄板的三维变形简化为二维梁式变形,由此来计算其强度的。而换热器壳体厚度的选择,主要是根据壳体所受到的壳程压力来确定。换热器由于其工作特点,不仅有管程压力和壳程压力等载荷作用,而且还要受到工作介质的温度载荷作用。在GB151
中对压力载荷,给出了管板和壳体的尺寸选择,及固定管板兼作法兰的管板和壳体的连接方式。然而,对于在温度载荷作用下,这些尺寸却没有具体的说明要求。本文通过一个管壳式换热器的强度校核,将载荷分类为压力载荷和温度载荷,来说明结构在这些载荷作用下的应力响应特点,进而提出该结构改进的意见。本文采用三维有限元的分析方法,来研究其内在规律。2
换热器结构尺寸及载荷工况BEM型换热器结构如图1 所示,管板上共有500
根换热管,分布在管板的上半部分,左右对称。结构尺寸和材料:管板内径:1300
mm;管板厚度:80mm;法兰外径:1460
mm;管板材料:00Cr19Ni10;壳体厚度:24mm。

图1 柴油机连接箱的有限元模型

图1 换热器结构简图

一、建立有限元模型柴油机的连接箱是一个薄壁式铸造件,其形状比较复杂,如图1所示。建立实体模型时,如果某一薄壁的形状比较复杂的话,其厚度将不能显示为一个尺寸,因此不能作为设计变量来驱动实体形状的改变。而如果用壳单元来建模的话,其单元厚度可以很容易被设为设计变量。因此采用壳单元来模拟连接箱的结构。又因为连接箱是一个对称结构,因此可以建立1/2结构的模型,然后通过模型翻转来构成整个模型。然后对模型进行适当的约束,并在前后法兰盘的螺栓孔位置处,施加柴油机和主发电机传递到此处的力和力矩。并在连接箱上部施加增压器载荷。有限元模型如图1所示。本文将采用I-DEAS软件进行分析。静强度分析结果为:
V o n m i s e s 应力为1 8 5 M P a ,
位移为1.59mm。此时模型质量为294.7kg。应力图如图2所示。

3 有限元计算模型3.1
有限元单元划分说明为简化计算,在建立有限元模型时,只考虑换热器的管板、壳体、管束和膨胀节等主要结构,法兰垫片用等效的均布比压来代替。由于整台换热器结构是前后左右对称,所以只取组合体的四分之一,换热管长度取一半。换热管是细长形状,所以用杆单元来模拟。这样的作法对管子附近的管板应力计算是不准确的,事实上,如果考虑换热管和管板的胀焊连接,该处的真实应力也很难计算。根据圣维南原理,这样处理对远处的非布管区管板的计算影响不大。壳体和膨胀节用20节点六面体单元划分网格,管板用10
节点四面体单元来划分网格,在管板和壳体过渡的区域是13节点的五面体锥型单元。管束用2节点杆单元来划分网格。表示换热管的杆单元节点与表示管板的实体单元节点在对应位置上重合。整个分析过程使用ANSYS有限元软件来完成,如图2所示。

图2 模型的应力图

图2 有限元计算模型图

二、优化模型的建立接下来利用I-DEAS软件的优化分析模块中选取数学规划重设计的优化方法对模型进行优化,其优化模型参数如下所示。1.优化变量◎
T25——与主发电机连接的法兰边缘厚度。初始值为25mm、上限值为30mm、下限值为20mm。单元如图3所示。◎
T30——与柴油机连接的法兰边缘厚度。初始值为30mm、上限值为33mm、下限值为20mm。单元如图4所示。◎
T18——箱体壁厚。初始值为18mm、上限值为20mm、下限值为15mm。单元如图5所示。◎
T16——加强筋厚度。初始值为16mm、上限值为20mm、下限值为10mm。单元如图6所示。◎
T17——与主发电机连接的法兰盘厚度。初始值为17mm、上限值为20mm、下限值为10mm。单元如图3所示。

3.2
载荷和边界条件在结构的前后对称面和左右对称面上加上对称边界条件,即这些面上的法向位移为零。换热管的一端固定位移,另一端与管板连接。此外,还需要限制整体结构的刚体位移。取正常操作工况为校核的工况,其具体数值为:壳程压力:Ps
.= -0.1 MPa;壳程温度:Ts=230℃;管程压力:Pt
=0.2MPa;管程温度:Tt=50℃;管板温度:T=140℃;法兰垫片压力:Pc=69MPa;法兰螺栓预紧力:116.5kN。由于管板上的开孔面积只占其总面积的约5%,所以忽略当量压力和管程压力之间的差别。根据换热器操作工况下温度载荷的经验数据,其分布如下:在结构的下半部,管板的中截面处的温度为140
℃,膨胀节处的温度为230
℃,在结构的上半部,管板的中截面处的温度为120℃,膨胀节处的温度为200
℃,从管板到膨胀节,根据空间位置的不同,进行双线性插值。筋板的温度,也按照这一规律进行插值。4
强度校核及结构改进4.1
原结构尺寸条件下的强度校核根据JB4732-95《钢制压力容器———分析设计标准》[2],该标准采用应力强度作为强度校核的准则,其实质是第三强度理论。经过计算,在应力云图中可以发现,最大应力强度发生在管板和壳体连接的地方,靠近底部。如图2
中的A处。本换热器在正常操作工况下压力载荷不大,结构的变形和应力主要是由温度载荷引起的。为了验证此推论,这里将正常操作工况下的压力载荷与温度载荷作为两个工况,它们有共同的位移边界条件。具体就是在第一种工况下结构受到管程压力,壳程压力,法兰螺栓预紧力和法兰垫片比压力的作用,在第二种工况中,结构只受到管程温度,壳程温度和管板温度的温度载荷。由于结构是线弹性小变形,所以将这两种载荷工况下的结果相加后,就是正常操作工况下的结果。在图2的A处,沿着壳体的厚度方向,做应力校核线。图3就是第一种载荷工况、第二种载荷工况和它们的叠加组合下的应力校核结果。

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