1、计算模型与边界条件

根据等径三通+长径弯头组合管件的结构对称性,取其1/2作为计算模型(图3)。

在对称面上,给予对称约束；在管程端面施加x、y和z方向约束；在弯头端面施加轴向位移约

束。根据弯头壁厚计算公式,确定其最高工作压力为6.4MPa；在出口端面施加等效压力载荷,

则等效压力载荷p₁为:

式中　p———施加的内压,MPa；

　　　D0———管件外径,mm；

　　　D1———管件内径,mm。

2、计算模型网格的划分

计算模型的网格划分如图3所示。采用八节点三维实体单元Solid45,计算采用参数化分析,单元节点数随不同模型参数有所不同,对于转角部位进行网格细化。

3、计算模型的建立和导入

笔者利用UG造型软件快速准确的建模特长,克服ANSYS软件建模能力的不足,利用ANSYS软件与UG造型软件的快速方便的接口,能有效提高建模速度,提高模型质量,简化分析工作。

笔者经大量的研究实践,得到了一条稳定可靠的模型导入操作形式,并大量借助命令流来控制所有流程,大大地提高了分析效率。导入模型关键命令如下:

～PARAIN′文件名,xt,′文件路径′,SOLIDS,0,0

/FACET,FINE

VPLOT

4、结果分析和讨论

4.1组合管件受力特性

图4为组合管件在最高工作内压6.4MPa下,转角半径分别为r=4、10、16mm时的有限元应力分析云图。

从图4中可以看出:

a.组合管件的最大应力发生在三通转角区域的内壁,在最大内压p=6.4MPa的作用下,3种规格的组合管件的最大应力强度分别为208.2、262.7、217.1MPa。

b.当转角半径较小时(r=4mm),三通转角区域的应力集中严重。当转角半径较大时(r=16mm),应力分布趋向均匀,但转角内壁的应力集中还是比较明显,两者应力强度很接近。当转角半径r=10mm时,转角区域的应力集中和结构整体的应力分布均比较平缓和均匀,最大应力强度高于上述两者。

4.2组合管件在不同转角半径下的载荷-最大应变曲线

图5为组合管件含在不同转角半径下最大应变点(三通转角内壁)的应力-应变曲线。

从图5中可以看出,不同的转角半径对最大受力点的承载能力有比较大的影响,在相同的内

压条件下,当转角半径在r=8～10mm区间时,其应变量最小,受力最均匀,实际承载能力最强。

4.3　组合管件在不同转角半径下的极限载荷分析

根据图5的应力-应变曲线,采用ASME《锅炉和压力容器规范》和JB4732-1995《钢制压力容器———分析设计标准》推荐的二倍斜率法确定塑性弯矩,得到不同转角半径下组合管件的塑性极限载荷(图6)。

从图6中可见,转角半径r太小时,应力集中系数较大,对管件强度不利。当转角半径r增大到一定值后,转角半径增大反而增大了转角处的应力系数。而转角半径r过大时,应力集中衰减区域增大,对强度也不利。可见盲目增大转角半径并不一定能有效地改善肩部转角处的受力状况,合理的转角半径应该综合考虑降低应力集中系数和减小高应力集中区两个因素。对DN40mm×2.5mm不锈钢等径三通+长径弯头组合管件,其最佳转角半径范围为8～10mm(r/D=0.17～0.21),此时其塑性极限载荷为14.06～14.13MPa,而其理论估算值为50.57MPa,因而不能采用现有的公式来估算组合管件的塑性极限载荷,否则会做出错误的判断,这方面的工作有待进一步研究。

4.4　组合管件在不同转角半径下的安全性分析

根据计算得到的在不同转角半径下的组合管件塑性极限载荷,按照ASME《锅炉和压力容器规范》第8卷第2分册中:“设计载荷不能超过极限载荷下限值的2/3”的规定,取极限载荷的2/3作为许用载荷,分别得到不同转角下组合管件的许用内压,见表2,并对其安全性做出了判断。

安全性评价表明,当三通转角半径r与管外径D之比为0.17～0.21时,其安全裕度最高,此时安全系数n=1.47,这对于保证压力管道系统的安全性具有重要意义。