[發明專利]一種無錐頸法蘭強度校核方法

有效

• 申請號: 201810444078.0
• 申請日: 2018-05-10
• 公開（公告）號: CN108871745B
• 公開（公告）日: 2020-02-04
• 發明（設計）人: 徐樹林;邱硯明;牟力波;支南;劉艷鵬;武君;車東光
• 申請（專利權）人: 哈爾濱電氣股份有限公司
• 主分類號: G01M13/00
• 分類號: G01M13/00;G01N3/62
• 代理公司: 23209 哈爾濱市偉晨專利代理事務所(普通合伙)
• 代理人: 李曉敏

1.一種無錐頸法蘭強度校核方法，其特征在于，包括以下步驟：

步驟一：確定無錐頸法蘭元件的使用工況，若使用過程沒有外部載荷，則進入步驟二的方法進行強度校核，若使用過程有外部載荷則進入步驟三的方法進行強度校核；

步驟二：沒有外部載荷的無錐頸法蘭的強度校核方法：

a，依據壓力容器設計標準規范GB150.3法蘭的設計方法，按整體法蘭的計算方式初估法蘭厚度值；

b，校核a-a截面的強度；

校核a-a截面的強度的方法為：

aa截面承受兩向應力，因法蘭螺柱力W而產生的彎曲應力σ_am和因法蘭螺柱力W而產生的剪切應力τ_a

此時，a-a截面的彎曲應力因結構突變的原因存在應力集中，其應力集中系數K_a依據應力集中系數手冊查詢獲得，然后依據材料力學理論可求得：

式中，σam為a-a截面外表面軸向彎曲應力，W為螺柱緊固力值，D_b為螺柱連接法蘭的螺柱中心圓直徑，Da為法蘭危險截面處直徑，b為法蘭厚度；

式中，τ_a為因螺柱力而在法蘭危險截面處產生的剪切應力，W為螺柱緊固力值，Da為法蘭危險截面處直徑，b為法蘭厚度；

依據材料力學理論，在兩向應力σ和τ狀態下：

σ2＝0

式中，σ為拉應力，τ為剪切應力，σ1為第一主應力，σ2為第二主應力，σ3為第三主應力；

采用第四強度理論：

則有下式成立：

式中，σ為當量應力，σ_m為彎曲應力，τ為剪切應力；

對于密封類的零部件，壓力容器設計標準規范GB150.3給出的限定值是0.7[σ]^t.

本校核計算式中的σm以Kaσam代入公式則有

式中，σ為當量應力，Ka為應力集中系數，τ_a為因螺柱力而在法蘭危險截面處產生的剪切應力，σ_am為因螺柱力而在法蘭危險截面處產生的彎曲應力；

當法蘭危險截面應力為純剪切應力時：

σ₂＝0

式中，σ為拉應力，τ為剪切應力，σ1為第一主應力，σ2為第二主應力，σ3為第三主應力；

將上述的σ1、σ2和σ3代入第四強度理論的公式內則有：

經推導：

因此依據第四強度理論要限制純剪切應力的數值不超過0.6[σ]^t.，即：τ≤0.6[σ]t；

對于a-a截面，限制其最大剪應力不超過此值，即：

τ_a·max≤0.6[σ]^t

c，校核b-b截面的強度；

校核b-b截面的強度的方法為：bb截面承受三個方向的應力，因內壓而在bb截面的外表面受軸向拉伸應力σ_bL加上螺柱緊固力W而產生的彎曲應力σ_bm；因內壓在bb截面的外壁產生的環向拉伸應力σ_bθ，和因螺柱緊固力W而產生的剪切應力τ_b

因內壓Pc而引起的法蘭頸部外壁軸向應力σ_bL按下式求取

式中，σ_bL為b-b截面的外表面受軸向拉伸應力，Pc為法蘭設計計算內壓力，Di為法蘭內徑，Do為無錐頸法蘭頸部外直徑

因螺柱緊固力W而產生的彎矩在bb截面產生的彎曲應力為：

式中，σ_bm為法蘭bb截面外表面軸向彎曲應力，σ_am為法蘭aa截面外表面軸向彎曲應力，W為法蘭螺柱設計載荷，Db為螺柱連接法蘭的螺柱中心圓直徑，Da為法蘭危險截面處直徑，b為法蘭厚度

bb截面在法蘭拐角處的軸向拉伸應力σ_bLm由上述的σ_bL和σ_bm兩項之和再乘以軸向拉伸的應力集中系數K_b組成，即：

σ_bLm＝K_b(σ_bL+σ_bm)

式中，σ_bLm為含應力集中的法蘭b-b截面外表面軸向彎曲、拉伸應力總和，K_b為法蘭b-b截面外表面軸向彎曲拉伸應力集中系數；

其中，bb截面軸向拉伸應力集中系數K_b的取得是按照應力集中系數手冊查得

b-b截面處因螺柱緊固力而產生的剪切應力的求取，和a-a截面是一個位置，因此是一個相同的值

b-b截面處外壁因內壓引起的環向拉應力

式中，σ_bθ為法蘭b-b截面處外壁因內壓引起的環向應力，另K＝Do/Di；

依據基本理論進行評定按第四強度理論，已知點的六個基本應力分量即可以求出該點的三向主應力值，公式如下：

其中：

σ_x＝σ_bLm σ_y＝σ_bθ σ_Z＝0

τ_xy＝τ_b τ_yz＝0 τ_zx＝0

依據上述六個應力分量即可求出危險截面bb的點的三向主應力σ₁σ₂σ₃的值，然后按照第四強度理論校核bb截面的應力強度：

并控制該截面的最大剪應力值：

τ_b·max≤0.6[σ]^t

步驟三：具有外部載荷的無錐頸法蘭的強度校核方法：

在初步確定法蘭厚度的基礎上，進行下面步驟

步驟I，校核a-a截面的強度；

校核a-a截面的強度的方法是：

求因彎矩外載而在aa截面外壁產生的彎曲應力值σ_am2：

R₀＝0.5D₀

式中，σ_am2為因彎矩外載而在aa截面外壁產生的彎曲應力，M為法蘭外載荷彎矩載荷，I為法蘭勁橫斷面繞中心軸慣性矩，Di為法蘭內徑，Do為無錐頸法蘭頸部外直徑

計算因扭矩外載而在a-a截面外壁產生的環向剪切應力值τ_aTθ

式中，T為法蘭外載荷扭矩載荷，J為抗扭矩截面極慣距，Ro為法蘭頸外半徑

其中

計算因徑向推力V外載而在aa截面法蘭和錐頸處產生的彎曲應力σ_amv

式中，I為法蘭勁橫斷面繞中心軸慣性矩，Ro為法蘭頸外半徑，Mv為因徑向推力外載而在法蘭a-a截面法蘭和錐頸拐角處產生的彎距值

計算因軸向拉力N外載而在aa截面法蘭和錐頸處產生的彎曲應力σ_amN和軸向剪切應力τ_aN

M_N＝NL_A

式中，L_A螺柱中心至法蘭頸根部距離，N為法蘭外載荷徑向推力載荷，M_N為因軸向拉力外載而在法蘭a-a截面法蘭和錐頸拐角處產生的彎矩值

計算無外部載荷時，因螺柱緊固力而在aa截面處所受的彎曲應力σ_am3

合并aa截面應力成分，

aa截面彎曲拉伸應力匯總值σ_amL由無外載荷與有外載荷之和組成：

σ_amL22＝σ_am3+σ_am2+σ_amV+σ_amN

aa截面軸向剪切應力匯總值τ_a由無外載荷與有外載荷之和組成，其中無外載荷時aa截面軸向剪切應力τ_a2

式中，Da為法蘭危險截面處直徑，F為法蘭緊固螺柱的設計載荷

因此，aa截面軸向剪切應力匯總值

τ_a＝τ_a2+τ_aN

評定aa截面

根據已知條件σ_mL、τ_aTθ和τ_a，并按照第四強度理論，已知點的六個基本應力分量即可以求出該點的三向主應力值σ₁σ₂σ₃

其中，σ_x＝K_a2σ_amL、σ_y＝0MPa、σ_z＝0MPa、τ_xy＝0MPa、τ_yz＝τ_a、τ_zx＝K_Tτ_aTθ

依據上述六個應力分量即可求出危險截面aa法蘭根部與錐頸處的點的三向主應力σ₁σ₂σ₃的值，并代入下式：

并滿足危險截面aa的最大剪應力滿足下式

τ_a·max≤0.6[σ]^t

步驟II，校核b-b截面的強度

校核b-b截面的強度的方法是：

因彎矩My外載而在bb截面外壁產生的彎曲應力值σ_bm2

σ_bm2＝σ_am2

因扭矩外載而在bb截面外壁產生的環向剪切應力值τ_bTθ

τ_bTθ＝τ_aTθ

因徑向推力V外載而在bb截面法蘭和錐頸處產生的環向剪切應力τ_bVθ和軸向彎曲應力σ_bmv

環向剪切應力τ_bVθ

式中，A為抗剪切面積，V為法蘭外載荷徑向推力載荷

彎曲應力σ_bmv

σ_bmv＝σ_amv

計算因軸向拉力N外載而在bb截面法蘭和錐頸處產生的軸向拉伸應力σ_bLN、彎曲拉應力σ_bmN、軸向剪切應力τ_bLN

軸向拉伸應力σ_bLN

彎曲拉應力σ_bmN

σ_bmN＝σ_amN

軸向剪切應力τ_bLN

τ_bLN＝τ_aN

合并bb截面應力成分

bb截面軸向拉伸和彎曲應力σ_bLm2

無外載荷在bb截面產生的軸向拉伸和彎曲應力

有外載而產生的bb截面軸向拉伸和彎曲應力

σ_bm2＝σ_am2 σ_bmv＝σ_amv

因此bb截面軸向拉伸和彎曲應力σ_bLm2

σ_bLm2＝K_b2(σ_bL+σ_bm+σ_bm2+σ_bmv+σ_bLN+σ_bmN)

計算bb截面環向剪切應力τ_bθ

τ_bθ＝τ_bTθ+τ_bVθ

bb截面環向剪切總應力τ_bθ2

τ_bθ2＝K_T2τ_bθ

其中K_T2為環向剪切應力集中系數，其值查《應力集中手冊》獲得

bb截面軸向剪切應力τ_bLN2

τ_bLN2＝τ_bL+τ_bLN

bb截面環向拉應力σ_bθ2

σ_bθ2＝σ_θ

最后評定bb截面

根據上述計算的已知條件：σ_bLm2、τ_bθ2、τ_bLN2和σ_bθ2，按第四強度理論，已知點的六個基本應力分量即可以求出該點的三向主應力值，其中

σ_x＝σ_bLm2 σ_y＝σ_bθ2 σ_z＝0MPa τ_xy＝0MPa

τ_yz＝τ_bθ2 τ_zx＝τ_bLN2

據上述六個應力分量即可求出危險截面bb法蘭根部與錐頸處的點的三向主應力σ₁ σ₂σ₃的值，要滿足下式：

并求出bb截面最大剪切應力τ_b·max，取上述τ_bθ2和τ_bLN2的大者，法蘭材料設計溫度下材料的許用應力[σ]^t為已知，并滿足下式：

τ_b·max＜[τ]。