高温高压下检测浮体的装置的结构设计
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青岛理工大学本科毕业设计(论文)说明书镍基高温合金小截面方管焊接温度场的数值模拟王俊恒,张广军,高洪明,吴 林摘 要:利用无接触简化模型进行小截面方管并行排列焊温度场的计算,结果与测量结果的对比表明,此模型应用到小截面方管温度场的数值模拟中存在很大误差。从热和力的角度对小截面方管与胎具问的关系进行简单分析,解释了误差产生的原因。并以此为基础,建立了小截面方管并行排列焊的接触模型,采用直接约束法处理焊接过程中小截面方管与胎具的接触传热与受力问题,得到了焊接温度场的变化规律和分布情况。结果表明,在焊缝附近形成了一个“T”字形温度场;焊后冷却一段时间后,出现两端温度低、中间温度高的现象。这种情况与实际的焊接状况较一致。关键词:小截面方管;接触;直接约束法;温度场;应变0 序言某产品由镍基高温合金小截面方管并行排列焊接而成。该焊件具有壁薄、焊缝密集、受热易变形等特点,给焊接生产带来很大困难。常常因为焊接变形,导致工艺参数不好掌握,出现焊穿、焊漏、未焊透等缺陷;焊接时,不仅由于方管向上挠曲,导致钨极与工件短路形成夹钨,还由于横向收缩累积导致间隙过大,焊接工艺参数没有及时调整使焊接过程被迫中断。如何解决实际工程中的这些问题,成为当前十分迫切的需要。焊后接头区域的变形及残余应力分析,是焊接生产比较关心的问题, 数值模拟作为一种手段,对这些方面可提供有效的预测,但这要建立在准确的温度场基础之上。因此,为弄清小截面方管焊接过程中温度场、应力场及变形的规律,给实际焊接生产提供理论性指导,有必要对方管焊接问题进行数值模拟方面的研究。在数值模拟方面,已有很多人对焊接过程的数值模拟进行研究和分析,但研究的多是平板、圆管对接之类的典型结构,而非典型结构,尤其小截面方管并行排列焊结构却鲜有报道。在无接触模型与实际情况不相符合的情况下,针对小截面方管并行密排焊的结构特点及其与胎具的相互关系,建立了小截面方管与胎具的接触有限元简化模型,采用非线性有限元方法,对小电流TIG焊接条件下,方管与胎具间的动态接触与分离进行了模拟,变接触热传导的基础上,对方管的温度场进行了模拟,得到了焊接过程中的温度变化规律和分布情况。1 焊接温度场的初步模拟及试验1.1 截面方管焊接温度场的初步模拟小截面方管的有限元模型和焊接方向如图1所示,模拟时取方管长度l=120mm,引弧点和熄弧点与两端面分别相距10mm。焊接工如表1所示。 由于小电流TIG焊接对熔池的冲击力比较小,所以对于这种焊接方法在初始计算时依据前人的经验采用Gauss热源模型。下面为Gauss热源模型表达式。 式中:q(r)为热流密度;q为加热斑点中心最大热流;K为能量集中系数;r为任一点到加热斑点中心的距离。 温度边界条件包括接触传导、对流和辐射三种类型,用以反映焊件与周围环境,以及焊件与工作台之间的热量传输关系。 对于对流和辐射边界条件,利用总换热系数来处理,关系式为式中:H为换热系数;T为工件温度;T为环境温度。 位移边界条件则定义了起弧端和收弧端,u,u,u方向上的位移约束,使其能反映出焊件与工装夹具之间的装夹关系。 焊接是一个动态的局部热加载过程,如何选取材料的热物理性能参数,使其较为精确地反映出材料的物理及力学性能与温度之间的非线性变化关系,对模拟结果的准确性起决定性的作用。模型采用的参数部分引用了文献12的数据,如图2所示,并对低温参数曲线做适当的外推,得出高温参数。 1.2 小截面方管焊接温度场的测量试验原理 温度场测量试验采用镍铬镍硅K型热电偶,在焊件与焊道垂直的中截面和距起始端9mm的截面上分别取3个点进行温度的测量。测量点排布如图3所示。其中距离上表面1.6mm,T距离方管右侧表面38mm,距离方管右侧表面1.2mm。而T,T,T分别与T,T,T位置相对应。1.3 小截面方管焊接温度场的测量试验结果利用无接触模型得到的热循环试验结果与计算结果分别如图4和图 5 所示。通过两图比较可以看出,两截面节点的热循环趋势是相同的,焊接热源到达中截面之前温度变化不大,之后温度快速升高随着焊接热源远离中截面,温度较快地下降,但不及升温时迅速,焊接后随着冷却的进行,温度变化趋于平缓。但是试验测得的 最高温度约630,模拟结果却在770以上,误差很大。且没有反映出90mm截面温度下降快,在冷却120s左右与中截面温度曲线有交叉的情况。1 误差分析和接触有限元模型 2.1 误差分析为了考察误差产生的原因,文中从热和力的作用两方面对小截面方管焊接过程模拟的误差进行了分析。就热作用而言,焊接过程中,方管不仅与周围场环境进行辐射和对流, 更与胎具接触进行热传导,在接触面其传热能力是辐射对流的1/100-1/10,而模拟中却用总换热系数统一处理,因此温度误差较大。 就力作用而言,焊接过程中,方管向下挠曲将受到胎具的阻碍作用,而向上则可自由挠曲,没有接触的模型无法解决这种复杂的受力情况,所以当夹紧装置的拘束还没有去除时,方管已经表现出向下的挠曲了,与实际情况出现较大的差异。因此,有必要采用接触模型来进行数值模拟。图6是冷却125s各种拘束条件未去除时所得到的变形图,可以看出,冷却过程中,在夹紧装置未去除的情况下,模拟结果出现了向下的挠曲,这与实际的焊接情况严重不符,因为胎具和夹紧装置相配合,将阻止其向下挠曲。综合以上模拟结果和分析,有必要对无接触模型进行修正。2.2 接触有限元模型的建立 小截面方管的有限元模型和焊接方向如图7所示,模拟时所焊方管长度l=120mm,引弧点和熄弧点与两端面分别相距10mm。从力学分析角度看,接触是边界条件高度非线性的复杂问题,需要准确追踪接触物体之间的运动以及相互作用,包括正确模拟接触面之间的摩擦行为和可能存在的接触间隙传热。由于材料具有热胀冷缩的属性,焊接过程中,两端受拘束的方管在能量集中的热源作用下,上部焊缝附近金属温度急剧升高,导致该部分金属急剧伸长,而此时,对应的下部金属温度却相对较低,导致上下伸缩不一致,使方管中部向上挠曲与胎具分离产生间隙,但间隙的位置和高度却是动态变化的,且无法预知,因此,采用直接约束法来解决方管与胎具的接触问题,该方法能根据物体的运动约束和相互作用自动探测接触区域,施加接触约束。这样就能够及时地反映接触与分离的动态变化情况,并进行间隙传热分析。将方管设置为变形接触体,胎具设置为有热传导的刚体,采用以下表达式来对方管进行接触传导分析。式中:q是接触传导时的热流密度;H是与附近场的对流系数;H是与附近场的自然对流系数;B是与自然对流相关的指数;是斯忒藩一 玻耳兹曼常数;是对附近场的辐射率;H是接触体热传导系数;H是与间隔距离相关的热传导系数; d=d/d,d是两物体之间的距离;d是用户自定义的附近场的距离;T,T是物体温度。3 对于修正后场的计算结果利用最后得到的有接触模型进行了与试验同样条件下温度场的数值模拟,得到的热循环曲线计算结果如图8所示。将此结果与图4相比较,峰值温度差异如表2所示,由最后误差分析可看 出二者最大差异不超过l0,二者吻合得较好。且从曲线和峰值对比可以看出,试验和模拟结果吻合较好,且在冷却120s左右的时间后两截面的温度曲线有交叉。 从图9可以看出,焊后冷却过程中,在夹紧装置未去除的情况下,模拟结果不仅没有出现向下的挠曲,而且出现了工厂实践中呈现的间隙,因此结果比较合理。因此,可以用接触模型来进行温度和变形的规律分析。4 修正后计算结果比较与分析4.1 应力结果 基于温度场的平行焊接的小截面方管的应力场是模拟的,图10a,b和c分别是横向应力水平分量,竖直分量和焊接过程达到准稳态时的纵向应力分量,显而易见,横向应力水平分量和纵向分量在靠近焊接处的地方压缩,并且在右面的管中呈现“”形状分布,在均匀后会呈现为“T”形状,显然,被压缩的应力场远离管子心部,这使小截面方管不止有纵向偏差,而且有横向的弯曲和变形。4.2 变形的结果4.2.1 纵向变形分析: 管子在不同时间的纵向变形曲线如图11,可以看出弯曲变形在总的趋势上先上升后下降,峰之点随着热源同步迁移,同时振幅增大,在焊接预备阶段和第二阶段,没有焊接的点下沉粘贴到胚芽,这里称为“初始效应”,进入第三个阶段,方形管产生最大的向上弯曲变形,同时振幅达到最大值,当冷却至室温,并去掉所有约束,方形管的首端和末端上翘,中间的点向下,左边管子的弯曲在均匀后稳定,当热源均匀时,方管两端的弯曲变形不一致,这样将产生不合适的现象,所以,在焊接过程中,为了保证焊接质量,不止要控制下部分的长度,并且要严格控制钨和焊缝间的位置。4.2.2 横向变形分析 管子在不同时间的横向变形曲线如图12,还有热源被移动到60mm部分的变形,发现管子的横向变形随热源的移动变化,首先在热源附近时逐渐增加并达到最大值,然后逐渐减小,提到密集排列的方形管,因为热源附近的温度值比起其它方高,导致材料变软,横向弯曲变形通过渗出裂缝表现出来,并且横向弯曲变形越大,这种渗出效应越明显,直到塑料变形出现,在冷却过程中,由于金属收缩,一种“凸透镜”形状的裂缝在方形管表面产生。4.2.3 横断面变形分析右侧管子的横断面变形如图14,这里,直线代表变形之前的位置,EEEE代表变形之后的位置,显而易见,管子的横断面由于横向力的水平和竖直分量的作用产生变形,并且水平面EE和竖直线面EE都有弯曲变形,竖直面EE有延长,左边管子的变形在均匀后获得,当热源输出均匀时,管子的变形将是不一致的,这样将产生不合适的现象。5 结论 (I)采用无接触模型模拟小截面方管并行密TIG焊接温度场,会产生很大偏差,且变形与实际情况不一致,必须进行修正。(2)在考虑小截面方管与胎具接触的基础上建立了小截面方管TIG焊接的接触模型,采用直接约束法来解决方管与胎具的接触问题,模拟结果与试验结果吻合良好。(3)得到了小截面方管并行排列焊温度场的变化规律和分布情况。结果表明,焊接过程中,在能量集中的热源作用下,在焊缝附近形成了“T”字形温度场;焊后冷却一段时间后,将出现两端温度低、中间温度高的现象。这种情况与实际的焊接状况较一致。附件2外文资料正文外文资料正文227哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文)任务书学生姓名孟凡龙系部机电工程系专业、班级机电1095111班指导教师姓名王杰职称高工从事专业机械外聘是题目名称高温高压下检测浮体的装置的结构设计一、设计(论文)目的、意义本课题来源于大庆油田,是注“水泥浮体性能检测系统的研制”项目的一部分。该项目是参照美国API的标准建立一套能模拟浮体井下高温高压和长时间连续工作的环境对浮体进行高温高压、浮体泥浆冲蚀性能的检测试验系统。它的完成可以提高我国浮体产品质量,扩大国内市场,同时可使浮体直接进入国际市场。为企业增加了效益,并有利地推动了我国石油化学工业的发展。根据API的要求,“注水泥浮体性能检测系统”由两个系统构成:“浮体高温高压性能检测系统”和“浮体泥浆冲蚀性能检测系统”。“浮体高温高压性能检测系统”是模拟井下的高温高压工作环境,对浮体的耐高温、耐高压性能进行检测。“浮体泥浆冲蚀性能检测系统”是以标准固井水泥浆模拟高温、高压连续灌注的工作环境对浮体的泥浆冲蚀性能、浮体阻尼系数等性能进行检测。本课题完成的内容是“浮体高温高压性能检测系统”中釜体加热系统得结构设计。二、设计(论文)内容、技术要求(研究方法)高温高压下检测浮体的装置称为釜体,要求釜体内部压力为35兆帕,内部温度达到230度,属于高温高压容器,要求对其强度计算。其二,要对加热炉的热循环风道进行设计, 完成液压工作原理图的设计。三、设计(论文)完成后应提交的成果完整的设计图纸一套,毕业设计论文一本。四、设计(论文)进度安排1、2013.9.10 -2013.930 收集资料;2、2013.10.1-2013.10.15 初步设计阶段;3、2013.10.16-2013.11.10 总体结构设计;4、2013.11.11- 2013.12.9 机构设计;5、2013.12.10-2013.12.20 撰写论文、检查图纸,准备答辩。五、主要参考资料1吴宗泽,机械零件设计手册,北京;机械工业出版社,20042张宏军,深井固井工艺技术研究与应用,石油钻探技术,20063高家驹,国内外超高压研究的动向J,压力容器,20044王国菊,郝冰压力容器强度校核快速估算锅炉压力容器安全技术,20005刘辉、孙新波,高温高压釜加热系统的测量模型及控制测井技术,2005 6张明艳,强度设计中安全系数的计算机械研究与应用,20017孙英,压力容器可靠性设计锅炉压力容器安全技术,20018朱亚军,螺栓法兰接设计载荷确定,1999六、备注指导教师签字:2013年9月10日教研室主任签字: 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文)摘要油田固井浮体在固井过程中起着控制水泥注入速度,避免水泥倒灌等作用。如果浮体失效,会降低固井质量,甚至引发事故。因此对浮体的耐高温、耐高压性能进行检验有利于提高我国固井的质量。本论文参照美国API(美国石油学会)的标准,建立一套对浮体进行高温高压性能检验的装置,使其能模拟浮体井下高温、高压和长时间连续工作的环境,该系统包括高温高压工作舱、加热系统和排油冷却系统等部分。本文首先进行了高温高压工作舱的设计。工作舱中的高压釜是在高温高压环境下工作,其强度校核至关重要。本文在设计时采用了有限元分析方法对釜体进行了热-结构应力耦合分析,验算其最大应力是否满足设计要求。此外对工作舱上盖等其它组件进行了结构设计。本文还对排油冷却系统和注油系统进行了设计。在确定了换热器类型的基础上,通过换热计算对传热面积进行校核,从而确定换热器尺寸,并对注油回路进行设计。最后在完成加热系统设计之后进行了试验。加热系统设计包括加热类型的确定,炉膛尺寸和安装功率的计算。并对加热加压流程进行了设计,确定各测量温度。利用所研制的浮体高温高压性能检验装置进行了试验,根据试验提出了加热加压规程。该项目的完成,不仅能检验我国浮体产品的质量,为企业增效益,提高浮体产品的售价,扩大国内市场,还可使浮体产品直接进入国际市场,有利于产品出口创汇以及推动我国石油化学工业的发展,提高我国在国际社会的地位。关键词浮体;高压釜;ANSYS;高温高压性能AbstractThe oil-well cementing float equipment is used in controlling the speed to infuse the cement to the well and avoiding the cement to flow backward in the process of oilfield well-cementing. If the cementing float equipment is failure the quality of oil-well cementing will be reduced and it can even causing accident. It is important to detecting the capacity of high-temperature and high-pressure (HTHP) for the cementing float equipment so as to improve the quality of oil-well cementing in our country. A kind of testing equipment that to detect performance of the HTHP was established referring to the American API standard in this paper. It can simulate the environment of where HTHP condition and long time continuous work. The HTHP workspace furnace system and cooling system etc. were included in this system. First, the HTHP workspace was designed in this paper. The HP vessel in workspace works in the environment of high-temperature and high-pressure and it is important to calculate its intension. In order to design reliable, the couple analysis of heat-stress was done to the cementing float equipment body using the finite element method so as to check whether the maximum stress to meet the design requirements. Additionally, the structure of the top cover of workspace and its components were designed in this paper too. Secondly, the cooling system of discharging and oiling system were designed on the basis of determining the type of heat transfer. It was checked to the heat-transfer areas through calculated the dimensions were determined by it and the noting oil circuit system was designed. At last, the experiment was done after the furnace system has been designed. The furnace system design includes determining the type of heating furnace and calculating the dimensions of chamber of the furnace and the installed power. The heating and pressing process was set up to measure the temperature. The test was done by using the HTHP equipment and the regulations of this system were given according to the test. It is not only to test the quality of the float products increase efficiency for business raise the price of float products expand the domestic market, but also to make the products enter into the international market directly. It can conducive to make products export as well as to push the oil industry development and improve the position of our country in international society.Keywords cementing float equipment;HPvessel;ANSYS;HTHP performance目 录摘要IAbstractII第1章绪论11.1课题来源及研究目的和意义11.2国内外研究状况21.2.1国内高压釜研究状况21.2.2国外高压釜研究状况31.3有限元在高压釜设计中的应用41.4本文的主要研究内容5第2章高温高压工作舱设计72.1浮体简介及浮体高温高压性能检验装置构成72.1.1浮体简介72.1.2浮体高温高压性能检验装置构成92.2工作舱总体设计102.2.1工作舱设计参数确定102.2.2工作舱结构总体设计112.3釜体结构设计及有限元分析132.3.1釜体结构设计132.3.2釜体强度有限元分析172.4工作舱上盖组件设计242.5联接预紧力矩计算262.6本章小结30第3章排油冷却系统及注油系统设计313.1换热器分类313.2换热器设计313.2.1换热计算313.3结构优化363.4注油系统设计373.4.1注油系统设计373.4.2液压站及管路设计要求373.5本章小结38第4章加热系统设计及试验394.1加热方式及加热炉结构394.1.1加热类型及炉型分类394.1.2加热炉设计要求394.1.3炉膛尺寸计算404.2加热加压流程设计414.2.1主系统结构及传感器作用414.2.2系统加热加压流程设计414.3本章小结43结论44致谢45参考文献46附录1 译文47附录2 英文参考资料50-47-第1章绪论1.1课题来源及研究目的和意义本课题来源于大庆市红岗钻井工具中试厂,为保证固井关键件油田固井浮体(简称浮体)产品质量,依据美国石油学会(API)的标准,建立一套浮体性能检验装置。固井是在钻井、下入套管后,在套管的周围加注水泥,如图1-1所示。1-水泥浆2-套管3-水泥4-浮体图1-1 井下灌注示意图固井是钻井工程中的重要环节,其主要目的是封隔井眼内的油层和水层,保护油井套管、增加油井寿命以及提高产油量。在整个固井过程中,固井工具及附件的工作情况是影响固井质量的重要因素,有的固井工具甚至是固井成败的关键。固井工具在井下是否正常工作,除受地面操作的影响,井下环境也会影响固井工具的工作情况。浮体是油田固井过程中的一个关键工具。工作在超过1000m深度的地下,需要承受35MPa的高压和230的高温,同时工作中承受水泥的长时间冲蚀。浮体起着控制水泥注入速度,避免水泥倒灌等作用,如果浮体失效,就会使固井质量下降,甚至引发事故。因此保证浮体质量是保证固井质量的关键。所以,建立浮体耐高温、耐高压、耐冲蚀性能的检验装置是非常必要的。它的完成可以检验我国浮体产品的质量,扩大国内市场,同时还可以使浮体直接进入国际市场。为企业增加效益,并有利地推动我国石油化学工业的发展。浮体性能检验装置包括高温高压性能和冲蚀性能检验两部分。本文就高温高压性能检验装置的研制加以阐述。浮体高温高压性能检验装置的基本组成包括:高温高压工作舱、加热系统、排油冷却系统、注油系统等。1.2国内外研究状况浮体高温高压性能检验装置是模拟井下的高温高压工作环境,对浮体的耐高温、耐高压性能进行检验的装置。其中高温高压工作舱是系统的关键部件。本文仅就构成工作舱的高压釜国内外研究情况进行阐述。1.2.1国内高压釜研究状况 我国高压容器的研究已有很长的历史,而超高压技术也开始于上世纪50年代末,当时第一套超高压聚乙烯中试装置建立,所有超高压管式和釜式的反应器全都是国内自行设计和制造的。上世纪60年代初人造水晶釜国产化初露头角,至90年代初超高压水晶釜制造能力达到500台/年以上,反应釜规格从内径200mm、250mm、280mm、300mm到400mm已形成系列,其质量也与国外产品相当。可以认为高压容器的研究、设计、制造在我国已经逐步形成一门综合性很强的专业学科。如图1-2所示为射孔器检测实验用工作舱结构,主要包括釜盖、釜体、磁力耦合器、测温元件、压力表、内冷却盘管、推进式搅拌器、加热炉等。该检测装置的工作原理:将被检射孔器置于超高压釜内,再注入耐高温液压油,然后对釜内液压油进行加压、加温,模拟深井井下高温超高压环境,同时检测射孔器的性能。我国于上世纪70年代开始自行设计500L大容积高压搅拌釜。经过不断的摸索和实验,高压釜的设计方法也由过去的设计计算、打压试验到建立国标、编写手册再到运用有限元分析法等不断的向世界先进行列靠拢。1.2.2国外高压釜研究状况 一直以来国外在压力容器的设计和制造方面都领先于国内。美国机械工程1-磁力耦合器2-测温元件3-压力表/防爆膜装置4-釜盖5-釜体6-内冷却盘管7-推进式搅拌器8-加热炉装置9-电机10-针型阀图1-2 射孔器检测用工作舱结构师协会(ASME)在1914年制订了第一部锅炉规范标志着压力容器的安全有了基本的保证。ASME于1979年编制了压力为701400Mpa超高压容器的设计规范,之后又颁布了ASME锅炉压力容器规范第篇第3分篇Alternative Rules for Construction of High Pressure Vessels和第篇玻璃纤维增强塑料压力容器。欧盟也于1987年和1997年分别通过了“简单压力容器法规”(87/404/EEC)和“承压设备法规”(97/23/EC)。目前在高压容器制造方面,日本、俄罗斯是以内径6001200mm大型高压釜为主,单产可达18002000kg。大型高压釜普遍采用压力较低的生长工艺,约为80 MPa,因而对加热控制系统及电力质量要求极为严格。日本三菱重工已建成1000MPa和1000的超高温装置,其容器系用SVS630、GTi135、DAC和YXMI等四种材料构成多层结构K=6的厚壁容器,内径为90mm,筒体长度为640mm。东京大学超高压研究在室温下已达到的压力是500GPa,在1600高温条件下可达到的最高压力是25GPa。国际上“有限元”这个名词于1965年开始出现,上世纪70年代该方法开始用于高压釜设计、汽车、船舶等制造领域。而我国则是在上世纪90年代才在高压釜设计上使用有限元分析方法,因此在高压容器设计方法上国外要远领先于我国。1.3有限元在高压釜设计中的应用浮体性能检验用高压釜属于高压容器,是典型的厚壁圆筒结构。由于操作条件非常苛刻,设备的各部位应力分布很不均匀,容易产生应力集中,甚至发生断裂性破坏。所以,通过对高压釜进行详尽的应力分析,可以有针对性地在设计或制造时加以控制,必要时进行改进,保证设备的安全要求。目前压力容器及其部件的设计可分为基于弹性失效准则的“规则设计”(Design by Rule)和基于塑性失效准则的“分析设计”(Design by Analysis)。其中分析设计法是工程与力学紧密结合的产物,它不仅能解决压力容器常规设计所不能解决的问题,而且代表了近代设计的先进水平。我国分析设计规范是在美国ASME锅炉及受压容器规范第八卷第2分篇的基础上建立起来的,并于1995年在全国开始实施。过去我们在设备的设计方面,通常采用传统方法即人工计算的方法。为了安全起见,设计者往往选取较高的安全系数,导致所设计出的设备无论是在体积上、重量上还是筒体壁厚方面都较笨拙,在计算精度上离设计要求也相去甚远。在设计承受内压(且其内部压力不稳定)的压力容器过程中,想要通过人工计算的方法来准确描述其载荷则更是无法实现,只能依靠工程实践中得到的经验值来估算设计中需要的一些参数。这样所得到的结果误差会很大,设计出的设备不论是外观上还是性能上都达不到设计要求。但有限元分析方法诞生后,利用这种快捷、准确又有效的方法,对压力容器特别是高压和超高压容器进行设计研究,所设计出的设备不仅质量轻、体积小、节约材料,而且可以大大的节约产品在开发和生产过程中各环节所产生的成本,优化产品的结构。为了满足自动化、大型产品工业生产要求,现在已开发出了能够适应各种设计要求的有限元分析软件,不仅可以使产品批量、系列化的生产,还可以进行非常规工艺、非常规结构,参数复杂的多种设备的应力较集中部分的校核。综合以上各项优点,有限元分析方法已逐渐成为压力容器设计过程中所不可或缺的一种重要工具。“有限单元法”这个名称自1960年由Clough提出以来,至今已走过五十多个春秋,无论是在理论研究方面还是在其技术应用方面都得到了迅猛的发展,它的理论以及计算方法也都有了长足的进步。有限单元法(finite element method,简称FEM)是通过求解数理方程,然后再将计算机软件同计算数学等理论有机结合起来的数值分析技术,是一种极佳的解决工程实际问题的分析计算方法。有限单元法的主要思想就是将连续体的求解域进行离散化处理,然后再将所有的边缘结点重新连接成一个主体。这样就把原来的无穷自由度问题转化成了有限自由度问题,从而建立常微分方程组,通过对其求解来解决常规理论分析所解决不了的工程实际问题。最早的有限元分析软件是在1965年诞生的,它是由美国计算科学公司和贝尔航空系统公司受美国国家宇航局委托进行开发的NASTRAN有限元分析系统,该系统发展至今已开发出很多种版本。另外,德国设计开发的ASKA,英国设计开发的PAFEC,法国设计开发的SYSTUS以及美国设计开发的ABAQUS、ADINA、ANSYS、BERSAFE、BOSOR、COSMOS、ELAS等都是现在较知名的有限元分析软件。目前国际上最流行的有限元软件是ANSYS软件,该软件将结构、流体、电场、磁场以及声场分析融为一体,并且它还被广泛的应用于各科学技术领域,同时在解决工程实际问题中也经常使用该软件。例如在机械制造、材料加工、航空航天、土木工程、电子电气、国防军工、造船、铁道、汽车和石化能源等领域,它已成为必备的一种工具。该软件的另一优点就是可以在任意计算机的所有系统和平台中进行操作,其兼容性非常好。ANSYS还具有分析非结构场问题、模拟流-热-固、土壤渗流、电-热、耦合电磁、热-结构、电-热-结构以及声-结构等多种耦合场的能力。因此本课题采用ANSYS来完成高压釜的动态强度有限元分析。1.4本文的主要研究内容 本课题研究的是如何建立一套能模拟浮体井下高温、高压和长时间连续工 作的环境对浮体进行高温高压性能的检验装置。本文主要工作内容如下: (1) 对高温高压工作舱进行设计。先建立系统模型,再确定釜体及其上盖组件的各项参数。(2) 高压釜强度有限元分析。研究结构应力和热应力对釜体内部应力分布的影响,并在模拟温度场的基础上进行热-结构耦合应力的分析,提出优化意见。(3) 加热系统设计。在设计中重点是确定安装功率和各区测量温度,并通过试验确定加热加压规程。(4) 排油冷却系统设计。通过换热量计算,确定其各项结构参数,以保证试验后釜内介质可快速冷却后回到储油池中。(5) 注油系统设计。所设计的液压回路要能够保证提供系统工作所需的压力。第2章高温高压工作舱设计2.1浮体简介及浮体高温高压性能检验装置构成2.1.1浮体简介(1)浮体结构 如图2-1所示为浮体结构。浮体由阀芯、弹簧、固水泥、套管等部分组成。在固井过程中,具有一定压力的水泥浆利用弹簧的弹性流入套管外面,从而起到固井的作用。a) 外观图 b)结构图1-阀芯2-弹簧3-固水泥4-套管 图2-1 浮体结构(2)浮体在固井过程中的作用 防止被注到套管外壁环空中的水泥浆沿套管内壁上返 如图2-2所示按照U形管原理,如果套管内压力不足,在没有浮体时,注到环形空腔中的水泥浆会倒流到套管内。而在固井时若套管内压力过大又会导致环空中的水泥产生孔隙。所以不采用加大套管内压力的方法来固井。浮体的单向阀作用避免了U形管现象,只允许水泥浆保留在空中,不会倒灌入套管内,同时还不会增加套管内压力。 1-套管2-套管内3-套管外4-井壁5-浮体 图2-2 U型管原理 防止地层流体向上流动 一些油井钻到一定深度后就会有液体出现,用浮体来控制流体液面是很重要的。如果套管内静压力低于底部附近地层的压力时,井眼内的液体就会有向管内流动的趋势。此时,浮体装置起到重要的控制作用。 减少钻机负载 油井浮体所具有的特殊装置,减少了过流端面,这是因为浮体具有防止流体在套管内向上流动的作用。下套管时,使用此装置所产生的向上的浮力要远远大于没有此装置时的浮力。而钻机负载是避免套管下降速度过快的向上的拉力,所以有了浮体可以减少钻机负载。 减慢水泥浆自由下落 由于水泥浆的密度大于套管内液体的密度,这样水泥浆和套管内液体存在密度差,这将导致水泥浆产生自由下落的倾向。而浮体减少了过流端面,在一定程度上减慢了水泥浆的自由下落。(3)浮体的主要性能 耐高温性能 浮体工作环境的温度最高达230。浮体构成材料应具备耐高温的性能,即在230的情况下仍能正常工作。 耐高压及反向承压能力 浮体工作环境压力近35MPa,所以浮体必须具有耐高压能力。另外,固井之后,环空中液体所产生的静压力大于相应的套管内液体的静压力,浮体必须具有抵抗作用于单向阀的高压所产生的压差的能力。 抗磨蚀性能 在固井过程中泥浆中所含有的高硬度颗粒对浮体产生磨蚀,这就要求浮体具有足够的抗磨蚀性能。在工作周期内,各个部位或温度压力上升的情况下,此装置仍能正常工作。 流动阻力及反向流动阻力 由于浮体流动路径上有一定的结构,因而流体通过浮体循环时将产生压力损失。用浮体的流动阻力来估计压力损失,如果流体通过浮体时的压力损失过大,循环速度将受到限制。当然,在某些情况下,希望有较大的压力损失,其目的是减少套管内水泥浆自由下落的速度。阀体的反向流动阻力是衡量浮体压力浮动性能的指标。下套管时允许地层液体从套管下端向上流入到套管内,以减少下套管时的压力波动。 可钻性 浮体属于一次性工具,固井后浮体无法取出,需要钻碎。所以在选择构成浮体的材料时要考虑其可钻性。 2.1.2浮体高温高压性能检验装置构成浮体高温高压性能检验装置是模拟井下的高温(230)、高压(35MPa)工作环境,完成浮体的耐高温、耐高压性能的检验。本系统采用釜外加热,通过釜内介质硅基油,达到试件所需的温度。再通过封闭的液压回路,使釜内达到试件所需压力,实现井下工况的模拟。系统包括:高温高压工作舱:形成封闭的试件容器,通过加热系统和液压系统达到所需的高温和高压; 加热系统:提供检测温度所需的热量,并根据热电偶所检测到的数据进行等温控制;注油系统:提供检验所需压力,并根据压力传感器所检测到的数据进行等压控制; 排油冷却系统:通过换热器中的冷载体对工作舱内介质(硅基油)进行冷却;操作控制系统:按照检验程序和加热加压规程进行操作,实现温度与压力控制。系统总体构成如图2-3所示。1-试件 2-高温高压工作舱 3-加热系统 4-介质 5-控制系统 6-排油冷却系统 7-液压系统 图2-3 系统总体构成2.2工作舱总体设计2.2.1工作舱设计参数确定 (1)工作舱工作基本要求 舱内有效工作内径为400mm,因工件最大外径为360mm,工作舱有效工作长度为1000mm; 舱内的工作压力为35MPa,工作温度为230; 工作舱工作的环境温度为040; 被测试件联结结构简单、拆装方便; 在正常的工作条件下,釜体不发生塑性变形,密封可靠不泄露,安全使用总时间即工作舱寿命要大于(等于)2000小时 (2)设计压力容器的设计必须考虑最高工作压力和最高工作温度可能同时出现的最苛刻条件的组合。设计压力取略高于或等于最高工作压力。式中Ps设计压力 Pg最高工作压力,Pg=35MPa 代入上式后得Ps =36.7538.5 (Mpa) 考虑到存在的其它实际问题,取设计压力为40 Mpa。(3)设计温度釜内介质被热载体或冷载体间接加热或冷却时,热载体的设计温度根据加热或冷却的方式来选取,对于外加热形式,取热载体的最高工作温度作为设计温度。工作舱内工作介质(硅基油)是通过釜体间接加热的。因为釜内试件试验最高工作温度为230,为提高加热效率,釜外加热温度应高于该温度。根据表2-1所示的35CrMo材料的高温强度,限定釜外加热炉的最高温度在300500之间,取其设计温度为400。表2-1 35CrMo材料的高温强度t() 20 100 100t300 300t500 500t800 t(MPa) 292 219 205 199 1752.2.2工作舱结构总体设计 (1)工作舱基本结构确定按容器的压力(P),压力容器可分为低压、中压、高压、超高压四个等级。具体为: 低压容器 0.1 MPaP1.6 Mpa 中压容器 1.6 MpaP10 Mpa 高压容器 10 MpaP100 Mpa 超高压容器 P 100 Mpa 由检验系统技术要求可知,所设计的釜体工作压力为35Mpa,为高压容器。一般情况下,中、低压容器大多数采用薄壁容器,高压、超高压容器多采用厚壁容器。厚壁容器有单层厚壁和多层厚壁。单层厚壁结构有: 单层卷焊式圆筒:适用于D=4003200mm P=10100Mpa 单层瓦片式圆筒:适用于D=4001800mm P=10100Mpa 锻环组成式圆筒:适用于D=4001000mm P=10200Mpa 无缝钢管式圆筒:适用于D60mm 整体锻造式圆筒:适用于D1000mm P=10200Mpa 整体锻造自增式圆筒:适用于D1000mm P=10200Mpa 多层厚壁高压容器,用较薄钢板一层挨着一层制造成厚容器。其综合机械性能优于单层厚壁高压容器,但其成本高于单层厚壁高压容器。通过对比分析,整体锻造式结构制造工艺简单,可以外部控温,制造成本相对较低,所以系统釜体采用整体锻造式结构。上盖也是整体锻件,用螺栓联结形成封闭的高温高压工作舱。(2)工作介质选择由于硅基油可视为不可压缩流体且其物性较稳定,故工作介质选硅基油。(3)工作舱总体结构如图2-4所示浮体高温高压性能检验系统工作舱由釜体、上盖、螺栓等部分组成。釜体和上盖通过螺栓联接形成封闭舱,被检测浮体安装在上盖。先通过加热炉对釜体进行加热,达到所需温度(230)后再加压,当压力达到35MPa后保温保压8小时,从而检验浮体高温高压性能是否合格。1-吊环2-上盖3-排气管接头4-夹具5-热电偶6-接头7-螺栓8-釜体9-浮体10-油孔图2-4 高温高压工作舱总体构成2.3釜体结构设计及有限元分析2.3.1釜体结构设计(1)釜体结构形式如图2-5所示是整体锻造成形的釜体,包括法兰、筒体、封头三部分。 1-法兰2-筒体3-封头图2-5 釜体结构(2)筒体壁厚设计筒体壁厚设计时,要在计算厚度的基础上考虑腐蚀裕量和壁厚负偏差以及企业安全系数,最后确定实际厚度。壁厚 s =k m 式中 k企业附加厚度安全系数,k=22.2 m筒体名义厚度(mm) m =S0+ C1+ C2式中 S0圆筒计算厚度(mm) C1壁厚负偏差, C1=0.125 mm C2腐蚀裕量,C2=2mm 根据圆筒计算厚度公式,知内压圆筒体壁厚: (2-1)式中 Di 圆筒体的内直径 (mm) P 设计压力 (MPa) t设计温度下圆筒体材料的许用应力 (MPa) 将前面的已知条件代入式(2-1),得: (mm)取筒体名义厚度为47mm,则壁厚 s =94103.4(mm)取s=100mm,则圆筒外直径D0=Di+2s已知Di =400mm,代入上式后得D0=600mm(3)封头结构由于本设计封头与筒体成一体,因此采用平盖中的矩形封头。如图2-6所示: 封头计算厚度: (2-2) 图2-6 平盖中的矩形封头式中p平盖计算厚度(mm) Di平盖计算直径(mm) k结构特征系数。由平盖系数k选择有k=0.27 焊缝系数。由整体锻造决定=1 将各值代入式(2-2)有(mm)平盖经验厚度计算法L ,s=100 mm 所以L=120150 mm。选p、L中大值,并取安全系数,确定平盖厚度为=130mm。 由平盖系数k选择表35有r0.5p 且,所以有 r0.593.2=46.6 (mm)且(mm)取r=130mm。(4)开孔和开孔补强在压力容器的试验中,由于结构要求,常要在容器上开孔和联结管。容器开孔后引起强度削弱和应力集中,必须采取适当的补强措施,使孔边应力集中系数降低到某一允许值。由于应力集中的局部性,局部峰值应力允许超过壳体整体屈服的平均应力,因此并不是所有开孔都要补强。 由机械设计手册知,直径满足的单个开孔,不需要进行补强。 式中 ds开孔直径(mm) Di壳体直径(mm) p壳体开孔处的计算厚度(mm) 高压釜需要在封头底部开一注油孔,直径为8 mm 即 (mm)因为 827,所以不需要开孔补强。(5)强度校核 温差应力的计算在进行强度计算时考虑釜体壁厚温度分布不均而引起的温度差应力,计算公式如下: 内壁 (2-3) 式中k圆筒的外直径与内直径之比。k=D0/Di=600/400=1.5 ti、t0分别为内、外壁壁温()。已知ti=204,t0=400 E平均壁温下材料的弹性模量(MPa)。 E=205103MPa 平均壁温下材料的线膨胀系数(mm/mm)。 可知,=13.110-6mm/mm 平均壁温下材料的泊松比。=0.3 将各值代入式(2-3)有 (MPa) 外壁 (2-4)将各值代入式(2-4)有 在工作应力和温度同时作用下釜体的应力计算内壁 (2-5) (2-6)将各值分别代入式(2-5)和式(2-6)有 (MPa) (MPa)(MPa)外壁 (2-7) (2-8)将各值分别代入式(2-7)和式(2-8)有 (MPa) (MPa)由于材料为:35CrMo,它的许用应力为=586MPa,而实际加热温度一定小于400,所以釜体设计合格。2.3.2釜体强度有限元分析为了进一步验证设计的可靠性,用Ansys软件对高压釜体结构进行热应力与结构应力耦合的有限元强度分析。在得到危险截面后,考虑通过改变其中的某几个参数对原釜体结构进行修改,以降低该处的最大应力,使设计更趋安全可靠。Ansys分析基本过程1. 前处理过程(1)定义单元类型由于高压釜体在工作时温度升高,在约束的作用下,其内部产生了热应力,因此在单元类型的选择时,应考虑到所选取的单元类型是否能满足热分析处理的要求。其次,考虑到设计的高压釜体壁厚较大,不能选用壳单元类型进行分析,否则可能会由于高压釜体沿壁厚各参数过大而导致错误的结果。综上考虑,定义单元类型为SOLID70,它具有8个节点。(2)定义材料参数因为,在Ansys中无单位的定义,所以需要在分析前限定其使用单位,现规定单位如下:长度:mm;压强:MPa。参照高压釜设计内容,定义材料参数如下: 高压釜体材料:35CrMo; 可知:力学性能:室温时,s=835 MPa,b=980 MPa,高温时, 400 =199 MPa;物理性能:室温时,杨氏弹性模量E=213103 MPa;400时,E=181103 MPa;在20与400之间的平均杨氏弹性模量E=192103 MPa;因此,定义其杨氏弹性模量参数为192E5; 在20与400之间的平均线膨胀系数=1410-6 mm/mm,因此,定义其线膨胀系数参数为14E-6 ,取参考温度200; 在20与400之间的泊松比=0.286,因此,定义其泊松比参数为0.286; 在20与400之间的导热系数=47.7 W/mK,定义其导热系数参数为47.7(因为分析过程为稳态,导热系数对结果不产生影响)。(3)几何模型建立由于高压釜体为轴对称结构,为了简化有限元分析,取高压釜体总体结构的1/4进行分析。且为了避免有限元分析过程中出现异常,忽略掉釜体结构中小的倒角和倒圆结构,通过查阅相关资料可知,这种忽略对分析结果影响并不大。首先,在Ansys全局坐标系下建立关键点(keypoint),并连接这些关键点得到高压釜体结构的断面。为了在网格划分中得到较好的网格质量,将釜体断面分成三部分,在后面的过程中,将依次对这三部分划分网格。釜体断面图如图2-7所示。图2-7 高压釜体结构断面图然后,将断面图绕Y轴旋转90,即得到高压釜体1/4结构图,如图2-8所示。图2-8 高压釜体1/4结构图(4)网格划分首先,对釜体断面的三部分依次进行映射网格划分。在Ansys软件中,提供了两种网格划分方法:自由网格和映射网格。所谓自由,体现在没有特定的准则,对于单元形状无限制,生成的单元不规则,基本适用于所有的模型。映射网格则要求满足一定的规则,且对于面,映射网格形成的只能是单元四边形或单元三角形;而对于体,其所能生成的只能是六面体单元,映射网格所形成的单元非常规整。映射网格适用于形状规则的体或面自由网格生成的内部节点位置比较随意,用户无法控制。若想控制内部节点位置,应考虑使用映射网格。在本文中,考虑采用映射网格,以求使结果准确。但由于单元类型SOLID70不支持映射网格的划分,我们直接采用扫略(SWEEP)网格方法。通过查阅资料可知,生成复杂几何实体有多种方法,如可由面经过拉伸、旋转、扫描等操作形成,然后进行网格划分。对于有些几何实体,如果某个方向上截面形状保持不变,则可以采用扫略方法生成实体并进行网格划分,或者先对面进行网格划分,再经过上述操作生成实体时自动实现实体网格划分。虽然上述两种方式都能生成复杂的几何实体,但扫略方法具有更大的优点。因此,在这舍弃了映射方法而采用扫略的方法对釜体1/4结构进行划分。在划分前,设定全局网格尺寸为20。得到如图2-9所示。 a)正视图 b)上视图图2-9 釜体网格结构由上图可以看到,通过扫略方法得到的网格为结构化网格,结构规则,分布均匀,质量较好。(1)约束及荷载定义在热分析过程中,需要定义的荷载为釜体内表面及外表面的温度。根据热平衡分析,可以得到在釜体工作中的危险时刻,在后处理过程中将分别通过在内外表面上加载相应温度进行分析。在结构分析中,需要定义如下载荷和约束: A. 釜体下表面固定在支撑架上,因此,限制其竖直方向的位移,即Y方向的自由度; B. 因为建立的模型的釜体的1/4,因此,需要对两侧截面定义对称约束; C. 釜体工作时,内部充满液体,其压力为40MPa,忽略重力对液体压力的影响,即认为压力在釜体内表面上均布; D. 考虑温度对釜体结构的影响,即在结构应力上耦合热应力。2. 后处理过程(1)温度分布在定义完成釜体内外表面恒定温度载荷后,通过Solve命令进行处理,得到釜体内部温度如图2-10所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面图图2-10 釜体温度分布图由上图可以看出,釜体内部温度沿壁厚向外逐渐增大,在外壁面斜角处达到最大值,而在内壁面底部靠近开孔处温度最小。(2)结构应力分布在施加结构应力前,需要将热分析单元转化成结构分析单元。对于轴对称单元,还需要重新定义。在结构应力分析时,施加结构约束及荷载后,得到结构变形图如图2-11所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面变形云图图2-11 釜体结构变形图由上图可以看出,在釜体下部,由于受内表面压力和底部轴向自由度的限制,其变形量很小,从釜体底部往上,由于未限制釜体沿径向的自由度,变形量逐渐增大,但由于在釜体上部,与上盖连接处法兰的壁厚较大,其变形较小,从而使得釜体变形最大处位于釜体中上部,最大变形量为0.1712mm。对于应力的分析,主要分析的是Von Mises应力。Von Mises是一种屈服准则,屈服准则的值通常被称为等效应力。Ansys后处理过程中“Von Mises Stress”通常被称作Mises等效应力,它遵循材料力学第四强度理论(形状改变比能理论)。一般材料在外力作用下产生塑性变形,以流动形式破坏时,应该采用第三或第四强度理论。压力容器上用第三强度理论(安全第一),其它多用第四强度理论。von mises等效应力就是一维屈服应力在多轴应力状态下的表达。釜体结构中Von Mises等效应力分布结果如图2-12所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面应力云图图2-12 釜体结构应力分布由上图可以看出,应力的分布与变形量的分布大致相同,在釜体中部变形量较大,因此,釜体内部应力也相对较大,其最大值为126.291MPa,小于设计温度下的许用应力=586MPa。(2)热应力分布(3)在结构分析中分析温度应力时,需要导入之前的温度分布分析结果。在Ansys软件中,热分析结果以.rth为后缀的文件形式保存,在荷载定义中以结构载荷的方式导入。单独对温度应力进行分析得到的结构变形结果如图2-13所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面变形云图图2-13 釜体结构变形量分布由上图可以看出,由于温度的影响,从釜体底部往上,其变形量逐渐增大, 在与上盖连接处的外沿达到最大值为1.82mm。从理论上分析,由于釜体内部温度高于参考温度,发生热膨胀,在底面轴向自由度受限的情况下,釜体只能向上膨胀,因此,变形量随高度逐渐增大。釜体内部热应力分布如图2-14所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面应力云图图2-14 釜体热应力分布由上图可以看出,温度应力的分布与变形量的分布并不相同,其在釜体底部内壁面圆角处出现了应力最大值为348.139MPa。从理论上分析,由于变形量是由热膨胀造成,并不受热应力的影响,因此,应力分布与变形分布不一致。从温度分布图上可以看出,由于外表面温度高,其膨胀变形大于内表面,且在底部圆角处壁厚有突变,使其受温度影响较大,因此应力较大。(4)热-结构耦合应力分布为了得到热-结构耦合应力,可以采用间接的方法在结构应力分析的基础上按热应力分析的步骤导入温度分布结果,由Ansys分析可综合两方面的影响。热-结构耦合作用下变形情况如图2-15所示。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面变形云图图2-15 釜体结构变形分布由上图可以看出,热-结构耦合作用下变形量主要受热膨胀的影响,结构应力产生的变形量很小。图2-16表示的是在热-结构耦合作用下应力情况。a) 釜体1/4结构 b)釜体截面应力云图图2-16 釜体热-结构耦合应力分布由上图可以看出,热-结构耦合作用下其应力分布不同于各自单独作用下的情况。釜体内部应力最大值位于釜体底部内表面圆角处,主要是热应力的作用;随着位置的升高,其应力有所增加,这主要是受结构应力的作用。釜体内部应力最大值为420.023MPa,小于35CrMo材料的许用应力= 586MPa。综上,釜体结构设计满足强度要求。2.4工作舱上盖组件设计(1)法兰结构法兰是压力容器的一个重要部件,是容器可拆连接的一种重要结构形式。工艺要求:保证使用可靠,便于多次拆装又不影响密封性能。其基本形式有活套法兰、整体法兰、任意式法兰三类。本设计采用整体法兰。这种法兰通常带有一个锥型截面的颈脖,故又称高颈法兰。适用于压力、温度都较高或壳体直径较大的场合。(2)法兰密封面与垫片由法兰密封设计有,常用的压紧面类型有平型压紧面、凹凸型压紧面、榫槽型压紧面、梯型压紧面与锥型压紧面。由于工作环境为高压场合,因此选用梯型压紧面。(3)垫片的类型金属垫片可分为:平垫片、波形垫片、齿形垫片、八角形垫圈、椭圆形垫圈、透镜垫圈。垫片选择应根据温度、压力及介质的腐蚀性来决定。根据高压釜工作环境选择八角形垫圈。法兰垫片压紧形式如图2-7所示。图2-7 法兰垫片压紧形式(4)垫片压紧力 预紧时需要的总压紧力: F = D b y (2-9) 操作时需要的总压紧力: F = 2 D b m p (2-10) 式中 p最大操作压力(MPa) m,y垫圈系数与垫片比压力,有m=6.5,y=179.3 MPa D垫片压紧力作用中心圆直径(mm) 当b06.4mm时,D为垫片接触面的平均直径, D=460.42mm; 当b06.4mm时,D为垫片接触面的外径减2b b0垫圈的有效密封宽度。 b0=/8=10.4/8=2.05(mm),在此宽度内将预紧密封比压y视作均匀分布。 b垫圈的计算密封宽度。b=b0=2.05mm 将各值分别代入式(2-9)、(2-10)有 F= D b y=460.422.05179.3=531665.16(N)=532(kN)F = 2 D b m p=2460.422.056.540=1541917.93(N)=1.54103(kN)2.5联接预紧力矩计算(1) 预紧时外力矩M1=Wl3式中 W预紧时法兰螺栓载荷,考虑到实际螺栓的总截面积A大于设计所需的总面积A0,在拧紧螺栓时有可能造成法兰超载,故外力矩计算中取 W=(A+A0) / 2 b 式中 A0取操作时螺栓总截面积A2值,即41845 mm2(mm2)b螺栓材料常温下的许用应力(MPa) 所以, (Nmm) l3垫圈压紧力和螺栓中心线的径向距离。l3=157.79 mm 所以有 M1=9921236157.79=1533913828 (Nmm) (2)操作时外力矩M2 = P1l1 + P2l2 + P3l3式中 P1内压作用于内径截面的轴向力。 (N) P2内压作用于法兰端面上的轴向力。 (N) P3操作时垫圈的压紧力。 (N)其中(mm)l1、l2、l3力臂。图2-8。 (mm) 图2-8 法兰体受力分析由于 (mm) (mm)(mm)所以有 M2=5026548173.75+6510173160.39+1541918157.79 =2160828603(Nmm) 由于 (Nmm)所以法兰设计力矩取预紧力矩和操作力矩中的大值,即 M=M2=2160828603 (Nmm)(3)法兰厚度式中 Y由图4-7有Y=3 (mm)实际厚度t0=(1.01.1) t=(1.01.1) 144.9=144.9159.4(mm) 取实际厚度为159 mm。(4)螺栓载荷设计预紧时,螺栓拉力等于垫圈所需预紧力。即 W1=FG=531665.16(N) 操作时,螺栓拉力等于由内压产生的轴向力P与垫圈工作时反力(数值上等于垫圈操作时所需的总压力)之和: W2=0.785DG2p+2 DG b m p =0.785460.42460.4240+1541917.93 =8201672.641(N) =8.2103(kN) 螺栓材料选用:35CrMoA 由表查得有 35CrMoA20=228 N/mm2,35CrMoA200=196 N/mm2(5)螺栓的直径和个数预紧时螺栓总截面积: (mm2)操作时螺栓总面积: (mm2)式中 b常温下螺栓材料的许用应力(MPa) bt设计温度下螺栓材料的许用应力(MPa) 令A0为螺栓总截面积,由螺栓许用应力表取A1、A2中较大值,则螺栓直径及个数为 式中 n螺栓个数,应取偶数,最好为4的倍数 d0螺栓螺纹根径(mm)取n=24,则 (mm)取螺栓直径为48 mm。 (6) 螺栓间距校核螺栓的最小间距应根据扳手操作空间来确定。由表,有 E=48 mm,Smin =102 mm,dB=48 mm 推荐的最大间距应为 (2-11)式中dB螺栓公称直径(mm) t法兰厚度(mm) m垫圈系数。m=6 将各值代入式(2-11)有 (mm) 螺栓的实际间距 (2-12) 式中 Db法兰直径。Db=776 mm将各值代入式(2-12)有 (mm)由于Smin S Smax,所以合格。2.6本章小结本章对浮体及其高温高压性能检验装置进行了简要介绍,在此基础上对工作舱进行设计并确定其参数,同时对高压釜体进行了温差应力校核及有限元分析,并对工作舱上盖组件以及联接与密封进行了设计。第3章排油冷却系统及注油系统设计3.1换热器分类换热器按工作原理可分为间壁式换热器(如暖风机、燃气加热器、冷凝器等);混合式换热器(如喷淋室、蒸汽喷射泵等
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高温高压下检测浮体的装置的结构设计
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