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现场经验
文章编号:1002-6886(2009)01-0077-03
加气站用储气罐的边缘应力分析
建英',习仲萍
(1.责州大学化学工程学院,贵州贵阳55003;2.贵州省机电产品质量监督检测站,州黄F阳55003)
摘要:分别采用有力矩理论和线弹性有限元分析方法对加气站用儲气结构不迹缤边線进行了应力分析,对两种解的结
果进行了分析比较,并按照分析设计标准进行了强度评定和疲劳强度梭,分析计葺結呆表明,该规格储气罐在连接边缘
区有较大的使用安全系數,满足撮度和疲劳强度要求。
关键词:緒气罐边缘应力有限元应力分析
Marginal Stress Analysis of Air Storage Tank in Gas Station
CAO Jianying, XI Zhongping
Abstract By using moment theory and elastic finite element analysis method, the author analyze the discontimuous margin of
the air storage lank in gas station. Then the author compares the two resuits, evaluale the strength and check the fatigue value.
Finally we have the following conclusion, the marginal area of this kind of air storage tank have correspondingly higher degree of
safety and satisfied the requirement of strength and fatigue value
Keywords: air storage tank; marginal stress; finite element stress analysis
加气站用储气罐是汽车油改气的主要设备,当储罐2.1有力矩理论计算结果
装人高压可燃气体后,再通过它向车用钢瓶充气。储气罐
按JB4732-95附录,列出变形协调方程,求出边缘剪
在工作过程中不断承受交变载荷的作用,在其结构不连续力和弯矩,其应力分布曲线为图1。
的连接边缘,因形成高应力区而产生塑性应变,容易导致
储气罐的疲劳破坏,必须对储气罐的边缘应力进行详细分
………………。…………-…
析计算,并根据应力计算结果对储气罐连接边缘进行疲劳
校核。
R
储气罐结构与设计参数
该储气的结构主要由圆筒形筒体,半球形封头,紧
1. gm
缩口封头等部分组成。
2
3.a4
圆筒形筒体采用多层包扎式结构,内层材料为20R,
1040500
1400
厚度12m,外层材料为16MnR,板厚10m,共6层:半球
(X-连接边缘处滑简体轴线方向的坐标
形封头采用钢板热压成型,材料为20R;紧缩口封头锻造
图1固边练应力分布图
成型,材料为20号钢,将内径为D2=800mm的筒体逐渐
并进行应力分类计算、求出其最大应力强度为
过渡到d,=400mm的人孔接口;平板封头鍛造成型,材料
Sw=191.16MPa(内壁)
为20号钢,板厚240mm。封头与筒体均采用等厚连接。
沿最大应力强度所在的截面进行强度评定,载荷组合
设计参数为
系数K值取1.0,其结果为:
最高工作压力P。。25MPa
=165.26MPa<1.5KS=282.84MPa
最低工作压力Pm7MPa
S=191.16MPa<3KSm=565.68MPa
工作温度
50℃
式中:Suーー一次局部薄膜应力强度;
循环次数
42000次
次加二次应力强度;
2筒体与球壳连接边缘的应力分析
作者简介:曹建英(1956-),女,工程师,现任贵州大学过程备与控制工程实验空主任。
习仲萍(1958-),男,高エ,现任責州省机电产品质量监督检测站副总工程师。
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万方数据
78
现代机200年第L期
S"n一设计应力强度。
计算结果偏
2有限元法计算结果
于安全。按JB
I on 2ma 3o, 4on
该储气罐的儿何结构,载荷特性和边界条件都对称于4732-95附
回转轴,故计算模型按轴对称问题构建,阿格划分采用映录进行计算,uo
射网格,沿壁厚方向划分为三层,共划分12600个单元,共用贝赛尔函so0
15700个节点
数作曲线拟
图2显示储气
求出其应
50000
1500.00
罐的总体变形是膨国
力分布曲线
50.(
胀的,变形较大的
为?3。
部位在筒体与球壳
进行应
图3圆筒边缘应力分布图
的连接边缘,因此
力分类计算,求出其最大应力强度为
在储气罐的设计制
235MPa(内壁)
造中,保证该连接
沿最大应力强度所在截面进行强度评定,其结果为
边缘的平滑过渡至
191.08MPa<1.5KS=282.84MPa
关重要。从应力强因2载荷作用下筒体与球充连接边缘的
w 235 Mpa 3KS"=565. 68 Mpa
度云图可以看出,
变形及 Mises/应力云图
32有限元法计算结果
应力强度的最大值同样也出现在筒体上,位于连接边缘附
同样按轴对称问题处理,网格划分采用映射网格,沿
近,Sr=150.07MPa(内壁)。
壁厚方向刘分为
ANSY
23计算结果分析比较与疲劳强度校核
层,共划分为1360国
有限元法与有力矩理论分别求出之最大应力强度差个单元,17008个节
为
点
1.15-1507=0.23
从图4中可以看
到,变形较大的部位
3.3%,说明有力矩理论的计算结果偏于安全,按位于筒体与繄缩口的
JB4172-95标准疲劳强度校核所依据的边缘应力值由连接边缘,应力蜜度人
有力矩理论提供。
最大值同样出现在筒图4荷作用下紧编口与体连揍边壕
计算结果表明,连接边缘附近的最大应力出现在筒体体内壁上,位于连接
的变形及 Mises应力云图
,ムp=18MPa的最大交变应力
边绿附近,Sry=160.05MPa。
△rm=119.64MPa
33计算结果分析比较与疲劳强度效核
最大交变应力强度幅
有限元法与有力矩理论分别求出的最大应力强度都
S=0.5
出现在筒体的内壁上,其最大应力强度差为:
材料循环次数n=42000次的许用应力强度幅
5-160
S,=185MPa,
160.s1=0
则
即为46.4%,说明有力矩理论的计算结果是在把紧缩口简
化为锥壳的基础上求出的,更强化了边缘效应,按JB4732
95标准,疲劳强度校核所依据的边缘应力值由有力矩理
因连接处采用等厚度焊接,边缘附近无开孔接等结论提供
构,其疲劳强度减弱系数取K=2.0

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