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引言
缓冲罐可以起到稳压稳流的缓冲作用，通常连接于泵或压缩机的出口。生产中很多缓冲罐由于高频的往复振动而失效，引起振动的原因通常有两种，一种是罐内的气流脉动，一种是泵或压缩机的机械振动。由于振动原因的多样性，很难求解缓冲罐接管的振动力，故不便用振动力进行接管的疲劳分析。容器开孔接管区域的应力状况非常复杂，对这类应力的求解也是相当复杂的，工程上常采用应力集中系数法、有限元法或实验测试法来分析计算局部应力。笔者采用有限元法对开孔接管处的应力情况进行校核及验证。
近日某石化公司的成撬装置中，若干台缓冲罐的接管出现裂纹，裂纹出现的位置为接管加强筋板的焊趾处，如图1所示。本文对该裂纹出现的原因进行了分析，通过重新布置管路系统，机组的振动问题得到缓解。并根据应力分析结果，对接管的局部结构进行了改善，去掉了筋板和焊缝，改用了整锻件接管的结构，然后基于改进的结构，进行了疲劳分析，结果满足要求。
1、缓冲罐的主要参数
该排气缓冲罐的工作介质为天然气，设计压力为4.0MPa，设计温度为176℃。其筒体规格为φ600x16mm，设备总长约2.75m，其筒体的上部有两个长圆形接管通过矩形法兰连接压缩机出口，长圆管与矩形法兰整体锻制。本文分析的主要对象是排气缓冲罐上的与压缩机出口直接连接的长圆管，材料特性表如表1所示。
2、缓冲罐破坏原因分析
裂纹出现后，对包括压缩机、管路、缓冲罐等在内的整个系统进行了脉动分析，发现系统的振动幅度超出预期，实际振动速度（也称振动烈度）约达到了43mm/s，按公式
计算得振动位移为0.5mm。下面将借助有限元软件ANSYS基于现有结构及实际振动位移对破坏处的局部结构做疲劳分析。
2.1模型简化
因分析主要针对长圆管的局部，故只建出长圆管、矩形法兰及与其连接的部分壳体。并且为减少计算量，取模型的1/2进行分析，简化后的模型如图2所示。简化后的有限元模型如图2所示。
2.2网格划分
本模型主要采用六面体网格划分的方法，网格尺寸设为5mm，网格划分情况如图3所示。
2.3载荷与约束施加
在ANSYS/Workbench的static structural模块中，设XY平面为对称面，在XZ和YZ平面上设为Frictionless support，边界条件施加情况如图4所示。
因长圆管管口的振动力不便求解，故此处保守地假设容器本体保持固定，而接管法兰端面因振动产生0.5mm的位移。由于振动位移的方向的不确定性，下面将分两种情况考虑，即法兰端面上的振动位移沿图示Y向（如图5所示）和法兰端面上的振动位移沿图示Z向（如图6所示）。
2.4疲劳分析结果
图7为在Y向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为156.48MPa，应力较大的区域出现在长圆管与筒体的焊缝倒角边缘及筋板的焊趾处；图8为Z向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为3.03MPa，因数值较小，不再对接管受Z向振动位移时进行疲劳计算。《ASME锅炉及压力容器规范》第VIII卷第二册第5.3.3.1规定：对于由线弹性应力分析所得的结果，有效的总当量应力幅用于评定疲劳损伤，对疲劳评定起决定性作用的应力是有效的总当量应力幅，它定义为在载荷规律中对每一循环所计算得的（PL+Pb+Q+F）有效的总当量应力范围的一半。则接管受Y向振动位移时的有效当量应力幅为78.24MPa，稍大于该文献附录3.F中对应疲劳曲线上1E7循环次数对应的交变应力（76.1MPa），故在该载荷下此处寿命小于1E7次。
容器的设计寿命为30年，接管振动频率为39.8Hz，在整个寿命期间对应的循环次数为3.8E10（以每天24小时，每年365天计），而计算寿命小于1E7，显然这种结构在0.5mm的振动位移时疲劳寿命不能满足使用要求。
3、接管改造
由以上的分析可知，应力较大的位置主要分布在筋板的焊趾及接管与筒体的焊缝倒角边缘处。虽然设置加强筋可以增大接管的刚度，但会在加强筋焊趾处存在应力集中现象。为避免焊缝缺陷，去掉筋板，并采用整锻接管，锻件材料选用与筒体材料（SA-516 Gr.70）相当的SA-105 M，以对接管的局部结构进行了改进优化。
通过对机组及附属装置进行全面的声学和应力分析，重新布置了管路系统，从源头消减了振动幅值，机组的振动问题得到缓解，容器设计允许的振动烈度为25mm/s（对应的振动位移为0.29mm）。下面基于改进的结构，对长圆管局部进行了疲劳分析，为保守起见且验证改进结构的优越性，仍采用之前的0.5mm的振动载荷进行计算。
4、改造后的缓冲罐接管有限元分析
4.1有限元模型
改进后结构的简化有限元模型如图9所示，网格划分情况如图10所示。
4.2载荷与约束施加
设XY平面为对称面，在XZ和YZ平面上设为Frictionless support，边界条件施加情况如图11所示。
4.3 疲劳分析结果
图14为在Y向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为98.14MPa，位于长圆管外壁的过渡圆角处；图15为Z向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为0.92MPa，因数值较小，不再对接管受Z向振动位移时进行疲劳计算。则接管受Y向振动位移时的有效当量应力幅为49.07MPa，利用插值法求得对应的循环次数为9.8E10。容器的设计寿命为3.8E10次，显然接管的疲劳寿命满足使用要求。
5、结论
本文利用有限元软件ANSYS Workbench，巧妙的避开了振动力载荷难以求解的问题，利用容器的振动烈度条件，对缓冲罐接管出现裂纹的原因进行了验证分析，并基于分析结果对原有结构改进，重新计算后，发现改进后结构的抗疲劳性能优于原有结构，满足使用要求。
（作者单位：山东豪迈机械制造有限公司）
缓冲罐可以起到稳压稳流的缓冲作用，通常连接于泵或压缩机的出口。生产中很多缓冲罐由于高频的往复振动而失效，引起振动的原因通常有两种，一种是罐内的气流脉动，一种是泵或压缩机的机械振动。由于振动原因的多样性，很难求解缓冲罐接管的振动力，故不便用振动力进行接管的疲劳分析。容器开孔接管区域的应力状况非常复杂，对这类应力的求解也是相当复杂的，工程上常采用应力集中系数法、有限元法或实验测试法来分析计算局部应力。笔者采用有限元法对开孔接管处的应力情况进行校核及验证。
近日某石化公司的成撬装置中，若干台缓冲罐的接管出现裂纹，裂纹出现的位置为接管加强筋板的焊趾处，如图1所示。本文对该裂纹出现的原因进行了分析，通过重新布置管路系统，机组的振动问题得到缓解。并根据应力分析结果，对接管的局部结构进行了改善，去掉了筋板和焊缝，改用了整锻件接管的结构，然后基于改进的结构，进行了疲劳分析，结果满足要求。
1、缓冲罐的主要参数
该排气缓冲罐的工作介质为天然气，设计压力为4.0MPa，设计温度为176℃。其筒体规格为φ600x16mm，设备总长约2.75m，其筒体的上部有两个长圆形接管通过矩形法兰连接压缩机出口，长圆管与矩形法兰整体锻制。本文分析的主要对象是排气缓冲罐上的与压缩机出口直接连接的长圆管，材料特性表如表1所示。
2、缓冲罐破坏原因分析
裂纹出现后，对包括压缩机、管路、缓冲罐等在内的整个系统进行了脉动分析，发现系统的振动幅度超出预期，实际振动速度（也称振动烈度）约达到了43mm/s，按公式
计算得振动位移为0.5mm。下面将借助有限元软件ANSYS基于现有结构及实际振动位移对破坏处的局部结构做疲劳分析。
2.1模型简化
因分析主要针对长圆管的局部，故只建出长圆管、矩形法兰及与其连接的部分壳体。并且为减少计算量，取模型的1/2进行分析，简化后的模型如图2所示。简化后的有限元模型如图2所示。
2.2网格划分
本模型主要采用六面体网格划分的方法，网格尺寸设为5mm，网格划分情况如图3所示。
2.3载荷与约束施加
在ANSYS/Workbench的static structural模块中，设XY平面为对称面，在XZ和YZ平面上设为Frictionless support，边界条件施加情况如图4所示。
因长圆管管口的振动力不便求解，故此处保守地假设容器本体保持固定，而接管法兰端面因振动产生0.5mm的位移。由于振动位移的方向的不确定性，下面将分两种情况考虑，即法兰端面上的振动位移沿图示Y向（如图5所示）和法兰端面上的振动位移沿图示Z向（如图6所示）。
2.4疲劳分析结果
图7为在Y向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为156.48MPa，应力较大的区域出现在长圆管与筒体的焊缝倒角边缘及筋板的焊趾处；图8为Z向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为3.03MPa，因数值较小，不再对接管受Z向振动位移时进行疲劳计算。《ASME锅炉及压力容器规范》第VIII卷第二册第5.3.3.1规定：对于由线弹性应力分析所得的结果，有效的总当量应力幅用于评定疲劳损伤，对疲劳评定起决定性作用的应力是有效的总当量应力幅，它定义为在载荷规律中对每一循环所计算得的（PL+Pb+Q+F）有效的总当量应力范围的一半。则接管受Y向振动位移时的有效当量应力幅为78.24MPa，稍大于该文献附录3.F中对应疲劳曲线上1E7循环次数对应的交变应力（76.1MPa），故在该载荷下此处寿命小于1E7次。
容器的设计寿命为30年，接管振动频率为39.8Hz，在整个寿命期间对应的循环次数为3.8E10（以每天24小时，每年365天计），而计算寿命小于1E7，显然这种结构在0.5mm的振动位移时疲劳寿命不能满足使用要求。
3、接管改造
由以上的分析可知，应力较大的位置主要分布在筋板的焊趾及接管与筒体的焊缝倒角边缘处。虽然设置加强筋可以增大接管的刚度，但会在加强筋焊趾处存在应力集中现象。为避免焊缝缺陷，去掉筋板，并采用整锻接管，锻件材料选用与筒体材料（SA-516 Gr.70）相当的SA-105 M，以对接管的局部结构进行了改进优化。
通过对机组及附属装置进行全面的声学和应力分析，重新布置了管路系统，从源头消减了振动幅值，机组的振动问题得到缓解，容器设计允许的振动烈度为25mm/s（对应的振动位移为0.29mm）。下面基于改进的结构，对长圆管局部进行了疲劳分析，为保守起见且验证改进结构的优越性，仍采用之前的0.5mm的振动载荷进行计算。
4、改造后的缓冲罐接管有限元分析
4.1有限元模型
改进后结构的简化有限元模型如图9所示，网格划分情况如图10所示。
4.2载荷与约束施加
设XY平面为对称面，在XZ和YZ平面上设为Frictionless support，边界条件施加情况如图11所示。
4.3 疲劳分析结果
图14为在Y向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为98.14MPa，位于长圆管外壁的过渡圆角处；图15为Z向振动载荷下的等效应力云图，由图知最大等效应力为0.92MPa，因数值较小，不再对接管受Z向振动位移时进行疲劳计算。则接管受Y向振动位移时的有效当量应力幅为49.07MPa，利用插值法求得对应的循环次数为9.8E10。容器的设计寿命为3.8E10次，显然接管的疲劳寿命满足使用要求。
5、结论
本文利用有限元软件ANSYS Workbench，巧妙的避开了振动力载荷难以求解的问题，利用容器的振动烈度条件，对缓冲罐接管出现裂纹的原因进行了验证分析，并基于分析结果对原有结构改进，重新计算后，发现改进后结构的抗疲劳性能优于原有结构，满足使用要求。
（作者单位：山东豪迈机械制造有限公司）