法兰分析的边界条件
最近有一台换热器，管口A连接有比较大的管口载荷，项目上想知道对于锥体会有什么影响，需要做一个分析。https://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_png/DVnwQibl2L2kupnj6fSSHIYFg8w8duYibVhTjRYO1xgcI3HanoLTIgeRGKia3N2Tr79UUn34b73HWhCsCJFoEKZjQ/640?wx_fmt=png
应该如何分析载荷的影响？
还是那一句：其实当我第一次知道要做分析的时候，我是拒绝的，因为，你不能让我做，我就马上去做，第一我要试一下，因为我不愿意做完了以后才发现原来常规也能算。这样老板一定会骂我，根本没有这样的思路，就说明上面的分析是浪费时间。https://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_png/DVnwQibl2L2kupnj6fSSHIYFg8w8duYibVzic6aM59GibYhaicmM7EOIVneLcMk2yz0Y1mopUmAaPf9xj8dc8jnIUcQ/640?wx_fmt=png
那么常规方法是否可以完成设计呢？http://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_jpg/DVnwQibl2L2k9AlxeeAINP80hVgm5MwOwKAZSnU61SKe2mZlyyOGnQPXJ5Eo1YJpGwia3GlrGQOibceicf88oH2oVg/640?wx_fmt=jpeg每个截面的载荷FR=FR1=FR2FL=FL1=FL2MT=MT1=MT2ML1=ML+FL*H1; ML2=ML+FL*H2对于法兰（上法兰和下部设备法兰），根据ASME NC-3658.1(b)等效载荷http://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_jpg/DVnwQibl2L2k9AlxeeAINP80hVgm5MwOwQzXsMPiaCwDFgpRBEAEefTnrweEAI7CS6zHtBbbibicFfOQNNBvH0ezNQ/640?wx_fmt=jpeg 得到Pe后，可采用两种方法校核法兰，两种其一通过即可：1.根据ASME B16.5，温度压力等级表查询许用的压力，是否大于Pe，如果大于则法兰合格2.根据ASME VIII I附录2计算法兰，如果计算通过，法兰合格。
如何校核锥体是否合格？思路：假设锥体上部不是法兰，而是高塔，塔的重力和弯矩作为锥体的载荷，那么如何校核锥体的上下两个截面上的应力？内压或者真空引起的轴向应力：http://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_jpg/DVnwQibl2L2k9AlxeeAINP80hVgm5MwOwFfehGzbz1ATic2ZI8EyeHxpDyBvOLMWupKsUD4z6wcGibabrRvPuN7JA/640?wx_fmt=jpeg轴向载荷引起的轴向应力：http://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_jpg/DVnwQibl2L2k9AlxeeAINP80hVgm5MwOwOcugjJxcjMMUrGd0SGy3iaRUHyHRqDJ7VaCAut9ufO2WweBRAcSHH0w/640?wx_fmt=jpeg弯矩引起的轴向应力：http://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_jpg/DVnwQibl2L2k9AlxeeAINP80hVgm5MwOwdElhSVZRI5xzxqNCsib1ssibBgntK9Z1LfudIzgdA1EibzxN5khdVeEeg/640?wx_fmt=jpeg 锥壳许用的轴向压应力：[σ]cr=min(Bcosβ^2, [σ]t)判定依据：σ2+σ3-σ1≤[σ]cr（计算经验，适中的载荷一般都可以过）换热器锥体管箱管道载荷校核
但是这个项目业主需要分析验证一下。
那么应该如何做呢？其中就涉及到了，法兰的边界条件怎么施加。
一般法兰的计算如果需要比较符合实际，可以采用采用建立配对法兰，垫片接触，并施加螺栓预紧力以及内压的边界条件，但是这样建立模型会比较复杂。一般只有一些特殊的部件才会采用这种方法。
那么能否通过Waters法，使得边界条件等效于Waters法来校核法兰呢？
Waters法的本质上是将操作和预紧工况等效为一个力偶
Mo= max(Mp, Ma[σ]t/[σ])
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然后将Mo施加在法兰上，计算其法兰在设计温度下的应力。
先绘制建模示意图
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对于只建法兰来说，一般不建螺栓孔，而是将螺栓孔处的弹性模量采用等效的弹性模量代替。https://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_png/DVnwQibl2L2kupnj6fSSHIYFg8w8duYibV6RibEsQLwia9pibQe2fBkseULz02ceYyhh5slictGhvJbcarjcVDWREIuw/640?wx_fmt=png
对于设备法兰
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对于法兰A
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根据尺寸建立模型
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划分网格
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https://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_png/DVnwQibl2L2kupnj6fSSHIYFg8w8duYibVXuibgO8ezZP2zBbznyBRnjr1MWwP46HrNPQicU2TmcOehAWvtU3cl0LA/640?wx_fmt=png
边界条件的施加示意图如下：
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边界条件施加方法如下：
1.在法兰和锥体内壁施加内压0.4MPa。
2.在管口A的有效垫片宽度表面施加周向转动约束为0.
3.在设备法兰有效垫片宽度表面处施加周向转动约束为0，以及垂直方向位移为0。
4.先计算法兰A的螺栓力Mo1，以及螺栓中心圆到垫片作用中心圆Dg的距离Lg1。Wp=Mo/Lg
螺栓孔区的等效压力Pa=Wp/Ab,Ab为螺栓区面积。
垫片区的等效压力Pg1=Wp/Ag1，Ag1为垫片区的面积。
Mo1和Lg1从SW6计算书上可以找到（即Mo和Lg）。Wp=Mo1/Lg1=157774400/66.2=2383299 N.Ab=3.1416*977.9*42=129030.8Ag1=pi*(430.2*430.2-422.7*422.7)=20096Pa=Wp/Ab=2383299/129030.8=18.47MPaPg1=Wp/Ag1=2383299/20096=118.595MPa5.相同的方法施加在设备法兰上。
6.在法兰A的上表面施加接管载荷。
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运行后的应力云图如下：
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管口A以及小端锥体应力分布
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大端锥体以及设备法兰
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最后计算评定擦边通过。
我们分析一下边界条件，通过在垫片和螺栓中心圆处施加等效力，最终达到力抵消，同时产生一个Mo的弯矩（与Mo大致相同），同时法兰施加了内压（Waters法的内压已经加到Mo中去的）。这个边界条件与Waters法的假设较为接近。
如果换一种边界条件：
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内压施加在内壁以及内壁到垫片的端面，垫片处施加Fp=6.28DgbmP，螺栓面积处施加
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即采用操作工况的最小预紧力，其余边界不变，得到的结果如下图所示：
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最大处在小端和法兰连接处，最大应力值为52.29MPa.
相对于前面的结果219.15MPa，是非常小的。
从SW6的计算书来看，法兰的应力是很大的，没有多少裕量。所以结果52.29MPa，没有考虑螺栓预紧的螺栓载荷控制了法兰的厚度，是不可信的。
在栾春远老师的书《压力容器ansys分析强度计算》一书中对一个法兰进行了考虑法兰螺栓力的影响。
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由于模型采用的是轴对称。采用的施加方式，是先计算出最大设计力矩Mo。然后计算螺栓孔中心圆到垫片中心圆距离Lg，然后Fo=Mo/Lg，求得施加的集中力。
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https://mmbiz.qpic.cn/mmbiz_png/DVnwQibl2L2kupnj6fSSHIYFg8w8duYibV5MpvMXJdorTYJIXcPsoowy1Hcd9JN8icas04uiaDOTiaLKWEftvFbZS7g/640?wx_fmt=png
所以采用这种边界条件是有其合理性的。
做分析的时候很多人疑惑，对于筒体开孔模型需不需要建立法兰的模型，对此的论文也很多。
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桑如苞老师的结论是：
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其实这个结论本身问题不大，但是能否使用是值得商榷的。
能否正确使用需要考虑如下方面：
[*]法兰的实际情况是比较复杂的，边界条件的施加对结果影响很大。
[*]只建一片法兰，Waters法和有限元法兰无法完全匹配，结果如何评定的问题比较复杂。
[*]如果采用接触的法兰对，其分析性价比不高。因为大多数情况下，法兰是由法兰的压力等级来保证的，并不是Waters法计算不过或者分析不过了就不能用。我们关心的是开孔并不是法兰。
[*]法兰在实际操作中，在某个预紧力范围内都可以使得法兰保证密封。但是实际计算如果要考虑的话是比较复杂的，计算工况会多很多。
比如很多朋友建立了法兰模型，采用的却是在法兰密封面施加内压的等效轴向力，做出来法兰处应力很小。接管和筒体处评定过了，此时去掉法兰，筒体开孔处可能评定过不了。究其原因是因为等效内压的边界条件，使得法兰充当了一个大型加强圈的作用，接管越短，加强作用越明显。而实际情况却是，法兰有可能根据Waters法计算不过，法兰应力和接管应力叠加在一起。
这种计算是不保守的，用在工程上一定要慎重。
所以，就我个人而言，不建法兰在工程上是保守的，在关注点上是聚焦的，在风险上是可控的。不到无路可退（比如已经做完的设备发现开孔补强不过），开孔补强计算不要建法兰模型，得到不保守的结果，而且很可能是错的。
本文只代表一些思考，不是最终结论，方法仅供参考，谢谢！
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文章来源:https://mp.weixin.qq.com/s/zGofgdxJK0FwvWrIeUTvUA
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