2.25Cr－1Mo－V钢制承压设备按ASME案例2605－1的蠕变－疲劳设计方法

章骁程，关凯书，王志文，张恩勇

(华东理工大学承压系统与安全教育部重点实验室，上海 200237)

0 引言

2.25 Cr－1Mo－V钢在高温高压的临氢环境中具有优良的抗高温蠕变、回火脆化、氢腐蚀和氢脆的性能［1］，因此广泛地用于制造炼油加氢工艺中的设备。随着炼油技术的快速发展，某些工艺要求设备能够在蠕变温度范围内承受交变载荷。在这样的工作条件下，蠕变损伤会与疲劳损伤相互叠加进而产生蠕变－疲劳交互作用［2］，使设备的疲劳寿命大大缩短。目前，国内外相关规范中对纯蠕变或者纯疲劳失效的预防措施都比较完善(见表1)，但蠕变－疲劳方面仍是空白。虽然核电规范［3－5］中已有相应的设计方法，但是由于体系不同，难以直接将其用于石化行业的压力容器设计。鉴于以上种种原因，ASME于2010年1月修订了规范案例 2605－1［6］，它在 ASME Ⅷ－2［7］的基础上将2.25Cr－1Mo－V钢的疲劳设计温度由371℃扩展至454℃。该案例使用Omega蠕变损伤模型［8］对塑性垮塌、蠕变、蠕变棘轮和蠕变－疲劳交互作用这四种失效模式加以预防。已有文献对该案例做了一些简要的介绍［9］，文中主要通过一个计算实例来进一步阐述其思路和设计方法，对其中的一些问题进行讨论，并提出了一些延长设备蠕变－疲劳寿命的措施。

表1 我国与ASME标准蠕变和疲劳失效准则

1 设计实例

1.1 设计参数

文中以炼油加氢工艺中某设备的一个接管为例，按照案例2605－1进行蠕变－疲劳寿命的校核计算。接管的几何尺寸见图1。主要受压元件的材料为 SA－336 F22V(2.25Cr－1Mo－V)锻件，假设设计寿命为17.6万h(20年)，工作温度为440℃，工作压力在1.6～18 MPa之间循环，共循环2434次。按案例2605－1校核计算的流程见图2。

图1 气体出入口接管尺寸

1.2 静载下的强度校核

按照ASMEⅧ－2对接管和封头进行18 MPa(440℃)下的强度校核。使用ANSYS商用有限元分析软件，单元为 Plane 183(轴对称)，E=183000 MPa，μ =0.3。应力评定结果(见图3、表2)表明，该结构的强度符合分析设计的要求。

图2 校核计算流程图

图3 等效应力云图和应力评定路径

表2 应力评定结果

1.3 安定性校核

目的是确保在有蠕变作用的情况下，在设计疲劳循环次数内，结构任何位置的塑性变形不会无限扩展，即经历的若干个疲劳循环周期以后塑性变形的区域就趋于稳定，避免发生塑性垮塌和蠕变棘轮效应。

按照案例2605－1(d)(1)(a)对载荷—时间曲线进行保守化处理，作为安定性校核的载荷边界条件。处理方法为:共计入3次加载－卸载循环，在每次加载和卸载之间插入2万h的保载时间(见图4)，以充分体现蠕变松弛的作用。数值计算中采用理想弹塑性模型(E=183000 MPa，ReL=305 MPa)，蠕变损伤模型按照案例中式(2)～(13)，用Fortran语言将其写成子程序的形式，并在 ANSYS 中使用 TB，CREEP，，，，100 命令激活［13］。

图4 保守化处理以后的载荷曲线

从计算结果可以看出，第1次加载后接管根部的内表面发生了塑性变形(图5中点1)，应当对此处进行安定性校核。按照案例2605－1(d)(1)(a)的要求:在经历3次载荷循环之后，第3次载荷循环的加载和卸载阶段都必须是完全线弹性的，也就是要求在加载和卸载的过程中不能出现任何屈服和反向屈服。计算结果表明，除了在第1次加载时发生少量的塑性变形(图6中的放大区域)以外，其他两次循环的加载和卸载都是弹性的，且应变的最大值为0.18%，符合案例中表2对总应变不超过5%的限制，因此安定性校核通过。

图5 第1次加载后的塑性应变云图

图6 3次载荷循环的应力—应变曲线

从点1处的等效应力—时间曲线(见图7)上也可以得出相同的结论，在每经历一次卸载和加载以后，等效应力都能回到卸载之前的大小，说明在加载和卸载的过程中没有发生塑性变形，应力没有重新分布。

图7 点1处等效应力—时间曲线

1.4 稳态蠕变寿命计算

目的是得到结构的稳态蠕变寿命，并按此寿命从图8中选取相应的疲劳设计曲线，从而得到结构允许的最大疲劳循环次数。

图8 案例2605－1中的疲劳设计曲线

按最恶劣的工况组合(18 MPa，440℃)进行100万h时的稳态蠕变寿命计算，有限元参数与1.3节相同。实际计算到33万h，蠕变损伤的最大值已经达到0.95(见图9)。按照案例2605－1(d)(4)中的要求，取此刻对应的时间作为该结构的蠕变寿命。

图9 蠕变33万h后的损伤云图

从图10～12中可以看出，在经历了33万h的蠕变以后，接管根部的应力集中得到了明显的缓解(最大值由308 MPa降至229.9 MPa)，应力分布更加均匀。尽管如此，从图13可以看出，虽然等效应力的最大值始终出现在点1处，但是蠕变损伤主要集中在点2附近，在点1处仅不到0.1，其原因将在第2节进行讨论。

图10 蠕变0 h后的等效应力云图

图11 蠕变33万h后的等效应力云图

图12 不同位置的等效应力—时间曲线

图13 不同点的蠕变损伤—时间曲线

1.5 蠕变－疲劳寿命计算

目的是用包含蠕变损伤的疲劳设计曲线算出蠕变－疲劳损伤寿命，并与设计要求进行比较。现将案例2605－1中用于计算蠕变－疲劳寿命的式(14)和(15)［6］列出如下:

式中 Lcwf——蠕变－疲劳寿命

Lcaf——纯蠕变寿命

βcf——蠕变损伤因子，βcf=2

Δεpeq——等效塑性应变幅

N——允许的循环次数

重新对结构进行一次弹性加载与卸载分析(计算参数同1.2节)，得到点1处的应力幅Sa=160 MPa。从图8中蠕变寿命为30万h的疲劳设计曲线上查得应力幅Sa为160 MPa时对应的许用疲劳循环次数N(Sa)为3023次。从案例2605－1中的表4查得应力幅Sa为160 MPa时对应的等效应变幅 εpeq为0。由于等效应变幅 εpeq为0，蠕变－疲劳寿命与纯蠕变寿命相等，用式(2)计算得到蠕变－疲劳寿命Lcwf为30万h。将校核计算结果汇总至表3，结果表明结构的蠕变－疲劳寿命符合案例2605－1的要求。

将其代入图13中蠕变寿命为30万h的疲劳设计曲线，得到许用疲劳循环次数N(Sa)=3023次，将Sa代入案例中的表4等到等效应变幅εpeq=0。再将Δεpeq代入式(2)，最终得到蠕变－疲劳寿命Lcwf=30万h。比较计算结果:Lcwf=30＞17.6，N(Sa)=3023 ＞2434，结构的蠕变－疲劳寿命校核通过。

表3 设计要求和案例2605－1校核结果对比

2 讨论

2.1 对案例2605－1中的疲劳设计曲线的理解

对图8中蠕变－疲劳设计曲线的理解应当与ASMEⅧ－2中的疲劳设计曲线类似，唯一的区别是选用疲劳设计曲线时应当对应计算的稳态蠕变寿命。从图8中还可以发现蠕变寿命越短的疲劳设计曲线越靠下的规律。这是因为蠕变寿命短的结构在相同的疲劳循环次数下蠕变－疲劳交互作用的程度更强。而蠕变－疲劳交互作用的机理是极其复杂的，存在一些不确定因素［14］。所以在蠕变－疲劳交互作用程度较强的情况下，适当降低应力幅(曲线下移)，可以减轻蠕变－疲劳交互作用的程度，使结构偏于安全。

2.2 蠕变－疲劳设计应当重点关注的部位

从图10，11中可以看出，自始至终应力的最大位置在点1处，而蠕变损伤的最大位置在点2处，两者并不重合。蠕变疲劳设计应当关注点2，这是因为蠕变是一个产生塑性应变能的过程，当塑性应变能聚集到一定的程度时就会产生裂纹。塑性应变能的聚集能力可以用应力三轴度系数(静水压力/等效应力)来表征［15］，该值越大，塑性应变能越容易聚集。分析图14，15发现，整个蠕变过程中应力三轴度系数的最大值始终在点2处，故此处最危险。

2.3 提高结构的蠕变－疲劳寿命

一方面，应当尽可能地提高结构的稳态蠕变寿命，适当地加固应力三轴度比较大的部位(如大直径接管的根部、非径向接管的根部、平封头与筒体的连接处等)，可以显著地提高结构的蠕变寿命，例如:将本例中接管根部圆角的半径由32 mm增加至40 mm，结构的稳态蠕变寿命可从33万h增加至65万h;另一方面，从式(1)可以看出，减小等效塑性应变幅Δεpeq，也可以削弱蠕变－疲劳交互作用的程度，所以，应当尽可能地避免结构中产生超过屈服强度的应力集中。

图14 原始状态的应力三轴度系数

图15 33万h的应力三轴度系数

3 结语

文中介绍了按ASME案例2605－1的蠕变－疲劳设计方法，该方法保守地考虑了蠕变－疲劳交互作用的影响。对于蠕变设计，文中指出应重点关注应力三轴度系数集中的部位。虽然现行的压力容器规范都考虑到了蠕变失效，但是并没有针对蠕变失效的部位进行详细地分析，而是依靠基于使用经验的蠕变安全系数。从文中的分析结果来看，这在温度较高的情况下可能会偏于冒进。因此笔者建议，在对一些高温设备进行分析设计时，在关注应力集中部位的基础上更要关注应力三轴度系数集中的部位，并在结构上予以加强，可以有效地防止蠕变失效。

［1］SUSUMU T.Applications of Code Case 2605 for Fatigue Evaluation of Vessels Made in 2.25Cr－1Mo－0.25V Steels Slightly into Creep Range［C］//PVP Conference.Washington:ASME，2010.

［2］ASME.ASME－MPC Symposium on Creep－Fatigue Interaction［M］.New York:ASME，1976.

［3］ASME Ⅲ－1 2010，ASME Boiler and Pressure Vessel Code SectionⅢ Division 1 Subsection NH［S］.

［4］RCC－MR 2007，Design and Construction Rules for Mechanical Components of FBR Nuclear Islands and High Temperature Applications［S］.

［5］R5 2003，Assessment Procedure for the High Temperature Response of Structures［S］.

［6］Code Case 2605－1 2010，ASME Boiler and Pressure Vessel Code Case 2605－1［S］.

［7］ASME Ⅷ－2 2010，ASME Boiler and Pressure Vessel Code Section Ⅷ Division 2［S］.

［8］MARTIN P.Development of the MPC Omega Method for Life Assessment in the Creep Range［J］.Journal of Pressure Vessel Technology，1995，117:95－103.

［9］章骁程，关凯书.ASME规范案例2605－1在承压设备高温疲劳寿命设计方面的应用［C］//第八届全国压力容器设计学术会议.江苏:张家港，2012:17－22.

［10］GB 150—2011，压力容器［S］.

［11］JB 4732—1995，钢制压力容器——分析设计标准(2005年确认)［S］.

［12］ASME Ⅷ－1 2010，ASME Boiler and Pressure Vessel Code Section Ⅷ Division 1［S］.

［13］ANSYS，ANSYS 14.0 Help［M］.USA:ANSYS Inc.

［14］MAO H，MAHADEVAN S.Creep Fatigue Reliability of High Temperature Materials［C］//8th ASCE Specialty Conference on Probabilistic Mechanics and Structural Reliability.Notre Dame:PMC 2000.

［15］HENRY B S，LUXMOORE A R.The Stress Triaxiality Constraint and the Q－vatue as a Ductile Fracture Parameter［J］.Engineering Fracture Mechanics，1997，57(4):375－390.