我的SAD答辩作业-希望能对有志于取证的朋友提供一点点参考！
本设备由于几何结构、载荷和材料不具备对称性，因而采用整体实体模型建模进行静力强度和疲劳强度的分析。
有限元模型采用全六面体网格划分，环形耳座部分网格划分严格保证质量，以避免出现应力 失真，整个模型网格平均质量达到 0.8 以上。本模型通过不同的计算方法验证了计算结果不存在应力失真现象，计算结果是精确的并最终采用 Solid186 单元进 行计算，Solid186 单元在计算应力梯度方面精度较高。
本设备静力强度分析计算时除考虑设计压力和操作压力外，并综合考虑了管道外载荷、 设备自重及内件、附属件、内装物料重量对设备本体和刚性环支座的影响。其中设计工况计算结果用于一次总体薄膜应力 SⅠ和一次局部薄膜应力 SⅡ的评定，操作工况计算结果用于一次加二次应力强度 SⅣ的评定。
整体模型中最大应力出现在接管 N4 根部内倒圆角处，最大应力值为 286.4MPa；上封头局部有限元模型中最大应力出现在接管 N6 根部内倒圆角处，最大应力值为 225.15MPa；上端筒体局部有限元模型中最大应力出现在接 管 N3 根部内倒圆角处，最大应力值为 249.88MPa；环形耳座局部有限元模型中最大应力出现在 垫板与壳体连接处，最大应力值为 132.26MPa；下端筒体局部有限元模型中最大应力出现在接管 N4 根部内倒圆角处，最大应力值为 286.4MPa；锥壳局部有限元模型中最大应力出现在大端内表 面处，最大应力值为 181.07MPa。关于静力强度评定部分不再一一赘述了。
对于除螺柱之外的其它受压件，疲劳强度在操作工况（Pw=0～4.13MPa，213℃）下，以应 力幅值为依据进行评定。首先求出疲劳工况下，需要评定部件的应力幅值（用最高操作压力 4.13MPa 工况下的应力值减去最低操作压力 0 MPa 工况下的应力值，即可得到应力波动范围。应 力波动范围的一半，即为应力幅值。），然后按 Salt·E/Et进行修正，得到修正后的应力幅值。用 修正后的应力幅值，查JB4732-1995(2005 年确认)附录 C 中相应的疲劳曲线，得出许用的疲劳次 数，再与设计要求的疲劳次数进行比较。如果累计的使用系数 U≤1，则疲劳分析通过；如果不 满足，则需修改结构，重新计算，直到满足要求为止。疲劳工况有限元模型应力强度云图如下图 5-所示，整体模型中最大应力出现在接管 N4 根 部内倒圆角处，最大应力值为 202.47MPa；对于采用不锈钢材料的接管 N7，最大应力也出现在 根部内倒圆角处，最大应力值为 152.29 MPa。
根据应力计算结果，需对接管 N4(0~202.47MPa，碳钢部件)和接管 N7 (0~152.29MPa，不锈钢部件)处分别进行交变应力强度幅值的计算并进行疲劳强度评定。评定结果分别如下表所示：
本设备标准管法兰疲劳强度计算和评定详细过程内容较多，报告中不再 一一赘述，所有标准管法兰螺柱疲劳强度评定汇总于下表 5所示：
通过以上有限元模型计算，该设备本体静力强度和疲劳强度评定均满足标准要求，所有管法兰的螺柱疲劳强度评定均满足标准要求，该设备整体在设计参数和设计年限的疲劳循环次数下疲劳强度评定通过。
本文笔者分享出来是希望能为真正坚持学习分析设计和有志于取证的朋友提供一点直观的实例参考，请勿用于任何的商业用途！
