蘇文獻(xiàn)， 馬嫄情， 劉海剛

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200093）

某排放氣冷卻器采用帶有夾套的管箱結(jié)構(gòu)，管箱夾套中的冷卻水完成冷卻后，再進(jìn)入殼程.操作工況下，工作溫度和工作壓力隨時(shí)間而變化（夾套的工況和殼程一樣）.本文運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS模擬管箱的實(shí)際結(jié)構(gòu)，施加管箱的實(shí)際載荷和邊界條件.根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，排放氣冷卻器的上管箱在操作工況下是最危險(xiǎn)的.在設(shè)計(jì)壽命期內(nèi)，溫度和壓力波動(dòng)共計(jì)循環(huán)40 000次，按文獻(xiàn)［1］中第3.10條的規(guī)定無(wú)法免除疲勞分析.因此，采用有限元法對(duì)其進(jìn)行了操作工況下結(jié)構(gòu)應(yīng)力強(qiáng)度和疲勞分析.

1 結(jié)構(gòu)分析和力學(xué)模型

根據(jù)文獻(xiàn)［2］，管箱接管與夾套的連接形式可以有3種：a.全封閉結(jié)構(gòu).該結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳熱充分，但對(duì)焊接質(zhì)量和開(kāi)孔精度要求較高，不容易發(fā)現(xiàn)接管與管箱筒體連接處的泄漏，且由于筒體接管和夾套的材料不同，在溫差載荷作用下，在其連接處容易產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力，不適合溫度波動(dòng)的設(shè)備；b.套管結(jié)構(gòu).制造方便，便于焊縫檢查，套管與夾套筒體間采用全焊透角焊縫，焊縫不連續(xù)，有形狀突變，套管與夾套筒體接觸區(qū)域應(yīng)力較大，不適合需要考慮疲勞的設(shè)備；c.采用翻邊結(jié)構(gòu)形式.該結(jié)構(gòu)克服了前兩種結(jié)構(gòu)的不足，雖制造難度有所提高，但受力情況較好，應(yīng)力較小，適合于需要做疲勞分析的設(shè)備.其具體連接形式見(jiàn)圖1，這里采用第三種結(jié)構(gòu).

圖1 夾套與箱體的連接形式Fig.1 Connection forms of jacket and channel

換熱器管箱的設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù)及主要幾何尺寸見(jiàn)表1，管箱結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖2，溫度T、壓力p循環(huán)波動(dòng)示意圖見(jiàn)圖3.各部件材料特性如表2、表3（見(jiàn)下頁(yè)）所示.

表1 相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)及主要幾何尺寸Tab.1 Base design data

1.1 考慮載荷和工況

排放氣冷卻器上管箱操作時(shí)受到管程壓力、夾套壓力和溫度載荷等的作用［3］.本文只考慮操作工況下應(yīng)力組合較大的最危險(xiǎn)的兩種工況：a.殼程操作內(nèi)壓為0.4MPa，介質(zhì)溫度7.8℃，管程操作壓力為－0.1MPa，介質(zhì)溫度31.4℃；b.殼程操作內(nèi)壓0.6MPa，介質(zhì)溫度170℃，管程操作壓力為－0.1 MPa，介質(zhì)溫度170℃.

圖2 管箱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.2 Structure of channel

圖3 正常工作時(shí)溫度和壓力波動(dòng)示意圖Fig.3 Temperature and pressure through exchanging cycle

表2 各部件材料在不同溫度下的有關(guān)性能Tab.2 Material properties at different temperatures

表3 各部件材料在不同工況下的有關(guān)性能Tab.3 Material properties at different cases

1.2 計(jì)算模型的建立及有限網(wǎng)格的劃分

根據(jù)管箱的結(jié)構(gòu)和載荷無(wú)對(duì)稱(chēng)的特點(diǎn)，計(jì)算模型取全模型，采用有效厚度建模，其部件包括保溫層、夾套、內(nèi)筒體、隔板和接管，如圖4所示.位移邊界條件，約束法蘭下端面墊片壓緊力作用中心圓上所有節(jié)點(diǎn)的環(huán)向位移和軸向位移［4－5］.

圖4 管箱結(jié)構(gòu)實(shí)體模型Fig.4 Solid model of channel

2 結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度分析

2.1 載荷分析

重力載荷對(duì)換熱器管箱的應(yīng)力影響較小，忽略不計(jì)，只考慮管程壓力、夾套壓力和溫度載荷（通過(guò)三維有限元分析，求得）［6－8］.

2.2 結(jié)構(gòu)分析的邊界條件

結(jié)構(gòu)分析時(shí)的計(jì)算模型由結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)分析模型直接轉(zhuǎn)換成結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析模型［7］；約束法蘭下端面墊片壓緊力作用中心圓上所有節(jié)點(diǎn)的環(huán)向位移和軸向位移.接管端面施加軸向平衡面載荷計(jì)算式［9］為

式中，di、do為接管的內(nèi)徑和外徑，mm.設(shè)備法蘭上的螺栓載荷計(jì)算式［9］為

式中，F(xiàn)為在操作工況下的的螺栓載荷，N；Ro為法蘭上各螺栓組成圓的外半徑，即螺栓所在中心圓的半徑與螺栓半徑之和，mm；Ri為法蘭上各螺栓組成圓的內(nèi)半徑，即螺栓所在中心圓的半徑與螺栓半徑之差，mm.

2.3 結(jié)構(gòu)有限元分析

工況1 殼程、夾套：0.4MPa，7.8℃；管程：－0.1MPa，31.4℃

殼程內(nèi)壁受殼程壓力0.40MPa，管程內(nèi)施加外壓－0.1MPa，作用在螺栓內(nèi)外徑所圍成的圓環(huán)面上的當(dāng)量壓力26.35MPa，接管端面分別施加相應(yīng)的軸向平衡面載荷，大接管上施加接管力FX＝－26 604N、FY＝115 936N、FZ＝－71646N、力矩MX＝－711 038MN·m、MY＝187 821MN·m、MZ＝－39 906MN·m.通過(guò)三維有限元應(yīng)力分析求得工況1的管箱應(yīng)力分布，其最大應(yīng)力點(diǎn)在筒體與大接管連接處，為339.374MPa，其應(yīng)力線性化路徑如圖5所示.

圖5 應(yīng)力線性化路徑選取示意圖Fig.5 Defined paths for linearized stress

工況2 殼程、夾套：0.6MPa，170℃；管程：－0.1MPa，170℃.

工況2中管箱夾套內(nèi)壁受壓0.60MPa，管程內(nèi)施加外壓－0.1MPa，作用在螺栓內(nèi)外徑所圍成的圓環(huán)面上的當(dāng)量壓力26.35MPa，接管端面分別施加相應(yīng)的軸向平衡面載荷，大接管上施加接管力FX＝－26 604N、FY＝115 936N、FZ＝－71 646N、MX＝－711 038MN·m、MY＝187 821MN·m、MZ＝－39 906MN·m.通過(guò)三維有限元應(yīng)力分析求得工況2的管箱應(yīng)力分布，其最大應(yīng)力點(diǎn)在筒體與大接管連接處，為356.624MPa，其應(yīng)力線性化路徑如圖6所示.

圖6 應(yīng)力線性化路徑選取示意圖Fig.6 Defined paths for linearized stress

3 應(yīng)力分類(lèi)和強(qiáng)度評(píng)定

通過(guò)對(duì)操作工況下兩種不同工況的計(jì)算分析，并對(duì)兩種工況的不同部位進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定.根據(jù)文獻(xiàn)［2］，對(duì)上面的模型進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)定，這里重點(diǎn)評(píng)定在操作工況下的一次應(yīng)力加二次應(yīng)力的應(yīng)力強(qiáng)度.兩種工況下，載荷組合系數(shù)K＝1，一次應(yīng)力加二次應(yīng)力強(qiáng)度許用極限為3 KSm.工況1條件下，按路徑1、路徑2、路徑3、路徑4評(píng)定的應(yīng)力強(qiáng)度值分別為314.4，266.4，289.5，263.5MPa，均小于許用極限401.1MPa；同理工況2條件下，按路徑評(píng)定的應(yīng)力強(qiáng)度值均小于許用極限，結(jié)果表明結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度滿足要求.

4 疲勞強(qiáng)度分析

疲勞強(qiáng)度是在操作工況及溫差應(yīng)力作用下進(jìn)行評(píng)定的，是以應(yīng)力幅值為依據(jù).得到了應(yīng)力范圍.應(yīng)力范圍S的一半，即為應(yīng)力強(qiáng)度幅值Salt，然后按常溫下的彈性模量和設(shè)計(jì)溫度下的彈性模量的比值乘上應(yīng)力強(qiáng)度幅值進(jìn)行修正，得到修正后的應(yīng)力幅值Sa.用修正后的應(yīng)力幅值，查相應(yīng)疲勞曲線，查出許用的疲勞次數(shù)N.然后計(jì)算累積使用系數(shù)U，如果累積使用系數(shù)小于1，則疲勞分析通過(guò)；如果不滿足，修改結(jié)構(gòu)，重新計(jì)算，直到滿足要求為止［2］.

從溫度波動(dòng)曲線圖中可以看出，一個(gè)周期內(nèi)殼程的溫度存在1個(gè)循環(huán)，即7.8～170℃，管程的溫度存在1個(gè)循環(huán)，即31.4～170℃.這里，為了便于分析，將殼程、管程的溫度循環(huán)簡(jiǎn)化為0～170℃，結(jié)果是偏于安全的.

從壓力波動(dòng)曲線圖中可以看出，一個(gè)周期中殼程的壓力存在2個(gè)循環(huán)，即0～0.4MPa和0～0.6MPa.

分析考慮：a.溫度在0～170℃和壓力在0～0.6 MPa循環(huán).b.僅僅壓力在0～0.4MPa循環(huán).其循環(huán)次數(shù)各為40 000次.查相應(yīng)疲勞曲線，分別得到兩種循環(huán)下許用的疲勞次數(shù)，求出各自循環(huán)的使用系數(shù)Ui（i＝1、2），然后計(jì)算累積使用系數(shù)，進(jìn)行分析.

應(yīng)力波動(dòng)的上限從分析中可以得出，而應(yīng)力波動(dòng)的下限很難確切求取，現(xiàn)將下限取0，其結(jié)果是偏于安全的.由于上管箱是由碳鋼和不銹鋼組成的，分別求出碳鋼和不銹鋼的應(yīng)力波動(dòng)范圍，對(duì)碳鋼和不銹鋼分別進(jìn)行疲勞評(píng)定.溫度在0～170℃和壓力在0～0.6MPa下循環(huán)時(shí)的應(yīng)力分布云圖見(jiàn)圖7（見(jiàn)下頁(yè)），壓力在0～0.4MPa循環(huán)時(shí)的應(yīng)力云圖見(jiàn)圖8（見(jiàn)下頁(yè)），評(píng)定結(jié)果見(jiàn)表4（見(jiàn)下頁(yè)）.

5 結(jié) 論

對(duì)操作工況下管箱兩種不同工況進(jìn)行了有限元分析、強(qiáng)度和疲勞評(píng)定，評(píng)定結(jié)果表明管箱及與管箱連接部位應(yīng)力滿足強(qiáng)度要求.

圖7 溫度在0～170℃和壓力在0～0.6MPa循環(huán)時(shí)的應(yīng)力云圖Fig.7 Result of stress analysis temperature cycle 0～170℃and pressure cycle 0～0.6MPa

圖8 壓力在0～0.4MPa循環(huán)時(shí)的應(yīng)力云圖Fig.8 Result of stress analysis pressure cycle 0～0.4MPa

表4 疲勞評(píng)定Tab.4 Result of fatigue assessment

［1］ 全國(guó)鍋爐壓力容器標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會(huì).JB 4732—1995，鋼制壓力容器—分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)［S］.北京：新華出版社，2007.

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