曹麗華 曹加勝 王云偉 李 勇

(1. 東北電力大學能源與動力工程學院；2. 秦山核電有限公司)

基于流固耦合方法的壓縮機入口濾網(wǎng)的應力分析*

曹麗華**1曹加勝1王云偉2李 勇1

(1. 東北電力大學能源與動力工程學院；2. 秦山核電有限公司)

以國內(nèi)某大型煤化工廠合成氣壓縮機入口濾網(wǎng)為例，分別采用結構靜力學分析方法和流固耦合方法對其進行數(shù)值分析。結果表明：濾網(wǎng)內(nèi)外表面壓差遠大于管道進出口壓差；管道進出口壓差超過安全值是造成濾網(wǎng)損壞的原因；對沖孔濾網(wǎng)進行應力分析時應采用流固耦合方法計算應力，并采用基于第四強度理論的強度準則進行校核。

循環(huán)氣壓縮機 沖孔濾網(wǎng) 流固耦合 結構靜力學分析

由于我國富煤、貧油、少氣的資源結構，煤制油、煤制醇醚燃料及煤制烯烴等新型煤化工在國內(nèi)發(fā)展迅速，且主要集中在內(nèi)蒙古，而內(nèi)蒙古褐煤產(chǎn)量豐富。粉煤加壓氣化技術可以充分利用品質(zhì)較差的褐煤，提高碳轉化率，降低排污率。但該技術需抽取氣化工段出口的合成氣，經(jīng)加壓后送回氣化爐冷卻。由于合成氣中存在灰分，容易造成循環(huán)氣壓縮機入口濾網(wǎng)堵塞，使設備無法正常運行，因此，對壓縮機濾網(wǎng)的設計尤為重要。

循環(huán)氣壓縮機入口濾網(wǎng)是由沖孔板卷制而成的，結構簡單，方便清理維修，能很好地滿足工藝要求。然而現(xiàn)有的濾網(wǎng)多是設備廠家根據(jù)工藝條件按照企業(yè)各自的標準和經(jīng)驗進行設計的，力學性能參數(shù)不夠詳細，給企業(yè)運行帶來一定影響。尤其是新廠調(diào)試階段，由于工藝操作條件波動大，若按設計要求就會造成頻繁停車，使試車工作進度緩慢，為了加快進度，企業(yè)就會根據(jù)自身經(jīng)驗和設備運行狀況，在超出設計要求的條件下運行。目前已有學者對沖孔濾網(wǎng)進行了研究，李勇等對濾網(wǎng)的整流作用進行了研究，但沒有對濾網(wǎng)的應力變化趨勢進行研究[1]；杜躍成利用布孔削弱系數(shù)方法計算了多孔板厚度[2]；陳惠亮等利用第四強度理論對多孔平板進行了結構靜力學分析，結果表明第四強度理論偏于安全[3]；徐小龍等根據(jù)JB 4732-1995對壓力容器大開孔進行了應力分析，但未對均布小孔進行應力分析[4～6]。

筆者利用流固耦合方法和結構靜力學分析方法對沖孔濾網(wǎng)進行數(shù)值模擬，分別采用第三、第四強度理論對流固耦合結果進行應力分析評定，尋找濾網(wǎng)損壞的原因和符合工程應用的應力分析評定方法，為沖孔濾網(wǎng)的設計和使用提供參考。

1 計算模型

1.1設計參數(shù)

某大型煤基烯烴項目氣化工段的循環(huán)氣壓縮機入口濾網(wǎng)設計參數(shù)為：管道內(nèi)徑476mm，濾網(wǎng)入口內(nèi)徑368mm，濾網(wǎng)高479mm，圓孔直排，孔徑6.4mm，正方形布孔間距11.24mm，板厚3mm，濾網(wǎng)入口帶有90°彎頭，直管段長1 200mm，濾網(wǎng)前后壓差的設計報警值是0.05MPa，設計停車值是0.08MPa。根據(jù)實際測量，彎頭前壓力為3.40MPa，流量為3×105Nm3/h。材料選用316L不銹鋼板。

1.2物理模型

筆者采用Solidworks和Gambit對循環(huán)氣壓縮機入口濾網(wǎng)建模?？紤]到實際中鋼板厚度存在負偏差，取其值為2.7mm，外部管道做薄殼處理。由于存在大量的孔，流域形狀不連續(xù)，為保證網(wǎng)格質(zhì)量，將計算域劃分為兩部分，直管段采用四面體網(wǎng)格，彎頭段采用六面體網(wǎng)格。經(jīng)過網(wǎng)格無關性驗證，整個計算域的網(wǎng)格數(shù)約為261萬(圖1)。

圖1 循環(huán)氣壓縮機入口濾網(wǎng)模型網(wǎng)格劃分

1.3控制方程和湍流模型

數(shù)值模擬方法是把時間域和空間域上連續(xù)的物理場用有限個離散點表示，并建立離散點間的關系方程，通過迭代方法求解這些方程的近似解。筆者主要是對濾網(wǎng)進行應力分析，不考慮流體、固體的能量傳遞，故只采用連續(xù)性方程和動量守恒方程，選用標準k-ε方程模型，通過設置邊界約束條件，當方程解的殘差值小于10-5時，認為收斂。

絕熱可壓縮流體的連續(xù)性方程為：

(1)

式中t——時間，s；

U——速度矢量，m/s；

ρ——流體密度，kg/m3。

動量守恒方程為：

(2)

(3)

(4)

式中Su、Sv、Sω——動量守恒方程的廣義源項；

u、v、ω——速度矢量U在x、y、z方向上的分量，m/s；

μ——動力粘度，Pa·s。

湍流強度I的計算式為：

I≈0.16(Re)-1/8

(5)

結構靜力學分析中，線性結構動力方程為：

(6)

式中C——阻尼矩陣；

F——節(jié)點所受到的力；

K——剛度矩陣；

M——質(zhì)量矩陣；

X——有限元節(jié)點位移；

虛功原理方程為：

δE=δW

(7)

式中E——虛變形能；

W——力F做的虛功。

2 流場計算結果與分析

利用Fluent軟件對不同工況下濾網(wǎng)管段內(nèi)的流場進行模擬，圖2為濾網(wǎng)剖面的速度矢量和壓力分布云圖。從圖2可以看出：介質(zhì)流經(jīng)濾網(wǎng)，由于孔的存在，使孔附近的速度和壓力分布變得極不均勻，在濾網(wǎng)內(nèi)外表面處的流速有較大差異；在局部放大圖中，孔處流速最大可達110m/s；流場的最大壓力在彎頭和濾網(wǎng)內(nèi)表面，最小壓力在濾網(wǎng)外表面。

圖2 濾網(wǎng)剖面的速度矢量和壓力分布云圖

對進出口壓差為0.04～0.10MPa的工況進行模擬計算，結果見表1。從表1可以看出：濾網(wǎng)內(nèi)表面壓力最大值與外表面壓力最小值之差要遠大于管道進出口壓差，且兩者近乎為線性關系。

表1 濾網(wǎng)內(nèi)外表面壓力計算結果 MPa

3 應力分析

隨著計算機技術的發(fā)展，軟件模擬方法從原來的結構靜力學分析發(fā)展到了流固耦合分析。在壓力容器和管道中，結構靜力學分析是將物料壓力看作載荷；而流固耦合分析不但考慮到了物料壓力，還考慮了物料流動的影響，能更真實地反映受力情況。

3.1結構靜力學分析

對管道進出口壓差為0.10MPa的工況進行結構靜力學分析，將內(nèi)表面壓力的最大值3.42MPa看作內(nèi)表面載荷，外表面壓力最小值3.20MPa看作外表面載荷，有限元分析結果如圖3所示。圖中最大應力位置與最大變形位置不在同一處，最大應力位置靠近濾網(wǎng)底部，而最大變形位置約在1/3高度處；最大應力值約為32.35MPa，遠小于許用應力，滿足強度要求，不需要做進一步的應力分析。

圖3 采用結構靜力學分析方法時濾網(wǎng)的等效應力和應變分布云圖

3.2流固耦合分析

流固耦合涉及到流體求解和固體求解，考慮了流場的特性，更接近物理現(xiàn)象本身規(guī)律。圖4是管道進出口壓差為0.10MPa時的等效應力和應變分布云圖，利用Mechanical自帶工具指出了最大等效應力和最大變形位置，從圖4可以看出：最大等效應力位置和最大變形位置幾乎在同一處。

圖4 采用流固耦合方法時濾網(wǎng)的等效應力和應變分布云圖

通過流固耦合方法分析得到的最大等效應力值為76.56MPa，已接近許用應力77MPa，需做進一步的應力分析。在實際使用過程中，管道進出口壓差為0.11MPa時，壓縮機振值突然上升，停車檢修發(fā)現(xiàn)濾網(wǎng)破裂，表明結構靜力學分析方法不適用于沖孔濾網(wǎng)的應力分析。圖5為實際中濾網(wǎng)的破損情況，與圖4對比可以看出，流固耦合分析的危險區(qū)域與實際破損情況一致。

圖5 實際中濾網(wǎng)的損壞情況

4 應力評定

筆者用Fluent和Static Structural模塊對管道進出口壓差為0.05～0.11MPa的工況分別進行流固耦合分析計算，得到不同工況下最大等效應力和最大應力強度(表2)。從表2可以看出：當管道進出口壓差為0.10MPa時，最大應力強度為81.11MPa，大于許用應力，需做更為詳細的應力分析。

表2 不同工況下最大等效應力和最大應力強度的計算結果 MPa

4.1第三強度理論

我國應力評定一般是根據(jù)JB 4732-1995進行應力分析的，其理論基礎是第三強度理論(即最大剪應力理論)。標準中對不同類型應力組合的當量應力加以不同的條件進行限制，筆者正是根據(jù)這些限制條件進行評定分析的。表2中的應力強度計算結果并不是真正應力，其值是第一主應力與第三主應力之差，不能直接參與應力評定，需將其分解為標準中規(guī)定的應力強度類型，在Mechanical中是通過線性處理來實現(xiàn)應力分類的。沖孔濾網(wǎng)結構不連續(xù)區(qū)域，應根據(jù)JB 4732-1995的規(guī)定對計算結果進行分析和評定。Mechanical分析時，通過設置路徑來得到線上各點的應力各成分值。在最大應力強度處設置路徑1、2(圖6)，對路徑做線性化處理可以得到薄膜應力、彎曲應力、薄膜應力加彎曲應力、峰值應力加薄膜應力加彎曲應力之和。限制峰值應力強度是為了防止因周期性載荷引起疲勞破壞，在本例中不考慮疲勞破壞，因此可以忽略峰值應力的影響。

圖6 在最大應力強度處設置路徑

圖7為管道進出口壓差為0.10MPa時，最大應力強度處的線性化處理結果，一次局部薄膜應力SⅡ為82.00MPa。從圖7可以看出：彎曲應力以濾網(wǎng)中心面為界呈線性變化，屬于一次彎曲應力。根據(jù)一次總體薄膜應力定義和圖3a，可得SⅠ≤32.35MPa。JB 4732-1995中對許用應力極限的規(guī)定是：一次總體薄膜應力強度SⅠ的許用極限為KSm；一次局部薄膜應力強度SⅡ的許用極限為1.5KSm；一次薄膜加一次彎曲應力強度SⅢ的許用極限為1.5KSm，其中，K為載荷組合系數(shù)。筆者只涉及到物料引起的載荷，無二次應力，故取K=1。316L材料的設計許用應力強度Sm在230℃時為77.00MPa，1.5Sm=115.50MPa，SⅠ<77.00MPa；SⅡ<115.50MPa；SⅢ<115.50MPa。因此，濾網(wǎng)在管道進出口壓差為0.10MPa的工況下，強度滿足要求。

圖7 最大應力強度處的線性化處理結果

對管道出口壓差為0.09、0.10、0.11MPa 3個工況下最大應力強度進行線性化處理，結果見表3。3個工況下的一次薄膜應力加一次彎曲應力最大值SⅢ均小于1.5Sm，滿足強度要求。

表3 不同工況下最大應力強度線性化處理結果 MPa

4.2第四強度理論

另一種評定方法是根據(jù)ASME VIII-2規(guī)則，其理論基礎是第四強度理論。第四強度理論又稱為畸變能理論、莫爾強度理論或形狀改變比能理論，其表述是材料發(fā)生屈服是畸變能密度引起的。Mechanical中計算得出的等效應力是根據(jù)第四強度理論計算出的當量應力。其評定準則可以概括為[7,8]：

(8)

式中σ1、σ2、σ3——x、y、z方向上的主應力；

[σ]——材料的許用應力。

不等號左側為形狀改變能，右側為形狀改變能的簡化值。根據(jù)計算結果(表2)，當進出口壓差為0.10MPa時，最大等效應力值為76.56MPa≈[σ]，達到強度極限；而當壓差大于0.10MPa時，等效應力值均大于許用應力，不滿足強度要求。

由上述分析可知：管道進出口壓差為0.10MPa時，根據(jù)第三強度理論分析的結果，此濾網(wǎng)滿足強度要求；而根據(jù)第四強度理論分析的結果，此濾網(wǎng)可能損壞。在實際使用過程中，在管道進出口壓差為0.11MPa時，壓縮機振值突然上升，停車檢修發(fā)現(xiàn)濾網(wǎng)破裂，說明在對沖孔濾網(wǎng)進行應力分析時，第四強度理論更可靠。

5 結論

5.1在對沖孔濾網(wǎng)進行應力分析時應采用流固耦合方法，并根據(jù)第四強度理論進行應力評定。

5.2此規(guī)格濾網(wǎng)的安全使用范圍是管道進出口壓差為0.00～0.09MPa，超出后會造成濾網(wǎng)損壞。管道進出口壓差超過安全值是造成濾網(wǎng)損壞的原因，此濾網(wǎng)結構設計方案雖然滿足強度要求，但安全裕量較小。

5.3現(xiàn)場中濾網(wǎng)前后測點壓差并不是濾網(wǎng)內(nèi)外表面的真正壓差，要比真正壓差小得多，且隨管道進出壓差成線性變化。在工程實際過程中，不能根據(jù)經(jīng)驗輕易更改工藝設備參數(shù)，要理論與經(jīng)驗相結合，否則就會造成事故。

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StressAnalysesofInletStrainerforCompressorBasedonFluid-SolidCouplingMethod

CAO Li-hua1, CAO Jia-sheng1, WANG Yun-wei2, LI Yong1

(1.SchoolofEnergyandPowerEngineering,NortheastDianliUniversity,Jilin132012,China;2.QinshanNuclearPowerCo.,Ltd.,Haiyan314300,China)

Taking inlet strainer of the syngas compressor in a coal chemical plant as an example, both fluid-solid coupling method and structural static analysis method were adopted to analyze the inlet strainer, respectively. The results show the differential pressure which exceeding safety value between the pipeline’s inlet and outlet can cause strainer damage; and the fluid-solid coupling method has to be employed to analyze the stress of perforated strainer, including to check it with the strength criterion based on the fourth strength theory.

recycle gas compressor, perforated strainer, fluid-solid coupling, structural static analysis

*吉林省科技發(fā)展計劃資助項目(20140204040SF)。

**曹麗華，女，1973年10月生，教授。吉林省吉林市，132012。

TQ051.21

A

0254-6094(2015)02-0234-06

2014-05-20，

2015-03-10)

浙江豐利新一代超細纖維粉碎機出口日本

日前，國家高新技術企業(yè)、中國纖維素行業(yè)協(xié)會會員單位浙江豐利粉碎設備有限公司研發(fā)生產(chǎn)的國家專利產(chǎn)品，新一代高速旋轉剪切式超細粉碎設備——CXJ超細纖維粉碎機出口日本，用于加工再生紙。據(jù)悉，這是中國首臺纖維粉碎設備落戶日本。

早在十多年前，享有“中國粉碎機專家”美稱的浙江豐利公司在引進德國HOBER超微粉體先進技術的基礎上，吸收消化再創(chuàng)新，研發(fā)出新一代超細纖維粉碎機，列入了浙江省科研項目，通過了專家驗收，填補了國內(nèi)超細纖維粉碎設備的空白，其技術性能達到國際先進水平，為我國纖維素粉體行業(yè)提供了理想的超細粉碎設備；有效解決了纖維性物料批量化超細粉碎的難題，破解了市售設備結構復雜、維修困難，且產(chǎn)量低、能耗大、溫升高、粉碎細度差、刀具不易更換、加料裝置不易拆裝等種種難題。

該機現(xiàn)已成功地替代進口設備，應用于山東、安徽、浙江、河北等國內(nèi)多家精制棉生產(chǎn)廠家，價格僅為進口設備的1/3～1/5；能耗是國內(nèi)同類機型的50%～70%。(吳紅富)

(浙江豐利熱線：0575-83105888、83100888、83185888、83183618； 網(wǎng)址：www.zjfengli.com)