胡效東，王世飛，姜 迪，王海月

（1.山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院，青島 266590；2.青島山特化工設(shè)計(jì)有限公司，青島 266590）

制造軟件

基于有限元法的變壓吸附器仿真分析

胡效東1，王世飛1，姜 迪2，王海月1

（1.山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院，青島 266590；2.青島山特化工設(shè)計(jì)有限公司，青島 266590）

頻繁的加壓與減壓容易造成變壓吸附器的疲勞失效，因此除了常規(guī)的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)外，變壓吸附器還需要根據(jù)疲勞容器設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行校核以確保使用壽命。根據(jù)JB4732-1995（2005年確認(rèn)）的要求，利用有限元法對(duì)某公司提供的變壓吸附器進(jìn)行疲勞校核。通過(guò)優(yōu)化上下管口的結(jié)構(gòu)，可以使最大應(yīng)力值在不超過(guò)許用范圍內(nèi)的情況下，降低管口的重量。確定吸附器的最終結(jié)構(gòu)后，在設(shè)計(jì)壓力為1.03MPa的工況下，吸附器所受到的最大應(yīng)力為169.07MPa。當(dāng)工作壓力范圍為-0.08～0.85MPa時(shí)，計(jì)算得交變應(yīng)力幅強(qiáng)度為78.9MPa，此交變應(yīng)力幅的許用循環(huán)次數(shù)大于106，大于設(shè)備的設(shè)計(jì)循環(huán)次數(shù)9.2×105，設(shè)備是安全的。

變壓吸附器；有限元法；疲勞強(qiáng)度；Q345

0 引言

變壓吸附（Pressure Swing Adsorption，簡(jiǎn)稱PSA）廣泛應(yīng)用于加氫裂解、煤化工、CO提純、沼氣甲烷分離、煤氣層甲烷提純等工程領(lǐng)域[1]。定期的加壓、減壓容易造成疲勞破壞，疲勞損傷累積的最終結(jié)果可能會(huì)造成壓力容器的破壞。壓力容器的破壞事故往往帶來(lái)嚴(yán)重的人員傷亡和經(jīng)濟(jì)損失。因此，壓力容器的疲勞破壞問(wèn)題和安全評(píng)定技術(shù)一直是行業(yè)中頗為關(guān)注的問(wèn)題。根據(jù)相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)，必期的加壓、減壓容易造成疲勞破壞，疲勞損傷累積的最終結(jié)果可能會(huì)造成壓力容器的破壞，須對(duì)此類疲勞設(shè)備進(jìn)行強(qiáng)度校核與疲勞校核[2]。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，鑒于壓力容器安全問(wèn)題的重要性，壓力容器的設(shè)計(jì)往往偏于保守，使得設(shè)計(jì)的容器又笨重，又浪費(fèi)材料，而且使制造成本明顯升高，造成了大量的浪費(fèi)。

本文基于JB4732-1995（2005年確認(rèn)）《鋼制壓力容器-分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》，采用有限元法，采用ANSYS軟件，通過(guò)建立模型、劃分網(wǎng)格、施加載荷和約束，分析給定變壓吸附器容易產(chǎn)生疲勞失效部位的應(yīng)力分布特性，進(jìn)而計(jì)算其疲勞壽命，在保證其安全性的條件下優(yōu)化產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，降低生產(chǎn)成本。

1 變壓吸附器結(jié)構(gòu)

1.1 設(shè)備基本參數(shù)

本文分析齊魯石化工程有限公司提供的氫氣提純變壓吸附器，主要包括上法蘭、封頭、筒體、下部法蘭、裙座和彎管等結(jié)構(gòu)。筒體名義厚度為20mm，橢圓封頭名義厚度為22mm，封頭壁厚最薄處為15.7mm。設(shè)備筒體與封頭的材料均為Q345R，鍛件接管的材料16MnⅢ。

作為疲勞設(shè)備，變壓吸附器的結(jié)構(gòu)上具有較為嚴(yán)格的結(jié)構(gòu)要求，盡量避免采用不連續(xù)結(jié)構(gòu)，對(duì)于筒體、封頭、裙座和接管焊接處光滑處理。不連續(xù)結(jié)構(gòu)分布在兩個(gè)位置：1）上部結(jié)構(gòu)包括連接件，彎管，上封頭以及一部分筒體；2）下部結(jié)構(gòu)包括連接件，彎管，下封頭以及部分筒體和裙座。

1.2 設(shè)備的建模與優(yōu)化

為了便于計(jì)算，在不影響分析精度的前提下對(duì)該變壓吸附器結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化：

1）忽略對(duì)分析結(jié)果影響不大的螺栓孔等；

2）鑒于吸附器的筒體、封頭、接管、裙座等需要分析的結(jié)構(gòu)均為軸對(duì)稱的回轉(zhuǎn)體，分析吸附器的軸向二維界面取代三維模型。

除了封頭與結(jié)構(gòu)不連續(xù)處以外，應(yīng)力沿著筒體壁厚方向均勻分布。因此吸附器的疲勞校核與優(yōu)化分為以下兩個(gè)部分進(jìn)行：

1）上封頭結(jié)構(gòu)：包括上封頭，接管，彎頭以及部分筒體；

2）下封頭結(jié)構(gòu)：包括下封頭，彎管，以及部分筒體以及部分裙座。

吸附器上部結(jié)構(gòu)的載荷包括：容器內(nèi)壓，彎管與螺栓連接處的等效作用力，同時(shí)在筒體截面處施加位移約束。吸附器下部結(jié)構(gòu)的載荷包括：容器內(nèi)表面與管口所受到的內(nèi)壓，接管下端面受到由內(nèi)壓引起的向下的等效力，下封頭內(nèi)表面施加吸附劑質(zhì)量引起的向下的等效力，下封頭上部設(shè)備質(zhì)量引起的向下的作用力。約束位置為筒體截?cái)嗝嫣帯?/p>

有限元分析過(guò)程中忽略影響不大的風(fēng)載荷及地震載荷。上部結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量為14400kg，下部結(jié)構(gòu)總質(zhì)量為42500kg。

強(qiáng)度評(píng)定過(guò)程中，需要進(jìn)行應(yīng)力線性化來(lái)求出一次應(yīng)力（Pm，Pl，Pb）和二次應(yīng)力（Q），以便進(jìn)行結(jié)果評(píng)定。在進(jìn)行應(yīng)力線性化時(shí)，路徑的選取原則是：通過(guò)各部分應(yīng)力強(qiáng)度最大的節(jié)點(diǎn)，并沿壁厚方向的最短方向設(shè)定應(yīng)力線性化路徑，對(duì)相對(duì)高應(yīng)力區(qū)沿壁厚方向設(shè)定路徑。各部分材料的主要性能如表1所示。

2 強(qiáng)度校核

2.1 上部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核

上部結(jié)構(gòu)模型主要包括部分筒體，上封頭，凸緣以及接管。劃分網(wǎng)格時(shí)采用四邊形網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為2mm，共劃分48116網(wǎng)格與140358節(jié)點(diǎn)，如圖3所示。

上部結(jié)構(gòu)受到以下載荷作用：

1）殼體內(nèi)表面以及法蘭密封面在墊片內(nèi)的部分受到內(nèi)壓，P=1.03MPa；

圖1 上部結(jié)構(gòu)載荷、約束及網(wǎng)格情況

2）法蘭盤(pán)背面螺栓中心圓直徑面上受到螺栓力，大小為操作狀態(tài)下需要的最小螺栓載荷WP，WP=F+FP，WP=358415.8N；

3）法蘭密封面墊片壓緊力作用面上受到墊片的反力，大小為操作狀態(tài)下需要的最小墊片預(yù)緊力Fp=99057.1N，F(xiàn)p=99057.1N。

在筒體界面處施加一個(gè)Y方向位移為0的位移約束來(lái)對(duì)模型進(jìn)行約束。

上部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析結(jié)果如圖2所示。由圖中可以看出：對(duì)與上封頭開(kāi)口結(jié)構(gòu)，該部分的應(yīng)力最大點(diǎn)位于凸緣位置，最大應(yīng)力值為169.07MPa。

圖2 上部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析結(jié)果

在上部結(jié)構(gòu)中選取兩條路徑進(jìn)行線性化。路徑1位于凸緣與封頭連接處，此處應(yīng)力屬于一次局部薄膜應(yīng)力；路徑2穿過(guò)封頭最大曲率處，并垂直于壁厚方向，此處應(yīng)力屬于一次整體薄膜應(yīng)力。

2.2 下部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核

下部結(jié)構(gòu)分析過(guò)程中同樣采用二維模型。下部結(jié)構(gòu)模型主要包括下封頭、管口、部分筒體以及部分裙座，模型采用四邊形網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸為2mm，共劃分網(wǎng)格數(shù)44891，節(jié)點(diǎn)數(shù)131978，如圖3所示。

下部結(jié)構(gòu)受到以下載荷：

1）筒體內(nèi)表面以及接管內(nèi)表面受到內(nèi)壓P=1.03MPa；

2）接管下端面受到由內(nèi)壓引起的向下的等效力F1=πS=121784N；

3）下封頭表面添加的吸附劑因質(zhì)量引而起的向下的等效力，其值為F2=mg=416500N；

4）上封頭設(shè)備質(zhì)量引起的等效力F3=mg=141120N；

5）對(duì)殼體施加的內(nèi)壓還將在上部筒體截面處引起向上的等效力，F(xiàn)4=7309793N。

圖3 下部結(jié)構(gòu)約束、載荷及網(wǎng)格情況

同樣由于模型的簡(jiǎn)化，需要在裙座截面處施加Y方向位移為0的位移約束。下部結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析結(jié)果如圖4所示。

圖4 下部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析結(jié)果

從圖中可以看出，該部分的應(yīng)力最大點(diǎn)位于下凸緣位置，最大應(yīng)力值為169.52MPa。選取兩條路徑， 路徑3裙座與筒體直接不連續(xù)處的焊縫位置， 路徑4位于應(yīng)力最大位置處。路徑3與路徑4處應(yīng)力，均屬于一次局部薄膜應(yīng)力。

2.3 強(qiáng)度破壞評(píng)估

一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度的許用極限為Sm，一次局部薄膜應(yīng)力的需用極限為1.5Sm，一次加二次應(yīng)力強(qiáng)度的需用極限為3Sm。Q345R在設(shè)計(jì)溫度條件下的許用應(yīng)力Smt=188MPa，16MnⅢ在設(shè)計(jì)溫度條件下的許用應(yīng)力Smt=165.5MPa。整體結(jié)構(gòu)計(jì)算模型應(yīng)力分類與評(píng)定[8]結(jié)果如表2所示。

3 疲勞壽命評(píng)估

由于應(yīng)力集中位置容易發(fā)生疲勞破壞，因此疲勞破壞校核的位置應(yīng)該在強(qiáng)度校核過(guò)程中的應(yīng)力值最大

表2 強(qiáng)度破壞評(píng)估

【】【】點(diǎn)[9]，根據(jù)JB4732-1995（2005年確認(rèn)）附錄C以疲勞分析為基礎(chǔ)的設(shè)計(jì)（P163-P184）規(guī)定對(duì)設(shè)備進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評(píng)定。

本文所分析的吸附器的壓力波動(dòng)范圍為-0.08～0.85MPa，即壓力范圍△P=0.93MPa。在僅施加壓力載荷的情況下，結(jié)構(gòu)中各點(diǎn)處的應(yīng)力值與所施加的壓力成線性關(guān)系，因此在△P=0.93MPa的壓力波動(dòng)范圍下下，所考慮位置的最大交變應(yīng)力幅可通過(guò)公式(1)計(jì)算。

其中K為常系數(shù)，Vm為靜力分析所得應(yīng)力值，△P為壓力范圍， P為設(shè)計(jì)壓力。

考慮疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)，修正后的交變應(yīng)力強(qiáng)度幅如式(2)所示。

E為材料的彈性模量，Et為相應(yīng)設(shè)計(jì)疲勞曲線圖中給到材料彈性模量。

當(dāng)S’alt=78.8MPa 時(shí)的許用疲勞次數(shù)N＞106，該設(shè)備的預(yù)計(jì)設(shè)計(jì)壓力循環(huán)次數(shù)n=9.2×105，N＞n，所以設(shè)備達(dá)到疲勞要求。

4 結(jié)論

本文通過(guò)有限元計(jì)算軟件ANSYS分析得到，當(dāng)設(shè)計(jì)壓力為1.03MPa時(shí)，結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在接管與封頭的連接處外側(cè)，應(yīng)力值為169.07MPa。當(dāng)吸附器工作壓力范圍為-0.08MPa～0.85MPa時(shí)，最大交變應(yīng)力幅修正后為78.9MPa，而此時(shí)的可用循環(huán)次數(shù)大于106次，大于設(shè)備的設(shè)計(jì)循環(huán)壽命n=9.2×105。因此設(shè)備滿足JB4732-1995（2005年確認(rèn)）中對(duì)疲勞強(qiáng)度的要求。利用ANSYS進(jìn)行應(yīng)力分析與疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析，方法簡(jiǎn)單可行，可以避免大量的計(jì)算，簡(jiǎn)化了設(shè)計(jì)過(guò)程。

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Fatigue strength check of pressure swing adsorber based on FEM

HU Xiao-dong1, WANG Shi-fei1, JIANG Di2, WANG Hai-yue1

TH128

A

1009-0134(2017)04-0084-04

2016-10-24

山東省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（ZR2014EEM018）

胡效東（1971 -），男，山東青島人，副教授，博士，研究方向?yàn)榛ぴO(shè)備先進(jìn)制造技術(shù)。