呂春磊，趙 騫

(蘭州蘭石重型裝備股份有限公司 青島設(shè)計(jì)部，山東 青島 266520)

隨著煉油行業(yè)的發(fā)展，先進(jìn)煉油工藝的應(yīng)用對(duì)煉油設(shè)備的要求在不斷提高，高壓熱交換器的結(jié)構(gòu)隨之優(yōu)化和更新，新型密封結(jié)構(gòu)的高壓熱交換器不斷出現(xiàn)。隔膜熱交換器是高壓熱交換器中的一種重要結(jié)構(gòu)形式，對(duì)隔膜熱交換器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，既能提高熱交換器運(yùn)行的安全性和穩(wěn)定性，又能保證設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)性和合理性。但根據(jù)目前國(guó)內(nèi)的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)及規(guī)范，無(wú)法對(duì)開槽之后的新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算[1]。針對(duì)此問題，文中提出了一種新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算方法，并運(yùn)用有限元軟件ANSYS對(duì)此結(jié)構(gòu)應(yīng)力進(jìn)行分析驗(yàn)證。

1 新型隔膜熱交換器管箱結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

新型隔膜熱交換器管箱結(jié)構(gòu)見圖1。

1.殼程筒體端部 2.管程筒體 3.內(nèi)部螺栓 4.定位環(huán) 5.分合環(huán) 6.管箱筒體端部 7.主螺栓 8.隔膜密封盤 9.內(nèi)圈壓緊螺栓 10.管箱平蓋圖1 新型隔膜熱交換器管箱結(jié)構(gòu)

新型隔膜熱交換器管板采用類似于U形管熱交換器的管板，為了減小殼程筒體端部結(jié)構(gòu)及管箱筒體的尺寸，管板與殼程筒體端部之間不設(shè)置螺栓，管板與殼程筒體端部之間密封所需的力由內(nèi)部螺栓或內(nèi)圈壓緊螺栓提供。

考慮水壓試驗(yàn)時(shí)的可操作性和滿足設(shè)計(jì)狀態(tài)下管板與殼程筒體端部之間密封所需力的要求，在管箱筒體端部增加了內(nèi)部螺栓，同時(shí)在管箱筒體端部開槽嵌入分合環(huán)，以便對(duì)內(nèi)部螺栓進(jìn)行定位和鎖緊。通過內(nèi)部螺栓，可以提供水壓試驗(yàn)狀態(tài)下熱交換器管板與殼程筒體端部之間密封所需的力，以及設(shè)計(jì)狀態(tài)下管板與殼程筒體端部之間密封所需的力。

隨著熱交換器運(yùn)行時(shí)間的延長(zhǎng)和內(nèi)部運(yùn)行條件的波動(dòng)，內(nèi)部螺栓提供的預(yù)緊力有可能不足以壓緊管板與殼程筒體端部之間的密封，因此在管箱平蓋上增設(shè)內(nèi)圈壓緊螺栓，以便能在管板與殼程筒體端部之間的密封出現(xiàn)內(nèi)漏時(shí)進(jìn)行在線預(yù)緊，保證熱交換器運(yùn)行的安全性和穩(wěn)定性。

隔膜密封盤邊緣部分和中心部分稍厚，在邊緣部分和中心部分之間有一比較薄的環(huán)形區(qū)域，這樣可以使隔膜密封盤在保持剛性的同時(shí)具有較好的變形能力，在管箱內(nèi)壓和隔膜密封盤熱膨脹時(shí)產(chǎn)生微量變形，不會(huì)影響管箱平蓋對(duì)隔膜密封盤的壓緊，保證隔膜密封盤的密封性能。

熱交換器內(nèi)件全部安裝完畢后，對(duì)隔膜密封盤周圈與管箱筒體端部周圈進(jìn)行密封焊，以避免運(yùn)行過程中發(fā)生密封失效，同時(shí)增加密封的可靠性。隔膜密封盤外側(cè)用管箱平蓋壓住，管箱平蓋上緊入內(nèi)圈壓緊螺栓，最終管板與殼程筒體端部之間密封所需的力及管箱筒體端部密封所需的力均由主螺栓來提供。

新型隔膜熱交換器內(nèi)圈壓緊螺栓可以進(jìn)行帶壓上緊操作，若熱交換器運(yùn)行時(shí)管、殼程墊片密封出現(xiàn)串漏則可以再次上緊。管板與殼程筒體端部不采用螺柱、螺母連接結(jié)構(gòu)，有效減小了管板、殼程筒體端部及管箱筒體的外徑尺寸。熱交換器分程箱不采用筋板支撐結(jié)構(gòu)，在分程箱受到管程入口流體沖擊時(shí)可以避免產(chǎn)生較大的振動(dòng)，極大增加了熱交換器管程結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性。

管箱筒體端部結(jié)構(gòu)是新型隔膜熱交換器的主要受壓元件之一。對(duì)于開槽之后的管箱筒體端部結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，GB 150.3—2011《壓力容器 第3部分：設(shè)計(jì)》[2]及GB/T 151—2014《熱交換器》[3]暫無(wú)合適的計(jì)算模型及方法。因此，如何對(duì)開槽之后的管箱筒體端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算是新型隔膜熱交換器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。

2 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算[4-6]

GB 150.3—2011中給出了一種筒體端部結(jié)構(gòu)的計(jì)算方法，該方法主要是采用巴赫法[7]，即把端部法蘭沿縱向剖開，所受的軸向載荷在縱向剖面上構(gòu)成彎矩，引起沿端部法蘭周向分布的彎曲應(yīng)力，以此為依據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)。由于新型隔膜熱交換器管箱內(nèi)增加了內(nèi)部螺栓及分合環(huán)結(jié)構(gòu)，而GB 150.3—2011中的計(jì)算模型未考慮分合環(huán)對(duì)管箱筒體端部的作用力，故不能直接按此方法進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。

文獻(xiàn)[7]中將筒體端部的載荷劃分為5項(xiàng)，即由內(nèi)壓所引起的在圓筒截面上的載荷FA、操作狀態(tài)下作用在墊片上的壓緊力FB、操作壓力作用在墊片壓緊面上構(gòu)成的軸向力FC、操作狀態(tài)下主螺栓的軸向力FD以及作用在管箱筒體端部投影面上的內(nèi)壓所引起的水平力FE。

針對(duì)圖2所示的熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)，以及文獻(xiàn)[7]中的載荷計(jì)算方法，筆者提出將該結(jié)構(gòu)所承受的載荷劃分為6項(xiàng)，即FA、FB、FC、FD、FE以及分合環(huán)對(duì)管箱筒體端部產(chǎn)生的反力FF。由于采用密封焊，墊片系數(shù)m=0[8]，故FB=0。FF僅在內(nèi)圈壓緊螺栓未上緊時(shí)存在，內(nèi)圈壓緊螺栓上緊后假定管板約束載荷全部由內(nèi)圈壓緊螺栓承擔(dān)。

圖2 熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)及受力

各載荷對(duì)縱向剖面的總彎矩可以表示為：

(1)

式中，M為各載荷對(duì)縱向截面的總彎矩，N·mm；Di為管箱筒體端部?jī)?nèi)直徑，D2為密封面外徑，D3為凹槽內(nèi)徑，Db為主螺栓中心圓直徑，DG為墊片壓緊力作用中心圓直徑，δn為管箱筒體端部厚度，Hg為管箱筒體端部總高度，C2為腐蝕裕量，Jo為管箱筒體端部中點(diǎn)到計(jì)算截面形心之間的距離，mm；p為設(shè)計(jì)壓力，MPa。

根據(jù)圖2分析，當(dāng)內(nèi)圈壓緊螺栓上緊時(shí)FD將提供FF部分的載荷，此時(shí)FF=0。當(dāng)內(nèi)圈壓緊螺栓未上緊時(shí)，F(xiàn)F的力矩小于FD的力矩，此處亦可用FD的力矩代替FF的力矩，于是將式(1)簡(jiǎn)化，僅計(jì)算內(nèi)圈壓緊螺栓上緊的情況，可以得到：

(2)

將FA=πDi2p/4、FB=0帶入式(2)，有：

(3)

管箱筒體端部縱向截面的彎曲應(yīng)力為[2]：

σm=M/Zg

(4)

其中

Zg=Ic/Jc

(5)

強(qiáng)度校核條件為[2]：

(6)

3 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算實(shí)例

某煉油項(xiàng)目中的新型隔膜熱交換器管板設(shè)計(jì)壓差3.5 MPa，基本設(shè)計(jì)參數(shù)見表1。以此熱交換器為例，按上述提出的計(jì)算方法對(duì)管箱筒體端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。

表1 某新型隔膜熱交換器基本設(shè)計(jì)參數(shù)

4 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

運(yùn)用ANSYS 15.0軟件對(duì)表1所列的新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析[11-15]。

根據(jù)管箱筒體端部結(jié)構(gòu)對(duì)稱特性，建立1/4幾何模型，見圖3。該部位結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為評(píng)價(jià)開孔接管對(duì)管箱筒體端部結(jié)構(gòu)的不利影響，模型中同時(shí)包含了管箱筒體端部螺栓孔及筒體上開孔接管。

分析中采用20節(jié)點(diǎn)六面體(部分區(qū)域用10節(jié)點(diǎn)四面體)單元， 共劃分341 828個(gè)單元，包含905 967個(gè)節(jié)點(diǎn)。管箱筒體端部1/4幾何模型網(wǎng)格劃分情況見圖4。

圖3 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)1/4幾何模型

考慮管箱筒體端部結(jié)構(gòu)的實(shí)際工作情況，按不同工況分別對(duì)管箱筒體端部結(jié)構(gòu)受力進(jìn)行分析計(jì)算，結(jié)果見表2。表2中各力的數(shù)值均為對(duì)應(yīng)合力的1/4。

圖4 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)1/4幾何模型網(wǎng)格劃分

表2 不同工況下新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)受力情況

為便于計(jì)算，根據(jù)實(shí)際螺栓上緊情況和內(nèi)部壓力情況反推出實(shí)際剩余的墊片壓緊力，并將其施加到相應(yīng)的接觸面上。經(jīng)計(jì)算得出不同工況下管箱筒體端部結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布云圖，見圖5。

圖5 不同工況下新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布云圖

從圖5所示的應(yīng)力云圖可以看出，2種預(yù)緊工況下管箱筒體端部的應(yīng)力均較低(圖5a、圖5b)，充壓后管箱筒體端部應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在管箱筒體端部與筒體過渡處(圖5c、圖5d)，管箱筒體端部大部分區(qū)域應(yīng)力較低。

對(duì)結(jié)構(gòu)高應(yīng)力區(qū)域按圖5d所示路徑進(jìn)行應(yīng)力線性化分析，評(píng)定結(jié)果見表3。

表3 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)線性化路徑應(yīng)力評(píng)定結(jié)果 MPa

查GB 150.2—2011《壓力容器 第2部分：材料》[16]，15CrMo鍛在300 ℃下的許用應(yīng)力為133 MPa，按照J(rèn)B 4732—1995(2005確認(rèn))《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》[17]要求，管箱筒體端部結(jié)構(gòu)線性化路徑的一次應(yīng)力應(yīng)小于1.5×133=199.5(MPa)，一次應(yīng)力加二次應(yīng)力應(yīng)小于3×133=399(MPa)，以上計(jì)算結(jié)果均滿足此要求。

值得注意的是，在主螺栓預(yù)緊工況下，應(yīng)力較大區(qū)域位于管箱筒體端部結(jié)構(gòu)處(圖5b)，而考慮管、殼程壓力作用后，管箱筒體端部結(jié)構(gòu)應(yīng)力降低，選取路徑部位(圖5d)成為最危險(xiǎn)區(qū)域，需特別予以關(guān)注。GB/T 150.3—2011中對(duì)管箱筒體端部結(jié)構(gòu)的要求為小端的厚度不得小于按內(nèi)壓確定的圓筒的名義厚度。針對(duì)本結(jié)構(gòu)，管箱筒體承受內(nèi)壓的同時(shí)，還需要承受管殼程密封所需的壓緊力，從而使筒體產(chǎn)生較大的軸向應(yīng)力，該軸向應(yīng)力大于內(nèi)壓引起的軸向應(yīng)力。管箱筒體端部結(jié)構(gòu)筒體部分環(huán)向應(yīng)力和軸向應(yīng)力分布云圖見圖6。

由圖6可以看出，管箱筒體端部結(jié)構(gòu)筒體部分的軸向應(yīng)力高于環(huán)向應(yīng)力，這說明需要核算管箱筒體端部結(jié)構(gòu)小端的軸向應(yīng)力。該管箱筒體模型中包含了開孔接管，但最大應(yīng)力并未出現(xiàn)在接管開孔處，說明管箱筒體兩端的結(jié)構(gòu)對(duì)降低筒體的環(huán)向應(yīng)力有積極作用。

圖6 新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)筒體部分應(yīng)力分布

5 結(jié)語(yǔ)

新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)特殊，合理計(jì)算管箱筒體端部的強(qiáng)度是保證熱交換器運(yùn)行安全性和設(shè)計(jì)經(jīng)濟(jì)性的關(guān)鍵。采用ANSYS軟件對(duì)某新型隔膜熱交換器管箱筒體端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算分析，并與采用文中提出的計(jì)算公式得到的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行比較，證明采用文中計(jì)算公式進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算完全能夠滿足工程要求。