白建濤

（惠生工程（中國）有限公司，上海201210）

裂解氣液相干燥器是乙烯裝置的重要設(shè)備，工作原理是利用分子篩對裝置中液相裂解氣進行干燥，待分子篩吸附飽和后，在高溫和低壓條件下，進行再生操作，實現(xiàn)其干燥活性［1］。裂解氣液相干燥器工作過程中壓力的周期性變化產(chǎn)生交變載荷，為避免設(shè)備疲勞失效，保證用戶的使用安全，需要對其進行疲勞強度評定［2］。利用Ansys 軟件對裂解氣液相干燥器建立了1/2 整體和局部有限元模型，進行了應力強度和疲勞強度計算，研究其應力分布規(guī)律，并按JB4732-1995《鋼制壓力容器—分析設(shè)計標準》對計算結(jié)果進行了設(shè)計強度評定及疲勞分析。

1 設(shè)計參數(shù)、結(jié)構(gòu)及載荷分析

裂解氣液相干燥器為立式裙座支撐容器，其結(jié)構(gòu)主要包括筒體、封頭、裙座、人孔、手孔及其它接管和法蘭等。設(shè)計壓力為3.3 MPa（操作工況），1.0 MPa（再生工況）；設(shè)計溫度為80 ℃（操作工況），280 ℃（再生工況）；盛裝介質(zhì)為裂解氣、再生氣；操作時間為8 000 h/a；設(shè)計使用年限20 a。筒體內(nèi)徑為Φ1 400 mm，容積為16.1 m3。該設(shè)備筒體和封頭材料采用Q345R，接管及法蘭采用16 MnⅢ鍛件，材料抗拉強度和屈服強度按GB/T150.2-2011《壓力容器第2 部分：材料》取值，安全系數(shù)按TSG21-2016《固定式壓力容器監(jiān)察規(guī)程》規(guī)定的分析設(shè)計方法的安全系數(shù)選取。

該設(shè)備主要部件的壁厚按JB4732-1995 標準計算。考慮到底部筒體有大的開孔，筒體進行了壁厚分段，底部筒體名義厚度為28 mm。頂部筒體沒有大的開孔，頂部筒體取名義厚度為18 mm。封頭名義厚度為24 mm。循環(huán)載荷條件見表1。

表1 循環(huán)載荷條件

2 力學模型及應力分析

2.1 力學模型和邊界條件

2.1.1 1/2 模型用于查看總體應力分布情況。A組合工況：自重+計算壓力組合工況；B 組合工況：自重+計算壓力+風載荷組合工況；C 組合工況：自重+計算壓力+25%風載荷+地震載荷組合工況［3］。其中計算壓力為Pe=3.3 MPa+0.105 MPa（液柱靜壓力，80 ℃）。3種工況的邊界條件見圖1～3。

圖1 A組合工況邊界條件

2.1.2 下部模型含下部筒體、下封頭、裙座、M1人孔及其余接管。A 工況：設(shè)計工況（3.4 MPa，80 ℃），用于結(jié)構(gòu)1次應力強度評定。B 工況：操作工況（2.06 MPa，13 ℃），用于結(jié)構(gòu)1 次+2 次應力強度評定。

2.2 應力強度評定

2.2.1 1/2 模型3 個工況第3 強度理論當量最大應力都出現(xiàn)在頂部封頭過渡區(qū)處，且應力值小于199.75 MPa（設(shè)計應力強度），所以3 個工況均不需進行應力線性化處理，應力強度評定合格。A、B、C組合工況第3強度理論當量應力分布見圖4～6。

圖2 B組合工況邊界條件

圖4 A組合工況第3強度理論當量應力分布

2.2.2 下部模型（1）設(shè)計工況（3.4 MPa，80 ℃），模型圖中最大第3 強度當量應力強度為389.29 MPa，位于M1人孔與筒體連接處外側(cè)；（2）操作工況（2.06 MPa，13 ℃），模型圖中最大第3 強度當量應力強度235.86 MPa，位于M1人孔與筒體連接處外側(cè)。線性化路徑應力強度評定全部合格。

圖3 C組合工況邊界條件

圖5 B組合工況第3強度理論當量應力分布

圖6 C組合工況第3強度理論當量應力分布

3 疲勞強度計算與評定

3.1 設(shè)備殼體的疲勞強度計算與評定

高應力點是疲勞應力強度評定關(guān)注的對象，僅對該點進行疲勞評定即可。

3.1.1 正常操作工況最大應力強度235.86 MPa，位于人孔與筒體連接處。該處的交變應力幅Salt1=117.96 MPa，該值乘以設(shè)計疲勞曲線圖中給定材料彈性模量與所用材料彈性模量的比值得到Salt1′=123.21 MPa，按JB4732-1995 附錄C 查詢圖C-1 或表C-1［4］，并利用插值公式求取對應的循環(huán)次數(shù)［5］。該應力值允許的循環(huán)次數(shù)N1=150 873 次。該工況實際載荷循環(huán)次數(shù)為40 000 次，該工況疲勞使用系數(shù)U1=40 000÷150 873=0.266。

3.1.2 水壓試驗工況最大交變應力幅Salt2=265.35 MPa，該值進行彈性模量修正后得到Salt2′=277.23 MPa，依照上述方法，得到該應力值允許的循環(huán)次數(shù)N2=97 863 次。該工況實際載荷循環(huán)次數(shù)為20次，該工況疲勞使用系數(shù)U2=20÷97 863=0.0 002。

3.1.3 氣密性試驗工況最大交變應力幅Salt3=198.56 MPa，該值進行彈性模量修正后得到Salt3′=207.45 MPa，依照上述方法，得到該應力值允許的循環(huán)次數(shù)N3=220 140 次。該工況載荷循環(huán)次數(shù)為20 次，疲勞使用系數(shù)U3=20÷220 140=0.0 001。該點疲勞累計使用系數(shù)U=U1+U2+U3=0.269＜1，設(shè)備殼體疲勞強度評定合格。

3.2 法蘭連接用螺柱的疲勞強度計算與評定

人孔螺柱規(guī)格：M39×3，螺柱個數(shù)：n=24。實際使用的螺柱總截面積Ab=24 093.6 mm2，墊片壓緊力作用中心圓直徑DG=666.68 mm，纏繞墊片系數(shù)m=3，墊片比壓力y=69 MPa。

3.2.1 正常操作工況最高操作壓力P1=1.96 MPa時，流體壓力引起的總軸向力，F(xiàn)1=π×DG2×P1÷4=684 201 N。最低操作壓力P2=0 MPa，F(xiàn)2=π×DG2×P2÷4=0 N。操作壓力波動產(chǎn)生的總軸向載荷，F(xiàn)a=F1-F2=684 201 N。取螺柱對法蘭、墊片系統(tǒng)的彈性抗拉抗壓剛度系數(shù)之比為2，則螺柱承擔的軸向載荷為Fb=Fa×2÷3=456 134 N，則螺柱軸向拉應力σ=18.93 MPa，考慮到螺紋局部結(jié)構(gòu)不連續(xù)，取螺柱疲勞強度減弱系數(shù)K=4.0。螺柱最大應力強度，σmax=K×σ=75.73 MPa，得到Salt1=0.5×75.73=37.86 MPa，求得修正后的疲勞應力幅，Salt1′=38.42 MPa，根據(jù)JB4732-1995，按表C-1 MNS≤2.7S m 插值，得對應的循環(huán)次數(shù)N1＞1 000 000 次。該工況實際載荷循環(huán)次數(shù)為40 000 次，該工況疲勞使用系數(shù)U1=40 000÷1 000 000=0.04。

3.2.2 水壓試驗工況最大交變應力幅Salt2=85.2 MPa，依照上述方法，求得修正后的疲勞應力幅Salt2′=86.45 MPa，對應循環(huán)次數(shù)N2＞1 000 000 次。該工況實際載荷循環(huán)次數(shù)為20 次，該工況疲勞使用系數(shù)U2=20÷1 000 000=0.00 002。

3.2.3 水壓試驗工況最大交變應力幅Salt3=63.75 MPa，依照上述方法，求得修正后疲勞應力幅Salt3′=64.69 MPa，對應循環(huán)次數(shù)N3＞1 000 000 次。該工況實際載荷循環(huán)次數(shù)為20 次，該工況疲勞使用系數(shù)U3=20÷1 000 000=0.00 002。人孔螺柱疲勞累計使用系數(shù)U=U1+U2+U3=0.041＜1，人孔螺柱疲勞強度評定合格。

4 結(jié)束語

裂解氣液相干燥器屬于裙座支撐的塔式容器，受到循環(huán)壓力、液柱靜壓力、設(shè)備自重、風、地震及管道應力等載荷因素影響，受力較復雜，無法通過規(guī)則設(shè)計驗證安全性，需要進行數(shù)值模擬分析。利用ANSYS軟件對裂解氣液相干燥器建立了有限元模型，進行應力分析，發(fā)現(xiàn)由于人孔與筒體的連接處、底封頭與裙座連接處為結(jié)構(gòu)不連續(xù)處，容易出現(xiàn)高應力，應力集中部位也極易出現(xiàn)疲勞失效［6］。經(jīng)過對殼體和螺柱的應力分析和疲勞評定，證明該設(shè)備所有部位的應力強度均滿足疲勞壽命設(shè)計的要求，目前設(shè)備已安全平穩(wěn)運行。