煉化汽包的熱應力及強度分析

陳孫藝

（茂名重力石化裝備股份公司，廣東 茂名 525024）

鍋爐中的汽水分離器獨立于爐膽時，原來的這段鍋筒也就通常稱為汽包。余熱鍋爐設計中存在按鍋爐標準或壓力容器標準兩條技術路徑的選擇問題，按鍋爐標準設計時除了考慮內壓引起的應力外，還需要考慮溫度載荷引起的熱應力。長期實踐中，汽包無法正常運行的因素各種各樣，熱疲勞開裂是其中常見的失效方式[1-2]，在設計中對各種復雜的熱應力考慮不周是其主要原因?，F在又面臨工程現實的三個新因素，一方面是隨著政府安全監察工作的改革，一些原來只從事鍋爐或只從事壓力容器設計制造業務的企業陸續取得資質，開展壓力容器或者鍋爐汽包的相關業務，相對地說，原來只從事壓力容器業務的企業要熟悉鍋爐業務需投入更多的資源，其中就包括汽包的設計，選擇不同的技術路徑對常見的失效方式是否會帶來不同的影響，是值得探討的問題。另一方面，石油化工的鍋爐因為其大多數具有生產工藝不可缺少的特點，從而被判別是屬于壓力容器范疇的余熱鍋爐，其汽包結構往往各具有獨特個性，需要過細的技術支持。最后，隨著我國電網容量擴大，電負荷峰谷差也隨之增大，且可再生能源發電并網后火電機組必須參與調峰運行，頻繁變負荷甚至啟停致使汽包承受交變應力作用[3]。在新的現實和工程背景下，不同行業的鍋爐及其汽包的運行狀態各有明顯的差異，對汽包應力狀態的全面分析和認識是必要的，這里結合石油化工中的汽包案例就其中的應力計算進行技術分析。

1 煉化裝置鍋爐汽包的技術路徑

1）鍋爐與壓力容器標準。這里所指的按壓力容器設計制造通常也就是按 GB/T 150.3—2011[4]設計制造，國外常見的相應標準是 ASME Section ⅧDiv.1[5]。特別工況的標準則是JB 4732—1995（2005年確認）[6]，國外常見的相應標準是ASME Section ⅧDiv.2[7]。按鍋爐設計制造通常也就是按 GB/T 16507.1-8—2013《水管鍋爐》和GB/T 16508.1-8—2013《鍋殼鍋爐》設計制造，國外常見的相應標準是ASME Section Ⅰ[8]和 ASME Section Ⅳ[9]。

2）汽包的技術標準。鍋爐受壓元件壽命的計算一直是鍋爐設計中的難點，鍋爐汽包作為鍋爐的主要受壓元件，它的設計壽命將直接影響鍋爐的壽命。汽包的技術標準應該隨其鍋爐設計的技術標準，但是鍋爐設計的一種技術標準不應排除另一標準中更嚴格的技術要求，汽包的技術標準在所跟隨鍋爐標準的基礎上，可以根據工況的特點增加技術要求。各種鍋爐工況的客觀復雜性所引起汽包等主要受壓元件的復雜應力，不應該受到人為分類的限制。特別是工程中影響鍋爐汽包低周疲勞壽命因素很多，一般的設計只考慮輪廓性的概念，缺乏全面深入的認識[10]。

2 汽包的應力分析

汽包工況的復雜性，國內外學諸多者通過有限元方法對其局部或者整體模型進行了各種應力分析，但是這種技術難以被普通技術人員掌握，且工作量較大。為了探討基于標準和專著中相關公式的應力計算方法，便于推廣應用，以表1所列參數為例對某轉化爐汽包按壓力容器標準設計，同時假設其存在動力鍋爐的低周疲勞工況，也按鍋爐標準對其各種應力進行計算。

表1 汽包設計參數

2.1 內壓作用下汽包筒體的應力

按 GB/T 150.3—2011標準，汽包筒體環（周）向應力為：

式中：pc為壓力；Di為汽包筒體的內徑；δe為汽包筒體的有效壁厚。

軸向應力為：

徑（法）向應力從內表面的4.2 MPa降到外表面的0 MPa。

2.2 內壓作用下汽包開孔處的應力

按GB/T 16507.4—2013在規范性附錄A關于鍋爐鍋筒低周疲勞壽命計算中，對圖1中因被確認為較大開口而被判斷為疲勞考核的 A點，內壓作用下鍋筒該點應力應考慮環（周）向應力集中系數K1n=2.5、法向應力集中系數 K1r=0.5，選取計算壓力等于設計壓力，有效壁厚=46.75mm，則軸向應力集中系數則A點的環（周）向 應 力=207.5 MPa， 軸 向 應 力==－2.12 MPa，徑（法）向應力從內表面的2.10 MPa降到外表面的0 MPa。

如果鍋爐接管不是圖1的凸緣形式，而是接管插入殼體的形式，則其環（周）向應力集中系數、軸向應力集中系數完全與按JB 4732—1995在規范性附錄C關于以疲勞分析為基礎的設計條款C.8.2中給出的用于圓筒體接管內角縱向平面的應力指數相同，法向應力集中系數略小于法向應力指數但是基本接近，即環（周）向應力指數 Ktn=3.1、軸向應力指數 Ktz=－0.2、法向應力指數Ktr=－2δ/D≈－0.06，則A點的環（周）向應力軸向應力徑（法）向應力從內表面的－2.52 MPa降到外表面的0 MPa

2.3 汽包殼壁徑向溫差引起的熱應力

鍋爐汽包外表一般地說都有良好的絕熱保溫層，因此并不是所有高溫汽包在運行中都存在很大的徑向溫差及其熱應力，具體視絕熱保溫層而定。表1案例中內外壁溫差估算值為[2]：

式中：K為保溫系數，按入孔無保溫考慮，取K=1.1；ω 為降溫速率，ω=100 ℃/h； δ=δn=50 mm；Rn為封頭內彎曲半徑，Rn=R=900 mm；a為熱擴散率，a= 0.055 m2/h。

汽包徑向溫差引起的熱應力參照厚壁圓筒徑向穩定傳熱時筒壁上的徑向熱應力、環（周）向熱應力、軸向熱應力公式計算，分別為[11]：

式中：E為材料高溫度下的彈性模量，E=1.87×105MPa；α為材料高溫度下的線膨脹系數，℃－1，根據設計溫度查GB 150.2—2011中的表B.13、B.14，取α=1.255×10－5℃－1；Δt是圓筒內外壁徑向溫差，℃；μ為筒體材料的波松系數，取0.3；β為按名義厚度確定的外徑與內徑的比值，β≈1.056。一般來說，內外壁溫差引起的熱應力較小，可視其壁厚溫差為0，不考慮由此引起的熱應力。

2.4 汽包殼壁軸向溫差引起的熱應力

軸向溫差會引起徑向變形不協調的熱應力。文獻[1]指出，汽包因長度方向的溫度不均勻而存在軸向溫差，如果汽包因結構障礙無法自由膨脹，則應計算其軸向溫差熱應力。

因汽包主體可在軸向和徑向自由膨脹，故可以略去縱向溫差的影響。文獻[12]推薦了由蘇聯或日本學者分別報道的同一成果，圓筒體或管子中長度為ΔH的局部一段存在按直線分布從t2降到t1的溫度變化時，在圓筒體或管子的高溫邊界t2處引起軸向應力的計算式。筆者曾應用于其他案例分析，該軸向應力確實很小。

2.5 汽包殼壁環（周）向溫差引起的熱應力

與壓力容器相比，鍋爐開停車過程以及復雜的調峰過程所導致溫度梯度的變化會增加汽包結構材料發生疲勞的概率。汽包停車過程溫度分布特點是臥式筒體的上下部之間存在如圖2所示的溫度“突變”，而上部區域內的環（周）向溫差不大，下部區域內的環（周）向溫差也不大，且上下部之間的溫差只發生在停車過程，不出現在運行過程。

鍋爐標準沒有對該環（周）向應力的計算給出具體的指引及公式，文獻[1-2]針對電站鍋爐汽包壁溫度變化引起的熱應力進行了分析，汽包上下壁溫差引起的熱應力主要是軸向應力，切向和徑向應力與之相比約低一個數量級，故可以忽略不計。汽包上部壁溫高，金屬膨脹最大，下部壁溫低，金屬膨脹量相對較小，這樣就造成汽包上部金屬膨脹受到限制而產生壓縮應力，下部金屬產生拉伸應力。熱應力與溫差成正比，汽包上下壁溫差越大，產生的熱應力越大。

文獻[1]采用簡化的計算式為：

式中：Δθ為汽包上、下側平均壁溫差，這里Δθ=ΔT=40 ℃，其他參數同前，則σ=46.937 MPa。

文獻[2]以茂名熱電廠 3 號爐汽包為例進行熱應力計算，根據實測，鍋爐熄火后Δθ可達50 ℃，由上下壁溫差引起的軸向熱應力是環（周）向角的函數，當環（周）向角約為40°時，軸向應力最大，為34.91 MPa。

2.6 汽包接管處的徑向溫差引起的熱應力

GB/T 16507.4—2013在規范性附錄A指出，調峰負荷機組的鍋爐汽包應進行低周疲勞壽命計算，基本負荷機組的鍋爐汽包可不進行低周疲勞壽命計算。對圖 2中因被確認為較大開口而被判斷為疲勞考核點 A的徑向溫差熱應力計算式中使用了由外徑與內徑的比值進行復雜計算的結構系數Cf，在計算徑向溫差時也使用了由外徑與內徑的比值進行復雜計算的結構系數Ct，這兩個系數都反映了結構對熱應力的影響。

徑向溫差 Δt1引起的環向熱應力 σnt1為：

式中：K2n是徑向溫差引起的環向熱應力集中系數，標準推薦K2n=1.6。

對于圖2，標準推薦徑向溫差引起的軸向熱應力集中系數K2z=1.6，則徑向溫差Δt1引起的軸向熱應力σzt1：

徑向溫差Δt1引起的法向熱應力 σrt1=0。

2.7 汽包接管處的環(周)向溫差引起的熱應力

GB/T 16507.4—2013推薦一般情況下，谷值應力計算時Δtmax可取 40 ℃，峰值應力計算時Δtmax可取10 ℃。最大環（周）向外壁溫差Δtmax引起的環向熱應力 σnt2為：

式中：K3n是環（周）向溫差引起的環向熱應力集中系數，標準推薦K3n=-1。

對于圖2，標準推薦的環（周）向溫差引起的軸向熱應力集中系數K3z=-1，則最大環（周）向外壁溫差 Δtmax引起的軸向熱應力 σzt2為：

最大環（周）向外壁溫差Δtmax引起的法向熱應力 σrt2=0。

3 汽包安裝結構溫差引起的熱應力

文獻[13]較早探討了轉化氣廢熱鍋爐汽包安裝熱應力如何消除的問題，近30年來，汽包結構及其安裝方式發生了顯著變化。

1）超靜定溫差熱應力。對于超靜定關系結構的汽包，文獻[14]以煉油制硫裝置中的余熱鍋爐為例，利用ANSYS有限元分析軟件對余熱鍋爐整體模型進行了分析設計，得到應力集中局部結構為上升管、下降管與鍋體、汽包連接部位內部，通過局部結構細化得到應力云圖及應力結果。比較表明，去除汽包與鍋體之間的鞍座結構以及上升管、下降管的補強圈后，制硫余熱鍋爐的結構更加合理。這實際上就是降低了由鞍座和補強圈的約束引起的熱應力，因此汽包接管材料常取16Mn鍛件，采用壁厚與殼壁相適應的厚壁管補強。

根據圖3的局部結構而簡化為圖4模型，如果固定安裝的鞍座沒有保溫，高H=550 mm的下降管都有良好的外保溫，致其管壁溫度達到Δth=242 ℃。其中下降管受到軸向壓應力，鞍座受到沿上下方向的拉應力，分別如圖4中的箭頭所示，鞍座與離其最近距離為300 mm的下降管之間需要相互協調的熱膨脹位移ΔH=αΔthH≈1.67 mm， 需 要 相 互 協 調 的 熱 應 力下降管的軸向壓應力會以集中力的形式傳遞至汽包底部，并垂直于殼壁，使其附近殼體內壁受拉，外壁受壓。鞍座受到垂直上下的拉應力，該拉應力傳遞至其底板的地腳螺栓，即便分擔上式應力的一半，也達283.97 MPa，不容忽視。

2）筒體彎曲應力。殼壁環（周）向溫差除直接在圓筒體引起熱應力外，還會引起沿軸向的彎曲變形，彎曲變形受到諸多上升管、下降管的限制而間接引起另外的熱應力。在臥式容器的設計計算過程中，存在某些特殊的操作工況，其水平方向如果受到較大的慣性力，從而導致地腳螺栓無法通過校核，通常增加地腳螺栓的數量來減小其所承受的拉應力，這種對策不一定有利于熱變形的協調。文獻[15]介紹了鞍式支座多個地腳螺栓的拉應力校核方法。

4 汽包組合總應力

分別按壓力容器和鍋爐兩種技術路徑匯總上述各項應力于表2。

表2 汽包應力匯總 MPa

分析表2，汽包殼壁按鍋爐標準及其業內經驗計算的軸向應力明顯大于按壓力容器標準計算的軸向應力，是由于前者考慮了殼壁環（周）向溫差引起的熱應力。汽包接管按鍋爐標準計算的環（周）向應力則小于按壓力容器標準計算的環（周）向應力，是由于后者考慮了內壓下較大的應力指數。汽包材料Q345R在設計溫度下的許用應力為145 MPa，接管材料16Mn在設計溫度下的許用應力為135 MPa?？偟膩碚f，該案例中汽包各項總應力未達到各自的應力許可限度，汽包接管內角處按壓力容器標準計算的總應力略高一些，強度校核也就更保守一些，因此該汽包可以不按鍋爐標準設計。

文獻[3]根據大連某電廠汽包實際結構尺寸建立了汽包完整的有限元模型，發現周向溫差熱應力的理論解要比ANSYS解大得多。汽包各項應力中，周向溫差熱應力大約為徑向溫差熱應力的 1/7，是機械應力的1/34。應綜合內壓、徑向、周向溫差的大小，來限制鍋爐的啟停速度。

最后，TSG G0001—2012[16]的1.5(2)條指出，境內制造在境外使用的鍋爐按照合同雙方約定的技術法規、標準和管理要求執行。

5 結論

1）關于煉化裝置利用高溫煙氣的鍋爐，考慮作為過程裝置不可缺少的工藝設備，應按壓力容器設計制造。對于低溫煙氣的鍋爐，可能其撤出后對裝置影響不大，但是考慮其也是工藝過程設備，以煙氣余熱利用是其主要目的，該鍋爐傾向于參照高溫煙氣工況的質量技術來設計制造。執行的是壓力容器標準，按當前操作規范控制鍋爐的開停速度時，設備是安全可靠的。案例的計算結果表明，獨立的汽包可以不按鍋爐標準設計，且更顯保守。對于某些特定的鍋筒兩種標準都可以作為設計依據，按照兩種標準進行設計都是合理的。

2）《鍋爐安全技術監察規程》、《固定式壓力容器安全技術監察規程》和質檢總局質檢辦特函〔2017〕1336號通知中關于余熱鍋爐的設計由設計者根據具體產品部件結構，按照相應的鍋爐和壓力容器安全技術規范、標準進行。其中汽包（汽水分離器）既可以按壓力容器標準，也可以按鍋爐標準進行設計，整體余熱鍋爐產品由設計者根據主要設計依據在圖紙上歸類為鍋爐或者壓力容器，合理可靠。

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