基于ANSYS 的某空冷器管箱疲勞及棘輪分析

劉海剛, 剻震海

(1 嘉興景焱智能裝備技術有限公司上海分公司, 上海 200000;2 凱絡文熱能技術(江蘇)有限公司, 江蘇 常熟 215500)

近年來, 隨著石油化工的迅速發展, 換熱器承受交變壓力載荷作用, 交變溫度載荷作用, 以及壓力和溫度共同作用的應用越來越多, 換熱器出現疲勞和棘輪失效的風險也越來越不容忽視。 某空冷器每兩天運行1 次, 每次運行24 h, 設計壽命20 年,工作期間承受壓力和熱應力綜合作用。 本文采用有限元分析軟件ANSYS, 對空冷器管箱不同運行工況進行詳細分析, 并采用ASME VIII-2 標準對換熱器管箱進行疲勞和棘輪評定。

1 空冷器主要結構及載荷工況

1.1 主要結構

該空冷器主要包含三個管箱和200 根換熱管, 為了使流體分布均勻, 其進口管箱和出口管箱均布置2 個接管, 中間管箱起折流作用, 僅設置排污口。 同時為了強化換熱, 其換熱管采用了翅片管結構, 換熱器模型如圖1 所示。 在運行時, 換熱器承受壓力和溫度綜合作用, 為了降低換熱器沿軸向和橫向的熱應力, 僅對入口管箱一端設置固定螺栓連接, 另一端設置長圓孔, 使管箱可以自由膨脹, 同時對中間管箱和出口管箱均設置可以滑動的支撐。 由于入口管箱開孔尺寸最大, 溫差也最大,因此入口管箱最容易發生破壞, 為了確保設計安全可靠, 需對入口管箱詳細進行疲勞和棘輪分析。

圖1 空冷器整體結構Fig.1 Whole model of air-cooler

1.2 載荷工況

該空冷器每兩天運行1 次, 設計壽命20 年。 開機時, 入口管箱壓力迅速從常壓上升到2.6 MPa, 然后快速降低到1.6 MPa,再上升穩定至1.7 MPa, 這個過程在極短的時間內完成。 之后設備將穩定在1.7 MPa, 直至24 h 設備關機, 壓力降為常壓,完成一個循環。 空冷器壓力曲線如圖2 所示。

圖2 空冷器壓力曲線Fig.2 Pressure curve of air-cooler

空冷器運行前4 h, 溫度緩慢由39 ℃預熱至232 ℃, 之后12 h 一直維持232 ℃恒溫運行, 其后2 h, 溫度逐步降低至39 ℃,并一直保持39 ℃, 一直到設備關機, 完成一個循環, 其運行時的溫度曲線如圖3 所示。

圖3 空冷器溫度曲線Fig.3 Temperature curve of air-cooler

由以上壓力和溫度曲線可以看出, 整個壽命周期內, 換熱器存在周期性的壓力波動和溫度波動, 由于設計壽命周期內要求循環次數達到3650 次(每兩天循環1 次, 設計壽命20 年),因此, 該設備無法免除疲勞分析[1]。 同時空氣換熱器穩定運行期間, 其壓力保持恒定1.7 MPa, 而其溫度將發生波動, 因此在交變熱應力作用下, 設備可能由于棘輪效應[2-4]發生破壞。

除了自身的壓力和溫度載荷外, 由于整個換熱系統受到溫度載荷作用, 換熱器各管口將受到周期性的接管載荷。 對于換熱器入口管箱, 其接管承受接管載荷L 作用, 載荷大小如下表1所示。

表1 接管載荷Table 1 Nozzle load

2 前管箱有限元分析

整個換熱器運行過程中, 由于前管箱接管開孔最大, 溫度梯度最大, 所受的外部接管載荷也最大, 其運行工況最為惡劣, 因此選取前管箱進行分析(若前管箱疲勞和棘輪校核合格,則其余管箱也合格)。

2.1 工況分解

有限元分析中, 根據ASME VIII-2 Part 5 Ed 2019 規定, 首先將各載荷分工況單獨分析, 然后采用線性疊加方式組合評定結果。 根據ASME VIII-2 Part 5.5.3.2 之規定, 該換熱器疲勞分析可分解為兩個完整循環, 疲勞循環1 為溫度恒定, 壓力由停機時的0 MPa 升高至最高2.6 MPa; 疲勞循環2 為壓力恒定,溫度由39 ℃升高至232 ℃, 由于疲勞評定時, 應力幅是由兩交變工況相減取平均值, 因此恒定載荷在循環周期中對疲勞沒有影響。 因此對于疲勞分析可簡化如下:

疲勞循環1: 考慮壓力P 作用, 管箱承受0 ~2.6 MPa 壓力交變應力幅(P);

疲勞循環2: 考慮溫度T 作用, 以及由溫度產生的接管力L 作用下, 管箱承受39 ~232 ℃溫度交變應力幅(T+L)(忽略此過程中的恒定壓力1.7 MPa)。

對于棘輪效應的評定, 根據 ASME VIII-2 Part 5.5.6.1 之規定, 棘輪效應需同時考慮壓力及溫度的綜合作用(P+T+L)。

2.2 力學模型

空冷器前管箱力學模型包含管箱外殼、 接管、 管板及一小段換熱管結構, 由于中間隔板對管箱的支撐作用不能忽視, 因此隔板也必須考慮。 同時由于接管長度、 法蘭結構對有限元分析結果有較大影響[5-6], 因此須嚴格按照實際結構建立接管模型, 并將其法蘭一并建立, 空冷器前管箱力學模型如圖4 所示。

圖4 前管箱力學模型Fig.4 Mechanical model of front tube box

2.3 材料屬性

管箱材料主要為Q345R, 法蘭材料為16Mn, 換熱管和接管材料為10 號鋼, 材料屬性選自 ASME BPVC Section II Part D 2019, 本次分析使用的材料如表2 所示。

表2 材料屬性Table 2 Material sproperties

2.4 網格劃分

采用六面體高階結構單元對模型進行網格劃分, 為確保計算精度, 壁厚方向至少劃分3 層網格, 同時在倒角等局部不連續區域網格進行加密。 最終模型包含節點588246 個, 單元510000 個, 如圖 5 所示。

圖5 有限元模型Fig.5 Meshing model

2.5 載荷施加

根據前文2.1 可知, 整個分析分解為兩個溫度工況(39 ℃和232 ℃), 兩個壓力工況(分別為1.7 MPa 和2.6 MPa), 一個外部接管力工況。 為了降低整個空冷器的熱應力, 入口管箱采用一側螺栓全約束, 另一側釋放管箱軸向自由度的方式安裝, 因此在約束時也將管箱一端螺栓處進行固定約束, 另一端釋放管箱軸向自由度。 其中對于溫度工況, 對流換熱系數及相應參考溫度由工藝提供, 采用直接耦合方式獲得熱應力, 接管端面力由以下公式計算獲得。

其中: Pe——等效端面力, N

P——內壓, MPa

Do——接管外徑, mm

Di——接管內徑, mm

2.6 計算結果

經求解, 以上各工況Von-mises 應力云圖如圖6~圖10 所示,疲勞和棘輪評定將根據標準要求, 對這些計算結果進行組合。

圖6 39 ℃應力云圖Fig.6 39 ℃ Von-mises Stresscontour

圖7 232 ℃應力云圖Fig.7 232 ℃ Von-mises Stresscontour

圖8 1.7 MPa 應力云圖Fig.8 1.7 MPa Von-mises Stresscontour

圖9 2.6 MPa 應力云圖Fig.9 2.6 MPa Von-mises Stresscontour

圖10 接管載荷應力云圖Fig.10 Nozzle load condition Von-mises Stresscontour

3 疲勞評定

管箱允許疲勞應力最大值按照設計壽命確定, 設備設計壽命20 年, 每兩天循環一次, 總共循環次數3650 次。 根據設備工作狀態, 兩種循環工況被考慮參與疲勞評價, 因此采用累積疲勞損傷的方法對設備疲勞壽命進行評定, 方法如下:

循環工況1: 壓力循環工況, 即壓力從0 MPa 升至2.6 MPa,總循環次數3650 次, 定義為n1;

循環工況2: 溫度循環工況, 即溫度從39 ℃升至232 ℃,總循環次數3650 次, 定義為n2;

假設N1 為壓力載荷工況允許最大疲勞循環次數, N2 為溫度載荷工況允許最大疲勞循環次數, 則累積疲勞損傷系數如下式所示:

根據Miner 線性疲勞疊加理論, 當疲勞損傷系數D<1 時,代表設備疲勞壽命合格。

根據2.5 計算結果, 將工況進行組合, 具體疲勞評價過程如下所示:

循環工況1: 組合工況為(2.6 MPa 工況-0 MPa 工況)/2,用于評定的應力幅如下式:

根據管箱具體制作條件, 疲勞系數Kf 取1.2, EFC表示常規狀態材料彈性模量195GPa, ET表示實際工況材料彈性模量201.25 GPa。

參照標準ASME VIII-2 表Table 3-F.1 可得, 設備許用疲勞循環次數N1=1000000 次。

循環工況2: 組合工況為(232 ℃工況+接管載荷工況-39 ℃工況)/2, 用于評定的應力幅如下式:

根據管箱具體制作條件, 疲勞系數Kf 取1.2, EFC表示常溫狀態材料彈性模量, 取195 GPa, ET表示實際工況溫度下材料彈性模量195.68 GPa。

參照標準ASME VIII-2 表Table 3-F.1 可得, 設備許用疲勞循環次數N2=1000000 次。

由以上計算可知, 其總體累計損傷系數為:

即前管箱滿足設計疲勞壽命要求。

4 棘輪評定

根據ASME VIII-2 Part 5.5.6.1 要求, 棘輪校核主要評定總體應力幅ΔSn,k, 總體應力幅包含薄膜應力, 彎曲應力和二次應力, 即為PL+Pb+Q(即將2.6 中壓力1.7MPa 工況、 溫度39 ℃工況、 232 ℃工況以及接管載荷工況計算結果進行組合), 其值必須小于Sps, Sps=max[3S, 2Sy], 此處 S 代表材料許用應力,Sy 代表材料屈服強度。

前管箱棘輪評定線性化路徑位置如圖11 所示, 評定結果如表3 所示。

圖11 ΔSn,k 應力線性化路徑Fig.11 Stress linearization path for ΔSn,k

表3 棘輪評定Table 3 Ratchet evaluation

由表3 可以看出, 空冷器前管箱滿足棘輪要求。

5 結 論

通過對空冷器前管箱不同操作工況進行有限元分析, 并且根據標準對疲勞和棘輪進行評定, 評定結果表明前管箱滿足設計要求。 由于前管箱運行工況最為苛刻, 因此該空冷器出口管箱和中間管箱均滿足疲勞和棘輪要求。