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(南京工業(yè)大學 機械與動力工程學院， 江蘇 南京 211816)

石化設備大多在高溫和高壓環(huán)境下運行，處理的對象多為有毒害的危險物質(zhì)，其安全設計要求因此普遍高于一般容器 。通常情況下化工容器的設計應符合強度及剛度要求，而對為化學反應提供反應場所的反應容器，則還需要考慮工藝流程對設備的溫度要求[1-4]。

夾套有加熱或冷卻物料以及促使內(nèi)筒物料維持在特定溫度范圍內(nèi)的作用，是反應容器重要的組成部分。夾套一般設計在設備筒體或封頭的外側，使用焊接或法蘭連接在一起[5-7]。夾套主要由內(nèi)筒體和外夾套組成，因內(nèi)筒體的內(nèi)、外側都受壓且內(nèi)側壓力較大，內(nèi)筒壁厚的設計因此比較復雜，設計的合理性將直接決定夾套的安全性、使用壽命、材料的消耗量及經(jīng)濟技術指標[8-11]。

李建豐等[10]對用鋼管作為拉撐件的蜂窩夾套進行應力分析，對比了三角形排列蜂窩夾套與整體夾套結構，分析計算了不同結構夾套應力狀況。謝剛[11]分析了矩形蜂窩短管夾套容器的受力情況，提出了此類結構壁板厚度的計算方法。王澤軍等[12]對夾套發(fā)生的事故進行總結和歸類,分析并解釋了頻發(fā)事故的原因。LEUNG V P等[13]利用有限元方法對夾套反應釜進行結構設計，分析結構參數(shù)對應力的影響作用并對設計進行優(yōu)化，使整體質(zhì)量下降，節(jié)約了生產(chǎn)制造成本。

文中借助有限元軟件ANSYS建立三角形及正方形排列的短管蜂窩夾套模型，利用結構線彈性處理問題的特點，對短管蜂窩夾套模型進行應力強度分析計算及疲勞校核。

1 短管蜂窩夾套結構尺寸與設計參數(shù)

短管蜂窩夾套結構見圖1。圖1中內(nèi)筒體尺寸為DN750 mm×40 mm，材料為S31603，長度為980 mm；夾套尺寸為DN950 mm×8 mm，材料為Q345R，高度為920 mm。短管尺寸為?30 mm×2 mm，材料為20鋼。

設計條件下短管蜂窩夾套主要結構材質(zhì)的泊松比均為0.3，其他力學性能參數(shù)見表1。表1中S31603性能參數(shù)數(shù)據(jù)對應的溫度為250 ℃，Q345R和20鋼性能參數(shù)數(shù)據(jù)對應的溫度為160 ℃。

2 短管蜂窩夾套應力分析

2.1 靜應力分析

2.1.1有限元模型

綜合考慮短管對結構的影響只涉及內(nèi)筒體和外夾套以及整體模型的對稱性特征，進行正方形排列和三角形排列短管蜂窩夾套的1/4簡化有限元建模、網(wǎng)格劃分、載荷和邊界條件設定，結果見圖2。

圖1 短管蜂窩夾套結構示圖

參數(shù)S31603Q345R20許用應力/MPa125.0170.4138.2導熱系數(shù)/(×103W·mm-1·℃-1)17.97046.05446.054平均線膨脹系數(shù)/(×106 ℃-1)16.06011.95411.954彈性模量/(×10-3MPa)179.0193.4193.4

圖2 設定載荷和邊界條件下不同短管排列方式蜂窩夾套有限元模型

圖2中，網(wǎng)格劃分采用實體單元。實體單元從SOLID185、SOLID45和SOLID186中選擇。其中SOLID185單元是比較常用的實體單元，同時SOLID185單元為8節(jié)點三維單元，其計算精度優(yōu)于具有相同節(jié)點數(shù)的SOLID45單元。SOLID186單元計算精度雖然高于SOLID185單元，但它是20節(jié)點，需要的計算時間大大增加，綜合考慮選用SOLID185單元。載荷和邊界條件設定主要考慮筒體上端面徑向和周向均已固定住，只能在軸向上有位移運動，故在結構筒體的上端面施加UX=UY=0，在筒體下表面施加UX=UY=UZ=0，在對稱面上施加對稱約束。在內(nèi)筒體內(nèi)表面?zhèn)仁┘訅毫?.0 MPa，夾套內(nèi)表面?zhèn)?、?nèi)筒體外表面?zhèn)燃岸坦芡獗砻嫱瑫r施加壓力1.0 MPa。

2.1.2數(shù)值模擬與分析

ANSYS有限元分析得到的短管蜂窩夾套結構的TRASCA最大應力云圖和位移云圖分別見圖3和圖4。

圖3 靜力場作用下不同短管排列方式蜂窩夾套結構TRASCA最大應力云圖

圖4 靜力場作用下不同短管排列方式蜂窩夾套結構位移云圖

圖3表明，三角形排列方式的短管蜂窩夾套結構總體應力為212.382 MPa，正方形排列方式的短管蜂窩夾套結構總體應力為170.215 MPa。圖4表明，三角形排列方式的短管蜂窩夾套結構總體位移為0.160 33 mm，正方形排列方式的短管蜂窩夾套結構總體位移為0.171 051 mm。由圖3和圖4可知，2種模型結構最大應力點和最大變形均出現(xiàn)在短管與內(nèi)筒體相連區(qū)域，此區(qū)域的加強作用最弱，這與實際情況相符合。分析認為，內(nèi)筒體發(fā)生變形對短管產(chǎn)生一個較大的拉力，加之此處存在的幾何結構不連續(xù)性，使得結構的不連續(xù)應力極大提高是在此處出現(xiàn)最大應力值的原因。進一步對2種短管排列方式蜂窩夾套結構進行筒體、外殼及短管的結構應力及變形計算，結果見表2。

表2表明，短管排列方式的改變對蜂窩夾套內(nèi)筒體、外殼和短管的最大應力影響不大。相對而言，三角形排列結構的總體應力略大、結構變形小，其剛度更好。從強度及剛度綜合方面考慮，在實際工程應用中短管蜂窩夾套應多采用三角形排列形式鋼管拉撐件。

表2 靜力場作用下不同短管排列方式蜂窩夾套結構應力及變形

2.1.3應力強度評定

根據(jù)受力情況分析確定的蜂窩夾套危險區(qū)域選取危險截面進行線性化處理，提取應力進行應力分類和應力強度評定，評定結果見表3。

表3 靜力場作用下正方形及三角形排列蜂窩夾套模型應力強度評定

表3中線性化路徑見圖3a和圖3b，其中K表示載荷組合系數(shù)，Sm表示材料的設計應力強度值，Pb表示一次彎曲應力，Q表示二次應力。

由表3可知，2種短管排列方式下蜂窩夾套結構的應力強度評定均合格，可見短管蜂窩夾套在靜應力下的設計可行，短管蜂窩有著較大應力裕量，結構設計偏于保守。

2.2 熱應力與機械載荷耦合分析

2.2.1熱應力分析

熱應力分析計算有2種方法，分別為間接法和直接法，文中使用間接法求取熱應力。在不同短管排列方式蜂窩夾套結構模型的相應表面施加溫度梯度，求出溫度場分布，得到后綴為.rth的格式文件，利用ANSYS的前處理器熱單元轉(zhuǎn)化結構單元功能，把所求的溫度單元節(jié)點文件(.rth格式)以體載荷形式施加在圖3和圖4模型結構的相應表面上，然后進行應力分析計算。

選用熱分析單元需要考慮熱單元和結構單元的相容性。三維8節(jié)點熱分析單元SOLID70與SOLID185實體單元相容性比較好，選用SOLID70對蜂窩夾套進行耦合場有限元分析計算，得到不同排列形式的短管蜂窩夾套結構的TRASCA最大應力云圖和位移云圖，分別見圖5～圖8。

圖5 溫度場與靜力場耦合作用下正方形短管排列方式蜂窩夾套結構應力云圖

圖6 溫度場與靜力場耦合作用下三角形短管排列方式蜂窩夾套結構應力云圖

圖7 溫度場與靜力場耦合作用下正方形短管排列方式蜂窩夾套結構位移云圖

圖8 溫度場與靜力場耦合作用下三角形短管排列方式蜂窩夾套結構位移云圖

由圖5～圖8可知，在溫度場及靜力場耦合共同作用下，正方形排列的短管蜂窩夾套最大當量應力計算值為199.982 MPa，三角形排列的短管蜂窩夾套最大當量應力計算值為266.512 MPa。溫度變化不是太大，對結構的應力及變形影響不明顯。

2.2.2應力強度評定

對危險截面作線性化處理(圖5和圖6)，并提取應力進行應力分析和應力強度評定，見表4。

表4 溫度場與靜力場耦合作用下正方形及三角形排列蜂窩夾套模型應力強度評定

由表4可知，應力強度評定合格，短管蜂窩夾套在耦合場下的設計可行，但裕量較大，在結構設計時偏于保守。

3 短管蜂窩夾套疲勞壽命分析

3.1 疲勞敏感點確定

短管蜂窩夾套結構存在周期性循環(huán)載荷，為了防止結構發(fā)生疲勞失效，對短管蜂窩夾套結構的疲勞壽命進行計算及校核。在正常工作和使用期間，如果應力循環(huán)次數(shù)低于100 000次，則為低周循環(huán)疲勞，反之為高周循環(huán)疲勞[14]。目前常見的疲勞設計方法有Sa-N疲勞曲線設計方法、試驗疲勞設計方法以及以斷裂力學為基礎的疲勞設計方法。以斷裂力學為基礎的疲勞設計在壓力容器的疲勞設計中很少使用。

基于試驗的疲勞設計，主要是利用試驗來確定疲勞壽命，這是最傳統(tǒng)的方法，能夠獲得與實際情況最接近的數(shù)據(jù)。這種方法雖然可靠，但是在設計階段，或容器的組成太復雜、太昂貴，以及實際類別、數(shù)量太龐大的情況下，無論從人力、物力，還是從工作周期上來說，它都是不大可行的。并且由于容器的結構、外載荷、儲存介質(zhì)和環(huán)境存在差異，使得試驗結果不具有通用性。

設計疲勞曲線的設計需要利用一個標準的疲勞曲線，標準中的設計疲勞曲線不是由試驗確定的原始曲線，而是考慮多種影響因素后，經(jīng)過修正適合工程應用的設計疲勞曲線。

設計疲勞曲線均考慮了平均應力的影響，因此只需考慮循環(huán)載荷所引起的應力，而無需考慮循環(huán)中不變化的任何載荷或溫度狀態(tài)所產(chǎn)生的應力，因為其產(chǎn)生平均應力，而平均應力的最大可能影響已包含在疲勞設計曲線中。

綜合以上分析考慮，使用Sa-N疲勞曲線方法對蜂窩夾套進行疲勞壽命計算和校核。計算工況下，夾套壓力始終保持1.0 MPa，內(nèi)筒體壓力從-0.1 MPa向8.0 MPa變化。因內(nèi)筒體的壓力變化包含了從外壓到內(nèi)壓過程，而且這種變化不是按照比例增加的，故疲勞分析計算必須先按照正壓和負壓分別進行，然后將2種計算結果相減作為整個分析計算的結果，進而找到最大應力強度點的位置，讀取最大應力強度幅值，最后利用Sa-N疲勞曲線計算循環(huán)次數(shù)。不同排列方式的短管蜂窩夾套二倍疲勞應力幅云圖見圖9。

圖9 不同短管排列方式的蜂窩夾套結構二倍疲勞應力幅云圖

分析圖9的疲勞應力幅云圖，可以得到短管蜂窩夾套的疲勞敏感點位置分布，見圖10。圖10中共有3個疲勞敏感點，分別是內(nèi)筒和短管焊腳內(nèi)處A、夾套內(nèi)側和短管焊腳處B以及夾套外側和短管焊腳處C，這些位置存在著較高應力峰值。

圖10 短管蜂窩夾套疲勞敏感點分布圖

3.2 勞壽命評定

利用有限元數(shù)值計算得到模型敏感點的最大應力強度幅值Salt，可以計算交變應力幅值修正值，之后進行修正，修正后的交變應力強幅為：

式中，E為計算疲勞曲線所對應彈性模量，Et為設計溫度下材料的彈性模量。使用JB 4732—1995(2005年確認)《鋼制壓力容器——分析設計標準》[15]附錄C中對應的曲線及表C中的數(shù)據(jù)計算允許循環(huán)次數(shù)。短管蜂窩夾套疲勞敏感點疲勞壽命評定結果見表5。

由表5可知，不同排列方式的短管蜂窩夾套結構疲勞壽命均能滿足要求，且疲勞壽命存在很大的裕量。

表5 短管蜂窩夾套疲勞敏感點疲勞壽命評定

4 結語

基于ANAYS有限元分析軟件，建立了短管蜂窩夾套結構模型，分析了短管排列方式改變對夾套靜應力和熱-機械耦合應力分布的影響，確定了夾套結構危險截面及其線性化分析路徑，提取了危險部位應力并進行應力強度評定。研究結果表明，三角形及正方形排列方式的短管蜂窩夾套結構的最大應力點均出現(xiàn)在內(nèi)筒體與短管連接處，2種短管蜂窩夾套結構內(nèi)筒體、外殼和短管最大應力值相差不大，三角形排列方式的短管蜂窩夾套結構總體應力略大，三角形排列方式的短管蜂窩夾套結構變形更小，所對應的剛度較好，危險部位強度及疲勞壽命均滿足要求。