基于ANSYS 的某空冷器管箱疲劳及棘轮分析

刘海刚, 剻震海

(1 嘉兴景焱智能装备技术有限公司上海分公司, 上海 200000;2 凯络文热能技术(江苏)有限公司, 江苏 常熟 215500)

近年来, 随着石油化工的迅速发展, 换热器承受交变压力载荷作用, 交变温度载荷作用, 以及压力和温度共同作用的应用越来越多, 换热器出现疲劳和棘轮失效的风险也越来越不容忽视。 某空冷器每两天运行1 次, 每次运行24 h, 设计寿命20 年,工作期间承受压力和热应力综合作用。 本文采用有限元分析软件ANSYS, 对空冷器管箱不同运行工况进行详细分析, 并采用ASME VIII-2 标准对换热器管箱进行疲劳和棘轮评定。

1 空冷器主要结构及载荷工况

1.1 主要结构

该空冷器主要包含三个管箱和200 根换热管, 为了使流体分布均匀, 其进口管箱和出口管箱均布置2 个接管, 中间管箱起折流作用, 仅设置排污口。 同时为了强化换热, 其换热管采用了翅片管结构, 换热器模型如图1 所示。 在运行时, 换热器承受压力和温度综合作用, 为了降低换热器沿轴向和横向的热应力, 仅对入口管箱一端设置固定螺栓连接, 另一端设置长圆孔, 使管箱可以自由膨胀, 同时对中间管箱和出口管箱均设置可以滑动的支撑。 由于入口管箱开孔尺寸最大, 温差也最大,因此入口管箱最容易发生破坏, 为了确保设计安全可靠, 需对入口管箱详细进行疲劳和棘轮分析。

图1 空冷器整体结构Fig.1 Whole model of air-cooler

1.2 载荷工况

该空冷器每两天运行1 次, 设计寿命20 年。 开机时, 入口管箱压力迅速从常压上升到2.6 MPa, 然后快速降低到1.6 MPa,再上升稳定至1.7 MPa, 这个过程在极短的时间内完成。 之后设备将稳定在1.7 MPa, 直至24 h 设备关机, 压力降为常压,完成一个循环。 空冷器压力曲线如图2 所示。

图2 空冷器压力曲线Fig.2 Pressure curve of air-cooler

空冷器运行前4 h, 温度缓慢由39 ℃预热至232 ℃, 之后12 h 一直维持232 ℃恒温运行, 其后2 h, 温度逐步降低至39 ℃,并一直保持39 ℃, 一直到设备关机, 完成一个循环, 其运行时的温度曲线如图3 所示。

图3 空冷器温度曲线Fig.3 Temperature curve of air-cooler

由以上压力和温度曲线可以看出, 整个寿命周期内, 换热器存在周期性的压力波动和温度波动, 由于设计寿命周期内要求循环次数达到3650 次(每两天循环1 次, 设计寿命20 年),因此, 该设备无法免除疲劳分析[1]。 同时空气换热器稳定运行期间, 其压力保持恒定1.7 MPa, 而其温度将发生波动, 因此在交变热应力作用下, 设备可能由于棘轮效应[2-4]发生破坏。

除了自身的压力和温度载荷外, 由于整个换热系统受到温度载荷作用, 换热器各管口将受到周期性的接管载荷。 对于换热器入口管箱, 其接管承受接管载荷L 作用, 载荷大小如下表1所示。

表1 接管载荷Table 1 Nozzle load

2 前管箱有限元分析

整个换热器运行过程中, 由于前管箱接管开孔最大, 温度梯度最大, 所受的外部接管载荷也最大, 其运行工况最为恶劣, 因此选取前管箱进行分析(若前管箱疲劳和棘轮校核合格,则其余管箱也合格)。

2.1 工况分解

有限元分析中, 根据ASME VIII-2 Part 5 Ed 2019 规定, 首先将各载荷分工况单独分析, 然后采用线性叠加方式组合评定结果。 根据ASME VIII-2 Part 5.5.3.2 之规定, 该换热器疲劳分析可分解为两个完整循环, 疲劳循环1 为温度恒定, 压力由停机时的0 MPa 升高至最高2.6 MPa; 疲劳循环2 为压力恒定,温度由39 ℃升高至232 ℃, 由于疲劳评定时, 应力幅是由两交变工况相减取平均值, 因此恒定载荷在循环周期中对疲劳没有影响。 因此对于疲劳分析可简化如下:

疲劳循环1: 考虑压力P 作用, 管箱承受0 ~2.6 MPa 压力交变应力幅(P);

疲劳循环2: 考虑温度T 作用, 以及由温度产生的接管力L 作用下, 管箱承受39 ~232 ℃温度交变应力幅(T+L)(忽略此过程中的恒定压力1.7 MPa)。

对于棘轮效应的评定, 根据 ASME VIII-2 Part 5.5.6.1 之规定, 棘轮效应需同时考虑压力及温度的综合作用(P+T+L)。

2.2 力学模型

空冷器前管箱力学模型包含管箱外壳、 接管、 管板及一小段换热管结构, 由于中间隔板对管箱的支撑作用不能忽视, 因此隔板也必须考虑。 同时由于接管长度、 法兰结构对有限元分析结果有较大影响[5-6], 因此须严格按照实际结构建立接管模型, 并将其法兰一并建立, 空冷器前管箱力学模型如图4 所示。

图4 前管箱力学模型Fig.4 Mechanical model of front tube box

2.3 材料属性

管箱材料主要为Q345R, 法兰材料为16Mn, 换热管和接管材料为10 号钢, 材料属性选自 ASME BPVC Section II Part D 2019, 本次分析使用的材料如表2 所示。

表2 材料属性Table 2 Material sproperties

2.4 网格划分

采用六面体高阶结构单元对模型进行网格划分, 为确保计算精度, 壁厚方向至少划分3 层网格, 同时在倒角等局部不连续区域网格进行加密。 最终模型包含节点588246 个, 单元510000 个, 如图 5 所示。

图5 有限元模型Fig.5 Meshing model

2.5 载荷施加

根据前文2.1 可知, 整个分析分解为两个温度工况(39 ℃和232 ℃), 两个压力工况(分别为1.7 MPa 和2.6 MPa), 一个外部接管力工况。 为了降低整个空冷器的热应力, 入口管箱采用一侧螺栓全约束, 另一侧释放管箱轴向自由度的方式安装, 因此在约束时也将管箱一端螺栓处进行固定约束, 另一端释放管箱轴向自由度。 其中对于温度工况, 对流换热系数及相应参考温度由工艺提供, 采用直接耦合方式获得热应力, 接管端面力由以下公式计算获得。

其中: Pe——等效端面力, N

P——内压, MPa

Do——接管外径, mm

Di——接管内径, mm

2.6 计算结果

经求解, 以上各工况Von-mises 应力云图如图6~图10 所示,疲劳和棘轮评定将根据标准要求, 对这些计算结果进行组合。

图6 39 ℃应力云图Fig.6 39 ℃ Von-mises Stresscontour

图7 232 ℃应力云图Fig.7 232 ℃ Von-mises Stresscontour

图8 1.7 MPa 应力云图Fig.8 1.7 MPa Von-mises Stresscontour

图9 2.6 MPa 应力云图Fig.9 2.6 MPa Von-mises Stresscontour

图10 接管载荷应力云图Fig.10 Nozzle load condition Von-mises Stresscontour

3 疲劳评定

管箱允许疲劳应力最大值按照设计寿命确定, 设备设计寿命20 年, 每两天循环一次, 总共循环次数3650 次。 根据设备工作状态, 两种循环工况被考虑参与疲劳评价, 因此采用累积疲劳损伤的方法对设备疲劳寿命进行评定, 方法如下:

循环工况1: 压力循环工况, 即压力从0 MPa 升至2.6 MPa,总循环次数3650 次, 定义为n1;

循环工况2: 温度循环工况, 即温度从39 ℃升至232 ℃,总循环次数3650 次, 定义为n2;

假设N1 为压力载荷工况允许最大疲劳循环次数, N2 为温度载荷工况允许最大疲劳循环次数, 则累积疲劳损伤系数如下式所示:

根据Miner 线性疲劳叠加理论, 当疲劳损伤系数D<1 时,代表设备疲劳寿命合格。

根据2.5 计算结果, 将工况进行组合, 具体疲劳评价过程如下所示:

循环工况1: 组合工况为(2.6 MPa 工况-0 MPa 工况)/2,用于评定的应力幅如下式:

根据管箱具体制作条件, 疲劳系数Kf 取1.2, EFC表示常规状态材料弹性模量195GPa, ET表示实际工况材料弹性模量201.25 GPa。

参照标准ASME VIII-2 表Table 3-F.1 可得, 设备许用疲劳循环次数N1=1000000 次。

循环工况2: 组合工况为(232 ℃工况+接管载荷工况-39 ℃工况)/2, 用于评定的应力幅如下式:

根据管箱具体制作条件, 疲劳系数Kf 取1.2, EFC表示常温状态材料弹性模量, 取195 GPa, ET表示实际工况温度下材料弹性模量195.68 GPa。

参照标准ASME VIII-2 表Table 3-F.1 可得, 设备许用疲劳循环次数N2=1000000 次。

由以上计算可知, 其总体累计损伤系数为:

即前管箱满足设计疲劳寿命要求。

4 棘轮评定

根据ASME VIII-2 Part 5.5.6.1 要求, 棘轮校核主要评定总体应力幅ΔSn,k, 总体应力幅包含薄膜应力, 弯曲应力和二次应力, 即为PL+Pb+Q(即将2.6 中压力1.7MPa 工况、 温度39 ℃工况、 232 ℃工况以及接管载荷工况计算结果进行组合), 其值必须小于Sps, Sps=max[3S, 2Sy], 此处 S 代表材料许用应力,Sy 代表材料屈服强度。

前管箱棘轮评定线性化路径位置如图11 所示, 评定结果如表3 所示。

图11 ΔSn,k 应力线性化路径Fig.11 Stress linearization path for ΔSn,k

表3 棘轮评定Table 3 Ratchet evaluation

由表3 可以看出, 空冷器前管箱满足棘轮要求。

5 结 论

通过对空冷器前管箱不同操作工况进行有限元分析, 并且根据标准对疲劳和棘轮进行评定, 评定结果表明前管箱满足设计要求。 由于前管箱运行工况最为苛刻, 因此该空冷器出口管箱和中间管箱均满足疲劳和棘轮要求。