復雜載荷作用下帶夾套管箱的靜強度和疲勞強度分析

蘇文獻， 馬嫄情， 劉海剛

（上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093）

某排放氣冷卻器采用帶有夾套的管箱結構，管箱夾套中的冷卻水完成冷卻后，再進入殼程.操作工況下，工作溫度和工作壓力隨時間而變化（夾套的工況和殼程一樣）.本文運用有限元分析軟件ANSYS模擬管箱的實際結構，施加管箱的實際載荷和邊界條件.根據設計參數，排放氣冷卻器的上管箱在操作工況下是最危險的.在設計壽命期內，溫度和壓力波動共計循環40 000次，按文獻［1］中第3.10條的規定無法免除疲勞分析.因此，采用有限元法對其進行了操作工況下結構應力強度和疲勞分析.

1 結構分析和力學模型

根據文獻［2］，管箱接管與夾套的連接形式可以有3種：a.全封閉結構.該結構簡單、傳熱充分，但對焊接質量和開孔精度要求較高，不容易發現接管與管箱筒體連接處的泄漏，且由于筒體接管和夾套的材料不同，在溫差載荷作用下，在其連接處容易產生較大的熱應力，不適合溫度波動的設備；b.套管結構.制造方便，便于焊縫檢查，套管與夾套筒體間采用全焊透角焊縫，焊縫不連續，有形狀突變，套管與夾套筒體接觸區域應力較大，不適合需要考慮疲勞的設備；c.采用翻邊結構形式.該結構克服了前兩種結構的不足，雖制造難度有所提高，但受力情況較好，應力較小，適合于需要做疲勞分析的設備.其具體連接形式見圖1，這里采用第三種結構.

圖1 夾套與箱體的連接形式Fig.1 Connection forms of jacket and channel

換熱器管箱的設計相關參數及主要幾何尺寸見表1，管箱結構見圖2，溫度T、壓力p循環波動示意圖見圖3.各部件材料特性如表2、表3（見下頁）所示.

表1 相關設計參數及主要幾何尺寸Tab.1 Base design data

1.1 考慮載荷和工況

排放氣冷卻器上管箱操作時受到管程壓力、夾套壓力和溫度載荷等的作用［3］.本文只考慮操作工況下應力組合較大的最危險的兩種工況：a.殼程操作內壓為0.4MPa，介質溫度7.8℃，管程操作壓力為－0.1MPa，介質溫度31.4℃；b.殼程操作內壓0.6MPa，介質溫度170℃，管程操作壓力為－0.1 MPa，介質溫度170℃.

圖2 管箱結構簡圖Fig.2 Structure of channel

圖3 正常工作時溫度和壓力波動示意圖Fig.3 Temperature and pressure through exchanging cycle

表2 各部件材料在不同溫度下的有關性能Tab.2 Material properties at different temperatures

表3 各部件材料在不同工況下的有關性能Tab.3 Material properties at different cases

1.2 計算模型的建立及有限網格的劃分

根據管箱的結構和載荷無對稱的特點，計算模型取全模型，采用有效厚度建模，其部件包括保溫層、夾套、內筒體、隔板和接管，如圖4所示.位移邊界條件，約束法蘭下端面墊片壓緊力作用中心圓上所有節點的環向位移和軸向位移［4－5］.

圖4 管箱結構實體模型Fig.4 Solid model of channel

2 結構靜強度分析

2.1 載荷分析

重力載荷對換熱器管箱的應力影響較小，忽略不計，只考慮管程壓力、夾套壓力和溫度載荷（通過三維有限元分析，求得）［6－8］.

2.2 結構分析的邊界條件

結構分析時的計算模型由結構溫度場分析模型直接轉換成結構強度分析模型［7］；約束法蘭下端面墊片壓緊力作用中心圓上所有節點的環向位移和軸向位移.接管端面施加軸向平衡面載荷計算式［9］為

式中，di、do為接管的內徑和外徑，mm.設備法蘭上的螺栓載荷計算式［9］為

式中，F為在操作工況下的的螺栓載荷，N；Ro為法蘭上各螺栓組成圓的外半徑，即螺栓所在中心圓的半徑與螺栓半徑之和，mm；Ri為法蘭上各螺栓組成圓的內半徑，即螺栓所在中心圓的半徑與螺栓半徑之差，mm.

2.3 結構有限元分析

工況1 殼程、夾套：0.4MPa，7.8℃；管程：－0.1MPa，31.4℃

殼程內壁受殼程壓力0.40MPa，管程內施加外壓－0.1MPa，作用在螺栓內外徑所圍成的圓環面上的當量壓力26.35MPa，接管端面分別施加相應的軸向平衡面載荷，大接管上施加接管力FX＝－26 604N、FY＝115 936N、FZ＝－71646N、力矩MX＝－711 038MN·m、MY＝187 821MN·m、MZ＝－39 906MN·m.通過三維有限元應力分析求得工況1的管箱應力分布，其最大應力點在筒體與大接管連接處，為339.374MPa，其應力線性化路徑如圖5所示.

圖5 應力線性化路徑選取示意圖Fig.5 Defined paths for linearized stress

工況2 殼程、夾套：0.6MPa，170℃；管程：－0.1MPa，170℃.

工況2中管箱夾套內壁受壓0.60MPa，管程內施加外壓－0.1MPa，作用在螺栓內外徑所圍成的圓環面上的當量壓力26.35MPa，接管端面分別施加相應的軸向平衡面載荷，大接管上施加接管力FX＝－26 604N、FY＝115 936N、FZ＝－71 646N、MX＝－711 038MN·m、MY＝187 821MN·m、MZ＝－39 906MN·m.通過三維有限元應力分析求得工況2的管箱應力分布，其最大應力點在筒體與大接管連接處，為356.624MPa，其應力線性化路徑如圖6所示.

圖6 應力線性化路徑選取示意圖Fig.6 Defined paths for linearized stress

3 應力分類和強度評定

通過對操作工況下兩種不同工況的計算分析，并對兩種工況的不同部位進行應力評定.根據文獻［2］，對上面的模型進行強度評定，這里重點評定在操作工況下的一次應力加二次應力的應力強度.兩種工況下，載荷組合系數K＝1，一次應力加二次應力強度許用極限為3 KSm.工況1條件下，按路徑1、路徑2、路徑3、路徑4評定的應力強度值分別為314.4，266.4，289.5，263.5MPa，均小于許用極限401.1MPa；同理工況2條件下，按路徑評定的應力強度值均小于許用極限，結果表明結構靜強度滿足要求.

4 疲勞強度分析

疲勞強度是在操作工況及溫差應力作用下進行評定的，是以應力幅值為依據.得到了應力范圍.應力范圍S的一半，即為應力強度幅值Salt，然后按常溫下的彈性模量和設計溫度下的彈性模量的比值乘上應力強度幅值進行修正，得到修正后的應力幅值Sa.用修正后的應力幅值，查相應疲勞曲線，查出許用的疲勞次數N.然后計算累積使用系數U，如果累積使用系數小于1，則疲勞分析通過；如果不滿足，修改結構，重新計算，直到滿足要求為止［2］.

從溫度波動曲線圖中可以看出，一個周期內殼程的溫度存在1個循環，即7.8～170℃，管程的溫度存在1個循環，即31.4～170℃.這里，為了便于分析，將殼程、管程的溫度循環簡化為0～170℃，結果是偏于安全的.

從壓力波動曲線圖中可以看出，一個周期中殼程的壓力存在2個循環，即0～0.4MPa和0～0.6MPa.

分析考慮：a.溫度在0～170℃和壓力在0～0.6 MPa循環.b.僅僅壓力在0～0.4MPa循環.其循環次數各為40 000次.查相應疲勞曲線，分別得到兩種循環下許用的疲勞次數，求出各自循環的使用系數Ui（i＝1、2），然后計算累積使用系數，進行分析.

應力波動的上限從分析中可以得出，而應力波動的下限很難確切求取，現將下限取0，其結果是偏于安全的.由于上管箱是由碳鋼和不銹鋼組成的，分別求出碳鋼和不銹鋼的應力波動范圍，對碳鋼和不銹鋼分別進行疲勞評定.溫度在0～170℃和壓力在0～0.6MPa下循環時的應力分布云圖見圖7（見下頁），壓力在0～0.4MPa循環時的應力云圖見圖8（見下頁），評定結果見表4（見下頁）.

5 結 論

對操作工況下管箱兩種不同工況進行了有限元分析、強度和疲勞評定，評定結果表明管箱及與管箱連接部位應力滿足強度要求.

圖7 溫度在0～170℃和壓力在0～0.6MPa循環時的應力云圖Fig.7 Result of stress analysis temperature cycle 0～170℃and pressure cycle 0～0.6MPa

圖8 壓力在0～0.4MPa循環時的應力云圖Fig.8 Result of stress analysis pressure cycle 0～0.4MPa

表4 疲勞評定Tab.4 Result of fatigue assessment

［1］ 全國鍋爐壓力容器標準化技術委員會.JB 4732—1995，鋼制壓力容器—分析設計標準［S］.北京：新華出版社，2007.

［2］ 中華人民共和國化學工業部.HG－T20569—94，機械攪拌設備［S］.北京：新華出版社，1995.

［3］ 國家質量技術監督局.GB 151—1999，管殼式換熱器［S］.北京：中國標準出版社，1999.

［4］ 黃金國，李永泰.合成回路蒸汽發生器的有限元分析［J］.壓力容器，2008，25（3）：27－33.

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［7］ 馬文勇，梁基照.高溫高壓作用下反應器殼體強度的有限元分析［J］.化工機械，2010，37（4）：447－449.

［8］ 謝志剛，陳小芹，譚志洪.考慮溫度影響的平蓋加筋封頭結構應力強度分析［J］.化工裝備技術，2007，28（6）：22－26.

［9］ 全國壓力容器標準化技術委員會.GB 150—1998，鋼制壓力容器［S］.北京：中國標準出版社，1998.