廢潤滑油再生裝置減壓爐轉油線應力分析

王佳兵 徐義明 劉玉強

中國建筑南京醫藥化工設計研究院有限公司 南京 210005

轉油線在常減壓裝置中起著至關重要的作用。設計是否安全、可靠，對裝置的正常運行有著重要的影響。筆者利用管道應力計算軟件CAESAR II對某公司100kt/a廢潤滑油再生裝置減壓爐出口轉油線系統進行詳細的應力分析，得到較為滿意的結果。

1 設計參數

該裝置加工廢潤滑油，年產量為100kt/a，因此該減壓爐轉油線與一般煉油廠的轉油線稍有不同，主要表現為減壓爐只有一路進、出料，爐管出口口徑為DN250，通過兩次變徑，低速段口徑為DN500，接入減壓塔。設計參數見表1。

表1 轉油線設計參數

該轉油線另一個特點是在加熱爐出口處，需要接一根停工時用于清焦的燒焦線。正常生產工況下，該燒焦線處于常溫(工況1)；在燒焦工況下，該燒焦線的操作溫度為200℃，而此時轉油線的溫度為常溫(工況2)。設計參數見表2。

表2 燒焦線設計參數

2 模型的建立

2.1 靜力分析

在模型建立之前，需明確該轉油線靜力分析的任務。

(1)計算該轉油線的一次應力、二次應力，并使之滿足標準規范的要求。

(2)計算該轉油線對塔及加熱爐的作用力，并使之滿足規范的要求。

(3)計算管道對支吊架和土建結構的作用力，為支吊架和土建結構的設計提供依據。

(4)計算管道位移，防止位移過大造成支架脫落或管道碰撞，并為彈簧支吊架的選用提供依據。

2.2 建模要點

要完成上述任務，需正確隔離出力學分析體系，做出轉油線力學分析的模型，使解析結果不失真。其中最重要的是管線約束應按實際情況定義各個方位的自由度[2]。模型建立的要點如下。

2.2.1 轉油線與加熱爐接口處的描述

(1)圖中節點280是爐出口管在爐頂蓋上的穿出點，爐頂蓋在該處可開一個適當大的孔(孔的大小可根據計算的附加位移量確定)，爐管通過套管穿出孔，套管與爐管間為軟填料密封，且爐管通過筋板支撐在爐體上。因此，爐管在該點有正Y方向的約束，X、Z向間隙約束。

(2)圖中節點600和620是爐管下回彎點，其下端有一個懸浮的支托受固定在爐底的導向套管的約束，控制著爐管的擺動度。因此，爐管在該點有X、Z向間隙約束。

(3)圖中節點80和190是爐管上回彎點，該點被固定在爐壁上的掛鉤支撐著，有正Y向的約束。

2.2.2 彈簧支吊架的位置

參考同類裝置轉油線，分別在彎頭處(節點335)和在低速段靠近塔嘴位置(節點370)各設置了一個彈簧支架。

2.2.3 轉油線與塔接口處的描述

(1)節點380～節點390為轉油線與入塔管嘴的連接法蘭。

(2)管嘴未采用WRC柔性管嘴描述，這樣，得到的力更為保守。

2.2.4 塔的描述

(1)節點520為塔的中心點，其到節點400單元模擬為長度是塔半徑的無重量的剛性元件。

(2)節點520到節點530是入塔原料線中心至塔上部的封頭段。

(3)節點520點到510點是入塔原料線中心至塔下部的封頭段。

(4)510點到500為塔的裙座。

建立的模型見圖1。

圖1 轉油線應力計算簡圖

2.3 工況組合

在管道應力分析中，為了考察各種工況組合情況下的力、應力和位移及按照標準規范的要求進行應力及受力校核，須進行工況組合。該轉油線應力分析中，工況組合見表3。

表3 轉油線應力分析工況組合

注：W為管道自重(包括管道重、介質重、保溫重和剛性元件重);WW為充水后管道重(包括管道重、充水重、保溫重和剛性元件重);T1為工況1溫度;T2為工況2溫度;P1為工況1壓力;P2為工況2壓力;HP 為水壓試驗壓力;H為彈簧;CS為冷緊。

不難看出：L1、L2及L3為彈簧計算工況，L4為水壓試驗工況，L5為工況1操作狀態，L6為工況2操作工況，L7為工況1安裝工況，L8為工況2安裝工況，L11為工況1的純熱態工況，L12為工況2的純熱態工況。

由于冷緊在施工過程中，彈簧一直起剛性支撐的作用，故這里增加了L9和L10兩個工況(彈簧定位銷未拆除，彈簧支架視作剛性支架)，進行組合運算得到L13，用以考察此種方式下的二次應力。因為冷緊施工完后，管線還要放置幾個月才開車，如果此時二次應力很大，也是不合適的。

3 結果分析及解決方案

3.1 燒焦線的影響

計算初期，由于燒焦線缺乏柔性，計算結果顯示，節點310(三通處)，二次應力超過許用應力范圍。為此，與配管工程師商量，改變燒焦線管道的走向，且增加彈簧支架(節點310處)，提高其柔性(見圖1)。重新計算后，查看結果，一次應力、二次應力均滿足要求。

3.2 冷緊

計算初期，轉油線未設置冷緊。計算后，查看L5:W+T1+P1+H工況下的restraint，得到減壓塔管嘴的受力，見表4(F/N, M/(N·m)，下同)。

表4 減壓塔管嘴作用力和力矩(冷緊前)

為了改善其受力，考慮在減壓塔管口處設置冷緊。冷緊雖然對改善一次應力或二次應力的校核結果是沒有意義的，但它可以有效地減少操作狀態時管道對設備的作用力，同時可防止法蘭連接處受力過大而泄漏[1]。低速段水平管膨脹量約110mm, 冷緊有效系數取2/3，故冷緊量70mm。重新計算后，查看L5:W+T1+P1+H+CS工況下的restraint，結果見表5。

表5 減壓塔管嘴作用力和力矩(冷緊后)

可以發現FX、MZ大幅下降。經設備專業校核，管口受力滿足要求。

3.3 爐管出口蓋板開孔尺寸

添加冷緊后，通過計算發現，查看L7:W+P1+H+CS(SUS)及L9:W+P1+CS(SUS)工況下的restraint，發現節點280 的負X方向受力過大(該約束的存在，會限制冷緊的施工)。取消該約束后，得到在L7和L9工況下，該節點DX位移分別為-51mm和-54mm。造成該狀況的原因是爐管出口蓋板開孔時未考慮冷緊，負X方向的間隙僅為16mm。同時，計算結果顯示，冷緊后，在L5:W+T1+P1+H+CS工況下，即轉油線操作工況下，該點(節點280)的正X方向位移為53mm，而廠家給出的間隙為106mm，數值偏大。通過與加熱爐廠家及時有效地溝通，綜合考慮冷緊施工及熱量防散失，將出口爐管的活動板與套管間隙由-16mm/106mm改為-55mm/60mm。

3.4 加熱爐出口管嘴受力

加熱爐出口管嘴的力和力矩一直是加熱爐管線應力分析關注的重點，API-560為此還有專門的論述，并對力和力矩提出了具體的要求[3]。API-560的數據偏保守，不過可以作為參考。為了得到該受力，采用了內部約束。計算后，查看L5工況下節點295的restraint，結果見表6，部分值遠遠大于API-560所規定的數值。

表6 加熱爐出口管嘴作用力和力矩(調整前)

通過多方調試，終于找到問題的癥結。最后一根爐管底部導向管DX方向的間隙很小，為15mm。通過加大甚至取下該約束后，受力降了很多。該導向管的作用是防止爐管失穩。為此，在與加熱爐廠家進行深入溝通后，最終確定在不改變Z方向間隙的情況下(保證爐管不失穩)，加大負X方向的間隙至30mm, 正X方向的間隙至60mm。最終結果見表7。

表7 加熱爐出口管嘴作用力和力矩(調整后)

該數值返給加熱爐廠家，供其核算，且得到了廠家的認可。

4 結語

(1)轉油線的應力分析，較為復雜，尤其涉及到多工況、彈簧、冷緊共同存在的情況。正確建模后，須全面分析管線系統的工況，并在軟件中進行荷載工況的編輯，這樣，才能全面分析及評價管線。

(2)是否需要冷緊以及冷緊量的大小，都應通過具體的計算方能確定。

(3)在遇到相關問題時，如受力過大，應力無法通過，應仔細分析原因，找到問題的癥結，方能對癥下藥。

(4)應力分析工程師應提前介入重要管線的設計，并將計算結果返給相關專業，以免造成其返工，耽誤工期。

參 考 文 獻

1 唐永進.壓力管道應力分析[M].北京：中國石化出版社,2003：1,86.

2 尹繼杰.常壓爐轉油線設計應力分析[J].煉油技術,2002(1):35-38.

3 張德姜 王懷義 劉紹葉等.石油化工裝置工藝管道安裝設計手冊.(第一篇)[M].北京：中國石化出版社,2005:681.