薛英喜 王铎
摘要:本文对油水换热器主要设备再热器进行实体建模,使用ANSYS有限元软件进行应力分析和疲劳分析,通过分析结果来判定设备在承受交变载荷下是否在其寿命期限内发生应力失效及疲劳破坏。
关键词:再热器;应力分析;疲劳评定
1 概况
油水换热器频繁的间歇操作、长期在不定负荷(热、压力)下运行容易产生应力失效和疲劳破坏,故需要对光热项目油水换热器设备再热器进行应力分析和疲劳分析以保证承受交变载荷的设备不致在其寿命期限内发生应力失效及疲劳破坏。
2 建模
2.1 有限元模型
再热器有限元模型如图1所示。管板、接管及管箱法兰的材料为SA266 M Gr.2N,管箱筒体、壳程筒体、弯头及支座的材料为SA516 M Gr.485N。管板采用等效多孔板代替。依据等效原则求得壳侧筒体等效密度28044 kg/m3,管板等效密度5272kg/m3。管板等效弹性模量E*= 0.4872E(E为管板材料弹性模量),等效泊松比n*=0.316。
2.2 边界条件
再热器壳侧压力1.6MPa,管侧压力1.71MPa。应力计算需以设备的温度场作为温度载荷,故先通过换热求得设备的温度分布情况。筒体外壁面绝热,经热力计算程序求得,管箱侧内壁面换热系数为791.88W/㎡·K,壳体侧内壁面换热系数为1463.19W/㎡·K。循環运行模式为:日常操作条件下,启停次数分别为10000次,温度为160℃/392℃;设备断电条件下,启停次数分别为2700次,温度为65℃/392℃,年度维修条件下,启停次数分别为25次,温度为4℃/393℃。操作工况下的温度载荷条件为:壳侧油进出口温度为393℃/245.3℃,管侧水(蒸汽)进出口温度为204.6℃/383℃。
3 计算结果分析
3.1 再热器应力分布
利用ANSYS软件进行计算,得到再热器应力分布,见图2。最大应力出现在油进口与筒体连接处,大小为342.48MPa。
3.2 应力评定
应力评定按照ASME 锅炉及压力容器规范第Ⅷ卷第二册5.2.2 节进行。
[JP2]运行工况评定应符合以下条件:PL+Pb+Q≤Sps,PL+Pb+Q+F≤Sa;[JP]
[JP2]设计工况评定应符合以下条件:Pm≤S,PL≤SpL,PL+Pb≤SpL,Pm+Pb+Q≤3S。[JP]
式中,Pm为一次总体薄膜应力,PL为一次局部薄膜应力,Pb为一次弯曲应力,Q为二次应力, F为峰值应力,Sa 为由疲劳曲线所得的交变应力,Sps为在正常操作情况下最高和最低温度时材料许用应力平均值的三倍,SpL为许用应力的1.5倍,S为许用应力。现选取三个路径进行应力评定,路径见图3,评定结果表1。
从表中可以看出评定结果中应力利用系数均小于1.0,全部通过评定,最大应力利用系数为0.9099,出现在设计工况C10路径上。
3.3 疲劳评定
依据ASME 锅炉及压力容器规范第Ⅷ卷第二册3.15 节对蒸发器进行疲劳评定。只要累计疲劳损伤系数不大于1.0 则可预计不会发生低周疲劳破损。本文只对那些可能产生较大累积损伤系数的点即蒸汽进口,蒸汽出口,油进口,油出口进行评定。
交变应力循环幅为在一个循环工况下评定部位节点最大应力和最小应力差值的一半。为方便计算,取初始状态和设备断电工况下的工作压力为0,偏于安全,交变应力幅的大小都为正常运行状态下该节点应力的一半。各节点累积疲劳损失系数见表2。
从表2可以看出,再热器主要部位的累积疲劳损失系数皆小于ASME VIII 第二册 5.5.3中式5.38所要求的数值1,故再热器在设计循环次数内不会发生低周疲劳破坏。
4 结论
本文通过有限元计算,得到了再热器的应力分布,根据相关标准得到应力评定及疲劳评定,结果表明再热器的最大应力利用系数出现大弯头内部壁面,最大值为0.9099,小于1.0,评定通过;最大疲劳累积损伤系数出现在油进口外壁面倒角处,最大值为0.2956,小于1.0,故在设计循环次数内,蒸发器不会发生低周疲劳破坏。