炼化汽包的热应力及强度分析

陈孙艺

（茂名重力石化装备股份公司，广东 茂名 525024）

锅炉中的汽水分离器独立于炉胆时，原来的这段锅筒也就通常称为汽包。余热锅炉设计中存在按锅炉标准或压力容器标准两条技术路径的选择问题，按锅炉标准设计时除了考虑内压引起的应力外，还需要考虑温度载荷引起的热应力。长期实践中，汽包无法正常运行的因素各种各样，热疲劳开裂是其中常见的失效方式[1-2]，在设计中对各种复杂的热应力考虑不周是其主要原因。现在又面临工程现实的三个新因素，一方面是随着政府安全监察工作的改革，一些原来只从事锅炉或只从事压力容器设计制造业务的企业陆续取得资质，开展压力容器或者锅炉汽包的相关业务，相对地说，原来只从事压力容器业务的企业要熟悉锅炉业务需投入更多的资源，其中就包括汽包的设计，选择不同的技术路径对常见的失效方式是否会带来不同的影响，是值得探讨的问题。另一方面，石油化工的锅炉因为其大多数具有生产工艺不可缺少的特点，从而被判别是属于压力容器范畴的余热锅炉，其汽包结构往往各具有独特个性，需要过细的技术支持。最后，随着我国电网容量扩大，电负荷峰谷差也随之增大，且可再生能源发电并网后火电机组必须参与调峰运行，频繁变负荷甚至启停致使汽包承受交变应力作用[3]。在新的现实和工程背景下，不同行业的锅炉及其汽包的运行状态各有明显的差异，对汽包应力状态的全面分析和认识是必要的，这里结合石油化工中的汽包案例就其中的应力计算进行技术分析。

1 炼化装置锅炉汽包的技术路径

1）锅炉与压力容器标准。这里所指的按压力容器设计制造通常也就是按 GB/T 150.3—2011[4]设计制造，国外常见的相应标准是 ASME Section ⅧDiv.1[5]。特别工况的标准则是JB 4732—1995（2005年确认）[6]，国外常见的相应标准是ASME Section ⅧDiv.2[7]。按锅炉设计制造通常也就是按 GB/T 16507.1-8—2013《水管锅炉》和GB/T 16508.1-8—2013《锅壳锅炉》设计制造，国外常见的相应标准是ASME Section Ⅰ[8]和 ASME Section Ⅳ[9]。

2）汽包的技术标准。锅炉受压元件寿命的计算一直是锅炉设计中的难点，锅炉汽包作为锅炉的主要受压元件，它的设计寿命将直接影响锅炉的寿命。汽包的技术标准应该随其锅炉设计的技术标准，但是锅炉设计的一种技术标准不应排除另一标准中更严格的技术要求，汽包的技术标准在所跟随锅炉标准的基础上，可以根据工况的特点增加技术要求。各种锅炉工况的客观复杂性所引起汽包等主要受压元件的复杂应力，不应该受到人为分类的限制。特别是工程中影响锅炉汽包低周疲劳寿命因素很多，一般的设计只考虑轮廓性的概念，缺乏全面深入的认识[10]。

2 汽包的应力分析

汽包工况的复杂性，国内外学诸多者通过有限元方法对其局部或者整体模型进行了各种应力分析，但是这种技术难以被普通技术人员掌握，且工作量较大。为了探讨基于标准和专著中相关公式的应力计算方法，便于推广应用，以表1所列参数为例对某转化炉汽包按压力容器标准设计，同时假设其存在动力锅炉的低周疲劳工况，也按锅炉标准对其各种应力进行计算。

表1 汽包设计参数

2.1 内压作用下汽包筒体的应力

按 GB/T 150.3—2011标准，汽包筒体环（周）向应力为：

式中：pc为压力；Di为汽包筒体的内径；δe为汽包筒体的有效壁厚。

轴向应力为：

径（法）向应力从内表面的4.2 MPa降到外表面的0 MPa。

2.2 内压作用下汽包开孔处的应力

按GB/T 16507.4—2013在规范性附录A关于锅炉锅筒低周疲劳寿命计算中，对图1中因被确认为较大开口而被判断为疲劳考核的 A点，内压作用下锅筒该点应力应考虑环（周）向应力集中系数K1n=2.5、法向应力集中系数 K1r=0.5，选取计算压力等于设计压力，有效壁厚=46.75mm，则轴向应力集中系数则A点的环（周）向 应 力=207.5 MPa， 轴 向 应 力==－2.12 MPa，径（法）向应力从内表面的2.10 MPa降到外表面的0 MPa。

如果锅炉接管不是图1的凸缘形式，而是接管插入壳体的形式，则其环（周）向应力集中系数、轴向应力集中系数完全与按JB 4732—1995在规范性附录C关于以疲劳分析为基础的设计条款C.8.2中给出的用于圆筒体接管内角纵向平面的应力指数相同，法向应力集中系数略小于法向应力指数但是基本接近，即环（周）向应力指数 Ktn=3.1、轴向应力指数 Ktz=－0.2、法向应力指数Ktr=－2δ/D≈－0.06，则A点的环（周）向应力轴向应力径（法）向应力从内表面的－2.52 MPa降到外表面的0 MPa

2.3 汽包壳壁径向温差引起的热应力

锅炉汽包外表一般地说都有良好的绝热保温层，因此并不是所有高温汽包在运行中都存在很大的径向温差及其热应力，具体视绝热保温层而定。表1案例中内外壁温差估算值为[2]：

式中：K为保温系数，按入孔无保温考虑，取K=1.1；ω 为降温速率，ω=100 ℃/h； δ=δn=50 mm；Rn为封头内弯曲半径，Rn=R=900 mm；a为热扩散率，a= 0.055 m2/h。

汽包径向温差引起的热应力参照厚壁圆筒径向稳定传热时筒壁上的径向热应力、环（周）向热应力、轴向热应力公式计算，分别为[11]：

式中：E为材料高温度下的弹性模量，E=1.87×105MPa；α为材料高温度下的线膨胀系数，℃－1，根据设计温度查GB 150.2—2011中的表B.13、B.14，取α=1.255×10－5℃－1；Δt是圆筒内外壁径向温差，℃；μ为筒体材料的波松系数，取0.3；β为按名义厚度确定的外径与内径的比值，β≈1.056。一般来说，内外壁温差引起的热应力较小，可视其壁厚温差为0，不考虑由此引起的热应力。

2.4 汽包壳壁轴向温差引起的热应力

轴向温差会引起径向变形不协调的热应力。文献[1]指出，汽包因长度方向的温度不均匀而存在轴向温差，如果汽包因结构障碍无法自由膨胀，则应计算其轴向温差热应力。

因汽包主体可在轴向和径向自由膨胀，故可以略去纵向温差的影响。文献[12]推荐了由苏联或日本学者分别报道的同一成果，圆筒体或管子中长度为ΔH的局部一段存在按直线分布从t2降到t1的温度变化时，在圆筒体或管子的高温边界t2处引起轴向应力的计算式。笔者曾应用于其他案例分析，该轴向应力确实很小。

2.5 汽包壳壁环（周）向温差引起的热应力

与压力容器相比，锅炉开停车过程以及复杂的调峰过程所导致温度梯度的变化会增加汽包结构材料发生疲劳的概率。汽包停车过程温度分布特点是卧式筒体的上下部之间存在如图2所示的温度“突变”，而上部区域内的环（周）向温差不大，下部区域内的环（周）向温差也不大，且上下部之间的温差只发生在停车过程，不出现在运行过程。

锅炉标准没有对该环（周）向应力的计算给出具体的指引及公式，文献[1-2]针对电站锅炉汽包壁温度变化引起的热应力进行了分析，汽包上下壁温差引起的热应力主要是轴向应力，切向和径向应力与之相比约低一个数量级，故可以忽略不计。汽包上部壁温高，金属膨胀最大，下部壁温低，金属膨胀量相对较小，这样就造成汽包上部金属膨胀受到限制而产生压缩应力，下部金属产生拉伸应力。热应力与温差成正比，汽包上下壁温差越大，产生的热应力越大。

文献[1]采用简化的计算式为：

式中：Δθ为汽包上、下侧平均壁温差，这里Δθ=ΔT=40 ℃，其他参数同前，则σ=46.937 MPa。

文献[2]以茂名热电厂 3 号炉汽包为例进行热应力计算，根据实测，锅炉熄火后Δθ可达50 ℃，由上下壁温差引起的轴向热应力是环（周）向角的函数，当环（周）向角约为40°时，轴向应力最大，为34.91 MPa。

2.6 汽包接管处的径向温差引起的热应力

GB/T 16507.4—2013在规范性附录A指出，调峰负荷机组的锅炉汽包应进行低周疲劳寿命计算，基本负荷机组的锅炉汽包可不进行低周疲劳寿命计算。对图 2中因被确认为较大开口而被判断为疲劳考核点 A的径向温差热应力计算式中使用了由外径与内径的比值进行复杂计算的结构系数Cf，在计算径向温差时也使用了由外径与内径的比值进行复杂计算的结构系数Ct，这两个系数都反映了结构对热应力的影响。

径向温差 Δt1引起的环向热应力 σnt1为：

式中：K2n是径向温差引起的环向热应力集中系数，标准推荐K2n=1.6。

对于图2，标准推荐径向温差引起的轴向热应力集中系数K2z=1.6，则径向温差Δt1引起的轴向热应力σzt1：

径向温差Δt1引起的法向热应力 σrt1=0。

2.7 汽包接管处的环(周)向温差引起的热应力

GB/T 16507.4—2013推荐一般情况下，谷值应力计算时Δtmax可取 40 ℃，峰值应力计算时Δtmax可取10 ℃。最大环（周）向外壁温差Δtmax引起的环向热应力 σnt2为：

式中：K3n是环（周）向温差引起的环向热应力集中系数，标准推荐K3n=-1。

对于图2，标准推荐的环（周）向温差引起的轴向热应力集中系数K3z=-1，则最大环（周）向外壁温差 Δtmax引起的轴向热应力 σzt2为：

最大环（周）向外壁温差Δtmax引起的法向热应力 σrt2=0。

3 汽包安装结构温差引起的热应力

文献[13]较早探讨了转化气废热锅炉汽包安装热应力如何消除的问题，近30年来，汽包结构及其安装方式发生了显著变化。

1）超静定温差热应力。对于超静定关系结构的汽包，文献[14]以炼油制硫装置中的余热锅炉为例，利用ANSYS有限元分析软件对余热锅炉整体模型进行了分析设计，得到应力集中局部结构为上升管、下降管与锅体、汽包连接部位内部，通过局部结构细化得到应力云图及应力结果。比较表明，去除汽包与锅体之间的鞍座结构以及上升管、下降管的补强圈后，制硫余热锅炉的结构更加合理。这实际上就是降低了由鞍座和补强圈的约束引起的热应力，因此汽包接管材料常取16Mn锻件，采用壁厚与壳壁相适应的厚壁管补强。

根据图3的局部结构而简化为图4模型，如果固定安装的鞍座没有保温，高H=550 mm的下降管都有良好的外保温，致其管壁温度达到Δth=242 ℃。其中下降管受到轴向压应力，鞍座受到沿上下方向的拉应力，分别如图4中的箭头所示，鞍座与离其最近距离为300 mm的下降管之间需要相互协调的热膨胀位移ΔH=αΔthH≈1.67 mm， 需 要 相 互 协 调 的 热 应 力下降管的轴向压应力会以集中力的形式传递至汽包底部，并垂直于壳壁，使其附近壳体内壁受拉，外壁受压。鞍座受到垂直上下的拉应力，该拉应力传递至其底板的地脚螺栓，即便分担上式应力的一半，也达283.97 MPa，不容忽视。

2）筒体弯曲应力。壳壁环（周）向温差除直接在圆筒体引起热应力外，还会引起沿轴向的弯曲变形，弯曲变形受到诸多上升管、下降管的限制而间接引起另外的热应力。在卧式容器的设计计算过程中，存在某些特殊的操作工况，其水平方向如果受到较大的惯性力，从而导致地脚螺栓无法通过校核，通常增加地脚螺栓的数量来减小其所承受的拉应力，这种对策不一定有利于热变形的协调。文献[15]介绍了鞍式支座多个地脚螺栓的拉应力校核方法。

4 汽包组合总应力

分别按压力容器和锅炉两种技术路径汇总上述各项应力于表2。

表2 汽包应力汇总 MPa

分析表2，汽包壳壁按锅炉标准及其业内经验计算的轴向应力明显大于按压力容器标准计算的轴向应力，是由于前者考虑了壳壁环（周）向温差引起的热应力。汽包接管按锅炉标准计算的环（周）向应力则小于按压力容器标准计算的环（周）向应力，是由于后者考虑了内压下较大的应力指数。汽包材料Q345R在设计温度下的许用应力为145 MPa，接管材料16Mn在设计温度下的许用应力为135 MPa。总的来说，该案例中汽包各项总应力未达到各自的应力许可限度，汽包接管内角处按压力容器标准计算的总应力略高一些，强度校核也就更保守一些，因此该汽包可以不按锅炉标准设计。

文献[3]根据大连某电厂汽包实际结构尺寸建立了汽包完整的有限元模型，发现周向温差热应力的理论解要比ANSYS解大得多。汽包各项应力中，周向温差热应力大约为径向温差热应力的 1/7，是机械应力的1/34。应综合内压、径向、周向温差的大小，来限制锅炉的启停速度。

最后，TSG G0001—2012[16]的1.5(2)条指出，境内制造在境外使用的锅炉按照合同双方约定的技术法规、标准和管理要求执行。

5 结论

1）关于炼化装置利用高温烟气的锅炉，考虑作为过程装置不可缺少的工艺设备，应按压力容器设计制造。对于低温烟气的锅炉，可能其撤出后对装置影响不大，但是考虑其也是工艺过程设备，以烟气余热利用是其主要目的，该锅炉倾向于参照高温烟气工况的质量技术来设计制造。执行的是压力容器标准，按当前操作规范控制锅炉的开停速度时，设备是安全可靠的。案例的计算结果表明，独立的汽包可以不按锅炉标准设计，且更显保守。对于某些特定的锅筒两种标准都可以作为设计依据，按照两种标准进行设计都是合理的。

2）《锅炉安全技术监察规程》、《固定式压力容器安全技术监察规程》和质检总局质检办特函〔2017〕1336号通知中关于余热锅炉的设计由设计者根据具体产品部件结构，按照相应的锅炉和压力容器安全技术规范、标准进行。其中汽包（汽水分离器）既可以按压力容器标准，也可以按锅炉标准进行设计，整体余热锅炉产品由设计者根据主要设计依据在图纸上归类为锅炉或者压力容器，合理可靠。

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