螺紋鎖緊環(huán)熱交換器管箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及局部有限元應(yīng)力分析

劉宏超， 謝培軍， 宋啟祥， 張 微， 宮 超， 張 鵬，張林俊， 張 兵， 高光甫， 孫俊勝， 雒淑娟

（1.上海藍濱石化設(shè)備有限責任公司，上海 201518；2.甘肅藍科石化高新裝備股份有限公司，甘肅 蘭州 730070）

管殼式熱交換器被廣泛應(yīng)用于石化裝置中?？紤]檢、維修管束的需要，管殼式熱交換器的管箱一般設(shè)計為法蘭連接結(jié)構(gòu)。隨著石化裝置向大型化、高參數(shù)化方向發(fā)展，對設(shè)備也提出了更為嚴苛的要求。

螺紋鎖緊環(huán)是針對管殼式熱交換器管箱端部開發(fā)的一種密封結(jié)構(gòu)，它不僅具有密封可靠、結(jié)構(gòu)緊湊以及維護簡單等優(yōu)點，還能夠在線消除管板、管箱端部的密封泄漏問題［1］。螺紋鎖緊環(huán)熱交換器最早是由美國CHEVRON公司和日本千代田公司［2］共同研發(fā)成功的，上世紀 80年代末，我國和意大利IMB公司合作為鎮(zhèn)海煉油廠生產(chǎn)出了首套螺紋鎖緊環(huán)高壓熱交換器［3-5］。目前，作為高參數(shù)管殼式熱交換器，螺紋鎖緊環(huán)熱交換器已經(jīng)被廣泛應(yīng)用于石油化工等行業(yè)中，其操作壓力為9～20 MPa，操作溫度為200～440℃，公稱直徑在500～1 900 mm。

按照管板是否按壓差設(shè)計，螺紋鎖緊環(huán)熱交換器可以劃分為高-高壓、高-低壓2種結(jié)構(gòu)［6］。高-高壓結(jié)構(gòu)螺紋鎖緊環(huán)熱交換器的管、殼程壓力均比較高，但是管程、殼程的壓差不大，管板按照最大壓差設(shè)計，殼體和管箱筒體連為一體，管板通過壓緊螺栓固定在管箱內(nèi)部。高-低壓結(jié)構(gòu)螺紋鎖緊環(huán)熱交換器的管程壓力遠高于殼程壓力，管程、殼程的壓差比較大，管板按單側(cè)壓力作用（管程設(shè)計壓力）進行設(shè)計，殼體與管箱通過設(shè)備法蘭和管板用螺栓連接，管板和管箱筒體則為焊接連接。這2種結(jié)構(gòu)的熱交換器管箱端部密封都是通過筒體端部梯形螺紋承受軸向機械載荷形成的。

某工程項目中的循環(huán)油蒸汽發(fā)生器為高-低壓結(jié)構(gòu)的螺紋鎖緊環(huán)熱交換器，其主要設(shè)計參數(shù)見表1。

表1 循環(huán)油蒸汽發(fā)生器主要設(shè)計參數(shù)

文中以此循環(huán)油蒸汽發(fā)生器為例，對其管箱結(jié)構(gòu)（圖1）設(shè)計進行簡要介紹，并且采用ANSYS有限元分析軟件進行了有限元應(yīng)力分析，以期為螺紋鎖緊環(huán)熱交換器管箱結(jié)構(gòu)的設(shè)計和優(yōu)化提供參考。

圖1 循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管箱結(jié)構(gòu)簡圖

1 循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管箱結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 管箱圓筒內(nèi)徑確定

為使換熱管管頭的焊接及脹管等工序順利進行，布管限定圓與管箱筒體內(nèi)半徑之間應(yīng)留有40 mm以上的作業(yè)空間。另外，考慮到螺紋鎖緊環(huán)的結(jié)構(gòu)要求以及經(jīng)濟性等，本設(shè)備管箱圓筒內(nèi)徑最終取720 mm。

1.2 管程密封墊片選型及尺寸確定

管程密封墊片選用柔性石墨波齒復(fù)合墊片，這種墊片具有回彈性能好、密封壽命長及制造安裝方便等特點［7］。同時要求墊片寬度范圍內(nèi)不少于3個波，回彈率大于25%，制造和檢驗應(yīng)當符合GB/T 19066.3—2003《柔性石墨金屬波齒復(fù)合墊片 技術(shù)條件》［8］的規(guī)定。從 GB 150.3—2011《壓力容器 第 3部分：設(shè)計》［9］中查取墊片系數(shù) m=3.0、比壓力y=50 MPa。管程密封墊片的接觸寬度為20 mm，墊片內(nèi)、外徑分別取 φ780 mm、φ820 mm。

1.3 壓緊螺栓設(shè)計

預(yù)緊狀態(tài)下需要的最小螺栓載荷Wa的計算公式為：

操作狀態(tài)下需要的最小螺栓載荷WP計算公式為：

式（1）～式（3）中，b 為墊片的有效密封寬度，當墊片接觸寬度DG為墊片壓緊力作用中心圓直徑，D1為墊片外徑，D2為墊片內(nèi)徑，mm；pt為管程設(shè)計壓力，MPa。

將 DG=804 mm、b=8 mm、y=50 MPa、D2=756 mm、pt=16.9 MPa 帶入式（1）～式（3），計算得到 Wa=1 010 406 N、WP=3 042 979 N。

螺栓所需的最小截面積Am按下式計算：

將螺栓材料25CrMoVA常溫下的許用應(yīng)力［σ］=245 MPa、 設(shè)計溫度下的許用應(yīng)力［σ］t=178 MPa 帶入式（4），得 Am=17 096 mm2。

該循環(huán)油蒸汽發(fā)生器上設(shè)計采用36個M36×3壓緊螺栓，螺栓中心圓直徑和密封墊片中徑均取φ800 mm。為了保證壓緊螺栓緊固之后受力均勻，相鄰螺栓弦長一般取1.5～2倍的螺栓公稱直徑［10］。

1.4 鎖緊螺紋選取

梯形螺紋具有較強的抗剪切、抗彎能力，在ANSI B1.8—1988《Stub Acme Screw Threads》［10］中有介紹，常用于高壓設(shè)備中。循環(huán)油蒸汽發(fā)生器的鎖緊螺紋選用梯形螺紋，此類螺紋一般在高溫、高壓工況下工作，承受較高的熱應(yīng)力和軸向應(yīng)力，如果裝配尺寸和公差配合不合理，很容易造成螺紋嚙合困難，甚至咬死。一般根據(jù)高壓熱交換器的型號來選擇梯形螺紋的螺距，牙高通常選取螺距的1/3。

確定鎖緊螺紋的公稱直徑Dn時要保證外螺紋的小徑和壓緊螺栓孔之間有適當?shù)目臻g，而外螺紋的大徑根據(jù)相關(guān)墊片的尺寸和本身螺距來確定。最終選取該循環(huán)油蒸汽發(fā)生器鎖緊螺紋公稱直徑 Dn=880 mm，螺距 P=23.812 5 mm［11］。

1.5 螺紋強度校核

管程內(nèi)部梯形螺紋所承受的載荷W包括管程內(nèi)壓引起的軸向應(yīng)力和保證密封性能的墊片壓緊力［12］，計算公式為：

外壓圈環(huán)內(nèi)徑G5=756 mm，將各數(shù)值帶入式（5），計算得 W=13 672 085 N。

根據(jù)確定的鎖緊螺紋的相關(guān)尺寸，通過假設(shè)法，按螺紋齒數(shù)由小到大逐步遞增，逐一校核螺紋的彎曲應(yīng)力 σf、切應(yīng)力 τ、組合應(yīng)力 σc和壓應(yīng)力σb，相關(guān)計算見式（6）～式（9）。

式（6）～式（10）中，a 為螺紋根距，a=13.575 8 mm；D為外螺紋小徑，D=863.569 7 mm；D3為外螺紋大徑，D3=878.809 4 mm；D4為內(nèi)螺紋小徑，D4=866.903 1 mm；12Cr2Mo1鍛件設(shè)計溫度下的許用應(yīng)力［σ］t=151 MPa。

將各數(shù)據(jù)代入式（6）～式（10），考慮加工技術(shù)和齒合度等相關(guān)因素，按 σc≤0.7［σ］t和 σb≤1.5［σ］t進行螺栓強度校核。螺栓強度通過校核，最終選取螺紋扣數(shù)N=13。

1.6 螺紋鎖緊環(huán)計算

螺紋鎖緊環(huán)計算模型見圖2。圖2中D為外螺紋小徑，B為螺紋承壓環(huán)內(nèi)徑，BC1為密封墊片中徑，C為螺紋承壓環(huán)接觸面內(nèi)徑，Dc為管箱蓋板外徑，E為螺紋承壓環(huán)承壓面外徑，F(xiàn)為螺紋承壓環(huán)承壓面內(nèi)徑，h為螺紋承壓環(huán)接觸面中心至內(nèi)徑距離，δt為螺紋承壓環(huán)厚度，L1為密封墊片中徑至外螺紋中徑的距離，L2為螺紋承壓環(huán)承壓面中心至外螺紋中徑的距離，L3為螺紋承壓環(huán)接觸面中心至外螺紋中徑的距離，hz為螺紋鎖緊環(huán)梯形螺紋的中徑至螺紋承壓環(huán)螺紋小徑的間距。在計算螺紋的大徑、中徑和小徑時，應(yīng)根據(jù)加工工藝考慮螺紋結(jié)構(gòu)尺寸的公差。

圖2 螺紋鎖緊環(huán)計算模型

將各數(shù)值帶入式（11）～式（17），經(jīng)過圓整，最終取螺紋承壓環(huán)計算厚度δt=329 mm。

1.7 管箱筒體壁厚確定

管箱筒體的最薄弱處通常在管箱梯形螺紋退刀槽位置，需要核算該處的彎曲應(yīng)力σf1、軸向薄膜應(yīng)力 σm和總應(yīng)力 σ，可按式（18）～式（24）進行計算。

式（18）～式（24）中，b1為筒體最薄處中徑至內(nèi)螺紋大徑距離，b1=54.071 9 mm；c為筒體端部半徑，c=440.254 mm；c1為管箱筒體內(nèi)部梯形螺紋退刀槽處內(nèi)半徑，c1=443 mm；d為筒體外徑，d=538 mm；e為筒體端部厚度，e=97.746 mm；h為內(nèi)螺紋總螺距，h=310 mm；h1為筒體最薄處厚度，h1=95 mm；R為彈性系數(shù)，N/mm。

經(jīng)計算校核，管箱梯形螺紋退刀槽總應(yīng)力滿足σ≤0.9［σ］t。最終管箱筒體的外徑取1 076 mm，筒體最薄處的厚度為95 mm。

1.8 管箱蓋板厚度核算

按圓平板承受均布載荷、周邊簡支建立循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管箱蓋板的力學模型，按式（25）～式（29）計算蓋板的彎曲應(yīng)力σf2、切應(yīng)力τ2、組合應(yīng)力σc2和壓應(yīng)力σb。

式（25）～式（29）中，Dc為蓋板大徑，Dc=716 mm；Da為蓋板小徑，Da=645 mm；t為蓋板承受外載荷厚度，t=90 mm；C 為蓋板接觸面內(nèi)徑，C=656 mm；h2為蓋板接觸面中徑至蓋板小徑的距離，mm。

將各數(shù)據(jù)代入式（25）～式（29）進行計算，結(jié)果滿足σc2≤0.7［σ］t要求。最終確定循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管箱蓋板的總厚度為170 mm，蓋板周邊厚度為90 mm。

1.9 管板厚度計算

該循環(huán)油蒸汽發(fā)生器的管板兼做法蘭，對于此類特殊結(jié)構(gòu)，采用 GB/T 151—2014《熱交換器》［13］的簡單算法，應(yīng)用 SW6軟件進行計算，最終選取管板厚度為200 mm。

2 循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管箱結(jié)構(gòu)局部有限元分析

2.1 力學模型簡化

循環(huán)油蒸汽發(fā)生器管程內(nèi)部結(jié)構(gòu)之間連接比較緊密，可簡化為整體進行分析，簡化后的模型由管箱筒體、螺紋鎖緊環(huán)和管箱蓋板組成。管箱蓋板、螺紋鎖緊環(huán)和管箱筒體的材料均為12Cr2Mo1鍛件，該材料在設(shè)計溫度下的彈性模量為1.808×105MPa、許用應(yīng)力為 151 MPa，泊松比為0.3。梯形螺紋的升角和管箱內(nèi)徑數(shù)值相差很大，可以忽略不計，假設(shè)管箱結(jié)構(gòu)模型為軸對稱結(jié)構(gòu)［14］。管箱端部螺紋鎖緊環(huán)結(jié)構(gòu)簡圖見圖3。

圖3 管箱端部螺紋鎖緊環(huán)結(jié)構(gòu)簡圖

2.2 網(wǎng)格劃分和邊界條件

利用ANSYS有限元分析軟件建立管箱結(jié)構(gòu)有限元模型，采用二維實體8節(jié)點單元PLANE183進行網(wǎng)格劃分，共計6 012個單元、18 960個節(jié)點，見圖 4。

圖4 管箱結(jié)構(gòu)有限元模型網(wǎng)格劃分

考慮管箱蓋板和螺紋鎖緊環(huán)以及螺紋鎖緊環(huán)齒與齒接觸的關(guān)系，在管箱筒體一端施加y方向位移約束，在管箱蓋板回轉(zhuǎn)中心線施加x方向約束［15］。另外，在管箱內(nèi)部施加16.9 MPa的設(shè)計壓力，其相應(yīng)的邊界條件見圖5。

圖5 管箱結(jié)構(gòu)有限元模型邊界條件

2.3 應(yīng)力模擬結(jié)果分析

管箱結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布云圖見圖6。

圖6 管箱結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布云圖

在管箱筒體內(nèi)部，由里向外梯形螺紋共計有13扣。由圖6可以看出，管箱的局部最大應(yīng)力（439.29 MPa）出現(xiàn)在梯形螺紋內(nèi)螺紋第1扣根部倒角處，此處為最危險截面。梯形螺紋內(nèi)螺紋前3扣處應(yīng)力較大，應(yīng)力呈遞減趨勢。管箱蓋板通過螺紋鎖緊環(huán)將載荷傳遞給管箱筒體，管箱蓋板上、下面應(yīng)力分布較均勻，而在與螺紋鎖緊環(huán)相接觸的位置以及管箱筒體梯形螺紋內(nèi)螺紋第1扣退刀槽處應(yīng)力較大，拐角處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。

針對管箱筒體梯形螺紋內(nèi)螺紋和螺紋鎖緊環(huán)外螺紋，在梯形螺紋根部應(yīng)力值最大處沿著每扣螺紋由內(nèi)向外依次建立路徑，提取梯形螺紋根部的最大薄膜應(yīng)力、薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力［16］，得到的應(yīng)力分布曲線分別見圖7和圖8。

圖7 梯形螺紋薄膜應(yīng)力分布曲線

圖8 梯形螺紋薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力分布曲線

由圖7和圖8可知，內(nèi)螺紋的根部薄膜應(yīng)力和薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力均高于外螺紋的應(yīng)力，內(nèi)、外螺紋第3～第6扣的根部應(yīng)力較大，第7～第13扣的應(yīng)力平緩衰減。不同的是，內(nèi)、外螺紋的薄膜應(yīng)力均呈現(xiàn)遞減趨勢，而后2扣螺紋的薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力出現(xiàn)小幅反彈。其主要原因是由于管箱蓋板借助螺紋鎖緊環(huán)將載荷傳遞給管箱筒體，而螺紋鎖緊環(huán)同時又受到維持密封的壓緊力作用，在產(chǎn)生軸向力的同時也產(chǎn)生了一部分彎曲應(yīng)力，使得螺紋鎖緊環(huán)與筒體變形增大，導致最后2扣處的螺紋貼合較為緊密。此外，從梯形內(nèi)、外螺紋根部的整體受力情況看，其薄膜應(yīng)力較接近，而薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力相差較大，說明每扣梯形內(nèi)、外螺紋的受力不均勻性導致了其根部受力的不均勻性。

3 結(jié)語

對于螺紋鎖緊環(huán)熱交換器，其管箱、螺紋鎖緊環(huán)、管箱蓋板、密封墊片和密封盤等零件的裝配尺寸關(guān)聯(lián)比較緊密，1個尺寸變化常引起其他零件的規(guī)格變化，在設(shè)計時要引起注意。

通過對管箱結(jié)構(gòu)進行有限元分析得到了其整體應(yīng)力分布規(guī)律，最大應(yīng)力出現(xiàn)在螺紋鎖緊環(huán)與管箱筒體嚙合的螺紋根部，靠近筒體內(nèi)側(cè)的應(yīng)力最大，應(yīng)力從內(nèi)到外逐漸減小。螺紋之間承受著較大的剪切應(yīng)力，為了保證設(shè)備的強度，設(shè)計時要選用合適的齒距和齒形，必要時進行優(yōu)化分析。另外，受內(nèi)部載荷作用，管箱筒體端部的薄膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力有增大趨勢，設(shè)計時除了考慮增大筒體厚度之外，還可以考慮增加螺紋數(shù)量。