陈永东,黄金国,吴晓红,张中清,李永泰
    (合肥通用机械研究院国家压力容器与管道安全工程技术研究中心,安徽合肥　230031)
    摘　要：传统的加氢裂化装置主要换热器采用的是螺纹锁紧环式换热器,存在许多缺点。提出了一种新型的高压缠绕管式换热器结构应用于加氢裂化装置,并对其特殊形式的管板在不同载荷条件下进行了有限元分析和应力评定。新型换热器的安全性和节能性已在实际应用中得到证明。    
    关键词:加氢裂化;高压;缠绕管;管板;有限元
    中图分类号：TQ051. 5;O241. 82　　文献标识码：A　　文章编号：1001-4837(2010)07-0009-07
    0　引言
    为了控制整个炼油装置的能耗,炼油加工的规模呈现上升趋势。加氢裂化是主要的原油炼制加工工艺之一,百万吨级以上加氢裂化装置已屡见不鲜。由于加氢裂化装置在高温、高压下操作,介质为易燃、易爆的氢气和烃类,因此对设备的设计和制造提出了较高的要求。在加氢裂化装置中,更好地突出了安全性与节能性并重的要求。高压换热器是加氢裂化装置中除反应器外的核心设备之一,其中反应流出物/混合进料换热器和反应流出物/低分油换热器,对装置的能耗影响很大。传统的高压加氢换热器一般采用螺纹锁紧环换热器、Ω环换热器以及隔膜密封式换热器。由于原油品种的复杂性,装置中的腐蚀环境经常造成Ω环等密封部件的破坏,因此目前的加氢裂化装置中相对较多地采用了螺纹锁紧环换热器。这种换热器实质是一个复杂管箱结构的U形管式换热器,其管箱结构如图1所示。
               
    螺纹锁紧环换热器在使用中暴露了许多问题,主要有内外圈紧固螺栓咬死、外部密封泄漏、管壳程内部串漏等。另外,螺纹加工精度与配合,螺纹环拆卸工装与技术等都影响了换热器的使用[1-2]。随着装置处理能力的增加,加氢换热器本身尺寸也在不断加大,大型整体锻件及其加工成了限制螺纹锁紧环换热器的另一个瓶颈。通过适当工艺研究和材料研究、与加氢环境相适应的高压缠绕管式换热器很好地解决上述问题,并在实践中表现出良好的综合性能。
    1·结构、主要参数与管板设计
    1. 1　高压加氢换热器的结构
    高压加氢换热器采用了缠绕管式换热器结构,如图2所示。反应流出物由换热器管箱顶部流入,经螺旋流动后从换热器管箱底部流出;混合进料由壳程下部流入,经错流搀混流动后由壳程上部流出。在高压加氢换热器内,介质流动呈现纯逆流方式。该换热器的优点见文献[3-4]。该换热器的最大特点是实现了管板和壳程筒体的异径技术。
                 
    1. 2　高压加氢换热器的主要设计参数
    高压加氢换热器的主要设计参数见表1。
    1. 3　管板设计质量
    1. 3. 1　高压加氢换热器管板初始厚度的确定高压加氢换热器管板如图3所示。
               
    管板下端通过球形封头和壳程筒体连接在一起,管板上端和管箱筒体实现对接连接。管板的上下表面均有不锈钢堆焊层。缠绕管式换热器的独特结构造成了与管板焊接连接的管箱筒体和壳程圆筒直径的不一致。如果按照规则设计,该管板和GB151中的b型管板还不完全相同。设计中采用了两种方法相结合,确定管板的初始厚度。第一种按照管箱筒体直径900 mm和b型管板模型计算缠绕管式换热器的管板厚度;第二种按照与壳程球形封头焊成一体的平盖模型确定厚度后,加上管孔削弱量的当量平盖厚度构成缠绕管式换热器的管板厚度。确定初始厚度后,结合加氢换热器的设计条件,进行管板的有限元分析,并对关键部位进行应力分类和评定,从而最终完成加氢换热器的管板设计。
    1. 3. 2　载荷分析与考虑工况
    因为上下管板结构一致,下管板结构表面两侧的温差比上管板温差大,另外下管板中心承受通过中心筒传递过来的芯体重量,所以只取下管板结构进行计算分析。考虑载荷有:管壳程压力、芯体的重量和温度场载荷。考虑工况分别为:(1)只有壳程设计压力作用; (2)只有管程设计压力作用; (3)管、壳程设计压力同时作用; (4)温差载荷作用; (5)温差载荷+壳程设计压力作用;(6)温差载荷+管程设计压力作用; (7)温差载荷+管、壳程设计压力作用。除工况(4)外,其他工况都考虑了芯体重量对管板的作用。该台换热器水压试验时压力是梯级同步增加的,且压差不得超过5. 4MPa(换热管与管板的连接接头是在该压力下检验的),因此未将水压试验工况列入。
    2·高压加氢换热器管板的有限元分析
    2. 1　有限元模型的建立及有限元网格划分
    因管箱和壳体为轴对称结构,管板布管比较规则,布管区可近似视作圆环形区域(参照ASME规范,管板布管区刚度削弱后,有效弹性模量为0.21E,有效泊桑比0. 41)。因管板承受载荷是轴对称的,因此管板应力分析取轴对称有限元模型,分析模型体中壳程筒体长度取1000 mm,管箱筒体长度取300 mm。直角坐标系的X轴为换热器的径向,Y轴为换热器的轴向。位移边界条件:在壳程筒体端部约束了Y方向的位移。管板有限元分析模型体及有限元网格划分见图4。
                  
    有限元分析软件为ANSYS有限元分析软件,单元类型为Solid 82,单元数285,节点数1125。目前,球形封头、筒体、管箱的单元均采用了4层单元进行计算。为了验证4层单元是否合理,又进行了6层单元的计算,并将6层单元的结果和4层单元的结果进行了比较。表2列出了在3种不同的载荷工况下4层单元和6层单元两种方案的最大应力值比较结果。两种方案的最大点应力没有发生变化,差值的百分比都小于5%,表明4层单元的网格划分是收敛的。   
    2. 2　管板有限元应力分析
    2. 2. 1　只有壳程设计压力作用的工况
    壳程设计压力作用下,管板有限元分析模型如图5所示,壳程筒体和封头内表面,管板壳程侧表面受壳程压力(16. 8 MPa)作用。通过二维轴对称有限元应力分析求得壳程压力作用下结构应力分布,结构应力强度的分布如图6所示,最大应力强度点在管板与壳程球形封头连接过渡区,最大应力强度值202. 293MPa。
 
                 
    2. 2. 2　只有管程设计压力作用的工况
    管程设计压力作用下,管板有限元分析模型如图7所示,管箱筒体内表面和管板管程侧表面受管程压力15. 02 MPa作用,管箱筒体端部承受轴向拉应力50. 56MPa。通过二维轴对称有限元应力分析求得管程压力作用下结构应力分布,结构应力强度分布如图8所示,最大应力强度点在管板与管箱筒体连接处,最大应力值222. 755MPa。
                
               
    2. 2. 3　管、壳程设计压力共同作用的工况管、壳程设计压力共同作用下管板有限元分析模型如图9所示,壳程筒体和封头内表面,管板壳程侧表面受壳程压力16. 8MPa作用,管箱筒体内表面和管板管程侧表面受管程压力15. 02MPa作用,管箱筒体端部承受轴向拉应力50. 56MPa。通过二维轴对称有限元应力分析求得管壳程压力共同作用下结构应力分布,结构应力强度分布如图10所示,最大应力强度点在管板和管箱筒体连接区域,最大应力值204. 725MPa。
                  
    2. 2. 4　温度场作用下的热应力分析
    温度场作用下管板有限元分析模型如图11所示。通过二维轴对称有限元应力分析求得温度场作用下结构应力分布,结构应力强度分布如图12所示,最大应力强度点在管板和管箱筒体连接区域,最大应力值159. 647 MPa。按JB 4732,温度差引起的热应力均为二次应力。
               
    2. 2. 5　壳程设计压力+温度场作用的工况
    壳程设计压力+温度场作用下管板有限元分析模型如图13所示,壳程筒体、封头内表面和管板壳程侧表面受壳程压力16. 8 MPa作用。通过二维轴对称有限元应力分析求得壳程压力和温度场耦合作用下管板的应力分布,结构应力强度分布如图14所示,最大应力强度点在管板与壳程球形封头连接区域,最大应力值281. 966MPa。
    2. 2. 6　管程设计压力+温度场作用的工况
    管程设计压力+温度场作用下管板有限元分析模型如图15所示,管箱筒体内表面和管程侧管板表面受管程压力15. 02 MPa作用,管箱筒体端部承受轴向拉应力50. 56MPa。通过二维轴对称有限元应力分析求得管程压力和温度场耦合作用下管板的应力分布,结构应力强度分布如图16所示,最大应力强度点在管箱筒体上,最大应力值172. 307MPa。
               
    2.2.7　管、壳程设计压力+温度场共同作用的工况
    管、壳程设计压力和温度场共同作用下管板有限元分析模型如图17所示,壳程筒体、封头内表面和管板壳程侧表面受壳程压力16. 8MPa作用,管箱筒体内表面和管板管程侧表面受管程压力15. 02MPa作用,管箱筒体端部承受轴向拉应力50. 56 MPa。通过二维轴对称有限元应力分析、求得管、壳程压力和温度场共同作用下管板的应力分布,结构应力强度分布如图18所示,最大应力强度点在管板与壳程球形封头连接过渡区,最大应力值261. 132MPa。
                
                
    3　应力评定
    按照GB 150对换热器的壳程球形封头和筒体、管程管箱筒体等进行了设计计算,这些零部件的总体薄膜应力已满足强度要求,因此仅对管板和相连部件的组合应力进行分类评定。管板本体的应力是由压力引起,按一次总体薄膜应力和一次弯曲应力强度评定。分析计算中管板布管区没有考虑管孔的存在,而是考虑了刚度削弱系数;布管区的应力评定时考虑了0. 3的强度削弱系数。管板和壳程球形封头、管板和管箱筒体以及和壳程球形封头相连的筒体端部等部位的组合应力是由变形协调引起的,只有压力作用的工况,组合应力按一次薄膜加一次弯曲应力进行评定;压力加温差的组合作用的工况,组合应力按二次应力进行评定。各部位材料应力强度的许用极限如表3所示。
                  

    表4可以看出,所有应力均在许用极限范围内,管板及其各连接部位的应力满足强度要求。
    4　结论   
    (1)由于加氢裂化装置新型换热器的管板结构特殊,使用传统的标准进行设计具有一定的局限性。
    (2)基于有效弹性模量和有效泊松比,对7种工况下的管板进行了有限元分析和应力评定;引入了强度削弱系数,着重分析了管板布管区的应力状况。有限元分析表明:管板及管板与管箱筒体、管板与球形封头、球形封头与筒体等连接部位的应力满足强度要求。
    (3)有限元分析的结果表明:管板最大应力和管板材料的许用应力之间还有一定的距离,管板强度有一定的裕度空间,管板初选厚度可以适当减薄,但考虑到这台换热器是世界上首台应用于加氢裂化装置的高压缠绕管式换热器,管板的管、壳程两侧均须进行堆焊,要求管板自身需有较大的刚度等原因,因此仍然选择了初选厚度作为管板的最终厚度。
    (4)该换热器已在镇海炼化150万t加氢裂化装置中使用了2年,表现了良好的安全性和节能性。目前正在跟踪其工艺性能,进行更深入的应用研究。
    参考文献:
    [1]　楼广治.螺纹锁紧环换热器检修中遇到的主要问题及对策[J].石油化工设备技术, 2005, 26(2): 48-52.
    [2]　陈建玉.高压螺纹锁紧环式换热器检修中常见故障分析及对策[J].化工机械, 2005, 32(4): 253-256.
    [3]　张贤安.高效缠绕管式换热器的节能分析与工业应用[J].压力容器, 2008, 25(5): 54-57.
    [4]　何文丰.缠绕管式换热器在加氢裂化装置的首次应用[J].石油化工设备技术, 2008, 29(3): 14-17.
    作者简介:陈永东(1968-),教授级高工,长期从事换热设备传热与结构的研究,担任压力容器学会换热器委员会常务副主任委员,锅容标委热交换器分会委员,通信地址: 230088安徽省合肥市高新区天湖路29号合肥通用机械研究院,E-mai:l hrq319@ 163. com, cyd_h@f yahoo. cn。