龔 雪，謝禹鈞

（ 遼寧石油化工大學(xué)， 遼寧 撫順 113001）

隔膜密封換熱器中隔膜密封盤的應(yīng)力分析計(jì)算

龔 雪，謝禹鈞

（ 遼寧石油化工大學(xué)， 遼寧 撫順 113001）

主要利用ANSYS有限元軟件對(duì)隔膜換熱器的隔膜密封盤進(jìn)行密封判斷和應(yīng)力分析，驗(yàn)證了密封結(jié)構(gòu)的零泄漏密封，同時(shí)獲得了密封結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強(qiáng)度分布圖，從圖中得出密封盤位置并不是應(yīng)力最大的部位，是安全可靠的，可應(yīng)用在實(shí)際工程中。在獲得線性化應(yīng)力分析結(jié)果的基礎(chǔ)上，通過定義路徑對(duì)隔膜密封盤進(jìn)行強(qiáng)度校核，經(jīng)過分析計(jì)算后，獲得了各路徑上的應(yīng)力值，從而滿足JB4732-1995《鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》中強(qiáng)度要求。

ANSYS； 隔膜密封盤； 應(yīng)力分析； 強(qiáng)度校核

換熱器是一種實(shí)現(xiàn)物料之間熱量傳遞的節(jié)能設(shè)備，是在石油、化工、冶金、電力、輕工、食品等行業(yè)普遍應(yīng)用的一種工藝設(shè)備。加氫裝置是石油化工產(chǎn)品加工的關(guān)鍵設(shè)備，由于設(shè)備的操作壓力和溫度均較高，介質(zhì)屬于易燃、易爆的油氣類，操作條件十分苛刻。而換熱器在加氫裝置中又占有很大的比重，其重要性可見一般。因此換熱器一旦泄漏，后果將十分嚴(yán)重，為了使該類高壓換熱器在高效換熱及操作安全可靠的前提下工作，在加氫裝置中已經(jīng)使用了一種新型的高壓加氫換熱器——隔膜密封式高壓換熱器，在各大煉油廠、化工裝置中的諸多加氫裝置中，它以操作周期長、密封性能可靠等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用。

1 隔膜換熱器的基本結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)

1.1 隔膜換熱器的結(jié)構(gòu)

隔膜換熱器的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。由外殼部件（主體材料為15CrMoR+堆焊）和管束部件（主體材料為0Cr18Ni10Ti）兩部分組成，其中管束部件與普通高壓換熱器中管束的結(jié)構(gòu)相同，不同的是管板將換熱器內(nèi)部空間分成管程和殼程兩部分，管箱和殼程筒體結(jié)構(gòu)都是焊接在一起的完整筒體，省去了傳統(tǒng)大法蘭式換熱器在連接管、殼程時(shí)的兩片設(shè)備法蘭，采用這種結(jié)構(gòu)使設(shè)備本身更加緊湊，管、殼程進(jìn)出口接管盡可能的靠近管板，不僅增加了換熱管有效的換熱長度，而且很好地解決了因設(shè)備向大型化和高參數(shù)化方向發(fā)展帶來的密封等問題[1]。

圖1 隔膜換熱器的基本結(jié)構(gòu)Fig.1 The basic structure of the heat exchanger membrane

1.2 隔膜換熱器的特點(diǎn)

隔膜密封換熱器因其設(shè)備端部采用的密封形式而得名。管箱與外界的密封主要依靠隔膜密封盤（耐腐蝕合金Inconel 625，一種具有優(yōu)良耐蝕性的低碳鎳鉻鉬鈮合金）來實(shí)現(xiàn)的。隔膜密封盤[1]是一個(gè)直徑稍大于管箱內(nèi)直徑的金屬薄圓盤，它的邊緣和中心部分稍厚，中間部分是一個(gè)很薄的環(huán)形區(qū)域，當(dāng)管箱內(nèi)壓發(fā)生波動(dòng)和熱膨脹產(chǎn)生微量變形時(shí)，由于這種結(jié)構(gòu)的密封盤具有一定的彈性來吸收這種波動(dòng)或變形量，從而保證了密封不受影響。當(dāng)設(shè)備內(nèi)件全部安裝完成之后，密封盤四周與殼體端部通過焊接作用，在操作過程中實(shí)現(xiàn)了管程對(duì)外零泄漏,在此需要說明，在任何工況條件下都能保證絕對(duì)密封的結(jié)構(gòu)是不存在的，因此應(yīng)針對(duì)不同的使用條件和要求提出不同的合理的泄露量要求，作為密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)。密封盤外側(cè)為了能有效的達(dá)到密封效果，通常用螺栓與壓蓋共同作用將其頂住來承擔(dān)設(shè)備的內(nèi)壓引起的作用力，從而實(shí)現(xiàn)密封。

該換熱器殼程的主要密封元件[2]是密封環(huán)，通過兩瓣密封環(huán)之間的密封焊來實(shí)現(xiàn)殼程的密封；管程結(jié)構(gòu)分布在管箱的端部，主要密封元件是隔膜密封盤，由大螺栓緊固的壓蓋來承受內(nèi)壓所產(chǎn)生的力，通過隔膜密封盤與管箱法蘭密封面之間進(jìn)行的密封焊來實(shí)現(xiàn)密封作用。

基于隔膜密封換熱器的以上結(jié)構(gòu)和特點(diǎn)，而且密封結(jié)構(gòu)具有復(fù)雜的裝配關(guān)系及幾何形狀，承載后的受力情況復(fù)雜，很容易出現(xiàn)大位移、大應(yīng)變等現(xiàn)象，一旦密封結(jié)構(gòu)的性能出現(xiàn)故障，對(duì)整個(gè)裝置來說影響是非常嚴(yán)重的，因此本文將針對(duì)這一現(xiàn)象對(duì)隔膜換熱器的密封元件（如圖1左上圓圈位置，該位置的局部視圖如圖2所示）即利用ANSYS有限元軟件對(duì)隔膜密封盤進(jìn)行分析。

2 隔膜密封換熱器有限元建模

2.1 工作條件和結(jié)構(gòu)參數(shù)

某隔膜密封換熱器的隔膜密封盤（圖2標(biāo)記處），材料為耐腐蝕合金Inconel 625，設(shè)計(jì)溫度230℃，設(shè)計(jì)壓力7.85 MPa，半徑長730 mm，外部高度12 mm， 由于結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，選取了整個(gè)殼體的1/32，即隔膜密封盤的圓心角為11.25°，彈性模量193 GPa，泊松比0.3，材料密度8.4 g/cm3，材料屈服強(qiáng)度380 MPa。

2.2 參數(shù)化建模及施加載荷

由于結(jié)構(gòu)和載荷滿足對(duì)稱性，因此在建模立有限元模型的時(shí)候，以隔膜密封盤半徑方向?yàn)閄軸，對(duì)稱軸長度方向?yàn)閅軸，建立有限元模型[3]。殼體采用Solid 20node95單元來模擬其實(shí)體結(jié)構(gòu)，壓蓋和隔膜密封盤構(gòu)成一副接觸對(duì)，為了獲得完整的應(yīng)力場，采用4節(jié)點(diǎn)12自由度的面 面三維接觸單元TARGE170單元和CONTA174單元來模擬接觸行為。在有限元分析中，約束條件的合理性非常重要，約束條件應(yīng)正確反映實(shí)際工況或盡量與實(shí)際工況相近，如果約束條件施加不當(dāng)，就有可能導(dǎo)致有限元分析求解困難或不能求解，在建立的單元模型中，對(duì)殼體和壓蓋橫截面各節(jié)點(diǎn)施加軸向位移約束，其它端面節(jié)點(diǎn)施加周期對(duì)稱約束[4]，劃分網(wǎng)格單元并施壓后的有限元模型如圖3所示。

圖3 密封元件的有限元模型Fig.3 The finite element model of sealing elements

3 結(jié)果分析

3.1 密封判斷及應(yīng)力云圖

密封是防止或切斷介質(zhì)間傳遞過程的有效方法，影響密封好壞的因素很多，例如螺栓預(yù)緊力、壓緊面、及使用工況等，隔膜密封盤在密封界面（壓緊面）上接觸壓力的分布是影響隔膜密封盤性能的重要參數(shù)。由力的平衡原理可知，確保密封的充分必要條件是[5]，在隔膜密封盤上下剛體直接接觸的連續(xù)界面上，產(chǎn)生的接觸壓應(yīng)力σ應(yīng)大于等于內(nèi)壓強(qiáng)，即σ≥P。

通過有限元軟件ANSYS的后處理功能[6]的分析計(jì)算，從圖4中可以看出，最大接觸壓應(yīng)力值為46.695 MPa，大于試驗(yàn)壓力7.85 MPa，滿足密封的充分必要條件，因此能夠保證無泄漏密封。

從圖5可以看出，應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在螺栓與螺柱的連接位置處，最大值為342.239 MPa，隔膜密封盤處并不是應(yīng)力的最大值，但由于該處有接觸行為[7]，所以在設(shè)計(jì)或者應(yīng)用時(shí)需要特別注意。

圖4 接觸壓應(yīng)力Fig.4 Contact stress

圖5 應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖Fig.5 Distribution of stress intensity

3.2 隔膜密封盤強(qiáng)度校核

在只考慮壓力載荷的情況下， 按上述定義所求得的基本的應(yīng)力強(qiáng)度值，根據(jù)JB4732-1995標(biāo)準(zhǔn)中強(qiáng)度校核[8]的相關(guān)要求，應(yīng)依次滿足下列各條件對(duì)許用極限的規(guī)定：

一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度S1的許用極限為Smt；

一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度S2的許用極限為1. 5Smt；

一次薄膜+一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度S3的許用極限為1. 5Smt；

一次+二次應(yīng)力強(qiáng)度S4的許用極限為3Smt；

從ANSYS的后處理中提取出各分析路徑上的一次總體薄膜應(yīng)力、局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度和一次薄膜加一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度進(jìn)行分析，具體分析路徑如圖6所示。

根據(jù)相關(guān)資料查得隔膜密封盤材料Inconel 625在設(shè)計(jì)溫度下的應(yīng)力強(qiáng)度Smt為380 MPa。按照J(rèn)B4732-1995《鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》的相關(guān)要求進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度校核[9], 即一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度S1的許用極限不得大于1倍的設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度Smt；一次局部薄膜應(yīng)力強(qiáng)度S2的許用極限不得大于1.5倍的設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度Smt；一次薄膜+一次彎曲應(yīng)力強(qiáng)度的許用極限不得大于1.5倍的設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度[10]Smt。隔膜密封盤各分析路徑上具體的應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定結(jié)果見表1。

圖6 分析路徑圖Fig.6 The path operation

表1 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定分析結(jié)果Table 1 Evaluation results of the analysis of stress intensity

根據(jù)表1的應(yīng)力評(píng)定結(jié)果，可見滿足JB4732-1 995《鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》中的強(qiáng)度要求，故該隔膜密封盤強(qiáng)度校核合格。

4 結(jié)束語

(1)通過有限元分析，可以有效地預(yù)測隔膜密封盤載荷分布，最大接觸壓應(yīng)力小于試驗(yàn)壓力，隔膜密封盤能夠?qū)崿F(xiàn)無泄漏密封，與試驗(yàn)結(jié)果一致，為隔膜密封結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了依據(jù)，具有工程應(yīng)用價(jià)值。

(2)利用ANSYS軟件對(duì)隔膜密封盤進(jìn)行應(yīng)力分析，可以得到密封盤的應(yīng)力分布云圖，定義其應(yīng)力分布情況的路徑；對(duì)隔膜密封盤進(jìn)行強(qiáng)度校核，結(jié)果表明強(qiáng)度滿足JB4732-1995《鋼制壓力容器分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》相關(guān)規(guī)定要求，可以安全應(yīng)用。

(3)在實(shí)際工程中，由于各裝置操作條件多種多樣，隔膜密封換熱器的選擇，需要根據(jù)具體的工藝條件，包括工作壓力、工作溫度、設(shè)備直徑、主要受壓元件材質(zhì)等工況進(jìn)行較為詳細(xì)的工程計(jì)算分析綜合考慮，同時(shí)也要考慮到業(yè)主的需要，通過對(duì)比其各自的經(jīng)濟(jì)性來最終決定。

總之，通過分析表明，利用ANSYS軟件對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析是可行的，是有限元理論和分析設(shè)計(jì)理論的有機(jī)結(jié)合，為復(fù)雜的結(jié)構(gòu)分析提供了新的方法。因此有限元分析方法必將給化工裝備結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶來新的發(fā)展，是化工裝備設(shè)計(jì)的未來發(fā)展方向。

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Stress Analysis of the Diaphragm Seal Plate of Diaphragm Heat Exchangers

GONG Xue,XIE Yu-jun
（Liaoning Shihua University, Liaoning Fushun 113001，China）

The stress analysis and judging seal situation of diaphragm seal plate of diaphragm heat exchangers were carried out by the ANSYS finite element software. Non-leakage of the seal plate was verified, at the same time the stress intensity distribution of sealing structure was obtained and showed that sealing plate location was not part of the largest stress,so the sealing plate could be applied in the engineering. Then based on the stress analysis, the diaphragm seal strength was checked and the stress of different paths was obtained. The results show that the required strength can be satisfied

ANSYS； Diaphragm seal； Stress analysis；Strength check

TQ 050.2

A

1671-0460（2011）11-1202-03

2011-10-09

龔 雪（1983-），女，遼寧撫順人，助教，研究生在讀，2009年畢業(yè)于沈陽農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)械制造及其自動(dòng)化專業(yè)，研究方向：工程力學(xué)。E-mail：32432580@qq.com。