白建涛

（惠生工程（中国）有限公司，上海201210）

裂解气液相干燥器是乙烯装置的重要设备，工作原理是利用分子筛对装置中液相裂解气进行干燥，待分子筛吸附饱和后，在高温和低压条件下，进行再生操作，实现其干燥活性［1］。裂解气液相干燥器工作过程中压力的周期性变化产生交变载荷，为避免设备疲劳失效，保证用户的使用安全，需要对其进行疲劳强度评定［2］。利用Ansys 软件对裂解气液相干燥器建立了1/2 整体和局部有限元模型，进行了应力强度和疲劳强度计算，研究其应力分布规律，并按JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》对计算结果进行了设计强度评定及疲劳分析。

1 设计参数、结构及载荷分析

裂解气液相干燥器为立式裙座支撑容器，其结构主要包括筒体、封头、裙座、人孔、手孔及其它接管和法兰等。设计压力为3.3 MPa（操作工况），1.0 MPa（再生工况）；设计温度为80 ℃（操作工况），280 ℃（再生工况）；盛装介质为裂解气、再生气；操作时间为8 000 h/a；设计使用年限20 a。筒体内径为Φ1 400 mm，容积为16.1 m3。该设备筒体和封头材料采用Q345R，接管及法兰采用16 MnⅢ锻件，材料抗拉强度和屈服强度按GB/T150.2-2011《压力容器第2 部分：材料》取值，安全系数按TSG21-2016《固定式压力容器监察规程》规定的分析设计方法的安全系数选取。

该设备主要部件的壁厚按JB4732-1995 标准计算。考虑到底部筒体有大的开孔，筒体进行了壁厚分段，底部筒体名义厚度为28 mm。顶部筒体没有大的开孔，顶部筒体取名义厚度为18 mm。封头名义厚度为24 mm。循环载荷条件见表1。

表1 循环载荷条件

2 力学模型及应力分析

2.1 力学模型和边界条件

2.1.1 1/2 模型用于查看总体应力分布情况。A组合工况：自重+计算压力组合工况；B 组合工况：自重+计算压力+风载荷组合工况；C 组合工况：自重+计算压力+25%风载荷+地震载荷组合工况［3］。其中计算压力为Pe=3.3 MPa+0.105 MPa（液柱静压力，80 ℃）。3种工况的边界条件见图1～3。

图1 A组合工况边界条件

2.1.2 下部模型含下部筒体、下封头、裙座、M1人孔及其余接管。A 工况：设计工况（3.4 MPa，80 ℃），用于结构1次应力强度评定。B 工况：操作工况（2.06 MPa，13 ℃），用于结构1 次+2 次应力强度评定。

2.2 应力强度评定

2.2.1 1/2 模型3 个工况第3 强度理论当量最大应力都出现在顶部封头过渡区处，且应力值小于199.75 MPa（设计应力强度），所以3 个工况均不需进行应力线性化处理，应力强度评定合格。A、B、C组合工况第3强度理论当量应力分布见图4～6。

图2 B组合工况边界条件

图4 A组合工况第3强度理论当量应力分布

2.2.2 下部模型（1）设计工况（3.4 MPa，80 ℃），模型图中最大第3 强度当量应力强度为389.29 MPa，位于M1人孔与筒体连接处外侧；（2）操作工况（2.06 MPa，13 ℃），模型图中最大第3 强度当量应力强度235.86 MPa，位于M1人孔与筒体连接处外侧。线性化路径应力强度评定全部合格。

图3 C组合工况边界条件

图5 B组合工况第3强度理论当量应力分布

图6 C组合工况第3强度理论当量应力分布

3 疲劳强度计算与评定

3.1 设备壳体的疲劳强度计算与评定

高应力点是疲劳应力强度评定关注的对象，仅对该点进行疲劳评定即可。

3.1.1 正常操作工况最大应力强度235.86 MPa，位于人孔与筒体连接处。该处的交变应力幅Salt1=117.96 MPa，该值乘以设计疲劳曲线图中给定材料弹性模量与所用材料弹性模量的比值得到Salt1′=123.21 MPa，按JB4732-1995 附录C 查询图C-1 或表C-1［4］，并利用插值公式求取对应的循环次数［5］。该应力值允许的循环次数N1=150 873 次。该工况实际载荷循环次数为40 000 次，该工况疲劳使用系数U1=40 000÷150 873=0.266。

3.1.2 水压试验工况最大交变应力幅Salt2=265.35 MPa，该值进行弹性模量修正后得到Salt2′=277.23 MPa，依照上述方法，得到该应力值允许的循环次数N2=97 863 次。该工况实际载荷循环次数为20次，该工况疲劳使用系数U2=20÷97 863=0.0 002。

3.1.3 气密性试验工况最大交变应力幅Salt3=198.56 MPa，该值进行弹性模量修正后得到Salt3′=207.45 MPa，依照上述方法，得到该应力值允许的循环次数N3=220 140 次。该工况载荷循环次数为20 次，疲劳使用系数U3=20÷220 140=0.0 001。该点疲劳累计使用系数U=U1+U2+U3=0.269＜1，设备壳体疲劳强度评定合格。

3.2 法兰连接用螺柱的疲劳强度计算与评定

人孔螺柱规格：M39×3，螺柱个数：n=24。实际使用的螺柱总截面积Ab=24 093.6 mm2，垫片压紧力作用中心圆直径DG=666.68 mm，缠绕垫片系数m=3，垫片比压力y=69 MPa。

3.2.1 正常操作工况最高操作压力P1=1.96 MPa时，流体压力引起的总轴向力，F1=π×DG2×P1÷4=684 201 N。最低操作压力P2=0 MPa，F2=π×DG2×P2÷4=0 N。操作压力波动产生的总轴向载荷，Fa=F1-F2=684 201 N。取螺柱对法兰、垫片系统的弹性抗拉抗压刚度系数之比为2，则螺柱承担的轴向载荷为Fb=Fa×2÷3=456 134 N，则螺柱轴向拉应力σ=18.93 MPa，考虑到螺纹局部结构不连续，取螺柱疲劳强度减弱系数K=4.0。螺柱最大应力强度，σmax=K×σ=75.73 MPa，得到Salt1=0.5×75.73=37.86 MPa，求得修正后的疲劳应力幅，Salt1′=38.42 MPa，根据JB4732-1995，按表C-1 MNS≤2.7S m 插值，得对应的循环次数N1＞1 000 000 次。该工况实际载荷循环次数为40 000 次，该工况疲劳使用系数U1=40 000÷1 000 000=0.04。

3.2.2 水压试验工况最大交变应力幅Salt2=85.2 MPa，依照上述方法，求得修正后的疲劳应力幅Salt2′=86.45 MPa，对应循环次数N2＞1 000 000 次。该工况实际载荷循环次数为20 次，该工况疲劳使用系数U2=20÷1 000 000=0.00 002。

3.2.3 水压试验工况最大交变应力幅Salt3=63.75 MPa，依照上述方法，求得修正后疲劳应力幅Salt3′=64.69 MPa，对应循环次数N3＞1 000 000 次。该工况实际载荷循环次数为20 次，该工况疲劳使用系数U3=20÷1 000 000=0.00 002。人孔螺柱疲劳累计使用系数U=U1+U2+U3=0.041＜1，人孔螺柱疲劳强度评定合格。

4 结束语

裂解气液相干燥器属于裙座支撑的塔式容器，受到循环压力、液柱静压力、设备自重、风、地震及管道应力等载荷因素影响，受力较复杂，无法通过规则设计验证安全性，需要进行数值模拟分析。利用ANSYS软件对裂解气液相干燥器建立了有限元模型，进行应力分析，发现由于人孔与筒体的连接处、底封头与裙座连接处为结构不连续处，容易出现高应力，应力集中部位也极易出现疲劳失效［6］。经过对壳体和螺柱的应力分析和疲劳评定，证明该设备所有部位的应力强度均满足疲劳寿命设计的要求，目前设备已安全平稳运行。