陳孫藝，李志海，鐘經山

(1. 茂名重力石化裝備股份公司，廣東 茂名 525024； 2. 廣東石油化工學院 廣東省石化裝備故障診斷重點實驗室，廣東 茂名 525000； 3. 廣東石油化工學院 廣東省石油化工裝備工程技術研究中心，廣東 茂名 525000； 4. 中海殼牌石油化工有限公司，廣東 惠州 516086)

文獻【1】報道了某超高壓聚乙烯裝置一次機五段后冷卻器E-6645管箱分程隔板在開車后2年多時間發(fā)生4次斷裂失效的分析及處理措施，指出失效的根本原因是介質的脈沖作用引起隔板疲勞失效，同時下游的緊急放空與氣體介質中攜帶的液體進一步使隔板受到沖擊，2種因素共同導致了最終的斷裂失效。據(jù)報道，該冷卻器是型號為DEU的4管程U形管束結構，主要設計參數(shù)見表1。原始設計隔板兩側的壓差為0.07 MPa，為了保證密封效果和抵御往復式壓縮機的脈沖作用，管箱與其端部人孔蓋板之間的密封墊片采用焊接結構。本文將對這種有別于傳統(tǒng)密封形式而綜合了隔膜密封和焊接密封兩方面優(yōu)點的設計結構進行分析。

表1 高壓換熱器設計參數(shù)

1 墊片結構功能分析

由文獻【1】可知，該冷卻器管束、管板和管箱是一體化結構，如圖1所示。其管箱直徑不大，屬于GB/T 151—2014《熱交換器》中圖6-7的D型特殊高壓管箱，端部設計成無法蘭的敞開結構，以便兼做人孔使用；厚壁圓筒端部的螺紋孔用于栽絲緊固端蓋；圓筒端部和端蓋之間的隔膜密封墊是在傳統(tǒng)環(huán)形密封墊的基礎上增設中間隔膜組合而成的。

圖1 高壓冷卻器管束

該密封最重要的結構是針對脈沖作用所設計的球面拱形隔膜，其可以隨著脈動負荷在拱形與平板形之間彈性變化。依靠高溫、高外壓下球面隔膜的彈性變形行為來保持結構的協(xié)調性，也就是利用球面隔膜變?yōu)槠矫娓裟ぬ峁┑膹较蜃冃蝸硌a償管箱端口的徑向端口位移，以達到密封效果；同時還可隨著壓力、溫度的波動在球形與平面兩種結構形式之間彈性變化，從球形變成平面時其外直徑增大，從平面恢復球形時其外直徑縮小，以此來維持隔膜周邊密封功能的結構不受負荷變化的過度影響。這是本質上有別于傳統(tǒng)結構的第一個特點，見圖2。

圖2 高壓管箱

其次，隔膜能提高密封可靠性。通過把管箱內的介質和端蓋隔離開，使得隔膜只有內側存在高壓介質滲入的可能性。另一側是與端蓋接觸的外側。由于內壓作用下端蓋發(fā)生向外拱出的變形，隔膜墊片的外側與內側相比，本來屬于較難密封的一側，但現(xiàn)在隔膜斷絕了外側與介質的接觸，根本上避免了外側的泄漏。

第三，對于復雜工況，隔膜周邊與管箱端部采用了上述密封焊，確保密封安全可靠。3個結構功能特點組合在一起，較好地解決高溫、高壓、動態(tài)工況大開孔的密封問題。

2 主要功能結構的設計

根據(jù)上述功能分析，為了實現(xiàn)管箱端口徑向變形位移等效為球面隔膜可以量化補償這一主要功能，需要對高壓作用下管箱端口徑向位移進行求解。

2.1 徑向位移的近似解析解

對于承受均勻內壓p的薄壁長圓筒，當端面為簡支時其中面徑向位移為【2】

(1)

圖3 球面隔膜補償量計算模型

式中特殊函數(shù)值f4(ξ)可根據(jù)因次為[長度]-1的常數(shù)λ及無因次坐標ξ這2個數(shù)值查文獻【2】中的表20-1而得。其中

(2)

ξ=λL

(3)

式中：R——圓筒中面半徑，mm；

E——圓筒材料彈性模量,MPa；

μ——圓筒材料泊松比，其它變量的含義見表1。

對于本案例的管箱短節(jié)厚壁筒體，應用上述計算式時會存在誤差，再忽略管箱上進、出口開孔削弱及接管載荷對內壓下管箱筒體位移的影響，計算結果將是近似的。這里，與管板鍛成一體或與管板相焊的筒節(jié)一端相當于固定端，管箱的另一端(即開口端)與端蓋通過螺栓連接，相當于簡支端，管箱材料SA350 LF2的泊松比μ=0.3，把表1的參數(shù)代入式(2)和式(3)，得

ξ=0.004 617×597.5≈2.75

查得f1(ξ)=-0.028 5，f4(ξ)=-0.034。

管箱碳錳鋼材料的彈性模量E=1.96×105MPa，則密封焊封處徑向位移約為

[(1-(0.034)]≈0.136 mm

2.2 徑向位移的標準簡化解

JB 4732—1995(2005年確認)標準【3】在其A.1.1 條中指出，該附錄的計算公式適用于需要進行應力分析但是不需要進行疲勞分析的壓力容器及其部件；當用于殼體厚度t與殼體中面半徑R之比為0.02≤t/R≤0.10的范圍時，其結果在工程上是足夠精度的；當t/R>0.10時，可參考應用，其結果一般偏保守。表1中的案例結構屬于這兩種情況中的后者。根據(jù)該標準A.2.1.2條提出的圓筒體在內壓作用下徑向薄膜位移的計算式[見式(4)]比較可知，式(4)雖然可看成是式(1)的簡化，但是有關常數(shù)經過標準委員會專家組的討論審定，更具有針對性和合理性。本案例的結構尺寸符合式(4)的應用條件，把有關數(shù)據(jù)代入式(4)，計算得到高壓作用下管箱筒體徑向薄膜位移為:

(4)

≈0.131 9×0.85≈0.112 mm

與式(1)相比，標準的計算結果約減小17.6%。

2.3 徑向位移的有限元方法解

上述解析解未考慮短節(jié)邊緣載荷的作用和密封連接件的制約作用，與實際有差距。而高壓作用下管箱端口徑向位移有限元分析可以詳細反映結構細節(jié)因素的影響，為此按表1及有關數(shù)據(jù)建立表2所示的8個模型進行計算。模型采用六面體單元，材料性能取值同前文。在管箱內表面施加設計內壓，但是隔膜、隔板、接管內壁上都不施加內壓。管箱圓筒短節(jié)中面處直徑為φ795 mm。提取該處徑向位移與解析解比較分析。各種模型示意見圖4～圖11。

表2 有限元分析模型及端口中面處徑向位移

2.4 徑向位移的差異及結構功能分析

式(4)與簡化的模型1相比，計算結果約減小5.1%。

由圖5和圖6可知，管箱端口螺柱孔對模型的削弱作用明顯，徑向位移結果與沒削弱前相比，提高約31.4%。

由圖7、圖8和圖9可知，帶球面隔膜的模型確實比帶平面隔膜的模型有略高的徑向位移，說明球面的彈性潛在徑向補償作用。由此可以推斷，如果模型在隔膜外加設端蓋，且把內壓施加到隔膜上，球面隔膜對徑向位移的貢獻將會再大一些。

將圖7、圖8和圖9的結果與圖6的結果對比發(fā)現(xiàn)，隔膜對圓筒短節(jié)端口表現(xiàn)出一定的加強作用，彌補了端口螺柱孔對模型的削弱，模型平均的徑向位移減少了約20.2%。

圖4 端口是光面實體的網(wǎng)格模型

圖5 端口帶螺柱孔的模型結果

圖6 端口帶螺柱孔和平板隔膜的模型一結果

圖7 端口帶螺柱孔和平板隔膜的模型二結果

圖8 端口帶螺柱孔和球面隔膜的模型結果

圖9 端口帶螺柱孔、球面隔膜和接管的模型結果

由圖10和圖11可知，圖10和圖11是相對較為接近實物的模型。管箱流體介質進、出口接管和內部10 mm厚的分程隔板對圓筒短節(jié)的加強作用較大，彌補了端口螺柱孔對模型的削弱，而式(4)只考慮薄膜解，未考慮邊界力的影響，因此其結果接近但略低于這兩個模型平均的徑向位移結果，差異約為9.1%。

對圖10和圖11進行分析發(fā)現(xiàn)：平板隔膜和球面隔膜都已具有密封功能，但是端口的徑向位移沿周向分布都不均勻；平板隔膜從最大的0.142 mm到最小的0.099 mm，算術平均值為0.120 5 mm，最大與最小值相差達43.4%；球面隔膜的從最大的0.145 mm到最小的0.101 mm，算術平均值為0.123 mm，最大與最小值相差達43.6%。式(4)的結果接近但略低于球面隔膜模型平均的徑向位移結果0.123 mm，差異約為8.9%，這確實是一個保守的結果。據(jù)文獻【1】所述，加厚分程隔板為20 mm后，對圓筒短節(jié)的加強作用更大，周向不均勻性也更大，平均徑向位移更加接近式(4)的結果，因此判斷式(4)尚可以用于類似本案例的工程計算。相對而言，也是帶球面隔膜的模型比帶平板隔膜的模型有略高2.1%的徑向位移，進一步說明球面的結構彈性潛在更強的徑向補償作用。

圖10 端口帶螺柱孔、球面隔膜、接管和

圖11 端口帶螺柱孔、平板隔膜、接管和

2.5 球面隔膜的第4個結構功能的討論

據(jù)此可以推斷，運行中無法完全釋放的球面結構彈性將在隔膜和端蓋之間形成間隙，該間隙能夠把原來作用在端蓋中間的內壓所產生的整體大彎矩，通過轉移到靠近端蓋周邊的作用力而轉化為局部小彎矩，使端蓋及其主螺柱的彎矩有所降低，可改善密封緊固件的受力狀況，是較為優(yōu)化的結構。

3 墊片尺寸及管箱相關結構設計

3.1 球面隔膜拱高的確定

在工程應用中，由于結構形狀的影響，球面隔膜的球面半徑、開口直徑和球面弧長都不便于精確測量，相對而言，球面隔膜凹面的拱高是較為合適的檢測尺寸，這是滿足密封系統(tǒng)彈性變形協(xié)調要求的關鍵所在。

3.1.1 僅有高壓作用下的拱高

圖3球面隔膜的基本結構尺寸包括開口半徑Ri、膜拱高度h和球面半徑Rs等，文獻【4】只從結構幾何關系建立方程，推導了這些參數(shù)的關系式：

h<72.937ΔR

(5)

把式(4)的ΔR1=0.112 mm代入式(5)計算可得h1<8.2 mm。

3.1.2 設計確定的設計高溫與高壓組合作用對拱高的影響

式中，D是球面隔膜密封墊的外圓直徑，見圖12。設計高溫、高壓下，兩者的補償量差值則是高溫、高壓共同作用下需要通過球形面幾何結構提供的補償量:

ΔR=ΔR1-ΔR2

(7)

=0.112-0.019=0.093 mm

代入式(5)計算可得設計溫度下的球膜拱高度為:

hs=72.937ΔR

(8)

=72.937×0.093≈6.78 mm

3.1.3 設計確定的操作溫度與高壓組合對拱高的影響

如果按操作溫度計算，由于球面隔膜接觸的是從第2流程出來、將進入第3流程的介質溫度，取其略高于管程進、出口操作溫度的平均值即56 ℃；管箱端口溫度在此基礎上還應考慮到來自本體結構的傳熱作用，溫度更高一點，但是較管程進口操作溫度72 ℃低一些，取兩者的平均值64 ℃，則:

把式(4)轉換為操作壓力下的徑向位移，同理得：

上式中的第一項即ΔR1是中徑處的位移差，ΔR3是圖12所示隔膜結構外徑處的位移差，兩者徑向位置略有差異。

圖12 球面隔膜墊結構

忽略由此引起的偏差，則有：

hc=72.937ΔR

(11)

=72.937×0.067

≈4.89 mm

3.1.4 在線實測溫度與高壓組合對拱高的影響

2019年某天現(xiàn)場隨機檢測管箱進口實際壓力為26.4 MPa， 出口沒有壓力檢測儀表， 考慮4個管程折流的壓力損失，取管箱平均內壓為26.4 MPa； 進、 出口實際溫度分別為68.5和36.6 ℃。取球面隔膜溫度略高于管程進、 出口操作溫度的平均值， 即53 ℃， 管箱端口溫度取為60 ℃， 則

把式(4)轉換為實測壓力p″下的徑向位移，同理得

則有

hc=72.937ΔR

(14)

=72.937×0.061

≈4.43 mm

3.1.5 綜合分析

設計參數(shù)、操作參數(shù)、實測參數(shù)三者分別作用下，對拱高的需求有差異，呈現(xiàn)從高到低的趨勢。密封設計不同于強度設計，這里宜以實際檢測工況結果為主。上述分析沒有從密封結構系統(tǒng)上進行整體分析，忽略了管箱端蓋的加強作用、各零部件之間的位移變形協(xié)調作用，以及圓筒短節(jié)從內壁到外壁的溫度差異，實際的徑向位移會小一些。為了便于隔膜周邊密封焊接，結構設計如圖12所示。球面隔膜的周邊是無法完全貼向端蓋的，兩者之間也就存在間隙。為了避免球面隔膜在趨平過程中過高的徑向位移施加給密封連接處一個徑向向外的附加作用力，應控制拱高以保持結構系統(tǒng)的平衡?；谝陨戏治霭亚蚰裙懊娓叨葓A整取值為4 mm。

3.2 隔膜球面半徑的確定

根據(jù)圖3中大直角三角形OAB邊長關系可求得球面半徑：

(15)

由此計算球面隔膜球面半徑

式中Ro不是管箱短節(jié)內半徑，而是參考圖12取隔膜外圓半徑。

圖13是球面隔膜實物。

圖13 球面隔膜實物

3.3 球面隔膜的其它相關結構

文獻【1】分析認為：機組的振動通過介質傳遞到管箱內，既然分程隔板周邊與管箱內壁的角焊縫因承受疲勞作用而開裂，就應該通過隔板把乙烯介質與隔膜隔離開，以免乙烯對隔膜產生疲勞損傷。同時，這也是減小拱高、增大圓角的合理性。

管箱隔板角焊縫開裂與設計載荷有關，在載荷分析中除靜載荷外，還應考慮動載荷的靜態(tài)等效【5】。

隔板設計時應根據(jù)GB/T 151—2014《熱交換器》中的7.1.1.3.3條，校核隔板的撓度是否小于許用撓度[Y]=0.8 mm，其撓度計算按該標準的式(7-6)：

(16)

另一方面，由于球面隔膜的存在，端蓋與管箱隔板之間不能設置傳統(tǒng)的壓緊密封結構，而應留有球面隔膜與隔板之間的自由空隙，因此這種管箱的短節(jié)長度要比傳統(tǒng)非隔膜密封管箱的長度要長一些。

圖14是應用文中專有技術設計的后冷器在裝置中的狀況以及管束與管箱一體化不可拆開的結構實物，已正常運行11年。

圖14 裝置中的后冷器及其管束一體化管箱

4 結論

1) 對于敞口的圓筒短節(jié)端部隔膜密封，球面隔膜比平面隔膜潛在更大的徑向彈性補償作用，改善密封緊固件的受力狀況，是相對優(yōu)化的結構。對于反向法蘭收口的管箱端口的隔膜密封，本案的結果也具有參考價值。

2) 式(4)的解析解接近但略低于模型有限元分析的平均徑向位移結果。從簡化的模型到較為接近實物的模型，差異約為5.1%～9.1%。通常情況下式(4)可以用于工程計算。

3) 有限元分析表明：熱交換器管箱上組焊的接管和隔板對短節(jié)的加強作用明顯，有利于短節(jié)承受內部高壓的部分作用，但是也引起了端口徑向位移沿周向分布的顯著不均勻性，對端口非焊接密封的不良影響有待進一步分析。