大开孔甲醇制烯烃反应器结构优化数值模拟

大开孔甲醇制烯烃反应器结构优化数值模拟
胡效东; 孙建桂; 贾祥正; 孙启童
【期刊名称】《《科学技术与工程》》
【年(卷),期】2019(019)028
【总页数】6页(P233-238)
【关键词】大开孔; 数值模拟; 补强; 实验研究
【作者】胡效东; 孙建桂; 贾祥正; 孙启童
【作者单位】山东科技大学机械电子工程学院青岛266590; 山东省菏泽市产品检验检测研究院菏泽274000
【正文语种】中文
【中图分类】TP391.9; TQ015.9
甲醇制烯烃是得到乙烯和丙烯的主要化工技术,大开孔容器是甲醇制烯烃的主要设备,随着中国经济的发展,现代工业对低碳烯烃产量的需求日益提高,同时大开孔容器广泛应用于石油、化工、医学和航空等行业[1—3]。

由于开孔会导致的几何结构的不连续,会增大开孔周围的局部应力,破坏了原有的应力分布,使局部的应力状态变得复杂。

林玉娟等[4]通过实际案例进行计算分析发现,在保证可靠性前提下,对容器分析计算相对于常规计算进行了优化,充分发挥出了材料的固有性能。

董龙梅等[5]使用ANSYS软件对压力容器的平板封头进行了优化分析,得到了在满足应力强度条件下,
容器质量下降4.7%。

任宏雷等[6]利用ANSYS软件,针对超过常规设计规定范围的大开孔压力容器,进行了局部的应力分析及优化,在满足许用应力的前提下,确定出最经济合理设计方案。

韩敏[7]对压力容器进行了应力分析,通过应力分布图发
现,ANSYS软件分析的结果与实际基本一致。

郑传祥等[8]通过理论分析了超标大开孔的安全性,利用实验手段验证了此种结构的可靠性,两者结果基本一致。

现针对某甲醇制烯烃装置大开孔容器,依据GB 150.1～150.4—2011《压力容器》[9]确定该容器的整体结构,采用有限元法分析该大斜开孔结构的应力分布,并依据JB 4732—1995(2005年确认版)[10]进行应力评定。

安全是压力容器设计的核心,保证安全性不是盲目地增加材料厚度、追求材料的品质,在保证本质安全的前提下,基于有限元法对方案进行优化分析,寻求最优设计方案,降低产品成本[11],并通过实验验证模拟结果的准确性。

1 设计条件
基于某公司的甲醇制烯烃装置大开孔容器,此设备的主要结构包括上下封头、过渡段、筒体和大开孔等结构,此设备结构简图如图1所示。

大开孔部分是受力较复杂区,对大开孔部分进行优化分析。

1.1 计算方案一的模型参数
大开孔部分包括筒体、斜接管、补强圈和筋板。

计算方案一的筒体内径为2 300 mm,壁厚为26 mm；斜接管内径为1 700 mm,壁厚为26 mm；补强圈厚度为26 mm,周边等宽350 mm；筋板分为上端筋板5块,侧面筋板2块,下端筋板5块,厚度为16 mm。

图1 设备结构图Fig.1 Map of equipment structure
设备的材料采用Q245R,设计温度350 ℃,材料该温度下的弹性模量为178 000 MPa,泊松比为0.3。

设计压力0.22 MPa,设计温度350 ℃,焊接接头系数1.0,腐蚀裕量3 mm。

此温度下,材料厚度16～36 mm时,材料的许用应力为93 MPa。

1.2 不同计算方案的参数对比
图1中标注尺寸为计算方案一的尺寸,按照此方案(加补强圈和筋板)时,能满足开孔区域的补强要求,但是补强圈与筋板的实际生产制造比较复杂。

为了降低成本,对大开孔部分进行优化设计,因为应力集中的程度取决于开孔部位结构的形状和尺寸,经过多次计算确定出满足相关设计标准的三种计算方案,具体工艺变化情况对比如表1所示。

表1 不同计算方案的工艺对比Table 1 Process comparison of different calculation schemes设计方案筋板补强圈筒体厚度/mm计算方案一有有26计算方案二有无26计算方案三无无34计算方案四无有26
对于计算方案二,确定筒体的计算厚度为26 mm,由于考虑到尽可能降低制造成本,筋板可以用筒体制造剩余的角料,所以确定筋板厚度为26 mm,对大开孔部分上端筋板的尺寸大小进行渐变调整,其他地方的筋板尺寸不变。

经过多次对不同参数的模型进行有限元分析,最后确定出上端筋板临界尺寸,L1(焊接在大筒体上的上端筋板边长)调整为380 mm,L2(焊接在斜接管上的上端筋板边长)调整为290 mm,其他类型的筋板不变。

对于计算方案三,最后确定筒体的临界计算厚度为34 mm。

对于计算方案四,最后确定筒体和补强圈的临界计算厚度为26 mm。

利用ANSYS对不加补强圈的模型进行分析,分别改变筋板的尺寸大小和厚度。

这时候模型的一次局部薄膜应力、一次加二次应力强度也会随之改变,其中大体趋势随着筋板尺寸的增大和厚度的增加,一次局部薄膜应力、一次加二次应力强度会随之减小。

把这几种方案进行比较,进而选出最佳方案。

2 有限元分析理论依据
2.1 平衡方程
平衡方程的矩阵形式为
Aσ+F=0
(1)
式(1)中：A是微分算子；σ是变形体内任一点的应力；F是体积力向量。

(2)
(3)
F=[Fx Fy Fz]T
(4)
2.2 几何方程
几何方程的矩阵为
ε=ATf
(5)
式(5)中：ε是变形体内任一点的应变；f为该点的位移。

(6)
(7)
2.3 物理方程(应力-应变关系)
对于各向同性的线弹性材料,用应力表示的本构方程。

以矩阵形式表示: ε=Cσ
(8)
式(8)中：C为柔性矩阵。

物理方程中的弹性矩阵D可表示为
(9)
其中柔性矩阵和弹性矩阵是互逆关系,即C=D-1。

2.4 最大切应力理论
破坏条件:
τmax=τ0
(10)
屈服准则:
σ1-σ3=σs
(11)
屈服条件:
σ1-σ3≤[σ]
(12)
式中：τmax为最大剪应力,MPa；τ0为材料性能所达到最大剪切力值,MPa；σ1、σ2、σ3分别为三个正交方向的主应力,MPa；σs为单向拉伸时的屈服极限,MPa；[σ]为许用应力,MPa。

3 有限元分析
3.1 模型的建立和网格的划分
以计算方案一为例,对研究的对象进行建模,因为是模型是完全对称的,为了简化计算,只建立一半模型。

对模型进行网格划分,采用六面体网格划分方法,共划分节点数为
2 401 877个,网格数为1 31
3 485个。

使用“Skewness”检查网格质量,平均值
为0.42,说明网格质量较好,网格划分情况如图2所示。

图2 网格的划分Fig.2 Grid of division
在筒体底部横截面处施加固定约束,在模型切面施加对称约束,在结构内表面施加
0.22 MPa的均匀内压。

在筒体的轴向截面施加由内压引起的等效力456 791 N,
在斜接管的轴向截面施加由内压引起的等效力249 551 N。

3.2 强度评定
大开孔部分的有限元分析应力分布云图如图3所示。

可以看出,该部分的应力最大点位于筋板与筒体的连接处,最大应力值为219.64 MPa。

图3 应力分布云图Fig.3 Cloud map of stress distribution
其余三种不同计算方案的应力最大点分别为291.07、229.47、256.8 MPa,具体应力分布不再重复赘言。

对四种计算方案进行强度评定,通过ANSYS线性化分析后,得到最大点沿着壁厚方向的一次局部薄膜应力、一次加二次应力、峰值应力和总应力的数值,由于不考虑疲劳,只对一次局部薄膜应力和一次加二次应力进行评定。

对应力最大点取一条路径进行线性化分析,得到一条路径应力线性化曲线如图4所示。

图4 应力最大点路径应力线性化曲线Fig.4 Stress maximum point path stress linearization curves
根据JB 4732—1995(2005年确认版)[10]的要求,一次局部薄膜应力值SⅡ应小于1.5 KSm,一次加二次应力值SⅣ小于3 Sm,根据JB 4732—1995[10]规定,K的值取1,对应力分析结果进行评定,为了节省篇幅,对设计方案选只选取最大应力处的一条路径,对比发现SⅡ=131.33 MPa<1.5 KSm=139.5 MPa；而且SⅣ=272.94 MPa<3 Sm=279 MPa,强度评定合格。

3.3 有限元模拟结果分析
以计算方案二为例,在强度评定时候,一次局部薄膜应力和一次加二次应力应该低于材料在设计温度下最大许用应力。

因为不同计算方案的受力最大点位置基本相同,而且随着模型尺寸的改变,不同类型应力值变化趋势基本相似,下面对计算结果中的一次加二次应力进行分析对比,找出满足国家标准的最佳模型尺寸。

不加补强圈,假定筋板尺寸L1为380 mm, L2为290 mm,通过对不同筒体厚度的
模型进行计算,得出最大应力点的一次加二次应力随筒体厚度变化曲线如图5所示。

图5 应力随筒体厚度变化曲线Fig.5 Stress curves with the shell thickness changing
不加补强圈,假定筒体厚度为26 mm,通过对不同筋板尺寸的模型进行计算,得出最
大应力点的一次加二次应力随筋板尺寸变化的曲线如图6所示。

图6 应力随筋板尺寸变化曲线Fig.6 Stress curves with the rib plate size changing
其余计算方案临界参数确定方法和上述一致。

为了从中选出最优的设计方案,分别
计算出了上述四种不同的计算方案的开孔部分的质量。

具体数据如图7所示。

从
图7可以看出,计算方案二中设备的金属材料质量最小。

图7 不同计算方案的模型重量Fig.7 Model weight of different calculation schemes
4 有限元模拟值的验证
由于所研究的大开孔甲醇制烯烃压力容器尺寸较大,生产制造成本很高,不能对大开
孔结构进行直接实验来验证,因此通过两方面来对其进行间接验证。

首先,参考文献[12]利用静态采集系统UCAM—60B和动态采集系统MDR,通过冲
击试验,测得的实验值和有限元模拟值相近,因此可验证本文大开孔计算的准确性。

参考文献[13]通过应力应变实验对焊接机器人关键部件的进行测定,实验测得的数
值与有限元值存在误差在0.47%～29.36%,而且数值变化趋势一致,验证了有限元
仿真的合理性,结果也较为可靠。

其次,通过对小型压力容器进行应力应变实验的研究,类比到大开孔容器。

4.1 应力应变测定实验
电阻应变测量法是测定压力容器筒壁应变的常用方法之一。

其测量装置由三部分组成:即电阻应变片,连接导线和电阻应变仪。

实验测定对象为锥型封头,测定设备为
YE2533静态应变仪电阻应变仪如图8所示。

图8 实验设备Fig.8 Experiment apparatus
4.2 实验结果
实验的对象是锥形封头,实验容器的筒体内径为300 mm,壁厚为8 mm的304不锈钢制造。

分别在内压2、1.8、1.6、1.4、1.2、1.0 MPa压力下进行实验,然后测量出各个测量点在不同压力下的变形量,利用胡克定律可求出各点的径向应力和环向应力。

各测量点的径向应力和环向应力的测定值如表2所示。

表2 不同压力下的各点测定值Table 2 Measured value at various points under different pressures点号片号方向实测应力/MPa1.01.21.41.61.82.05(近锥点)B1径向0.410.460.560.650.680.76B2环向1.672.162.232.563.033.296B3径向2.402.683.253.744.084.69B4环向6.137.368.899.7311.3512.407B5径向5.085.987.177.888.789.40B6环向12.7714.9616.5718.7020.8925.648B7径向9.149.6811.7712.8114.6116.17B8环向17.6121.5026.5831.4734.1336.79
4.3 模拟与实验结果的对比分析
完全按照实验模型的尺寸参数进行建模，分别在内压2、1.8、1.6、1.4、1.2、1.0 MPa下进行有限元分析。

下面以2 MPa压力下为例,图9是为实验模型的应力分布云图。

图9 应力分布云图Fig.9 Stress distribution cloud map
为了更加直观地对比模拟与实验的结果,下面以点号8环向应力为例,图10是点号8处在不同内压时候的环向应力的测定值和有限元分析值点线图。

图10 点号8在不同内压下两种的环向应力曲线Fig.10 Radial stress curves of point 8 under different internal pressures
5 结论
(1)通过类比参考文献资料,以及应力测定实验,发现有有限元模拟值基本吻合实验测
定值,类比到大开孔结构的有限元模拟,所以对大开孔的优化设计是有效的。

(2)锥型封头的应力测定值与有限元分析值误差的在0.49%～19.03%,两者数值基
本相近,且数值变化趋势相同。

(3)采用加筋板、加补强圈,或者三者并用,均能够保证大开孔压力容器的本质安全性。

(4)大开孔压力容器的应力集中主要位于上端筋板与筒体、斜接管与筒体、补强圈
与筒体的连接不连续处。

(5)对于本文压力容器,采用增加筋板,并增加筒体厚度(和斜接管相同)所用金属材料
最少,材料成本最低，对于此类容器推荐使用加筋板补强。

参考文献
【相关文献】
1 柴孟瑜, 段权, 张早校. Q345R疲劳裂纹扩展过程的声发射研究[J]. 工程科学学报, 2015, 37(12): 1588-1593
Chai Mengyu, Duan Quan, Zhang Zaoxiao. Acoustic emission study of fatigue crack propagation in Q345R[J]. Chinese Journal of Engineering, 2015, 37(12): 1588-1593
2 陈学东, 范志超, 崔军, 等. 极端条件重大承压设备的设计、制造与维护[J]. 机械工程学报, 2013,
49(22): 66-75
Chen Xuedong, Fan Zhichao, Cui Jun, et al. Risk based design, manufacture and maintenance of extreme pressure equipment[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2013, 49(22): 66-75
3 曲杰, 覃威, 许华忠. 压力容器有限元计算中的整体建模方法研究[J]. 科学技术与工程, 2014,
14(5): 62-66，96
Qu Jie, Qin Wei, Xu Huazhong. Ensemble Modeling method in finite element analysis for pressure vessels[J]. Science Technology and Engineering, 2014, 14(5): 62-66，96
4 林玉娟, 李继伟, 江雪. 薄壁压力容器开孔补强的设计计算与可靠性分析[J]. 科学技术与工程, 2010, 10(36): 9082-9085
Lin Yujuan, Li Jiwei, Jiang Xue. The opening reinforcement of thin-wall pressure vessel’s designing calculation and reliability analysis[J]. Science Technology and Engineering, 2010, 10(36): 9082-9085
5 董龙梅, 杨涛, 孙显. 基于ANSYS对压力容器的应力分析与结构优化[J]. 机械设计与制造,
2008(6): 99-100
Dong Longmei, Yang Tao, Sun Xian. Stress analysis and structure optimization of pressure vessel on ANSYS[J]. Machinery Design and Manufacture, 2008(6): 99-100
6 任宏雷, 任小中. 具有大开孔压力容器的结构应力分析及优化[J]. 煤矿机械, 2013, 34(8): 51-53 Ren Honglei, Ren Xiaozhong. Structure stress analysis and optimization of pressure vessel with large opening[J]. Coal Mine Machinery, 2013, 34(8): 51-53
7 韩敏. 利用ANSYS软件对压力容器进行应力分析[J]. 煤矿机械, 2008, 29(1): 73-74
Han Min. Stress analysis of pressure contain with ANSYS software[J]. Coal Mine Machinery, 2008, 29(1): 73-74
8 郑传祥, 朱国辉. 压力容器封头超标大开孔结构分析与试验研究[J]. 化工机械, 1996(1): 12-15，61 Zheng Chuanxiang, Zhu Guohui. Structural analysis and experimental study on large openings of super standard pressure vessel[J]. Chemical Engineering & Machinery,
1996(1): 12-15，61
9 全国锅炉压力容器标准化技术委员会. 压力容器: GB 150—2011[S]. 北京: 中国标准出版社, 2012 China Standardization Committee on Boilers and Pressure Vessels. Pressure vessel: GB 150.1～150.4—2011[S]. Beijing: Standards Press of China, 2012
10 全国锅炉压力容器标准化技术委员会. 钢制压力容器—分析设计标准(2005年确认版): JB 4732—1995[S]. 北京: 中国标准出版社, 2007
China Standardization Committee on Boilers and Pressure Vessels. Steel pressure vessel—Design by analysis (Confirmed in 2005): JB 4732—1995[S]. Beijing: Standards Press of China, 2007
11 隋大山, 崔振山. 压力容器的结构优化设计及其具体实现[J]. 机械设计与研究, 2005, 21(5): 95-97
Sui Dashan, Cui Zhenshan. Optimization design of a vessel and its implementation[J]. Mechanical Design and Research, 2005, 21(5): 95-97
12 房坤, 蔡加加, 瞿绘军, 等. 基于ANSYS的新型罐箱结构强度分析及试验验证[J]. 机械工程与自动化, 2017(3): 46-47，49
Fang Kun, Cai Jiajia, Qu Huijun, et al. Strength analysis and test verification of a new type of tank structure[J]. Mechanical Engineering & Automation, 2017(3): 46-47，49
13 赵瑞文, 童一飞, 谭清锰, 等. 基于应力应变实验的有限元分析结果验证[J]. 机械设计与制造工程, 2018, 47(5): 9-13
Zhao Ruiwen, Tong Yifei, Tan Qingmeng, et al. Validation of the finite element analysis results based on stress and strain test[J]. Machine Design and Manufacturing Engineering, 2018, 47(5): 9-13。