常頂油氣換熱器入口管線應力分析

張 愷

(中海油石化工程有限公司，山東 青島 266061)

石油化工和油氣加工生產(chǎn)中，換熱器是重要的節(jié)能設備，同時也是重要的提高能源利用率的設，在裝置正常生產(chǎn)運行過程中，換熱器是不可或缺的。因此，在設計階段須保證換熱器不受外力的影響，或?qū)⑼饬Φ挠绊懡档偷阶钚?。這里提到的外力，大多來自管道系統(tǒng)因熱位移，施加到換熱器管嘴的力及力矩。這就要求在設計階段需要對冷換熱備的附屬管道進行應力計算。本文中提及的應力計算，由INTERGRAPH公司的CAESAR II軟件完成[1-3]。

本文以某原料預處理裝置內(nèi)常頂油氣換熱器為例，闡述換熱器進口管道的應力計算，校核一次應力、二次應力，校核換熱器器管嘴受力[4]。

1 應力分析建模基礎數(shù)據(jù)

某原料預處理裝置已運行十多年，計劃在本次停產(chǎn)檢修時，完成設備的升級改造，其中原常壓塔頂?shù)?4“油氣管道更換為28”。該管線參數(shù)如下：

表1 常頂管線參數(shù)表

換熱器管嘴受力應小于制造廠規(guī)定的允許值。見表2。

表2 管口負荷表

表2(續(xù))

2 常頂油氣管道系統(tǒng)應力分析

2.1 管道系統(tǒng)模型

依據(jù)升級改造前管道布置，及管道規(guī)格參數(shù)(見表1)，在CAESAR II中建立的管道系統(tǒng)的模型見圖1。

圖1 常頂油氣換熱器附屬管道Caesar II模型

2.2 模型應力分析

在Caesar II運行后，得出應力計算報告如下：

(1)一次應力比為91.8%，二次應力比128.5%，二次應力超出許用范圍，管道系統(tǒng)沒有足夠的柔性。

(2)表3為操作態(tài)下常頂換熱器管嘴受力情況。從表3可以看出，常頂換熱器管嘴軸線方向受力超出設備廠家規(guī)定的限制值。造成管嘴軸向力偏大的原因，一是因為常壓塔高度超過53m，塔體的熱脹量很大(操作溫度取平均溫度200℃)導致Y方向管線的拉應力增大；二是常頂油氣管線太粗(特別是改造后變成28")，管線剛性太大，而且管道系統(tǒng)柔性不夠。

因此，本次改造過程中，更換常頂油氣管道需要重新考慮管道路由。

表3 常頂換熱器管嘴受力情況

3 調(diào)整后的常頂油氣管道系統(tǒng)應力分析

3.1 調(diào)整后的常頂油氣管道模型

通過上文的分析，需要將該管道系統(tǒng)Y軸方向的熱脹量吸收，降低管道系統(tǒng)的熱應力。根據(jù)現(xiàn)場鋼結(jié)構(gòu)的設置以及設備布置，將管道調(diào)整為圖2所示布置方式。

圖2 優(yōu)化后常頂油氣應力模型

因常壓塔自身熱漲量太大，管道在進圖2所示第1臺換熱器時必須有足夠的柔性來吸收這部分熱漲，故第1臺換熱器管道的U型彎最大；在第3臺換熱器進口，常壓塔熱漲導致的管道拉應力已經(jīng)減小，故此處的U型彎可適當減少，以減少工程量，降低改造成本。

3.2 優(yōu)化后模型的應力分析

運行該應力模型，得到優(yōu)化后模型的應力報告。主要分析結(jié)果如下：

(1)一次應力比為91.9%；二次應力比為21.2%，優(yōu)化效果明顯，常壓塔熱位移對換熱器管嘴的影響很小。

(2)表4為管道布置優(yōu)化后常頂油氣換熱器入口管嘴受力情況。

經(jīng)過一系列的分析，并通過不斷的對模型進行修改調(diào)試，計算結(jié)果表明3.1的分析方向是正確的。該方案不僅滿足了管嘴受力的要求，同時使管道盡量短，有效的保證了管道系統(tǒng)安全，又兼顧了經(jīng)濟型。

表4 管道布置優(yōu)化后常頂換熱器管嘴口受力情況

4 結(jié)論

本文計算模型難點在于常壓塔自身熱脹量太大，導致管道系統(tǒng)在Y軸方向拉應力過大，進而影響管嘴受力的核算。遇到類似問題，首先應考慮縮短Y軸方向管道布置，如果行不通，再考慮在適當位置設置U型彎，增加管道系統(tǒng)在其他兩個方向上的長度，來吸收這部分熱位移，如果以上兩個辦法都無法解決，再考慮在合適位置設置彈簧。