閉式系統(tǒng)安全閥泄放管道應(yīng)力分析

季龍慶

（中海油石化工程有限公司，濟南 250101）

安全閥是受壓設(shè)備、容器和管路上重要的安全附件[1-2]。當(dāng)設(shè)備、容器或管路內(nèi)的壓力超過最高允許操作壓力時，閥門自動開啟泄放以降低系統(tǒng)壓力，從而保護(hù)設(shè)備、容器或管路的安全運行。由于安全閥泄放介質(zhì)的溫度一般較高，泄放管道存在較大的熱膨脹。同時安全閥排氣泄放過程中，泄放介質(zhì)的瞬態(tài)流動會在管道內(nèi)產(chǎn)生較大的泄放反力。為避免熱膨脹和泄放反力對設(shè)備和管道自身造成損害，保證裝置的安全性，需對安全閥泄放管道進(jìn)行應(yīng)力分析[3]。開式安全閥系統(tǒng)泄放反力的計算主要依據(jù)ASME B31.1 或API 520 中的方法[4-6]。閉式安全閥系統(tǒng)泄放反力的計算則需進(jìn)行復(fù)雜的時間歷程分析，Muschelknautz 等人使用計算流體力學(xué)方法計算了閉式安全閥泄放過程中管道彎頭間的泄放反力[7-8]。針對某煉油裝置閉式安全閥泄放管道，本文使用Fluent 軟件建立了安全閥出口管道的有限元模型，對泄放過程中管道內(nèi)的瞬態(tài)流動過程進(jìn)行模擬分析，得到了泄放管道內(nèi)的泄放反力。將泄放反力導(dǎo)入CAESAR Ⅱ應(yīng)力分析模型，分析了泄放反力作用下管道的動態(tài)響應(yīng)，完成了閉式安全閥泄放管道的應(yīng)力分析。

1 有限元模型

在某煉油裝置碳四裝置中，碳四原料處理罐罐頂閉式安全閥泄放系統(tǒng)管道及支架設(shè)置如圖1 所示。

其中，10 節(jié)點為碳四原料處理罐排放口，410節(jié)點為火炬總管接入口。安全閥泄放壓力（G）為1.06 MPa，火炬總管壓力（G）為0.2 MPa。由于泄放管路中閥門處于全開狀態(tài)，可忽略閥門對流場的影響。安全閥出口界面為模型起點，定義為質(zhì)量流量入口?；鹁婵偣芙尤肟诮缑鏋槟Ｐ徒K點，定義為壓力出口，壓力（G）取火炬總管壓力0.2 MPa。安全閥泄放時，在流通截面積和流向發(fā)生改變處產(chǎn)生泄放反力，因此在模型中設(shè)置face1- face8 截面以計算出口管道內(nèi)部的泄放反力。安全閥出口管道的三維模型如圖2所示。

安全閥額定排量W0為26.71 kg/s，安全閥開啟時間t0為0.04 s。安全閥泄放時出口質(zhì)量流量w 變化曲線如圖3 所示，以自定義函數(shù)的形式導(dǎo)入模型。

模型涉及的物理守恒方程包括質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程以及能量守恒方程，其中湍流模型選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε 模型，這些方程和模型可查閱相關(guān)文獻(xiàn)，本文不再贅述[9]。碳四介質(zhì)的物理參數(shù)如表1 所示。

2 流場分析

由于安全閥在短時間內(nèi)完成泄放過程，泄放管道內(nèi)流體參數(shù)劇烈變化，將時間步長設(shè)為0.001 s，計算時間歷程取1 s，共計1 000 個時間步。根據(jù)ASME B 31.1 中推薦的方法，t 時刻截面上的泄放反力Ft可由t 時刻截面上所有網(wǎng)格單元對應(yīng)的流體參數(shù)計算得到：

圖1 泄放管道軸測圖Fig.1 Isometric drawing of discharge pipeline.

圖2 出口管道幾何模型Fig.2 Geometric model of outlet pipeline.

圖3 安全閥出口質(zhì)量流量變化曲線Fig.3 Massflow - time curve of relief valve outlet

表1 計算基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of computation

式中 W——質(zhì)量流量；

V——流速；

P——壓力；

A——網(wǎng)格單元截面積；

it—— t 時刻截面上第i 個網(wǎng)格單元對應(yīng)的流體參數(shù)。

由此得到各截面上的泄放反力的變化曲線，如圖4 所示。

圖4 泄放反力變化曲線Fig.4 Discharging reaction forces - time curves.

由圖4 看出，0.6 s 后各截面上的泄放力都基本趨于穩(wěn)定，表明時間步設(shè)置滿足計算要求。各截面上均存在一個背壓造成的6 212 N 的初始值。由于壓力波與速度波的傳遞，各截面泄放反力變化存在一定的時間延遲。管道前端截面先于管道末端截面受到壓力波與速度波的沖擊，由此導(dǎo)致出口管道系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生瞬態(tài)不平衡力。

3 應(yīng)力模型

為評估泄放反力對安全閥泄放管道的影響，建立安全閥泄放管道的應(yīng)力分析模型，如圖5 所示，模型中支架設(shè)置見圖1。

圖5 泄放管道應(yīng)力分析模型Fig.5 Stress analysis model of discharge pipeline

10 節(jié)點、410 節(jié)點分別受到碳四原料處理罐熱膨脹和火炬總管熱膨脹的影響，設(shè)置為位移邊界，節(jié)點位移設(shè)置見表2。

表2 節(jié)點位移Table 2 Displacements at nodes

泄放反力作用于泄放管道彎頭處，各彎頭節(jié)點泄放反力設(shè)置見表3。

4 應(yīng)力分析

使用CAESAR Ⅱ動態(tài)分析模塊對泄放管道模型進(jìn)行時程分析，在110 ms 和380 ms 時刻，泄放管道在泄放力作用下的動態(tài)響應(yīng)如圖6 所示。

從圖6 可以看出，在泄放反力作用下，300 ～ 360節(jié)點間管段在Z 方向存在較大位移。動態(tài)響應(yīng)報告顯示，110 ms 時刻300 節(jié)點在Z 方向的動位移達(dá)到+15.3 mm，380 ms 時刻300 節(jié)點在Z 方向的動位移達(dá)到-11.7 mm。同時泄放反力造成300 節(jié)點彎頭處的峰值動應(yīng)力達(dá)到 87.7 kPa，泄放管道存在較大的安全隱患。

表3 節(jié)點泄放反力Table 3 Discharging reaction force at Nodes

圖6 泄放管道在泄放力作用下的動態(tài)響應(yīng)Fig.6 Dynamic response of discharge pipeline under reaction force

根據(jù)最大動位移發(fā)生的位置和方向，可以推斷施加于300 節(jié)點和340 節(jié)點的泄放反力是造成泄放管道存在較大動位移和動應(yīng)力的原因。在泄放管道系統(tǒng)中，該段管道長度較大，兩端泄放反力變化存在較大的時間延遲，在Z 方向管道內(nèi)形成了較大的瞬態(tài)不平衡力。同時管道泄放系統(tǒng)在Z 方向缺乏有效約束，存在較大自由度。要降低泄放管道中的動位移和動應(yīng)力，可選擇降低300 ～ 340 節(jié)點間的直管段長度或在該管段增設(shè)軸向限位支架。相比之下增設(shè)軸向限位支架更為可行，因此在310 節(jié)點支架增設(shè)Z 向限位支架，如圖7 所示。

對泄放管道重新進(jìn)行時程分析，300 節(jié)點彎頭處的動應(yīng)力降至45.3 kPa，下降約48.3%。各節(jié)點在Z方向的動位移降至1 mm 以內(nèi)，整個管道系統(tǒng)的動應(yīng)力水平和動態(tài)峰值位移均顯著下降。同時增設(shè)Z 向限位支架后，設(shè)備管口受力和管道應(yīng)力均滿足設(shè)計要求。

圖7 調(diào)整后的泄放管道應(yīng)力分析模型Fig.7 Stress analysis model of adjusted discharge pipeline

5 結(jié)論

當(dāng)閉式安全閥出口管道存在過長直管段時，安全閥泄放過程中直管段兩端存在較大的瞬態(tài)不平衡力，該瞬態(tài)不平衡力將在泄放管道系統(tǒng)內(nèi)引起較大的動位移和動應(yīng)力，影響裝置的穩(wěn)定性。

通過在相應(yīng)直管段設(shè)置軸向限制支架，可有效降低管道系統(tǒng)在安全閥泄放過程中的動應(yīng)力水平和動態(tài)峰值位移。因此，安全閥出口管道中應(yīng)盡量避免過長直管段的存在，否則應(yīng)注意在相應(yīng)直管段增設(shè)軸向限位支架，從而確保系統(tǒng)的穩(wěn)定性，防止事故的發(fā) 生。