基于AWE 對兩種裂解氣閥閥體結構的分析

王建強

(1.北京航天石化技術裝備工程有限公司，北京 100076；2.北京航天動力研究所，北京 100076)

隨著百萬噸級乙烯裝置的出現，與之相適應的大型裂解爐技術也得到了長足進步，裂解氣閥主要應用于裂解爐裝置中，是裂解工藝的核心設備之一，其安裝在裂解爐出口，控制裂解爐和下游設備的通斷。閥體作為裂解氣閥的重要承載基體，其性能穩定、安全，是確保裂解氣閥正常運行的前提。由于裂解氣閥閥體結構復雜，需要基于AWE協同優化分析平臺進行閥體結構分析，以優化閥體結構性能。筆者結合鎮海煉化項目10 號爐48寸裂解氣閥的實際使用工況(閥腔溫度343 ℃，壓力0.5 MPa(g)，流道溫度208 ℃，壓力0.36 MPa(g))，首先對米字形閥體結構進行優化設計，以閥體集中應力處的最大等效應力為目標函數[1]，結合閥體壁厚、筋板厚度和筋板位置等參數進行有限元優化分析設計，得到米字形閥體最優化結果；然后采用相同的優化分析方法，對井字形閥體結構進行有限元優化計算得到井字形閥體最優化結果；對比井字形閥體和米字形閥體的等效應力分布情況，優化分析兩種閥體結構的應力分布情況。

1 閥體材料性能

閥體材料為15CrMo，材料參數見表1。

表1 閥體材料參數

2 閥體結構模型

閥體模型在ANSYS Workbench中建立。由于裂解氣閥為多零件結構，閥體上有涉及與其他零件對接的結構，在不對閥體應力有較大影響的前提下對閥體進行了一定的簡化，米字形和井字形閥體模型見圖1。

圖1 裂解氣閥閥體模型

3 閥體溫度場計算

裂解氣閥內工作介質為高溫氣體，在運行工況下閥腔內部充滿高溫工作介質，熱量通過對流換熱和熱傳導向外傳遞，閥內介質與閥體間對流換熱系數為40 W/(m2·℃)，閥體與外部大氣間換熱系數為7.42 W/(m2·℃)，按工作工況對閥體進行穩態熱分析，米字形閥體和井字形閥體的溫度分布見圖2和圖3。

圖2 米字型閥體溫度分布

圖3 井字形閥體溫度分布

結果顯示，米字形閥體和井字形閥體的最高溫度點位于閥腔內壁，最低溫度點位于筋板與法蘭的連接處。

4 閥體邊界條件和載荷

裂解氣閥在線運行時管線內壓為0.36 MPa(g)，閥腔內壓為0.5 MPa(g)，管線對閥門法蘭的作用載荷見表2，閥門的出口法蘭端面施加固定約束，忽略中法蘭螺栓預緊力和閥體自重。米字形閥體和井字形閥體載荷見圖4和圖5。

圖4 米字形閥體載荷情況

圖5 井字形閥體載荷情況

表2 法蘭上的管道載荷

5 米字形閥體強度的有限元分析

本文進行米字形閥體結構優化分析，得到米字形閥體等效應力最小化的最優化結構參數，同時研究米字形閥體結構和井字形閥體結構在相同材料、相同工藝參數和面心距尺寸條件下，兩種閥體各自在最優結構參數時應力分布效果，首先將基于米字形閥體結構進行有限元優化設計。

5.1 米字形閥體優化分析計算結果

按照第四強度理論求得米字形閥體等效應力(見圖6)，閥體最大等效應力為190.49 MPa，最大等效應力接近于閥體材料設計條件下的屈服強度范圍。由于進出口法蘭與筋板的相貫位置壁厚和形狀都有突變，因此在該位置會產生明顯的應力集中問題[2]。為提高閥門的安全性、可靠性和經濟性，有必要對閥體進行結構優化以改善閥體應力集中情況。

圖6 閥體等效應力分布云圖

5.2 米字形閥體優化分析

5.2.1影響閥體結構強度的參數

閥體結構和筋板結構為對稱分布，因此取1/4閥體的結構參數進行分析，影響閥體應力分布的優化輸入參數見表3，閥體優化輸出參數見表4。

表3 閥體優化輸入參數

續表

表4 閥體優化輸出參數

5.2.2閥體結構參數優化

為了改善閥體的應力集中問題，文中以閥體應力集中處的最大等效應力值實現最小化為優化目標[3]，以影響閥體應力分布的結構參數為設計輸入變量，對閥體結構進行了優化設計。

(1)靈敏度分析。通過對閥體進行優化計算，得到設計輸入變量的靈敏度響應(見圖7)。由靈敏度分析圖可知，閥體的P13、P16、P12對整個閥體應力的靈敏度影響較大，P13對閥體重量的靈敏度影響較大。

圖7 靈敏度響應圖

(2)參數對等效應力的影響。在優化模塊中得出響應曲線圖，其中閥體頂壁厚P10對閥體等效應力的影響見圖8，隨著閥體頂壁厚P10的增加，等效應力呈先減小后增大趨勢，在閥體頂壁厚為52.5 mm時等效應力值達到最??；閥體側壁厚P11對閥體等效應力的影響見圖9，隨著閥體側壁厚P11的增加，等效應力呈減小先減小后增大的趨勢，在閥體側壁厚為50 mm時等效應力值達到最??；筋板2位置P12對閥體等效應力的影響見圖10，當P12為37.6°時閥體等效應力最小，偏離這個值時等效應力上升很快；筋板2厚度P13對閥體等效應力的影響見圖11，隨著筋板2厚度P13的增加，閥體等效應力快速降低，當P13為56.25 mm時閥體等效應力最小，當筋板2厚度繼續增加，閥體等效應力隨之增大，但增大的程度較??；參數P14、P15、P16、P17的響應圖類似P10的分布規律，閥體等效應力呈現隨參數增加先減小后增大的趨勢。

圖8 P10對閥體等效應力影響

圖9 P11對閥體等效應力影響

圖10 P12對閥體等效應力影響

圖11 P13對閥體等效應力影響

圖12 P10和P11應力強度設計空間分析

圖13 P14和P17應力強度設計空間分析

(3)優化結果及分析。輸入變量P10和P11應力強度設計空間分析見圖12，閥門的最大應力由216 MPa降到188 MPa，降低了13%；輸入變量為P14和P17應力強度設計空間分析見圖13，閥門的最大應力由213 MPa降到189 MPa，降低了11.3%；其他的幾個變量應力強度設計空間結果為：輸入變量為P12和P13的最大應力降低24%；輸入變量為P15和P16的最大應力降低19.1%。

經過有限元優化程序對影響閥體強度8個優化參數的分析，得到了閥體結構改進后的參數，閥體結構改進前后參數對比見表5。

表5 米字形閥體結構改進前后結果

按照表5對閥體模型進行改進，閥體材料、約束、載荷、網格劃分設定與改進前相同，改進后更新了網格劃分結果和應力計算結果，改進后應力計算結果見圖14，改進后閥體的等效應力最大值仍然在法蘭與筋板相貫位置，但是最大應力減小為180.39 MPa，優化使最大等效應力減小了5.3%，改善了閥體的強度，滿足強度要求。

圖14 米字形閥體優化后等效應力云圖

6 井字形閥體強度的有限元分析

按照米字形閥體相同的優化方法對井字形閥體進行了有限元優化分析，井字形閥體與米字形閥體的材料、工藝參數、閥體面心尺寸與米字形閥體相同，優化過程中的數據分析不再詳述，下文中給出了優化過程中的重要參數和結果。

(1)井字形閥體對應力分布有影響主要參數見圖15，以此作為優化設計輸入參數，優化前閥體等效應力分布情況見圖16。

圖15 井字形閥體參數

圖16 井字形優化前閥體等效應力分布情況

(2)井字形閥體結構參數優化前后結果見表6。

表6 井字形閥體結構改進前后對比

井字形閥體結構優化后等效應力分布情況見圖17，改進后閥體的等效應力最大值同樣在閥體與筋板相貫位置，但是最大應力降至125 MPa，比優化前最大等效應力減小了39%，保證了閥體的強度，滿足設計條件要求。

7 米字形閥體與井字形閥體對比分析

在米字形閥體和井字形閥體的材料、工藝參數和法蘭面心距尺寸相同的條件下，對比優化后閥體等效應力最大值和等效應力分布情況，從圖14和

圖17對比可以看出，兩種閥體結構的等效應力最大值位置都是進出口法蘭與筋板的相貫位置，此處由于法蘭和筋板的壁厚、形狀都發生突變，因此出現明顯的應力集中問題；井字形閥體結構能達到的等效應力最大值為125.1 MPa，比米字形閥體等效應力最大值180.39 MPa低30.7%；井字形閥體結構比較應力分布相對米字形閥體結構更為均勻，閥體的結構強度更好。

圖17 優化后閥體等效應力分布情況

8 結語

(1)本文利用 Workbench 的響應面優化方法以米字形閥體的8個結構參數為設計變量進行了優化，優化后的閥體強度得到了提升，最大等效應力降低了5.3%，閥體性能有效提升。

(2)利用 Workbench 的響應面優化方法以井字形閥體的9個結構參數為設計變量進行了優化，優化后的閥體應力集中處最大等效應力降低了39%。相較于米字形閥體，井字形閥體的等效應力分布更加均勻，井字形閥體等效應力最大值比米字形閥體低了30.7%，在相同條件下，井字形閥體的強度性能更好。