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管壳式换热器温度载荷下的强度研究
作者:浙江大学 刘天丰 林兴华
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冷冻机/热交换设备展厅
冷却塔, 冷凝器, 冷却器, 蒸发器, 集热器, ...
摘要:对一个管壳式换热器进行温度和压力载荷作用下的有限元强度分析,并对这两种载荷作用下的结构应力响应做分类研究,然后对结构进行改进,作同样的分析。比较这些结果,得出考虑温度载荷作用下的换热器强度校核的规律和结构设计的特点。
关键词:换热器;温度载荷;强度;有限元

1 前言

管壳式换热器是化工、石油、轻工、能源等工业应用最广泛的过程设备之一,它具有选材范围广,换热表面清洗较方便,适用性较强,处理能力大,能承受高温和高压等特点。管壳式换热器的结构设计主要依据是GB151[1],GB151 中关于换热器管板强度校核是根据弹性基础上薄板理论,在轴对称结构的条件下,将薄板的三维变形简化为二维梁式变形,由此来计算其强度的。而换热器壳体厚度的选择,主要是根据壳体所受到的壳程压力来确定。

换热器由于其工作特点,不仅有管程压力和壳程压力等载荷作用,而且还要受到工作介质的温度载荷作用。在GB151 中对压力载荷,给出了管板和壳体的尺寸选择,及固定管板兼作法兰的管板和壳体的连接方式。然而,对于在温度载荷作用下,这些尺寸却没有具体的说明要求。

本文通过一个管壳式换热器的强度校核,将载荷分类为压力载荷和温度载荷,来说明结构在这些载荷作用下的应力响应特点,进而提出该结构改进的意见。本文采用三维有限元的分析方法,来研究其内在规律。

2 换热器结构尺寸及载荷工况

BEM型换热器结构如图1 所示,管板上共有500 根换热管,分布在管板的上半部分,左右对称。结构尺寸和材料:管板内径:1300 mm;管板厚度:80mm;法兰外径:1460 mm;管板材料:00Cr19Ni10;壳体厚度:24mm。


图1 换热器结构简图

3 有限元计算模型

3.1 有限元单元划分说明

为简化计算,在建立有限元模型时,只考虑换热器的管板、壳体、管束和膨胀节等主要结构,法兰垫片用等效的均布比压来代替。

由于整台换热器结构是前后左右对称,所以只取组合体的四分之一,换热管长度取一半。换热管是细长形状,所以用杆单元来模拟。这样的作法对管子附近的管板应力计算是不准确的,事实上,如果考虑换热管和管板的胀焊连接,该处的真实应力也很难计算。根据圣维南原理,这样处理对远处的非布管区管板的计算影响不大。

壳体和膨胀节用20节点六面体单元划分网格,管板用10 节点四面体单元来划分网格,在管板和壳体过渡的区域是13节点的五面体锥型单元。管束用2节点杆单元来划分网格。表示换热管的杆单元节点与表示管板的实体单元节点在对应位置上重合。整个分析过程使用ANSYS有限元软件来完成,如图2所示。


图2 有限元计算模型图

3.2 载荷和边界条件

在结构的前后对称面和左右对称面上加上对称边界条件,即这些面上的法向位移为零。换热管的一端固定位移,另一端与管板连接。此外,还需要限制整体结构的刚体位移。

取正常操作工况为校核的工况,其具体数值为:壳程压力:Ps .= -0.1 MPa;壳程温度:Ts=230℃;管程压力:Pt =0.2MPa;管程温度:Tt=50℃;管板温度:T=140℃;法兰垫片压力:Pc=69MPa;法兰螺栓预紧力:116.5kN。

由于管板上的开孔面积只占其总面积的约5%,所以忽略当量压力和管程压力之间的差别。

根据换热器操作工况下温度载荷的经验数据,其分布如下:在结构的下半部,管板的中截面处的温度为140 ℃,膨胀节处的温度为230 ℃,在结构的上半部,管板的中截面处的温度为120℃,膨胀节处的温度为200 ℃,从管板到膨胀节,根据空间位置的不同,进行双线性插值。筋板的温度,也按照这一规律进行插值。

4 强度校核及结构改进

4.1 原结构尺寸条件下的强度校核

根据JB4732-95《钢制压力容器———分析设计标准》[2],该标准采用应力强度(Stress Intensity)作为强度校核的准则,其实质是第三强度理论。

经过计算,在应力云图中可以发现,最大应力强度发生在管板和壳体连接的地方,靠近底部。如图2 中的A处。本换热器在正常操作工况下压力载荷不大,结构的变形和应力主要是由温度载荷引起的。为了验证此推论,这里将正常操作工况下的压力载荷与温度载荷作为两个工况,它们有共同的位移边界条件。具体就是在第一种工况下结构受到管程压力,壳程压力,法兰螺栓预紧力和法兰垫片比压力的作用,在第二种工况中,结构只受到管程温度,壳程温度和管板温度的温度载荷。由于结构是线弹性小变形,所以将这两种载荷工况下的结果相加后,就是正常操作工况下的结果。在图2的A处,沿着壳体的厚度方向,做应力校核线。图3就是第一种载荷(压力)工况、第二种载荷(温度)工况和它们的叠加组合(即正常操作工况)下的应力校核结果。


图3 应力强度沿厚度的分布图

表1是三个载荷工况下! 处应力校核线上的应力分类,其中后二列的值是应力强度在壳体内外边界上的最大值应力(表2,表3 相同)。

表1 三种载荷工况下应力分类表(MPa)

注:1、2、3 分别指压力载荷、温度载荷和组合工况(表2、表3 相同)

从图3 和表1 中可以看出,压力载荷引起结构的应力强度要比温度载荷引起的应力强度小很多,所以可以判定结构的变形和应力主要是由温度载荷引起的。

此换热器结构在正常操作工况下,其应力强度没有通过安全校核。其原因主要是:壳体温度载荷高,所以它的径向热变形大,而管板的温度相对低,径向的热变形相对小,并且管板厚度大,抵抗变形的刚度也大,所以它对与管板连接地方的壳体约束刚度就大,强行限制了壳体在高温度载荷作用下引起的径向膨胀,形成局部的应力集中,直接造成这个地方有比较高的应力水平。

4.2 增加筋板后的强度校核

根据上述分析,一方案提出在管板兼法兰与壳体相连接的地方焊接上一圈筋板,这些筋板与法兰螺栓开孔相间排列,其结构的有限元计算模型如图4。


图4 有限元计算模型图

其载荷同前面一样的分类,筋板的温度取和管板相同。在同样的位置做应力校核线,如图5和表2。


图5 应力强度沿厚度的分布图

首先从该图5 和表2 中可以发现同图3和表1
同样的规律,即压力载荷引起的结构的应力要比温度载荷引起的应力小,并且是后者占了结构应力的大部分。此外还可以发现,增加筋板后,压力载荷工况下,结构的应力水平在下降,原因很明显,结构在该处刚度增加了,变形就减少了,所以应力水平也就降低了。另外,还可以看到,增加了筋板后,温度载荷下的结构的应力水平没有显著的变化,由于它引起的应力占了总体结构应力的大部分,所以尽管增加筋板后会使压力载荷下的结构应力水平下降,但是,总体上的应力水平变化不大,也就是增加了筋板后,对结构的强度改善没有明显的效果。

事实上对本结构来讲,管板和壳体之间的不均匀温度分布载荷和管板比较大的刚度,是引起结构应力的主要原因。在增加了筋板后,并没有彻底改变它附近不均匀的温度场,也没有改变管板的厚度,所以也就不会改善结构的应力水平了。

4.3 减少管板厚度的强度校核

针对这种有比较高的温度载荷的管壳式换热器结构,如果从改善管板与壳体连接处有比较大应力水平的角度考虑,另一方案是采用减少管板厚度的办法,以降低它的刚度,让壳体和管板在高温载荷下充分变形,减少管板的较大刚度对壳体的约束,达到降低附近应力水平的效果。当然,出于产品制造的经济方面考虑,减少管板厚度具有直接的经济效益。这方面的工作已经有了一些讨论[6]。

下面就是考虑将管板的厚度从80mm 减少到60mm,取消筋板,重新对结构进行强度校核。同前面一样的载荷工况分类,在同样的位置,作出应力校核线,如图6 和表3所示。


图6 应力强度沿厚度的分布图

将图6和表3 与图0 和表1 比较,可以发现,在压力载荷下,结构的应力水平在增加,这显然是因为管板厚度减少而造成的。然而,在温度载荷工况下,由于管板厚度的降低,它的刚度也下降,所以对附近连接着的壳体约束降低,应力水平就下降。在两种载荷共同作用下,引起结构的总体应力水平下降。

5 结论

压力载荷是面载荷,而温度载荷是体载荷。对于压力载荷来讲,增加结构的厚度,或者设置加强筋,也就增强了结构的刚度,从而使结构的变形减少,应变和应力水平下降;对不均匀的温度场这类体载荷来讲,采取同样的措施,就不会使结构的应力水平下降。

特别地,对换热器这类同时受到压力载荷和温度载荷作用的结构,而且是后者占主导地位,当根据强度校核而进行结构设计的时候,在满足强度条件下,适当的减少结构的厚度,降低刚度,是一个可行的方案,并已被工程实际所采用。

参考文献:
[1] GB151—1999,钢制管壳式换热器[S]
[2] JB4732-95,钢制压力容器———分析设计标准[S]
[3] 刘俊明,陈绪. 高压厚管板的有限元分析计算[J]! 压力容器,1997,14(2):25 - 29
[4] 薛明德,吴强胜. 对流换热条件下换热器管板的应力分析[J] 核动力工程,1998,19(6):519 - 525
[5] 龚曙光,谢桂兰. 基于有限元分析的管板结构优化设计[J]机械设计与制造工程,2002,31(6):49 - 51
[6] 马永其,陈罕. 薄管板结构强度计算的新思路[J] 化工机械,2002,29(1):49 - 53

作者简介:刘天丰(1971 - ),男,在读博士,讲师,主要从事机械结构的计算机辅助分析和设计,通讯地址:浙江大学化工机械研究所CAD室。(end)
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