管壳式换热器温度载荷下的强度研究_刘天丰
管壳式换热器的建模、换热计算和CFD模拟
毕业设计（论文）管壳式换热器的建模、换热计算和CFD模拟专业年级2007级热能与动力工程专业学号姓名******** 杨郭指导教师刘巍评阅人刘庆君二零一一年六月中国南京任务书课题名称：管壳式换热器的建模、换热计算与CFD模拟课题类型：毕业论文任务书内容:1、英文资料的翻译5千个汉字字符以上（要求和热动、空调、能源、环境、新能源等本专业有关的内容，可以是英文著作、设备使用手册、英文文献检索、英文专利文献、网上专题介绍等实用性的、将来工作中可遇到的相关题材的文章，最好不要是科普类、教学类的英文）2、使用的原始资料（数据）及设计技术要求：2.1.管壳式换热器，热交换功率100kW，200kW。
2.2.温度进口350~500℃，出口温度150~200℃，流速可变；温度进口100~150℃，出口温度300~450℃，流速可变。
其总流阻损失应在满足规定要求。
2.3.换热器材料可选，几何尺寸可变；工作介质可选择（空气、水、氟利昂） 2.4.换热器外壁面绝热保温； 2.5.采用CFD模拟计算与能量分析，对系统进行相关工况的模拟；3、设计内容：3.1. 学习和消化设计任务书，按照设计任务书的设计内容，拟定工作内容和计划，拟定出设计和计算的每个过程中应该遵循设计要求与规定。
3.2.查找和收集有关管壳式换热器的历史和现状资料，查找相关管壳式换热器的运用案例，及其相关的技术条件和运行要求。
3.3.以科技文献检索，包括期刊、专利、设计标准、产品标准、设计手册、产品样本，寻找和熟悉相关的分析计算软件；熟悉设计工具软件、电脑等；3.4.根据已知参数，用ProE设计出符合要求的管壳式换热器，并学习如何导入相关软件进行网格设计；3.5.进行管壳式换热器CFD网格设计，用fluent软件对管壳式换热器进行变工况运行能量分析；3.5.分析计算换热器的流阻损失，其结果的合理性，分析提高换热效率主要手段和改进的方向。
3.6.输出的计算文件包括：3.6.1.完整的毕业设计任务书3.6.2.符合要求的算模型的结构、尺寸； 3.6.3.换热计算的过程、表格，计算结果的结论等等； 3.6.4.规定状态的CFD模拟结果和能量分析图； 3.6.5.毕业设计论文； 3.7.把所作的工作、学习的体会、方案的选择过程、计算方案过程等写在过程手册中，写好毕业设计论文。
换热器的结构设计- 2
3.1.2 管板
3.1.3 管箱 3.1.4 管束分程 3.1.5换热管与管板连接
3.1.1 管束（ tube bundle ）
光管
换热管型式 翅片管（在给热系数低侧 螺旋槽管 螺纹管 φ19×2、φ25×2.5和φ38×2.5mm无缝钢管
强化传热管
换热管尺寸
φ25×2和 φ38×2.5mm不锈钢管 标准管长1.5、2.0、3.0、4.5、6.0、9.0m等
换热管材料
碳素钢
低合金钢
石墨
金属材 料
不锈钢 铜 铜镍合金 铝合金 钛等
非金属 材料
陶瓷
聚四氟乙烯等
二、横向流中的管束
在管束中，通常管子按左
图所示的正三角形，转角正
三角形、正方形、转角正方
形等四种形式排列。其排列
角依次为３０°、６０°、 ９０°与４５°。正方形排 列的管束也称顺列管束，其
小管径
单位体积传热面积增大、结构紧凑 金属耗量减少、传热系数提高 阻力大，不便清洗，易结垢堵塞 用于较清洁的流体
大管径
粘性大或污浊的流体
在可以允许的范围内，优先选用较小管径；
管子数目的选择取决于流体流量和允许的压 力降；应该 将管内的流速处于推荐的速度范围内
正确选择高压换热器用换热管标准 建议采用JB/T10523-2005（管壳式换热器用横槽换热管 ）标准，不选择GB6479-2000（高压化肥设备用无缝钢 管）标准。因为进行设备水压试验时，如果其试验水压超 过20MPa时，所采用的换热管能够承受设备水压试验压力 值的压力，如果依据GB6479-2000 标准而采购换热管时 ，如果没有特殊的说明，则会使采购的换热管虽然在说明 上能够符合该试验的最大压力，但是在实际使用的过程中 ，由于换热管无法承受试验水压最大压力值致使事故现象 屡屡发生。因此，在设计时不建议选择GB6479-2000标 准。
管壳式换热器结构设计与强度计算中的重要问题
管壳式换热器结构设计与强度计算中的重要问题
管壳式换热器是一种常用的换热设备，广泛应用于化工、石油、制药、食品等行业。
其结构设计和强度计算是确保换热器正常运行和安全使用的关键问题。
以下是管壳式换热
器结构设计与强度计算中的几个重要问题。
1. 密封性问题：管壳式换热器在工作过程中需要承受高压和高温条件，因此密封性
是一个关键问题。
换热器的密封结构设计需要考虑管板与壳体、管束与壳体之间的密封方式，以及密封材料的选择和安装。
合理设计密封结构可以避免泄漏和氧化等问题，确保换
热器的安全运行。
2. 材料选择问题：管壳式换热器的材料选择与工作条件密切相关。
在设计过程中需
要考虑到介质的性质、温度、压力等因素，选择合适的材料以确保换热器的强度和耐腐蚀性。
常用的材料有不锈钢、碳钢、铜、镍合金等，不同材料的强度和耐腐蚀性有所不同，
需要根据具体情况进行选择。
3. 管束设计问题：管束是管壳式换热器的核心部件，其设计与强度计算是重点问题。
在设计过程中，需要确定管束的数量、布置方式、管子的直径和壁厚等参数。
强度计算需
要考虑到管子受压和受弯等力学性能，以及焊缝的强度和热应力等因素。
合理设计和计算
可以确保管束的结构强度，提高换热效率和使用寿命。
管壳式换热器结构设计与强度计算中的重要问题主要包括密封性问题、材料选择问题、管束设计问题、管板设计问题以及强度计算问题。
合理解决这些问题可以确保换热器的结
构强度和安全性，提高换热器的使用效果和使用寿命。
管壳式换热器的研究与进展
薄，所以缩放管可以强化管内外单相流体的传热，与光管相比其传热量可以增加７０Ｊ。据报道，
我国益阳氮肥厂在变换锅炉软水加热器时，采用缩放管后，换热面积大大减少了。近几年，开
发出一种缩放管整圆槽孔折流棚板换热器，也是一种将强化传热元件与新型壳程折流结构的 一５８—
优化组合，并且在工业应用操作运行中具有一定的强化传热效果。波纹管换热器由于波纹管
横纹管是２０世纪７０年代中期出现的一种高效换热器元件，它是以普通光管为毛坯，经简
单滚压在管外壁形成与轴线成直角的环状槽纹。横纹槽管换热器流体经过圆环形的凹槽时， 管壁上形成轴向旋涡，增加了流体边界层的扰动，使边界层分离，有利于使热量通过边界层进 行传递。当漩涡将要消失时，流体又经过下一个圆环形凹槽，所以能保持不断地生成轴向旋
近年来，随着制造技术的发展，强化元件的开发，使得新型高效换热器的研究有了较大的
发展。根据不同的工艺条件与换热工况设计制造了不同结构，不同材料的新型换热器，这样既 充分利用了能源，又节省了资源。
换热器防腐的主要措施有：牺牲阳极法、化学镀Ｎｉ—Ｐ、表面涂层处理、电化学腐蚀时，阴阳极之间产生腐蚀电流。采用电极电位比被防腐体低的金属并与 被防腐体接触，利用低电位金属的腐蚀电流作为高电位被防腐体的防腐蚀电流，这种方法即牺 牲阳极保护法。如用镁合金作为阳极材料时，在电流的作用下形成电场，产生电磁振动，从而 使水垢受冲击而脱落，达到除垢的目的。
换热器对管子的支撑方式是通过每４个不同折流栅上的圆钢杆分别限制管子４个方向的位
移，即每个支撑点只限制一个方面的位移。它的特点是由支撑杆，折流环，交叉支撑位杆；分离 板和纵向滑动杆组成的折流栅代替折流板。螺旋形折流板换热器是最新发展起来的一种管壳 式换热器，与常规折流板相互平行布置方式不同。它的折流板相互形成一种特殊的螺旋形结 构，每个折流板与壳程流体的流动方向成一定的角度，并使得壳程流体沿着折流板做螺旋运 动。这样减少了管板与壳体之间易结垢的死角，能显著地防止结垢，从而提高换热效率。
管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的数值模拟研究
管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的数值模拟研究一、本文概述本文旨在通过数值模拟的方法，深入研究管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的过程。
管壳式换热器作为一种常见的热交换设备，广泛应用于化工、能源、环保等多个领域。
在实际应用中，壳侧气液两相流动和传热过程的复杂性往往导致设计优化和运行控制的困难。
本文的研究对于提高管壳式换热器的性能，提升工业生产效率具有重要的理论和实践价值。
在数值模拟研究中，我们将首先建立管壳式换热器的数学模型，考虑壳侧气液两相流动的流动特性、传热过程、相间作用等因素，利用计算流体力学（CFD）等先进方法，进行求解和模拟。
通过对比实验结果，验证数学模型的准确性和可靠性。
在此基础上，我们将对管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热过程进行深入分析，探讨不同操作条件、结构参数对流动和传热性能的影响，揭示其中的流动和传热机理。
同时，我们还将探索优化设计方案，提高换热器的传热效率和稳定性，为实际工业应用提供有益的参考和指导。
本文将通过数值模拟的方法，全面研究管壳式换热器壳侧气液两相流动和传热的过程，为换热器的设计优化和运行控制提供理论支持和实践指导。
二、管壳式换热器的结构与工作原理管壳式换热器是一种常见的热交换设备，广泛应用于化工、石油、能源、制冷等工业领域。
其基本结构由管束、壳体和管板等几部分组成。
管束由多根管子平行排列组成，管子内部为流体通道，用于传递热量。
壳体则包围在管束外部，形成一个封闭的空间，壳体内也有流体流动，与管内的流体进行热量交换。
管板则起到固定管束和密封的作用，同时也作为流体进出口的连接部分。
管壳式换热器的工作原理基于热传导和对流传热两种基本传热方式。
当两种不同温度的流体分别流过管内和管外时，由于温度差异，热量会从高温流体传递到低温流体。
管内流体通过对流传热将热量传递给管壁，然后通过热传导方式将热量传递给管外流体，最终实现两种流体之间的热量交换。
在管壳式换热器中，流体的流动状态对传热效果有重要影响。
D类压力容器设计知识问答100题
D类压力容器设计知识问答100题1、压力容器失效形式有哪几种？答：压力容器因机械载荷或温度载荷过高而丧失正常工作能力的称为失效。
其形式有三种：⑴.强度失效：容器在载荷作用下发生过量塑性变形或破裂。
⑵.刚度失效：容器发生过量弹性变形，导致运输、安装困难或丧失正常工作能力。
⑶.稳定失效：容器在载荷作用下形状突然发生改变导致丧失工作能力。
压力容器的设计必须计及上述三种失效可能，予以确保设备的正常使用。
2、GB150标准除了规定的常规设计方法以外还允许采用什么方法进行设计？答：还允许用以下方法设计，但需经全国压力容器标准化技术委员会评定、认可。
⑴.包括有限元法在内的应力分析；⑵.验证性实验分析（如实验应力分析、验证性液压试验）；⑶.用可比的已投入使用的结构进行对比经验设计。
3、GB150-1998中内压圆筒计算厚度的基本公式和适用范围是什么？答：基本公式：δ=Pc•Di/（2[σ]tφ- Pc）；适用范围：D0/Di≤1.5或Pc≤0.4[σ]tφ。
4、确定压力容器直径时需要考虑哪些因素？答：（1）操作工艺对容器直径的要求；（2）尽量选择适宜的长径比；（3）尽量选择标准直径；（4）满足容器内件安装、方便制造、检验和运输等方面要求。
5、内压、外压及真空容器的设计压力如何确定？答：⑴内压容器：设计压力是指在相应的设计温度下以确定容器壳体厚度的压力，其值不得低于安全阀的开启压力和爆破片装臵的爆破压力。
⑵外压容器：设计压力应取在正常操作情况下可能出现的最大内外压力差。
⑶真空容器：真空容器按承受外压设计；当装有安全控制装臵时，设计压力取1.25倍的最大内外压力差与0.1MPa两者中较小值；当无安全控制装臵时，取0.1MPa。
6、设计压力与计算压力有何不同，如何确定？答：设计压力是对容器的各个腔体而言的，是容器选择材料、划分类别、提出制造和检验要求、确定试验压力等的依据，也是确定容器各个受压元件计算压力的依据。
容器各个腔体的设计压力是根据其工作压力、安全阀的开启压力或爆破片的爆破压力等确定的。
螺旋折流板管壳式换热器壳程传热性能及压降的研究
螺旋折流板管壳式换热器壳程传热性能及压降的研究
赵娜;宋天民;张国福;杜栓;石玉
【期刊名称】《化工时刊》
【年(卷),期】2006(20)4
【摘要】对螺旋折流板换热器和传统的弓形折流板换热器进行了壳程传热性能和壳程的阻力的对比,同时通过实验方法对30°、40°螺旋角的螺旋折流板换热器进行了壳程传热性能和壳程阻力的研究,得出螺旋折流板换热器的螺旋流动强化了传热,螺旋折流板换热器的壳程阻力比弓形折流板换热器的小.
【总页数】4页(P21-24)
【作者】赵娜;宋天民;张国福;杜栓;石玉
【作者单位】辽宁石油化工大学机械学院,辽宁,抚顺,113001;辽宁石油化工大学机械学院,辽宁,抚顺,113001;辽宁石油化工大学机械学院,辽宁,抚顺,113001;中原油田采油六厂,山东,荷泽,247511;中原油田采油六厂,山东,荷泽,247511
【正文语种】中文
【中图分类】TQ0
【相关文献】
1.螺旋折流板管壳式换热器壳程传热强化研究进展 [J], 王秋旺
2.螺旋折流板管壳式换热器壳程传热强化研究 [J], 赵娜;宋天民;张国福;亓东民;刘兴全;时效锐
3.螺旋折流板管壳式换热器壳程传热性能及压降的研究 [J], 王玉琴;宋天民;张国福;闫萍;王威;王强
4.螺旋折流板冷凝器壳程传热性能的实验研究 [J], 张翠翠
5.组合式多壳程螺旋折流板管壳式换热器数值模拟研究 [J], 陈贵冬;陈秋炀;曾敏;王秋旺
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基于FLUENT的管壳式换热器数值模拟分析
基于FLUENT的管壳式换热器数值模拟分析王文松; 刘霜【期刊名称】《《管道技术与设备》》【年(卷),期】2019(000)006【总页数】3页(P30-31,55)【关键词】管壳式换热器; FLUENT; 流场分析; 仿真模拟【作者】王文松; 刘霜【作者单位】成都理工大学工程技术学院四川乐山 614000【正文语种】中文【中图分类】TE80 引言换热器是一种广泛应用于化工、动力等行业的工业设备。
换热器能合理地调节工艺介质温度满足工艺流程的需求，也是余热、废热回收利用的有效装置[1]。
对管壳式换热器进行数值模拟分析，能有效提高换热器效率，对能源的高效利用十分重要。
随着近年来计算机和计算流体力学(CFD)的发展，CFD在研发和设计的各个阶段，具有费用低、速度快、能重复模拟分析复杂工况的优点[2]。
本文运用数值模拟的方法，对换热器进行三维建模和有限元分析，分析出了换热器内部温度场、速度场等变化关系。
1 换热器模型的建立1.1 控制方程研究对象为内部流体流动和传热过程，满足文献[3]中三类控制方程：质量守恒方程(连续性方程)、动量守恒方程和能量守恒方程。
1.2 换热器参数及计算工况本文中采用的换热器类型为壳管式换热器，为单壳程、单管程、单弓形折流板，换热器的长度为1 630 mm，壳体为Φ273×8 mm，换热管数40根，采用正三角形排列。
计算工质为热水和空气。
1.3 边界条件湍流效应对传热过程与流体流动有一定的影响，因此采用标准k-ε方程模型。
Pressure Based隐式(Implicit)求解，压力和速度解耦选用SIMPLE算法,采用二阶迎风格式,稳态不可压缩求解。
设置边界条件[4]，进口流速为1 m/s，进口温度为298 K，壁面温度为378 K。
1.4 Gambit模型建立及网格划分应用Gambit建立模型和划分网格，网格划分优先使用六面体网格，不规则形状四面体网格。
六面体网格质量好，且收敛速度快，四面体网格适应能力强，能够较好地填充复杂的几何形状[5]。
发夹式换热器管板的应力分析与强度评定
第53卷第4期 辽 宁 化 工 Vol.53，No. 4 2024年4月 Liaoning Chemical Industry April，2024发夹式换热器管板的应力分析与强度评定孙梦莹，郭超越，李卓群，刘壮（沈阳化工大学 机械与动力工程学院，辽宁 沈阳 110142）摘 要：应用ANSYS有限元分析软件，考虑压力载荷和温度载荷对管板整体应力分布的影响，采用顺序耦合法对发夹式循环冷却器的热端管板在7种工况下进行有限元应力分析。
结果表明：在压力载荷与温度载荷共同作用下，管板最大等效应力为329.9 MPa，位于布管区内换热管与管板连接处。
壳程先停工况下管板的最大等效应力值最大值为332.5 MPa，是发夹式循环冷却器管板的最危险工况。
在对管板上最大等效应力处进行当量线性化处理，结合分析设计标准进行强度评定，评定结果均合格。
关 键 词：发夹式换热器；管板；有限元分析；应力线性化；强度评定中图分类号：TQ051.5 文献标识码： A 文章编号： 1004-0935（2024）04-0545-04发夹式换热器因其外形形似发夹而得名，其外形结构可视为单管程、单壳程、管束为U型的固定管板式换热器[1]。
与传统换热器相比，发夹式换热器具有换热效率高、管板温差应力小等优点[2]。
如何依据换热器形式以及选择合适的设计标准，进行管板设计是换热器设计工作中一项重要工作[3]。
随着计算机技术的发展，利用有限元软件辅助管板设计进行了很多工作[4-9]。
陈杰[5]等利用ANSYS 有限元软件对LNG绕管式换热器管板及其相连的管箱、换热器壳体进行了整体建模和多工况下的有限元应力分析。
通过增加短节厚度的方式解决了管箱短节处局部薄膜应力过大的问题。
张睿明[9]等利用ANSYS有限元软件中的Workbench模块针对U 型管换热器的管板进行了热固耦合分析，比较了三角形与正方形布管方式对管板热应力及机械应力的影响，为特定工况下选择合适的布管方式提供了理论依据。
管壳式换热器数据表最终版
页数 3 3 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 1
备注
小计
共计 14 台换热器
24
管壳式换热器数据表
档案号 10Q-W22-艺 1/E01（1）
工号
修改号
九江石化设计工程 有限公司
碳四预热器（E-4001）
单元号 设计阶段：详细设计 日 期：2011-3-28
共3 页 第1 页
容器类别
350
7
度
II
类
B
类
m3
mm
结构材料
材 料 标 准 GB713-2008、GB/T3625-2007、JB4726-2000，
壳程 -壳体
碳钢
浮头法兰
-封头
钩圈
管程 -壳体
浮头盖封头
-封头
螺栓/螺柱-壳体
壳体法兰-管箱侧
-浮头
-外头盖侧
螺母 -壳体
管箱法兰-壳程侧
-浮头
-封头侧
接管 -壳程
-管相法兰盖
325
2 76 1 19 2.0 3000 25 正三角形
mm
管子形式：
mm
折流板形式：
折流板切口方位：
折流板切口尺寸：
折流板中心间距
mm
第一块折流板间距
mm
折流板厚度
mm
折流板数量
mm
旁路挡板对数
壳程入口设防冲挡板？
2)
■光管 □翅片管□螺纹管
■单弓形□双弓形□环盘形
■横向 □竖向 □45°
25
200
mm
mm
mm
□设 ■不设
备注 1：1)膜系数和垢阻与换热管的表面特性有关。 2)管子排列形式。
有限元分析在管壳式换热器定期检验中的应用
度或稳定性破坏 、管子与管板之间拉脱 、管板 与壳体连接部位的破坏 、管板强度破坏 等。本 文选用一典型换热器作为案例 ，对它进行机械 场应力分析和温度场 、机械载荷和热载荷共同 作用 下 的 耦合 场 两种 工 况 的分 析 。
图 １管壳式换 热器结构简 图
２ 管壳式换热器 主要 失效模 式
· ２２·
设计与 研 究
２０１６年第５期 第４３卷
有 限元分析在 管壳式换热器 定期检验 中的应用
董伟雄 ，欧阳星峰 ，戚道华
（绍兴市特种设备检测院 ，浙江 绍兴 ３１２０７１）
摘要 ：换热器 常处 于高温高压的工作环境 下并且受力复杂。在定期检验 工作中比较难 以掌握它 的受力
情 况。应 用有限元分 析对管壳式换 热器 在机械 场和耦合场 两种不 同工况 下进行应力分析，分别确定应 力 集中位置，得 出应力集中位置应力最大理论值。通过对两种工况的比较，分析得出热载荷是换热器应力
３ 典型换 热器 问题描述
由于管 内流体 与壳程流体存在温差 ，因此 存在温差应 力 ，这种温差应力将与机械应力叠 加。当达到一定程度 ，就会在应力集 中部位产 生失效 ，如壳体强度或稳定性破坏 、管子的强
换热器是 一种实现物料之 间热量传递 的节 验研究 ，进行对 比分析设计或经验设计 ，其安 能设备，占炼油 、化工总设 备数量的 ４０％左右 ， 全性和可靠性得不到保证 。换热器属于 固定式 近年来应用领域不断扩大 。目前 ，在换热设备 压力容器 ，由于其工况复杂 ，因此在定期检验 中，使用量最大的是管壳式换热器 。管壳式换 过程 中采用常规检验方法找到其应力集 中部位 热器 由于工艺和结构上的一些特殊要求 ，常常 比较困难 。采用有限元分析作为检验 的辅助手 超 出了常规设计方法的适用范围 ，只能依靠实 段 ，能有效找到检验的重点。
管壳式换热器传热效率影响因素及数值模拟分析
ｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｐｒｏｐｏｓｅｄ Ｔｈｅ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ ｏｆ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｏｎ ｈｙｄｒｏｇｅｎ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｓｔａｇｅ ｃｏｏｌｉｎｇ
ｉｎ ａ ｎｉｔｒｏｇｅｎ ｆｅｒｔｉｌｉｚｅｒ ｐｌａｎｔ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｒｅａ ｉｓ ｒｅｄｕｃｅｄ ２１ ３７％ ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｓａｍｅ ｔｈｅｒｍａｌ ｌｏａｄ
Ａｂｓｔｒａｃｔ： Ｍｏｓｔ ｏｆ ｓｈｅｌｌ ａｎｄ ｔｕｂｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｄｅｓｉｇｎ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅｓ ｈａｖｅ ｔｈｅ ｉｓｓｕｅｓ ｏｆ
ｈｉｇｈ ｗｅｉｇｈｔ ａｎｄ ｈｉｇｈ ｅｎｅｒｇｙ ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ Ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔｓ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｔｕｂｅ ｔｙｐｅｓ， ｂａｆｆｌｅ ｓｐａｃｉｎｇ， ａｎｄ ｂａｆｆｌｅ ｐｌａｔｅ
— １０２ —
石 油 机 械
ＣＨＩＮＡ ＰＥＴＲＯＬＥＵＭ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ
２０１５ 年 第 ４３ 卷 第 １０ 期
◀炼油与化工机械▶
管壳式换热器传热效率影响因素及数值模拟分析
∗
王庆锋 庞 鑫 赵 双
（ 北京化工大学机电工程学院）
摘要： 多数管壳式换热器基于传统的经验设计方法， 换热器质量大且能耗高。 鉴于此， 采用
ｃｕｔ ｒａｔｅ ｏｎ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ ｃｏｎｖｅｃｔｉｖｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｈａｖｅ ｂｅｅｎ ｓｔｕｄｉｅｄ ｂｙ ｓｕｉｎｇ ｆｌｕｅｎｔ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ
ｍｅｔｈｏｄ Ｔｈｅ ｍｏｄｅｌ ｉｓ ｖａｌｉｄａｔｅｄ ｂｙ ＨＴＦＳ ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｓｏｆｔｗａｒｅ Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗｅｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ａｌｔｅｒｎａｔｉｖｅ ｓｐｅｃｉａｌ⁃ｓｈａｐｅｄ
折流板对管壳式换热器性能影响的研究综述
管壳式换热 器 具 有 结 构 简 单、安 全 可 靠 及 传 热 效 率 高 等 优 点 ，广 泛 应 用 于 石 油 、化 工 及 冶 炼 等 领域。折流板 作 为 换 热 器 重 要 部 件，不 仅 起 到 支 撑作用，还 影 响 着 换 热 器 的 传 热 效 率 。 ［１］ 因 此， 为提高管壳式换 热 器 的 传 热 效 率，延 长 其 使 用 寿 命，研究折流板对 换 热 器 性 能 的 影 响 就 显 得 尤 为 重要。 １ 折 流 板 缺 口 高 度 的 影 响
折流板最小间距应不小于壳体内径的 １／５且 不小于 ５０ｍｍ，管 束 两 端 的 折 流 板 应 尽 可 能 布 置 在壳 程 进、出 口 接 管 处，其 他 折 流 板 宜 等 距 布 置。 折 流 板 间 距 越 小 ，换 热 管 自 振 频 率 越 大 ，壳 程 压 力 降越大，换热 效 率 越 高。张 少 维 等 研 究 折 流 板 间 距对换热器性能 的 影 响 时 得 出：螺 旋 折 流 板 压 力 损 失 小 于 弓 形 折 流 板 结 构 ；流 量 增 加 ，螺 旋 折 流 板 和弓形折 流 板 结 构 的 换 热 系 数 增 大 。 ［１０］ 王 庆 峰 等对管壳 式 换 热 器 传 热 效 率 的 影 响 因 素 进 行 研 究 ，得 出 折 流 板 间 距 越 大 壳 程 传 热 系 数 越 小 ，压 降 越小的结 论，并 利 用 Ｆｌｕｅｎｔ和 ＨＴＦＳ计 算 优 化 出 了折 流 板 的 最 佳 间 距，提 高 了 对 流 传 热 系 数 。 ［１１，１２］ ＳｏｌｔａｎＢＫ等研究折 流 板 间 距 对 换 热 系 数和压降的影响，提 出 了 折 流 板 间 距 的 最 佳 选 择 方 法 。 ［１３］ ３ 折 流 板 结 构 形 式 的 影 响
管壳式换热器传热效率的研究
0.16
0.25
0.3
实际压降 /kPa
40
105
122
理论压降 /kPa
2.4
5.45
7.34
注：流量为 9 m3/h 时的压降值未经校验。
由表 1 可知，流量处于 14~17 m3/h 范围时，模拟
计算的水冷器压降值较小，而实际运行数据大于 100 kPa，远大于理论压降，对照以前检修时的情况看， 即水冷器存在严重的堵塞问题，且管程 （即循环水 侧）流速过低，又会加重堵塞问题，造成恶性循环。此 水冷器原始结构参数 BEM500-2.5/1.8-81.9-6/19-4Ⅱ ， 后装置将其改为 BIU6面积和流通截面积增加，列管直径也增大，但是由 于此水冷器处于循环水系统最高点且流量不大 （即 管内流速不高），开工后初期能保证冷却效果，而长 时间运行效果变差。
m；rw=
lw 姿w
，管壁热阻，m2·K/W；lw 为管壁厚度，m；姿w
收稿日期：2019-03-12 作者简介：孙舫（1983—），女，本科，工程师，研究方向为节能环 保、碳资产管理。
为管壁材料导热系数，W（/ m2·K）。
当 管 壁 热 阻（rw）和 污 垢 热 阻（ro、ri）可 以 忽 略 不 计时，上面的公式可以简化为：
总第 179 期 2019 年第5 期
创新发展
现代工业经济和信息化 Modern Industrial Economy and Informationization
Total of 179 No.5，2019
DOI:10.16525/ki.14-1362/n.2019.05.08
管壳式换热器传热效率的研究
低（规范要求管程不低于 0.9 m/s、壳程不低于 0.3 m/s）、
考虑壳体-管板温差的换热器强度公式推导
考虑壳体-管板温差的换热器强度公式推导
刘天丰;陈建良;林兴华
【期刊名称】《压力容器》
【年(卷),期】2007(024)010
【摘要】在管壳式换热器的强度计算规范中,没有考虑管板和壳体间温差而引起的径向内力,而该应力有时应当引起重视.基于弹性力学中的板壳理论,根据管板和壳体连接处变形协调一致的条件,推导考虑该因素的强度计算公式.通过算例与有限元数值解进行比较,发现用于强度校核时它是保守的,该公式可叠加至其它载荷下的计算结果中.
【总页数】5页(P22-26)
【作者】刘天丰;陈建良;林兴华
【作者单位】江南大学,机械工程学院,江苏,无锡,214122;浙江大学,化工机械研究所,浙江,杭州,310027;浙江大学,化工机械研究所,浙江,杭州,310027
【正文语种】中文
【中图分类】TK172
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5.板和壳单元在换热器管板计算中的应用（Ⅲ）管板─管束─法兰─壳体系统的有限单元模拟 [J], 陈罕;林世剑;张雅琴
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管壳式换热器传热温差的优化及影响分析
器对数 平 均 传 热 温 差，℃；Ｋ热———冷 却 器 总 传 热 系 数，ｋＪ／
ｍ２℃；Ｆ冷 ———冷却器制造费，元；Ｂ冷 ———冷却器面积费用系数， 元 ／ｍ２；Ｆ热 ———加热 器 制 造 费，元；Ｂ热 ———加 热 器 面 积 费 用 系 数，元 ／ｍ２；ｆ冷 ———冷公 用 工 程 价 格，元 ／ｋｇ；ｆ热 ———热 公 用 工 程 价格，元 ／ｋｇ；Ｃ———年操作费用，元；Ｈ———年操作时长，小时。
化工装置节能中最重要的一环是对冷热流体进行能量的 回收与利用，换热器在化工生产装置能量回收中充当了重要的 角色。针对具体的 化 工 装 置，由 于 工 艺 加 工 过 程 的 需 要，可 能 有多股冷流被加热和多股热流需要被冷却的需要。若将这些 冷流与热流根据温位高低进行合理的匹配，将需要冷却的热流 体去加热需要被冷 却 的 冷 流 体，就 可 以 减 少 热 公 用 工 程 （燃 料 气、蒸汽、导热油等）及冷公用工程（循环水、冷冻水等）的消耗， 从而节约了能源。
参考技术经济评价，对该换热系统采用年总费用法进行费 用计算［３］。装置总运转寿命（ｎ）按 １５年考虑，行业基准收益率
（ｉ）按 １２％选取。则总体 １５年的总费用 Ｃ总计算见式 １２。
（１２） 式中：ｉ———基准收益率，％；ｎ———装置总运转年数。
针对换热网络优化的方法主要有加点分析法、数学规划法 及随机优化 法［１］，目 前 应 用 较 多 的 为 夹 点 分 析 法，此 方 法 为 Ｌｉｎｎｈｏｆｆ首次提出，主要应用热力学第一及第二定律，在给定的 传热温差△Ｔ下，求解特定的换热网络使得其有最小公用工程 消耗、最小换热面积或者年投资费用。而传热温差在该方法中 需要提前给定，而针对特定的换热网络其会有一个优化值。如 图 １所示，随着传热温差缩小，换热网络中回收的热量增加，意 味着减少了 冷 热 公 用 工 程 消 耗，但 同 时 所 需 的 总 传 热 面 积 增 大，进而设备制造费及占地面积增大。如果综合考虑制造费用 及公用工程操作 费 用，传 热 温 差 应 有 最 优 值，对 应 着 换 热 网 络 的最小总费用。
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试 验 研 究 管壳式换热器温度载荷下的强度研究刘天丰,林兴华(浙江大学化工机械研究所,浙江杭州 310027)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;有限元中图分类号:T Q051.5 文献标识码:A 文章编号:1001-4837(2004)01-0011-03Tube and Shell H eat Exchanger Strength R esearchunder Temperature LoadLIU Tian-feng,LIN Xing-hua(Research Institute of Chemical Machinery,Zhejiang University,Hangzhou310027,China)Abstract:Strength analysis of a tube and shell heat exchanger under tem perature and pressure load was made by FE M,and structure stress was classified according to tw o kinds of load above.Whereafter,structure im2 provements were made,and the same analysis was processed.By com paring those results,heat exchanger’s strength check and design features under tem perature load were found.K ey w ords:heat exchanger;tem perature load;strength;FE M1 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G B151[1],G B151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G B151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BE M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:1300mm;管板厚度:80 mm;法兰外径:1460mm;管板材料:00Cr19Ni10;壳体・11・厚度:24mm。
(a ) 结构简图(b ) 管板兼法兰图1 换热器结构简图3 有限元计算模型311 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ANSY S 有限元软件来完成,如图2所示。
312 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:P s =-011MPa ;壳程温度:t s =230℃;管程压力:P t =012MPa ;管程温度:t t =50℃;管板温度:T =140℃;法兰垫片压力:P c =69MPa ;法兰螺栓预紧力:11615kN 。
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。
图2 有限元计算模型图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411 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・21・CPVT 管壳式换热器温度载荷下的强度研究 V ol21.N o12004(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A 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 )工况膜应力膜+弯曲应力总应力130119311951022661439315440133236133081035013 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。
412 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。
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4 有限元计算模型图图5 应力强度沿厚度的分布图表2 三种载荷工况下应力分类表(MPa )工况膜应力膜+弯曲应力总应力1281465214541622731737813413153245193321935813 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(下转第17页)(4)不锈钢复合钢板退火热处理使不锈钢较长时间处于650℃敏化温度区,会使耐蚀性能降低; 950℃左右正火可避免这种不利影响。
参考文献:[1] 顾海根,许士海,常立寒,等1爆炸焊不锈复合钢制压力容器和封头RT波状“裂纹”的试验研究[J]1压力容器,2002,19(12):6-15.[2] JB4733—1996.压力容器用爆炸焊不锈钢复合钢板[S].收稿日期:2003-12-22 修稿日期:2003-12-30作者简介:姜清(1965-),男,工程师,主要从事材料及热处理教学与科研工作,通讯地址:常州市新冶路,常州机电职业技术学院。
(上接第13页)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。
413 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表3 三种载荷工况下应力分类表(MPa)工况膜应力膜+弯曲应力总应力15117180171811822261838013424103175132031425818 将图6和表3与图3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。