某换热器管板的有限元分析设计_季维英

某换热器管板的有限元分析设计
季维英， 陆荣钧
（ 南通职业大学 机械工程系， 江苏 南通 ２２６００７）
摘 要： 应用 ＡＮＳＹＳ 通用有限元分析软件， 对某换热器管板建立了三维实体模型， 并进行温度场分
析， 得出管板上温度场的分布规律； 同时， 按照 ＪＢ４７３２－ １９９５《钢制压力容器— ——分析设计标准》分析
力进行详细分析。 ３．１ 温度场分析
分析的重点在于换热器稳定工况下的温度分 布情况， 因此， 可仅进行稳态热传导分析。通过求 解得到模型温度场分布云图如图 ４。该结果直观 地验证了管板温度分布的“表皮效应”［ ３ ］。
ＮＯＤＡＬ ＳＯＬＵＴＴＯＮ ＳＵＢ＝１ ＴＩＭＥ＝１ ＴＥＭＰ （ ＡＶＧ） ＲＳＹＳ＝０ ＳＭＩＶ＝１５０ ＳＭＸ＝２２０
表 １ ７ 种操作工况
操作工况描述
载荷工 操作工 况组合 况编号
稳态工况 启动 瞬间
正常操作 管程先开 壳程先开 管 程 、壳 程 同 开
Ｐｔ＋Ｐｓ＋Ｔ ７
Ｐｔ
１
Ｐｓ
２
Ｐｔ＋Ｐｓ
４
停止 瞬间
壳程先停 管程先停 管 程 、壳 程 同 停
Ｐｔ＋Ｔ
５
Ｐｓ＋Ｔ
６
Ｔ
３
４．２ 有限元结构分析结果 为在后处理中可按 ＪＢ４７３２ 应力 分析标准进
力 、壳 程 压 力 和 温 度 载 荷 三 种 载 荷 工 况 以 不 同 方 式组合的作用。因此， 对管板进行强度分析时如 果只分析载荷同时作用的正常操作工况是不充 分的， 因为不能保证这种工况一定是危险工况。 上述三种载荷可以组成 ７ 种不同的瞬态或稳态 操作工况［ ３ ］， 如表 １ 所示。
图 ９ 改进后的热应力分布云图
由图 ９ 可知， 最高热应力强度值由原来的 ４０７ Ｍｐａ 下降到了 ２６２ ＭＰａ， 并且最大应力强度 值发生在管板与换热管的连接处， 其次是管板与 壳体的连接处。管板与壳体连接处沿壳体厚度、 管板与换热管连接处沿管板厚度方向分别作应力 校核线， 路径如图 ６。对应力强度进行线性化处 理， 结果如图 １０、图 １１。
１ 换热器的载荷工况及初始设计结果
换热器载荷工况具体数据为： 壳程工作压力 ０．８ ＭＰａ， 壳 程 进／出 口 侧 温 度 ２０ ℃／１５０ ℃， 壳 程 材料为 Ｑ２３５－ Ａ； 管程工 作压力 ４．５ ＭＰａ， 管程 进／ 出口侧温度 ２２０ ℃／１００ ℃， 管程材料为不锈钢。先 对图 １ 所示的换热器结构， 参照 ＧＢ１５１ 常规设计 方法［ １ ］， 给出初始设计方案： 管板上共有 １１７ 根换 热管， 管板左右、上下对称； 壳体公称直径 ５００ ｍｍ， 壳体壁厚 ８ ｍｍ；管 板 厚 度 ７４ ｍｍ； 管 板 外 径 同 设 备法兰外径 ６９５ ｍｍ； 换热管规格 Φ３２×３．５。
ＴＯＴＡＬ
２５３８．６３５
２３１５．６９５
２０９２．７５５
１８６９．８１５ ０
Ｐｔ＋Ｔ， ｐａｔｈ１
ＡＰＲ ４ ２００６ ２１∶４６∶３０
１．６ ３．２ ４．８ ６．４ ８ ＤＩＳＴ
图 ７ 工况 ５ 路径 １ 上应力强度曲线
为对管板进行强度分析， 表 ２ 列出了工况 ３ （ 即热应力工况） 及工况 ５￣７ 路径 １ 上的应力强 度和许用应力强度的比较。
Ｐａｔｈ２ 为 穿 过 与 换 热 管 相 连 处 管 板 厚 度 的 路 径 ， 而 Ｐａｔｈ３ 为穿过布管区管板厚度的路径。管板路 径均为从壳程到管程方向， 壳体路径为内侧到外 侧方向［ ５ ］。
通过分析发现， 所有工况下路径 ２ 及路径 ３ 上的应力强度值均合格， 而在工况 ５、工况 ６ 及工 况 ７ 下， 路径 １ 上最大应力强度值均超出许可值， 评定不合格。因此， 这三种工况为危险工况， 且工 况 ５ 为管程压力与温度载荷同时作用， 是最危险 工况。图 ７ 所示为工况 ５ 路径 １ 上应力强度分布 曲线。
图 ５ 热应力分布云图
７０
第３期
季维英， 等： 某换热器管板的有限元分析设计
续， 尤其管板厚度大， 形成了局部的应力集中； 再 者， 管板与壳体材料的差异， 导致两者膨胀及收 缩的不协调， 这也是导致热应力高的不可忽视的 因素。
４ 不同操作工况下管板的应力分析和强度 校核
４．１ 结构分析的 ７ 种操作工况 一般说来， 换热器在工作时要受到管程压
收稿日期： ２００７－ ０７－ １５ 作者简介： 季维英（ １９６６－ ） ， 女， 江苏南通人， 副教授， 硕士， 主要研究方向为化工设备强度与应力分析。
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南通职业大学学报
２００７ 年
１ ＥＬＥＭＥＮＴＳ
ＭＡＲ ８ ２００６ １１∶２７∶４２
图 ２ 有限元计算模型图
２．２ 载荷及边界条件
分析中， 根据设备实际操作时的情况， 考虑了
管程进料口
管程出料口
导热油进口
图 １ 换热器结构简图
２ 有限元计算模型
２．１ 模型的建立 由于现有的计算条件所限， 应用有限元分析
时［ ２， ３ ］， 为简化计算， 建立模型时只考虑管板、壳体 和管束部分， 法兰垫片用等效的均布比压来代替。 由于管壳式换热器结构左右前后对称， 所以分析 模型只需取该结构的四分之一， 且忽略管子在管 程侧的外伸长度； 在壳程侧， 保留有限长度的外伸 管子和壳体。根据边缘效应的影响， 外伸长度公式
ＮＯＤＡＬ ＳＯＬＵＴＴＯＮ ＳＴＥＰ＝１ ＳＵＢ＝１ ＴＩＭＥ＝１ ＳＩＮＴ （ ＡＶＧ） ＤＭＸ＝１．２２９ ＳＭＩＶ＝２３６００８ ＳＭＸ＝．４０７Ｅ４＋０９
ＭＡＲ ２２ ２００６ ２１∶２１∶０１
２３６００８ ．４５５Ｅ＋０８ ．９０７Ｅ＋０８．１３６Ｅ＋０９ ．１８１Ｅ＋０９ ．２２６Ｅ＋０９ ．２７２Ｅ＋０９ ．３１７Ｅ＋０９．３６２Ｅ＋０９．４０７Ｅ＋０９
为 "Ｌ≥２．５"Ｒｔ 。 为更真实地模拟管板的应力状态， 壳体、管
板、管束全部采用实体单元。结构分析采用 ８ 节 点六面体单元 Ｓｏｌｉｄ ４５； 传热分析采用的单元是 与 Ｓｏｌｉｄ ４５ 对应的热分析单元 Ｓｏｌｉｄ ７０， 管板网格 划分采用扫描剖分， 扫描剖分后的单元具有规则 形状， 是明显成排的单元， 这对载荷的施加和收敛 控制是有利的［ ４ ］。有限元模型如图 ２ 所示。
１
ＰＯＳＴ１
ＳＴＥＰ＝１ ＳＵＢ＝１
（ ｘ１０＊＊５）
ＴＩＭＥ＝１
２２２１．１１０
ＳＥＣＴＩＯＮ ＰＬＯＴ
２１１４．４７９
ＳＥＣＴＩＯＮ ＣＯＯＲＤ ２００７．８４３
ＮＯＤ１＝１６３３７
表 ２ 不同工况下路径 １ 上的应力强度（ ＭＰａ）
工况
一次应力 ＳⅡ 实际值 许用值
总应力 ＳⅣ 实际值 许用值
３
—
—
４０７
３０２
５
２６０．３
１５１
４１０
３０２
６
２６３．３
１５１
３９０
３０２
７
２６５．３
１５１
３９２．６
３０２
从表 ２ 可看出， 机械载荷工况的作用增加了 管板与壳体内壁处的一次局部薄膜应力， 管程压 力增加了该处的总体热应力的影响， 壳程压力则 削弱了总体热应力的影响。
ＭＡＲ ２１ ２００６ １１∶２０∶１８
１５０ １５７．７７８ １６５．５５６ １７３．３３３ １８１．１１１ １８８．８８９ １９６．６６７ ２０４．４４４ ２１２．２２ ２２０
图 ４ 温度分布云图
３．２ 热应力分析 热应力分析属于结构分析， 因此， 采用的有
限元模型为整体结构有限元模型， 单元类型为 Ｓｏｌｉｄ４５ 实体单元。热应力分析的载荷为温度载荷， 其结果来源于热分析， 每个节点温度数据都存储在 热分析的结果 ＲＴＨ 文件中。分析加载时只要将此 文件读入， ＡＮＳＹＳ 则将节点温度作为体载荷施加。
行各处的强度校核， 根据分析得到的应力强度 （ ｓｔｒｅｓｓ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ） 分布状况， 在 模型上选取 ３ 条 路 径， 如图 ６ 所示。Ｐａｔｈ１ 为穿过壳体厚度的路径，
１ ＥＬＥＭＥＮＴＳ
ＭＡＲ ２５ ２００６ ２１∶３７∶４２
Ｐａｔｈ２
Ｐａｔｈ３
Ｐａｔｈ１
ｔｕｂｅｓｈｅｅｔ＿ｍｅｓｈ
图 ６ 路径分布示意图
热应力分布云图如图 ５， 由图中看出， 热应力 强度最大值为 ４０７ Ｍｐａ。最大应力发生在管板与 壳体连接的地方， 靠近底部； 在管板与外围的几根 换热管连接处热应力也较大。分析其原因是： 壳 体与管板连接处存在一个温度急剧变化的薄层区 域， 受到的应力急剧增大， 成为热应力强度值的主 要决定因素； 其次， 管板与壳体连接处结构的不连
第 ２１ 卷第 ３ 期
南通职业大学学报
Ｖｏｌ．２１ Ｎｏ．３
第 ３ 期２００７ 年 ９ 月
Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＮＡＮＴＯＮＧ ＶＯＣＡＴＩＯＮＡＬ ＣＯＬＬＥＧＥ
Ｓｅｐ ． ２００７
##########################################################
Ｑ２３５－ Ａ ０Ｃｒ１８Ｎｉ１０Ｔｉ
０Ｃｒ１８Ｎｉ１０Ｔｉ
图 ８ 改进后的换热器结构
ＮＯＤＡＬ ＳＯＬＵＴＴＯＮ ＳＴＥＰ＝１ ＳＵＢ＝１ ＴＩＭＥ＝１ ＳＩＮＴ （ ＡＶＧ） ＤＭＸ＝１．２２５ ＳＭＮ＝１０９５７０ ＳＭＸ＝．２６２Ｅ＋０９
ＭＡＲ １１ ２００６ １０∶０２∶４４
１０９５７０ ．２９２Ｅ＋０８ ．５８３Ｅ＋０８ ．８７４Ｅ＋０８ ．１１７Ｅ＋０９ ．１４６Ｅ＋０９ ．１７５Ｅ＋０９ ．２０４Ｅ＋０９ ．２３３Ｅ＋０９ ．２６２Ｅ＋０９
了管板在开工、正常操作和停工过程中可能出现的 ７ 种瞬态和稳态操作工况的应力强度， 并进行应
力评定， 找出危险工况和该管板强度的控制因素； 据此， 提出了对设计方案的改进， 结果表明， 改进后
热应力将大大减小。
关键词： 管板； 有限元； 温度场分析； 应力分析； 分析设计
中 图 分 类 号 ： ＴＫ２２３．５
以下几种不同的载荷， 分别是：
（ １） 温度载荷。本例中， 忽略介质的对流换
热， 只考虑热传导。模型温度载荷的施加形式如
图 ３ 所示。
导热油出口
进料口
Ｔ＝２２０ ℃
Ｔ＝１５０ ℃
图 ３ 温度载荷及边界条件
（ ２） 内压载荷。管程设计压力 ５．０ Ｍｐａ， 壳程 设计压力 ０．８ Ｍｐａ。在分析中， 每种载荷均作为一 个独立的载荷工况来施加， 实际换热器工作过程 中， 将受到多种载荷工况， 根据具体受到的工况建 立相应的模型。
文献标识码： Ａ
文 章 编 号 ： １００８－ ５３２７（２００７）０３－ ００６９－ ０５
０引 言
Байду номын сангаас导热油出口
随着工业的迅速发展， 过程设备越来越向大 型化、复杂化和高参数方向发展， 其结构和形状也 越来越复杂， 使得对零部件的常规设计方法受到 冲击。基于此， 一种以弹性应力分析和塑性失效、 弹塑性失效准则为基础的新设计方法— ——分析设 计法应运而生。应力分析设计属于校核式设计， 如 对换热器管板而言， 先确定设计方案， 假设一个管 板厚度， 然后采用应力分析校核该厚度是否合适， 若厚度选择不合适， 用户则要通过反复选取并运 算才能得到一个既经济又安全的设计结果。本文 以某高效换热器为例， 阐述了换热器分析设计的 过程。
（ ３） 力边界条件。载荷工况的约束是： 在管 壳式换热器的对称面上施加对称位移约束， 换热 管一端约束， 另一端连接在管板上， 即约束换热 管一端的轴向位移， 在预紧面上加螺栓预紧力 ８３．５７ Ｍｐａ， 密封面上加法兰垫片比压力 １５ Ｍｐａ。
３ 换热器管板热应力分析
由于该换热器管程和壳程的温度相差较大， 温差应力的影响不容忽视。为此， 有必要对其温 度场及机械载荷和热载荷共同作用下产生的应
１
ＰＯＳＴ１
ＳＴＥＰ＝１
ＳＵＢ＝１ ＴＩＭＥ＝１
（ ｘ１０＊＊５）
ＳＥＣＴＩＯＮ ＰＬＯＴ
４０９９．２１０
ＳＥＣＴＩＯＮ ＣＯＯＲＤ
３８７６．２７５
ＮＯＤ１＝１６３３７
３６５３．３３５
ＮＯＤ２＝１３４３０
３４３０．３９５
ＳＩＮＴ
３２０７．４５５
ＭＥＭＢＲＡＮＥ
２９８４．５１５
ＭＥＭ＋ＢＥＮＤ ＳＩＮＴ ２７６１．５７５
５ 设计方案的改进
为有效降低管板与壳体连接处的热应力， 首 先， 应严格按 ＧＢ１５１ 选取管板与壳体连接的焊接 节点， 而边缘区的圆弧过渡连接和圆角半径的适
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南通职业大学学报
２００７ 年
当增大， 可有效降低过渡区的应力水平。 对于本例中的换热器， 壳体的两端分别用
２００ ｍｍ 长的短节， 短节材料与管板材料相同， 具 体结构如图 ８ 所示。改进后重复以上步骤进行有 限元分析， 得到热应力分布云图， 如图 ９。