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浅析重叠式换热器壳体和鞍座的校核设计点击：2787 日期：[ 2014-04-26 21:14:05 ] |
| 浅析重叠式换热器壳体和鞍座的校核设计 肖红丽 （四川七化建化工工程有限公司，成都，６１０１００） 摘要：在结合实际设计中，比较几种对大型重叠式换热器设计的受力分析方法，简化出较合适的力学模型和计算方法。 关键词：重叠 换热器 力学模型 载荷 强度 化工设计中，常会遇到重叠式换热器，其中多为两重重叠式换热器。对小规格的两重重叠式换热器，由于载荷小，其底部鞍座可根据ＪＢ／Ｔ４７１２．１－２００７中的载荷范围进行选取。但是，对于规格大、重量大的两重重叠式换热器，以及三重或者三重以上的重叠式换热器，其下壳体或鞍座极易发生失稳，尤其是大型重叠浮头式换热器更易如此。因此，按ＧＢ１５１－１９９９《管壳式压力容器》的要求，对其进行强度及失稳的校核设计是必要的。由于上部换热器的存在，造成下部换热器的受力情况更加复杂，其载荷在鞍座包角范围内的分布不易进行精确计算，因此，现在还没有确定一个简明实用的校核方法。本文将对以往几种力学模型和计算方法进行比较，探讨其使用方法的适用性。 １·下部换热器壳体几种受力分析模型 １．１ 两重重叠式换热器的校核设计 以两重重叠式换热器为例，假设其上下部换热器规格、结构及质量一致，换热器的双鞍座支承为对称布置且在同一支承平面，鞍座包角均为１２０°，Ａ／Ｒｉ≤０．５，且换热器有足够刚性保持圆形截面（图１）。 根据一般的受力情况，可把下部换热器简化为承受自身均布载荷以及上部换热器载荷对称布置的两外伸梁的力学模型来进行受力分析。从力学模型不难看出，最危险的截面仍是壳体中间和鞍座处。因此，首先要控制其薄膜应力，不让它超标。而薄膜应力的校核，又主要是对壳体轴向应力、周向应力、切向剪应力等内力的校核。但从梁的受力分析得知，其上部容器载荷不影响下部容器（简支梁）的轴向弯矩、切向剪力以及周向压缩力，影响的仅是下部容器鞍座处的周向弯矩。 下部换热器受上部换热器传递下来的载荷受力模型较复杂（图２），在实际工程中不易计算。所以需要选取一个既需要跟实际受力情况相吻合，又要简便易算的方法。 通常，上部载荷的力学模型和计算方法分为５种（图３）： ①将上部换热器载荷视为一个集中力（图３ａ）。 ②将上部换热器载荷视为上鞍座包角范围内的径向均布载荷（图３ｂ）。 ③将上部换热器载荷视为上鞍座包角范围内的竖向均布载荷（图３ｃ）。 ④将上部换热器载荷视为上鞍座包角范围内的３个均等集中力（图３ｄ）。 ⑤将上部换热器载荷视为上鞍座包角范围内的３个不均等集中力（图３ｅ）。 方法①和实际情况误差最大，其周向弯矩最大点在容器顶部，即Ａ点。因此，方法①虽然简单，就数值上看，其内力最大，可用来校核设备安全性，但结果较保守。 方法②和方法③比较接近于实际情况，实际工程中有时也采用将这种均布压力简化为下筒体受当量外压力，并用此压力对下筒体壁厚进行校核。实例证明，校核所得壁厚略大于按薄膜应力设计所需壁厚，一般为２～３ｍｍ左右，在工程承受的范围内。如果壁厚相差过大，可以考虑更换壳体材料，重新进行设计。然后在内力计算所得壁厚、当量外压计算壁厚、筒体连接法兰要求的最小厚度、ＧＢ１５１－１９９９《管壳式换热器》强制规定的筒体最小厚度，这四个结果中取最大者为筒体最终的设计厚度。但这两种模型与实际应力分布仍有较大差别，且薄膜应力计算繁杂，内力值偏小，也不安全。 方法④处理成３个平均力，这与实际应力分布仍有差距，体现不了应力分布的不均匀性，其计算结果经过实践检验虽可使用，但还显不足。 方法⑤虽然不是最佳状态，但外力分布更接近实际状态，最危险点位置与方法②、③、④一致，且计算简单，内力值大于方法②、③、④，小于方法①，用其进行校核偏于安全。垫板起加强作用时，已推导出鞍座边角处壳体周向应力的计算公式（公式１）为： 应力的校核应参照ＪＢ／Ｔ４７３１－２００５中第７．３．４．３条。 １．２ 三重重叠式换热器的校核设计 三重换热器校核时，方法和两重的一样，只是需将产生的周向弯矩的上部换热器载荷根据相应台数进行增减，然后求出相应的圆周边界力和圆周边界弯矩，再求出鞍座边缘处周向力Ｆ和鞍座边缘处周向弯矩Ｍ，最后按公式２计算出应力，校核强度。 ２·鞍座的受力及校核 选用ＪＢ／Ｔ４７１２．１－２００５《鞍式支座》的标准鞍座，需要核算腹板水平平均拉应力，鞍座压缩应力以及摩擦力、水平地震力等组合弯矩计算的允许载荷。取几个校核值所得腹板厚度大者，作为腹板最终设计厚度。如果腹板厚度值过大，可以考虑增加鞍座上筋板个数或增加鞍座的包角。对于大直径范围（ＤＮ≥５００ｍｍ）的鞍座，控制允许载荷的因素主要是水平平均拉应力。因此，只需校核水平平均拉应力。下鞍座由于承受的载荷两倍于上鞍座，因而，必须对下鞍座进行校核。 ３·应用举例 有两台串联重叠式换热器，其主要设计参数为： 换热器形式：２台重叠浮头式（ＢＥＳ）； 壳程设计参数为：设计压力为３．９ＭＰａ，设计温度为３７５℃，工作介质为工艺气； 公称直径：１３００ｍｍ； 换热器壳体材质：１５ＣｒＭｏＲ； 壁厚：２８ｍｍ； 壳程腐蚀余量：３ｍｍ； 单台质量：２７，３００ｋｇ。 解：壳体有效厚度：δｅ＝δｎ－Ｃ＝２８－３．３＝２４．７（ｍｍ） 选用ＪＢ／Ｔ ４７１２．１－２００７中的鞍座ＢＩ １３００， 垫板厚度：δｒｎ＝８（ｍｍ）； 垫板有效厚度：δｒｅ＝８（ｍｍ）； 鞍座轴向宽度：ｂ１＝１７０（ｍｍ）； 鞍座垫板宽度：ｂ２＝３５０（ｍｍ）。 圆筒平均半径：Ｒ＝Ｒｉ＋δｎ／２＝６５０＋２８／２＝６６４（ｍｍ） 因此需要将垫板宽度由原来的３５０ｍｍ增加到３８０ｍｍ。 每个鞍座的支反力：Ｑ＝２７３００×９．８／２≈１３３７７０（Ｎ） 垫板起加强作用时，鞍座边角处壳体周向应力为： 经试算后，须将垫板厚度δｒｎ取为２２ｍｍ，得到σ６≈１５４．６（ＭＰａ），才能满足鞍座边角处壳体周向应力的校核。 ４·结语 由于重叠的影响，会让重叠换热器的最下部容器鞍座边角处的周向应力增加很多，甚至已接近或超过许用应力上限，所以需要将垫板加厚、加宽，才能使计算通过。因此，直径比较大的，或者三重重叠换热器必须考虑重叠影响并校核应力。在目前对大型重叠容器强度计算还无规可循之时，以上对其进行强度校核方法，能得到更接近于实际的结果，可作为工程设计参考。 参考文献 ［１］ＧＢ１５０－１９９８，钢制压力容器［Ｓ］． ［２］ＧＢ１５１－１９９９，管壳式换热器［Ｓ］． ［３］上海市教育委员会．化工容器设计（第二版）．北京：化学工业出版社，１９９８． ［４］ＪＢ／Ｔ４７３１－２００５，钢制卧式容器［Ｓ］． ［５］ＪＢ／Ｔ４７１２．１－ＪＢ／Ｔ４７１２．４－２００７，容器支座［Ｓ］． ［６］胡跃华．大型重叠式换热器支座和壳体的校核与设计［Ｊ］．石化技术． |
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