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基于有限元方法对换热器设计方案的改进点击：1917 日期：[ 2014-04-26 21:53:35 ] |
| 基于有限元方法对换热器设计方案的改进 季维英 陈荣 (南通职业大学) (南通迪爱生色料有限公司) 摘要：采用三维有限元方法,对某固定管板式换热器在温度载荷作用下进行热应力分析。根据热应力分布特点,分析温度载荷对管板、壳体等产生的影响,提出设 计方案的改进,并作同样的有限元分析。经比较发现,改进后热应力大大减小。 关键词：换热器 管板 换热器 温度载荷 设计方案 有限元 按常规设计方法[1],换热器壳体的选材需综合考虑壳程所承受的压力、温度以及壳程的介质,其厚度主要根据壳体所受到的壳程压力来确定。管板的结构设计主要依据GB151- 1999, GB151-1999中关于换热器管板的强度校核所依据的是弹性力学的薄板理论,即在轴 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。实际上由 于换热器工作的特点,换热器不仅受到管程压 力和壳程压力等载荷的作用,而且还要受到工作介质的温度载荷的作用。在GB151-199中,对压力载荷给出了管板和壳体的尺寸选择,然而对于在温度载荷作用下,却没有对这些尺寸的选择作具体的说明。 本文利用ANSYS软件对某一换热器进行有限元分析,得到了该换热器在温度载荷作用下的热应力分布特点,并提出了考虑温度载荷作用的换热器设计方案的改进。 1 换热器结构尺寸及载荷工况 图1所示为一换热器的结构,管板上共有117根换热管,管板左右、上下对称。换热器的结构尺寸和材料为:管板内径500mm;管 板厚度74mm;法兰外径695mm;管板材料 0Cr18Ni10T;i壳体厚度8mm;壳体材料Q235 -A。载荷工况具体数值为:壳程压力 0·7MPa;壳程出口侧温度150℃;管程压力 4·5MPa;管程进口侧温度220℃。 2 有限元计算模型 2·1 模型的建立 由于现有的计算条件的限制,应用有限元分析时[2, 3],为了简化计算,建立模型只考虑管板、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,忽略换热管在管程侧的外伸长度。在壳程侧,保留有限长度的外伸换热管和壳体。根据 边缘效应的影响规律,换热管外伸长度公式为: 为了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。结构分析采用的单元是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]。有限元计算模型如图2所示。 2·2 传热分析的温度边界条件 在本文中只对管板作稳态的热传导分析。管程介质进口端具体的温度边界条件如图3所示,得到的管板温度分布云图如图4所示。 2·3 温度载荷作用下应力分析的加载及边界 条件 采用间接法进行热分析[5],将所求得的节点温度作为体载荷施加在结构上。在管壳式 换热器的对称面上加上对称边界条件,换热管一端约束,一端连接在管板上,即约束换热管一端的轴向位移,在预紧面上加上螺栓预紧力 83·57kN,密封面上加上法兰垫片压力15MPa。下面将温度载荷作用下换热器各部分所产生的应力视为热应力来分析。 3 热应力分析 经过计算,在应力云图中可以发现,最大热应力发生在管板和壳体连接的地方,靠近底部,其次是在管板与换热管连接处。最大热应 力值达407MPa,如图5所示。将该应力分布云图放大并避开换热管,如图6所示,可见最大热应力发生在图中的A点。其原因为:壳体与管板连接处存在一个温度急剧变化的薄层区域,此处的应力急剧增大,成为热应力值高 的主要决定因素。其次,管板与壳体连接处结 构不连续,尤其是管板厚度大,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。在热应力最大处即管板与壳体连接处沿壳体厚度作一应力校核线方向从内侧向外侧,定义为Path 1;管板与换热管连接处沿管板厚度方向作应力校核线,方 向从壳程侧向管程侧,定义为Path 2,具体如图7所示。 对温度载荷作用下两路径(Path 1和Path 2)上的应力进行线性化处理,并作安全评定。因为温差应力属于二次应力,故只需校核一次应力加二次应力即可,评定结果见表1及表2(表中PL为一次局部薄膜应力,Pb为一次弯曲应力,Q为二次应力)。 通过分析可以看出,路径1(Path 1)上的 A点热应力超出了许可值,因此应力评定结果为不合格。 4 设计方案的改进 为了有效地降低管板与壳体连接处的热应力,首先管板与壳体相焊的焊接节点应严格按 GB151-1999选取,边缘区(连接的)过渡圆弧和圆角半径应适当增大,这样可有效降低过渡区的应力水平。 对于本例中的换热器,壳体的两端分别设 200mm长的短节,短节材料与管板材料相同, 具体结构如图8所示。重复以上步骤进行有限元分析,得到改进设计后的热应力分布云图, 如图9所示。 由图9可知,最高应力值由原先的 407MPa降到了262MPa,并且最大应力值发生 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方向、管板与换热管连接处沿管板厚度方向分别作应力校核线,如图7所示的路径。对应力进行线性化处理,其结果如图10、图11所示。 对管板及壳体分别进行安全评定,由图 10、图11可看出,两构件上的总应力均小于材料的许用应力的3倍,所以强度合格。 5 结论 (1)三维有限元分析比较细致地考虑了各部件(换热管、壳体、密封、螺栓等)对管板的作用,特别在计算中考虑了温度载荷的作用; (2)温度载荷对管板造成了较大的热应力,且温度载荷工况也是一种操作工况,在管程和壳程压力同时卸除的瞬间就会出现这种工况。因此保证温度载荷工况下构件的安全是有必要的。 (3)从整个管壳式换热器来看,最大热应力往往发生在结构不连续的管板与壳体连接处或者管板与换热管连接处。 (4)在换热器管壳程温差较大的情况下,管板与壳体采用相同的材料能有效地降低管板与壳体连接处的热应力。有时为了降低整台换热器的造价,可以在壳体的两端用与管板相同材料的短节与管板连接。 参考文献 [1] GB151-1999.钢制管壳式换热器[S].北京:中国标准出版社, 1999. [2] 刘海亮,等.高压给水加热器厚管板的有限元分析 (一) [J].压力容器, 2004, 21 (11): 19-22. [3] 冷纪桐,吕洪,等.某固定管板式换热器的温度场与热应力分析[ J].北京化工大学学报, 2004, 31 (2). [4] 胡锡文,林兴华.管壳式换热器管板的有限元分析 [J].压力容器, 2004, 21 (10): 26-28. [5] 余伟炜,等.ANSYS在机械与化工装备中的应用[M].北京:中国水利水电出版社, 2006. [6] 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. |
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