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固定管板式换热器应力的有限元分析点击：2017 日期：[ 2014-04-26 21:58:03 ] |
| 固定管板式换热器应力的有限元分析 贾慧灵1，杜鹏飞2，何江峰1 （1.内蒙古科技大学机械工程学院，内蒙古包头014010；2.内蒙古包头市交通运输管理处,内蒙古包头014010） 摘要：应用ANSYS有限元软件，建立了某固定管板式换热器的结构分析模型，对3种操作工况下换热器的应力场进行了计算，并校核了其中的危险工况。结果表明：受热载荷作用的换热器，最大应力在管板与管箱内壁面的过渡圆角处；“表皮效应”使距壳程侧2 mm处管板上的应力最大；换热器的各部件安全裕度均大于2，常规设计方法过于保守。关键词：固定管板式换热器；有限元法；应力分析 中图分类号：O242.21；TQ051.5文献标志码：A文章编号：1003－0794（2009）12－0087－02 0 引言 固定管板式换热器是受力最复杂的管壳式换热器，当管束与壳体的温度及材料的线膨胀系数相差较大时，承压壳体与管束中将产生较大的热应力，会进一步增大各部件中的应力。本文采用有限元软件ANSYS分析某化工厂的一台DN500固定管板式换热器，建立带有真实管箱和换热管的有限元模型，并对管板、壳体和换热管的强度等进行应力分析及评定，为今后换热器强度分析和优化设计提供理论依据。 1.有限元模型的建立 以换热器轴向为Z轴，垂直于纸面方向为X轴，竖直方向为Y轴建立总体坐标系。忽略进出口接管的影响，换热器几何结构和承受载荷关于坐标面对称，取1/8模型为研究对象。为避免边缘效应影响，管箱伸出管板的长度应大于113 mm，本文取管箱长度150 mm。 换热器上各部件的材料属性如表1所示。为保证耦合分析中节点的一致性，传热分析中选用热单元SOLID70，相应地结构分析时采用实体单元SOL-ID45。 采用APDL语言先建立管板和换热管的横向截面，借用辅助单元Shell57划分网格，沿轴向拖拉成三维模型。再建立管箱和壳体的轴向截面，绕轴旋转，生成如图1所示的换热器有限元模型。该模型外径为508 mm，管板厚度为32 mm，壳体与管箱的壁厚为6 mm，换热管尺寸为准25 mm×2 mm。总单元数为44 420个，总节点数为80 451个。 热分析时在壳程侧管板面、壳体内表面和换热管外表面施加44.7℃的温度载荷，管程侧管板面、管箱内表面和换热管内表面的温度载荷为112.8℃。壳体、换热管和管箱中流体的平均对流传热系数分别为834、896.9 W/(m℃)和180.6 W/(m℃)。结构分析时，在3个对称面上约束法线方向的位移，在管箱的横截面上施加相应的轴向拉应力。 2 应力场计算和强度校核 换热器在操作过程中，会出现7种可能工况。经分析，本台设备温度场产生的应力远大于压力载荷产生的应力，本文只计算3种工况：管程、壳程压力和温度载荷同时作用，只有壳程压力和温度载荷，只有管程压力和温度载荷。依次将此3种情况称为工况1、工况2、工况3，下面对这3种工况进行应力分析及评定。 （1）各工况应力的计算结果 工况1为换热器正常操作工况。耦合分析后的应力分布云图如图2所示，从图中可看到最大应力强度位于管箱与管板的过渡圆角处，在该过渡圆角处取路径1进行分析。壳体与管板的过渡区，结构不连续也产生较大的集中应力，取路径2进行分析。管板开孔处存在较大的局部应力，又由于管程温度载荷的影响，布管区的应力较大，取路径4分析其上的应力。热膨胀系数较大的换热管承受压缩载荷，对管板的推力使管板中心略向管箱侧凸起，这样边缘处管子中轴向压应力较大（与图2显示结果一致），沿边缘处换热管的轴线方向取路径4进行分析。 曲线图3~5分别显示路径1~3上的一次局部薄膜应力pL（虚线）和一次应力加二次应力p L+p b+Q（实线）分布情况。路径4上的轴向压应力值为-28.55 MPa。 换热器停工时，若先关闭管程进口阀，管程压力瞬间为0，即为工况2；若先关闭壳程进口阀，壳程压力瞬间为0，即为工况3。此2种工况的应力分布云图类似图2，为节省篇幅略去。此2种工况的路径取法同工况1，路径1~3上的pL和pL+pb+Q应力分布见图3~5，路径4上的轴向压应力值分别为-32.72 MPa和-27.76 MPa。 （2）结果分析及校核 由图3～图5可知，对3种工况而言，路径1上的最大应力均位于管板与管箱内壁面的过渡圆角处，且该处应力也是换热器上的最大应力；路径2上的最大应力位于管板与壳体内壁面的过渡圆角处；路径3上的最大应力位于距壳程侧表面2 mm处。路径1~3上的最大应力pL+pb+Q，在工况2条件下达到最大，其值分别为225.97 MPa、149.85 MPa和93.75 MPa。且工况2时，路径1~3上的最大应力pL+pb+Q均大于2倍的各工况pL应力，故只需校核工况2的应力pL+pb+Q。应力强度校核结果见表2。 由于管程压力大于壳程压力，工况2时，壳体的伸长量最小，热载荷作用下的换热管所承受的轴向压应力最大。换热管和管板采用强度焊加贴胀，此工况的换热管中应力校核结果见表2。 校核最危险的工况2，由表2所列路径1~3的校核结果可知，换热器的管箱、壳体和管板的强度满足工作要求；路径4所列结果显示，换热管的强度和刚度满足使用要求，管子与管板的连接强度足够大，故本台换热器设计整体偏于安全。 3 结语 （1）有热载荷存在的工况，换热器上最大应力均在管板与管箱内壁面的过渡圆角处。为减小该处应力，应适当增大过渡圆角半径，以使管板两侧应力趋于相等； （2）距壳程侧2 mm处管板上的应力最大，这是由于“表皮效应”引起的热应力所致； （3）对危险工况2校核后，表明本台换热器上各部件均满足设计要求，且安全裕度均大于2，可见常规设计方法过于保守。 参考文献： ［1］张国智,胡仁喜，陈继刚，等.ANSYS10.0热力学有限元分析实例指导教程［K］.北京:机械工业出版社，2007. ［2］刘海亮.高压U型管换热器管板的有限元分析研究［D］.北京：北京化工大学，2005. 作者简介：贾慧灵（1976－）女,内蒙古包头人，讲师,现从事过程设备的受力分析及可靠性研究，电话:0472－5591088，电子信箱:hl_jia@163.com. |
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