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多股流缠绕管式换热器管板的有限元分析
陈永东1,2,吴晓红1,修维红1,张中清1,李永泰1
(1.合肥通用机械研究院,安徽合肥 230031; 2.国家压力容器与管道安全工程技术研究中心,安徽合肥 230031)
摘要:缠绕管式换热器广泛应用于煤化工装置,因其结构的特殊性,国内标准规范没有对其管板的 设计计算方法做出规定。针对循环甲醇冷却器———一种典型的多股流缠绕管式换热器的管板在不 同载荷条件下进行了有限元分析和应力评定,指出了有限元分析方法对于多股流缠绕管式换热器 管板设计的经济性、实用性与安全性。
关键词:换热器;管板;多股流;缠绕管;有限元
中图分类号: TE 965 文献标志码: A
缠绕管式换热器是在与管板相连的中心筒上, 以螺旋状交替缠绕数层小直径换热管形成管束,再 将管束放入壳体内的一种换热器。其具有结构紧 凑、可同时进行多种介质换热、管内操作压力高、传 热管的热膨胀可自行补偿、换热器易实现大型化等 特点,因此,成为大型煤化工装置低温甲醇洗系统的 首选换热设备[1~7]。
缠绕管式换热器大体有3种结构,第1种是单 股流缠绕管式换热器(图1),第2种和第3种都是 多股流缠绕管式换热器(图2~图3),其中第3种多 股流缠绕管式换热器带有若干小管板结构。实际上 缠绕管式换热器是一种管壳式换热器,但其管板与管箱及壳程筒体的连接形式和普通的管壳式换热器 差别较大[8]。因此,目前尚无标准规定的计算方法 能够涉及。文中简单阐述了用于中国石油天然气股 份有限公司某分公司合成氨装置关键设备———循环 甲醇冷却器(位号为4115-E6)管板设计内容。
1 循环甲醇冷却器结构、主要参数与载荷分析
1.1 结构
此结构同图2型式的多股流缠绕管式换热器。
管程有两股物料,其基本结构见图4,换热器管板的 布管见图5。
1.2 主要设计参数
循环甲醇冷却器主要设计参数见表1。壳程规 格为Φ1 650 mm×10 mm,管程规格为Φ500 mm× 20 mm,材料均为0Cr18Ni9板材;管板厚度85 mm, 材料为0Cr18Ni10Ti锻;换热管规格为Φ18 mm× 1.8 mm,材料为0Cr18Ni10Ti;管程1换热管根数为 242×2,管程2换热管根数为275×2。该容器为二类 容器,换热面积1 952 m2。
1.3 载荷分析与考虑工况
换热器的下管板直径大于上管板直径,换热器 芯体质量(35 155 kg)主要作用在下管板上,下管板 的应力水平高于上管板。因此,只进行下管板的应 力分析和强度评定。
(1)载荷 考虑以下两种载荷:①管壳程压力。 ②换热器芯体重力。管壳程温差较小,不考虑温差 应力(绕管换热器的换热管轴向刚度较小,换热管与 壳程筒体温差在管板上产生的应力较小)。
(2)工况 考虑以下3种工况:①壳程压力单独 作用。②管程压力单独作用。③管、壳程压力同时 作用。按照不同工况计算的压力载荷和换热器的芯 体重力同时作用在分析对象上。
2 多股流换热器管板有限元分析
2.1 模型建立及有限元网格划分
因结构和载荷的对称性,沿管板两垂直对称面 切开,取其管板的1/4作为分析模型体,壳程筒体取 200 mm,小管箱筒体取100 mm,换热管取100 mm 做为分析模型体。取管板的两垂直对称面为Oxz 和Oyz坐标平面,坐标原点为管板下表面中点。有 限元单元类型SOLID45,单元数20 150,节点数 33 996。
位移边界条件:在Oxz平面上约束了y方向的 位移,在Oyz平面约束了z方向的位移,壳程筒体 端部截面约束了z方向的位移,管板力学分析模型 体及有限元网格划分见图6。
2.2 管板有限元应力分析
2.2.1 壳程压力单独作用
壳程压力作用下管板的有限元分析模型见图 7a。从图中可以看出,芯体重力传给中心内筒作用 在下管板上压力为27.862 MPa,壳程筒体内表面、 管板壳程侧表面受壳程压力0.8 MPa,换热管端部 轴向压应力为2.222 MPa。
通过三维有限元应力分析求得壳程压力作用下 管板应力分布,管板最大主应力的分布见图7b。从 图中可以看出,最大应力点在壳程筒体与管板周边 圆弧过渡连接处,最大应力值244.92 MPa。
管板布管区最大主应力的分布见图7c。从图 中可以看出,最大应力点在管程2内最靠近管板中 心的换热管端部,最大应力值212.374 MPa。
2.2.2 管程压力单独作用
管程压力作用下管板的有限元分析模型见图 8a。从图中可以看出,芯体重力传给中心内筒作用 在下管板上压力为27.862 MPa,管箱筒体内表面、 管板管程侧表面受管程压力8.9 MPa,管箱筒体端 部受轴向应力为53.486 MPa,换热管端部受轴向应 力为15.822 MPa。
通过三维有限元应力分析求得管程压力作用下 管板应力分布,管板最大主应力的分布见图8b。从 图中可以看出,最大应力点在壳程筒体与管板周边 圆弧过渡连接处,最大应力值176.019 MPa。
管板布管区最大主应力的分布见图8c。从图中 可以看出,管板布管区最大应力点在管程2内最靠近 管板中心的换热管端部,最大应力值111.778 MPa。
2.2.3 管、壳程压力共同作用
管、壳程压力共同作用下管板的有限元分析模 型见图9a。从图中可以看出,芯体重力传给中心内 筒作用在下管板上压力为27.862 MPa,壳程筒体内 表面、管板壳程侧表面受壳程压力为0.8 MPa,管箱 筒体内表面、管板管程侧表面受管程压力8.9 MPa, 换热管端部受轴向应力为3.6 MPa,管箱筒体端部 受轴向应力为53.486 MPa。
通过三维有限元应力分析求得管、壳程压力共 同作用下管板最大主应力的分布见图9b。从图中 可以看出,最大应力点在壳程筒体与管板周边圆弧 过渡连接处,最大值209.144 MPa。
管板布管区最大主应力的分布见图9c。从图 中可以看出,管板布管区最大应力点在管程2内最 靠近管板中心的换热管端部,最大值194.615 MPa。
3 应力评定
除管板外,缠绕管式换热器的其他各部件仍按 照GB 150—1998《钢制压力容器》和GB 151—1999 《管壳式换热器》进行设计计算[9,10],因此,各部分筒 体的总体薄膜应力已满足强度要求。
文中只对各部分筒体端部和管板(主要是弯曲 应力)的组合应力进行分类评定,筒体端部的弯曲应 力是由变形协调引起的,其组合应力可按二次应力 评定。管板的应力是由压力引起,按一次应力评定。 换热器各部件材料设计温度下的许用应力[σ]t= 137 MPa,一次薄膜加一次弯曲应力强度的许用极 限1.5[σ]t=205.5 MPa,一次加二次应力强度的许 用极限3[σ]t=411 MPa。
评定路径的位置及结果见表2。3种工况下管 板及管板与各部件连接处的应力均满足强度要求。
4 与常规设计标准比较
多股流缠绕管式换热器的管板与一般的U形 管换热器的管板不同,1块管板上有多个布管区。 按GB 151—1999《管壳式换热器》进行U形管板设 计出现以下几点误差。
(1)管板中心区域没有布管。在壳程压力作用 计算中,管孔数1 034(输入U形管数517),管板布 管区移到管板中心区域,管板最大应力在管板中心,实际上管板中心没有开孔削弱,按U形管板设计考 虑了开孔削弱,使得管板设计厚度偏厚。
(2)在管程压力作用计算中,按管程2管箱考 虑,管孔数275(U形管数138),按U形管板设计, 管板周边与管壳程筒体连接,筒体厚度远小于管板 厚度,管板周边接近简支边界,实际上管程2部分管 板周边受其它管板的约束,管程2部分管板周边接 近固支边界,同样使得管板设计厚度偏厚。
有限元分析结果表明,管板最大应力和管板材 料的许用应力之间还有空间,管板强度有较大裕量, 管板初选厚度可适当减薄。但考虑到该循环甲醇冷 却器是我国自主设计的第一台多股流缠绕管式换热 器,仍选择了初选厚度作为管板的最终厚度。
5 结语
①缠绕管式换热器的管板设计采用有限元分析 的方法是经济实用的。②在大型多股流缠绕管式换 热器管板的有限元分析中应考虑芯体管束重力载荷 的影响。③对管程压力、壳程压力、管壳程压力同时 作用三种工况下管板的有限元分析和应力评定表 明,管板应力均满足强度要求。壳程压力作用下,管 板布管区和中部的应力最大,最大应力值127.6 MPa,远小于许用值,管板设计厚度可适当减小。④ 该循环甲醇冷却器至今已稳定运行3 a多,各项性 能指标均达到工艺要求,证明其机械设计的方法也 是安全可靠的。
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[9] GB 150—1998,钢制压力容器[S].
[10] GB 151—1999,管壳式换热器[S]. (许编)
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