| 1 前言 管殼式換熱器是化工、石油、輕工、能源等工業(yè)應用zui廣泛的過程設備之一，它具有選材范圍廣，換熱表面清洗較方便，適用性較強，處理能力大，能承受高溫和高壓等特點。管殼式換熱器的結構設計主要依據是GB151［1］，GB151 中關于換熱器管板強度校核是根據彈性基礎上薄板理論，在軸對稱結構的條件下，將薄板的三維變形簡化為二維梁式變形，由此來計算其強度的。而換熱器殼體厚度的選擇，主要是根據殼體所受到的殼程壓力來確定。 換熱器由于其工作特點，不僅有管程壓力和殼程壓力等載荷作用，而且還要受到工作介質的溫度載荷作用。在GB151 中對壓力載荷，給出了管板和殼體的尺寸選擇，及固定管板兼作法蘭的管板和殼體的連接方式。然而，對于在溫度載荷作用下，這些尺寸卻沒有具體的說明要求。 本文通過一個管殼式換熱器的強度校核，將載荷分類為壓力載荷和溫度載荷，來說明結構在這些載荷作用下的應力響應特點，進而提出該結構改進的意見。本文采用三維有限元的分析方法，來研究其內在規(guī)律。 2 換熱器結構尺寸及載荷工況 BEM型換熱器結構如圖1 所示，管板上共有500 根換熱管，分布在管板的上半部分，左右對稱。結構尺寸和材料：管板內徑：1300 mm；管板厚度：80mm；法蘭外徑：1460 mm；管板材料：00Cr19Ni10；殼體厚度：24mm。  3 有限元計算模型 3.1 有限元單元劃分說明 為簡化計算，在建立有限元模型時，只考慮換熱器的管板、殼體、管束和膨脹節(jié)等主要結構，法蘭墊片用等效的均布比壓來代替。 由于整臺換熱器結構是前后左右對稱，所以只取組合體的四分之一，換熱管長度取一半。換熱管是細長形狀，所以用桿單元來模擬。這樣的作法對管子附近的管板應力計算是不準確的，事實上，如果考慮換熱管和管板的脹焊連接，該處的真實應力也很難計算。根據圣維南原理，這樣處理對遠處的非布管區(qū)管板的計算影響不大。 殼體和膨脹節(jié)用20節(jié)點六面體單元劃分網格，管板用10 節(jié)點四面體單元來劃分網格，在管板和殼體過渡的區(qū)域是13節(jié)點的五面體錐型單元。管束用2節(jié)點桿單元來劃分網格。表示換熱管的桿單元節(jié)點與表示管板的實體單元節(jié)點在對應位置上重合。整個分析過程使用ANSYS有限元軟件來完成，如圖2所示。  圖2 有限元計算模型圖 3.2 載荷和邊界條件 在結構的前后對稱面和左右對稱面上加上對稱邊界條件，即這些面上的法向位移為零。換熱管的一端固定位移，另一端與管板連接。此外，還需要限制整體結構的剛體位移。 取正常操作工況為校核的工況，其具體數值為：殼程壓力：Ps .= -0.1 MPa；殼程溫度：Ts=230℃；管程壓力：Pt =0.2MPa；管程溫度：Tt=50℃；管板溫度：T=140℃；法蘭墊片壓力：Pc=69MPa；法蘭螺栓預緊力：116.5kN。 由于管板上的開孔面積只占其總面積的約5%，所以忽略當量壓力和管程壓力之間的差別。 根據換熱器操作工況下溫度載荷的經驗數據，其分布如下：在結構的下半部，管板的中截面處的溫度為140 ℃，膨脹節(jié)處的溫度為230 ℃，在結構的上半部，管板的中截面處的溫度為120℃，膨脹節(jié)處的溫度為200 ℃，從管板到膨脹節(jié)，根據空間位置的不同，進行雙線性插值。筋板的溫度，也按照這一規(guī)律進行插值。 4 強度校核及結構改進 4.1 原結構尺寸條件下的強度校核 根據JB4732-95《鋼制壓力容器———分析設計標準》［2］，該標準采用應力強度（Stress Intensity）作為強度校核的準則，其實質是第三強度理論。 經過計算，在應力云圖中可以發(fā)現(xiàn)，zui大應力強度發(fā)生在管板和殼體連接的地方，靠近底部。如圖2 中的A處。本換熱器在正常操作工況下壓力載荷不大，結構的變形和應力主要是由溫度載荷引起的。為了驗證此推論，這里將正常操作工況下的壓力載荷與溫度載荷作為兩個工況，它們有共同的位移邊界條件。具體就是在*種工況下結構受到管程壓力，殼程壓力，法蘭螺栓預緊力和法蘭墊片比壓力的作用，在第二種工況中，結構只受到管程溫度，殼程溫度和管板溫度的溫度載荷。由于結構是線彈性小變形，所以將這兩種載荷工況下的結果相加后，就是正常操作工況下的結果。在圖2的A處，沿著殼體的厚度方向，做應力校核線。圖3就是*種載荷（壓力）工況、第二種載荷（溫度）工況和它們的疊加組合（即正常操作工況）下的應力校核結果。  圖3 應力強度沿厚度的分布圖 表1是三個載荷工況下! 處應力校核線上的應力分類，其中后二列的值是應力強度在殼體內外邊界上的zui大值應力（表2，表3 相同）。  圖3 應力強度沿厚度的分布圖 表1是三個載荷工況下! 處應力校核線上的應力分類，其中后二列的值是應力強度在殼體內外邊界上的zui大值應力（表2，表3 相同）。  其載荷同前面一樣的分類，筋板的溫度取和管板相同。在同樣的位置做應力校核線，如圖5和表2。  圖5 應力強度沿厚度的分布圖  首先從該圖5 和表2 中可以發(fā)現(xiàn)同圖3和表1 同樣的規(guī)律，即壓力載荷引起的結構的應力要比溫度載荷引起的應力小，并且是后者占了結構應力的大部分。此外還可以發(fā)現(xiàn)，增加筋板后，壓力載荷工況下，結構的應力水平在下降，原因很明顯，結構在該處剛度增加了，變形就減少了，所以應力水平也就降低了。另外，還可以看到，增加了筋板后，溫度載荷下的結構的應力水平沒有顯著的變化，由于它引起的應力占了總體結構應力的大部分，所以盡管增加筋板后會使壓力載荷下的結構應力水平下降，但是，總體上的應力水平變化不大，也就是增加了筋板后，對結構的強度改善沒有明顯的效果。 事實上對本結構來講，管板和殼體之間的不均勻溫度分布載荷和管板比較大的剛度，是引起結構應力的主要原因。在增加了筋板后，并沒有*改變它附近不均勻的溫度場，也沒有改變管板的厚度，所以也就不會改善結構的應力水平了。 4.3 減少管板厚度的強度校核 針對這種有比較高的溫度載荷的管殼式換熱器結構，如果從改善管板與殼體連接處有比較大應力水平的角度考慮，另一方案是采用減少管板厚度的辦法，以降低它的剛度，讓殼體和管板在高溫載荷下充分變形，減少管板的較大剛度對殼體的約束，達到降低附近應力水平的效果。當然，出于產品制造的經濟方面考慮，減少管板厚度具有直接的經濟效益。這方面的工作已經有了一些討論［6］。 下面就是考慮將管板的厚度從80mm 減少到60mm，取消筋板，重新對結構進行強度校核。同前面一樣的載荷工況分類，在同樣的位置，作出應力校核線，如圖6 和表3所示。  圖6 應力強度沿厚度的分布圖  將圖6和表3 與圖0 和表1 比較，可以發(fā)現(xiàn)，在壓力載荷下，結構的應力水平在增加，這顯然是因為管板厚度減少而造成的。然而，在溫度載荷工況下，由于管板厚度的降低，它的剛度也下降，所以對附近連接著的殼體約束降低，應力水平就下降。在兩種載荷共同作用下，引起結構的總體應力水平下降。 5 結論 壓力載荷是面載荷，而溫度載荷是體載荷。對于壓力載荷來講，增加結構的厚度，或者設置加強筋，也就增強了結構的剛度，從而使結構的變形減少，應變和應力水平下降；對不均勻的溫度場這類體載荷來講，采取同樣的措施，就不會使結構的應力水平下降。 特別地，對換熱器這類同時受到壓力載荷和溫度載荷作用的結構，而且是后者占主導地位，當根據強度校核而進行結構設計的時候，在滿足強度條件下，適當的減少結構的厚度，降低剛度，是一個可行的方案，并已被工程實際所采用。 參考文獻： ［1］ GB151—1999，鋼制管殼式換熱器［S］ ［2］ JB4732-95，鋼制壓力容器———分析設計標準［S］ ［3］ 劉俊明，陳緒. 高壓厚管板的有限元分析計算［J］! 壓力容器，1997，14（2）：25 - 29 ［4］ 薛明德，吳強勝. 對流換熱條件下?lián)Q熱器管板的應力分析［J］ 核動力工程，1998，19（6）：519 - 525 ［5］ 龔曙光，謝桂蘭. 基于有限元分析的管板結構優(yōu)化設計［J］機械設計與制造工程，2002，31（6）：49 - 51 ［6］ 馬永其，陳罕. 薄管板結構強度計算的新思路［J］ 化工機械，2002，29（1）：49 - 53 作者簡介：劉天豐（1971 - ），男，在讀博士，講師，主要從事機械結構的計算機輔助分析和設計，通訊地址：浙江大學化工機械研究所CAD室。 |
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