纏繞管式換熱器管板熱-機(jī)械耦合場應(yīng)力分析與安全評定

李耀宙 王澤武

（太原工業(yè)學(xué)院環(huán)境與安全工程系）（大連理工大學(xué)化工機(jī)械與安全學(xué)院）

換熱技術(shù)

纏繞管式換熱器管板熱-機(jī)械耦合場應(yīng)力分析與安全評定

李耀宙*王澤武

（太原工業(yè)學(xué)院環(huán)境與安全工程系）（大連理工大學(xué)化工機(jī)械與安全學(xué)院）

纏繞管式換熱器作為高效節(jié)能裝置廣泛應(yīng)用于諸多工業(yè)領(lǐng)域。由于該類換熱器所處的溫度和壓力較大，考慮到其自身重力，管板處的受力非常復(fù)雜，安全問題較為突出，因此在設(shè)計(jì)纏繞管式換熱器時(shí)有必要采用有限元軟件對管板進(jìn)行應(yīng)力分析。結(jié)合工程案例，利用ANSYS軟件，對換熱器建立了有限元分析模型，得到管板熱－機(jī)械耦合應(yīng)力場，并進(jìn)行安全評定。

纏繞管式換熱器 有限元 危險(xiǎn)工況 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度 安全評定 耦合場

0 引言

纏繞管式換熱器相對于普通的列管式換熱器具有不可比擬的優(yōu)勢，其結(jié)構(gòu)緊湊、傳熱效率高、管側(cè)抗壓能力強(qiáng)、單元處理量大等。這種結(jié)構(gòu)型式的換熱器由于其自身特殊結(jié)構(gòu)，可使流場發(fā)展充分，不存在流動(dòng)死區(qū)，且可實(shí)現(xiàn)多股流傳熱及熱應(yīng)力補(bǔ)償，因而在石油、化工及核電領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用[1-3]。但由于其所處的工作環(huán)境以及設(shè)備自重和內(nèi)部介質(zhì)質(zhì)量的作用，管板部位受力比較復(fù)雜。很多學(xué)者利用有限元軟件對管板進(jìn)行了應(yīng)力場分析。例如，劉海亮等[4]采用實(shí)體模型對厚管板進(jìn)行有限元分析。孫艷明[5]利用ANSYS中的Solid70和Solid185單元分別對管板進(jìn)行溫度場分析和結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析。冷紀(jì)桐等[6]建立有限元模型計(jì)算得到溫度場，并對溫度場與耦合應(yīng)力場進(jìn)行分析，得到管板最高應(yīng)力值及某些路徑應(yīng)力變化曲線。李健偉等[7]利用ANSYS對多股流繞管式換熱器管板進(jìn)行應(yīng)力分析，并對管板厚度進(jìn)行了優(yōu)化。楊宏悅等[8]利用ANSYS對固定管板式換熱器管板進(jìn)行溫度場分析和熱應(yīng)力場分析，提出并論證了溫度場和熱應(yīng)力場迭代計(jì)算的必要性。陳永東等[9]對多股流纏繞管式換熱器的管板在不同載荷條件下進(jìn)行了有限元分析和應(yīng)力評定。以上文獻(xiàn)在對換熱器管板的溫度場和熱力耦合場計(jì)算過程中均未考慮自身重力的影響，而本文結(jié)合工程案例在考慮換熱器自身重力的條件下，對管板進(jìn)行有限元分析和安全評定。

1 纏繞管式換熱器結(jié)構(gòu)與主要參數(shù)

纏繞管式換熱器及管板的結(jié)構(gòu)如圖1、圖2所示。表1為該換熱器的主要參數(shù)。

圖1 纏繞管式換熱器

圖2 換熱器管板結(jié)構(gòu)

表1 纏繞管式換熱器主要參數(shù)

2 有限元模型驗(yàn)證與工況分析

2.1 幾何結(jié)構(gòu)和模型簡化

考慮到該換熱器采用立式安裝，因此同樣結(jié)構(gòu)型式的管板，其下管板受力更復(fù)雜，不僅承受內(nèi)壓載荷，同時(shí)還承受換熱器內(nèi)物料質(zhì)量載荷，大約為700 kN。本文主要對下管板局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和安全評定。根據(jù)圖1和圖2，對換熱器和管板結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，簡化的幾何模型如圖3所示。

圖3 換熱器幾何模型

2.2 有限元模型驗(yàn)證

圖4是該結(jié)構(gòu)有限元模型，選用Solid185單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元數(shù)為305 892，節(jié)點(diǎn)為407 745個(gè)，并在對稱軸上施加對稱邊界條件，在筒節(jié)最下端施加軸向位移約束。

經(jīng)分析，該換熱器可能發(fā)生下述三種工況。（1）工況一：殼程壓力為2.7 MPa，管程壓力為7.4 MPa；（2）工況二：殼程壓力為0.0 MPa，管程壓力為7.4 MPa；（3）工況三：殼程壓力為2.7 MPa，管程壓力為0.0 MPa。需要對每種工況進(jìn)行計(jì)算并進(jìn)行比較分析，確定最危險(xiǎn)工況，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評定。

圖4 換熱器有限元網(wǎng)格

首先對有限元模型進(jìn)行驗(yàn)證。圖5和圖6分別為工況一條件下考慮重力和不考慮重力時(shí)的應(yīng)力強(qiáng)度云圖。圖7為沿圖5中A-A路徑繪制的第一主應(yīng)力數(shù)值解。A-A路徑位于筒節(jié)內(nèi)側(cè)，從下到上約600 mm，得到筒節(jié)上的第一主應(yīng)力（主體部位）約為125.5 MPa。同時(shí)，根據(jù)薄膜理論應(yīng)力計(jì)算公式，得到筒節(jié)最大應(yīng)力為

圖5 工況一條件下應(yīng)力強(qiáng)度云圖（考慮重力）

對比理論計(jì)算與數(shù)值計(jì)算，最大應(yīng)力理論解與第一主應(yīng)力數(shù)值解基本吻合，這就驗(yàn)證了本文有限元數(shù)值模型的正確性。由圖7可知，沿著A-A路徑在300 mm之后，應(yīng)力出現(xiàn)較大波動(dòng)，這是由于換熱器上管板與筒節(jié)出現(xiàn)幾何結(jié)構(gòu)不連續(xù)、產(chǎn)生較大邊緣應(yīng)力的緣故。

圖6 工況一條件下應(yīng)力強(qiáng)度云圖（不考慮重力）

圖7 沿管板A－A路徑第一主應(yīng)力、最大應(yīng)力曲線

2.3 危險(xiǎn)工況分析

由于該纏繞管式換熱器為立式安裝，因此本文擬就換熱器自身重力對其下管板的影響進(jìn)行計(jì)算分析。圖5為考慮重力影響，換熱器在工況一下的應(yīng)力強(qiáng)度云圖；圖6為未考慮重力影響，換熱器在工況一下的應(yīng)力強(qiáng)度云圖。對比圖5和圖6，兩者應(yīng)力強(qiáng)度相差23 MPa，表明重力載荷對立式纏繞管式換熱器下管板有較明顯的影響，因此對工況二和工況三進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算時(shí)，也考慮自身重力的影響。

為了進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評定，需要確定最危險(xiǎn)工況。圖5為在工況一時(shí)，換熱器管板結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強(qiáng)度云圖，最大應(yīng)力強(qiáng)度發(fā)生在管板與橢圓形封頭連接部位，最大應(yīng)力值約為266.2 MPa。這是因?yàn)樵撎帋缀尾贿B續(xù)，曲面曲率半徑發(fā)生較大變化，所以引起高的邊緣應(yīng)力。圖8為在工況二時(shí)，換熱器整體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強(qiáng)度云圖，最大應(yīng)力強(qiáng)度發(fā)生在管板部位，最大應(yīng)力值約為266.2 MPa。這是因?yàn)樵撎幑馨鍝隙茸兓^大且管板處出現(xiàn)應(yīng)力集中的緣故。圖9為在工況三時(shí)，換熱器整體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強(qiáng)度云圖，最大應(yīng)力強(qiáng)度發(fā)生在上筒體部位，最大應(yīng)力值約為141.9 MPa。

圖8 工況二條件下應(yīng)力強(qiáng)度云圖

圖9 工況三條件下應(yīng)力強(qiáng)度云圖

為了確定換熱器的最危險(xiǎn)工況，須對換熱器在三種工況下沿定義路徑進(jìn)行應(yīng)力分析。圖10為下管板在三種不同工況下沿圖5中A-A路徑的第一主應(yīng)力曲線。由圖10可以看出：（1）在筒體端，第一主應(yīng)力較為均勻，接近于薄膜理論計(jì)算第一主應(yīng)力。在接近管板與筒體連接區(qū)域，應(yīng)力出現(xiàn)波動(dòng)，因?yàn)榇颂幗Y(jié)構(gòu)出現(xiàn)不連續(xù)，導(dǎo)致應(yīng)力集中，所以該處是結(jié)構(gòu)強(qiáng)度安全評定重點(diǎn)區(qū)域。（2）工況二，即殼程壓力為0.0 MPa，管程壓力為7.4 MPa時(shí)，沿A-A路徑第一主應(yīng)力和工況一時(shí)接近，該工況最大應(yīng)力處也是評定的重點(diǎn)區(qū)域。（3）工況三，即僅在殼程壓力為2.7 MPa時(shí)，根據(jù)第三強(qiáng)度理論，整體結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力值為141.9 MPa。由上述分析可以得出結(jié)論，工況一、二為最危險(xiǎn)工況，需要對該工況進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度安全評定。

圖10 三種工況下管板沿A－A路徑第一主應(yīng)力曲線

2.4 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度安全評定

根據(jù)JB 4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》查得，S30408材料在180℃時(shí)的設(shè)計(jì)應(yīng)力強(qiáng)度為133 MPa。由于不考慮風(fēng)載荷和地震載荷，此處K值取1。為了對該換熱器結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度評定，選取具有代表性和危險(xiǎn)性的七條強(qiáng)度評定路徑，分別為A-A、B-B、C-C、D-D、E-E、F-F和G-G路徑，如圖11所示。表2和表3給出了該換熱器結(jié)構(gòu)在工況一和工況二時(shí)的強(qiáng)度評價(jià)結(jié)果。

圖11 整體結(jié)構(gòu)七條強(qiáng)度評定路徑示意圖

從表2和表3可以看出，在工況一和工況二條件下，換熱器管板部位熱-機(jī)械耦合場應(yīng)力均滿足JB 4732—1995標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的許用極限值，應(yīng)力強(qiáng)度評定通過。

表2 工況一各路徑局部應(yīng)力強(qiáng)度及校核結(jié)果

表3 工況二各路徑局部應(yīng)力強(qiáng)度及校核結(jié)果

3 結(jié)論

本文對某纏繞管式換熱器管板在三種工況下進(jìn)行了有限元分析，確定工況一和工況二為最危險(xiǎn)工況，并對這兩種工況下的有限元模型局部高應(yīng)力區(qū)進(jìn)行了安全評定。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。由于管板與封頭連接部位應(yīng)力過大，為主要危險(xiǎn)區(qū)域，因此應(yīng)確保管板與封頭焊縫焊接質(zhì)量，并盡量做到焊接部位平滑過渡，降低結(jié)構(gòu)的幾何不連續(xù)，從而降低局部過高的邊緣應(yīng)力。

[1]張賢安.高效纏繞管式換熱器的節(jié)能分析與工業(yè)應(yīng)用[J].壓力容器，2008，25（5）：54-57，20.

[2]張周衛(wèi)，汪雅紅，薛佳幸，等.低溫甲醇用系列纏繞管式換熱器的研究與開發(fā) [J].化工機(jī)械，2014，41（6）：705-711.

[3]陽大清，周紅桃.繞管式換熱器殼側(cè)流場流動(dòng)與傳熱的數(shù)值模擬研究 [J].壓力容器,2015,32（11）：40-46.

[4]劉海亮,于洪杰,徐鴻,等.采用實(shí)體模型的厚管板的有限元分析 [J].石油化工設(shè)備技術(shù),2005,26(3):1-5，67.

[5]孫艷明.循環(huán)氣冷卻器的應(yīng)力分析及安全評定 [D].大慶：東北石油大學(xué)，2014.

[6]冷紀(jì)桐，呂洪，章姚輝，等.某固定管板式換熱器的溫度場與熱應(yīng)力分析 [J].北京化工大學(xué)學(xué)報(bào) (自然科學(xué)版),2004，31（2）：104-107.

[7]李健偉，曲萍，武艷芳，等.多股流繞管換熱器管板結(jié)構(gòu)分析 [J].壓力容器，2013，30（5）：18-22，52.

[8]楊宏悅，蔡紀(jì)寧，張秋翔，等.大型固定管板式換熱器管板穩(wěn)態(tài)溫度場及熱應(yīng)力場分析 [J].化工設(shè)備與管道，2006，43（1）：11-15.

[9]陳永東，吳曉紅，修維紅，等.多股流纏繞管式換熱器管板的有限元分析 [J].石油化工設(shè)備，2009，38（4）：23-27.

Stress Analysis and Safety Evaluation of Thermal-Mechanical Coupling Field of the Tube Plate in Spiral Wound Heat Exchanger

Li Yaozhou Wang Zewu

As an efficient energy-saving device,spiral wound heat exchangers are widely used in many industrial fields.Because the temperature and pressure of this kind of heat exchanger are large,and the gravity of the heat exchanger should be taken into account,the force acting on the tube plate is very complicated,and the safety problem is prominent.It is necessary to use finite element software to analyze the stress of the tube plate in the design of the spiral wound heat exchanger.Combined with the engineering case,the finite element analysis model of heat exchanger is established by using ANSYS software,and the thermal-mechanical coupling stress field of tube plate is obtained,and the safety evaluation is carried out.

Spiral wound heat exchanger;Finite element;Dangerous operating mode;Structural strength;Safety evaluation;Coupling field

TE 965

10.16759/j.cnki.issn.1007-7251.2017.06.003

2016-10-20）

*李耀宙，男，1988年生，碩士，助教。太原市，030008。