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基于有限元方法對換熱器設計方案的改進點擊：1931 日期：[ 2014-04-26 21:53:35 ] |
| 基于有限元方法對換熱器設計方案的改進 季維英 陳榮 (南通職業大學) (南通迪愛生色料有限公司) 摘要：采用三維有限元方法,對某固定管板式換熱器在溫度載荷作用下進行熱應力分析。根據熱應力分布特點,分析溫度載荷對管板、殼體等產生的影響,提出設 計方案的改進,并作同樣的有限元分析。經比較發現,改進后熱應力大大減小。 關鍵詞：換熱器 管板 換熱器 溫度載荷 設計方案 有限元 按常規設計方法[1],換熱器殼體的選材需綜合考慮殼程所承受的壓力、溫度以及殼程的介質,其厚度主要根據殼體所受到的殼程壓力來確定。管板的結構設計主要依據GB151- 1999, GB151-1999中關于換熱器管板的強度校核所依據的是彈性力學的薄板理論,即在軸 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。實際上由 于換熱器工作的特點,換熱器不僅受到管程壓 力和殼程壓力等載荷的作用,而且還要受到工作介質的溫度載荷的作用。在GB151-199中,對壓力載荷給出了管板和殼體的尺寸選擇,然而對于在溫度載荷作用下,卻沒有對這些尺寸的選擇作具體的說明。 本文利用ANSYS軟件對某一換熱器進行有限元分析,得到了該換熱器在溫度載荷作用下的熱應力分布特點,并提出了考慮溫度載荷作用的換熱器設計方案的改進。 1 換熱器結構尺寸及載荷工況 圖1所示為一換熱器的結構,管板上共有117根換熱管,管板左右、上下對稱。換熱器的結構尺寸和材料為:管板內徑500mm;管 板厚度74mm;法蘭外徑695mm;管板材料 0Cr18Ni10T;i殼體厚度8mm;殼體材料Q235 -A。載荷工況具體數值為:殼程壓力 0·7MPa;殼程出口側溫度150℃;管程壓力 4·5MPa;管程進口側溫度220℃。 2 有限元計算模型 2·1 模型的建立 由于現有的計算條件的限制,應用有限元分析時[2, 3],為了簡化計算,建立模型只考慮管板、殼體和管束部分,法蘭墊片用等效的均 布比壓來代替。由于管殼式換熱器結構左右前后對稱,所以分析模型只需取該結構的四分之 一,忽略換熱管在管程側的外伸長度。在殼程側,保留有限長度的外伸換熱管和殼體。根據 邊緣效應的影響規律,換熱管外伸長度公式為: 為了更真實地模擬管板的應力狀態,殼體、管板、管束全部采用實體單元。結構分析采用的單元是8節點六面體單元Solid 45;傳熱分析采用的單元是與Solid 45對應的熱分析 單元Solid 70;管板網格劃分采用掃描剖分, 掃描剖分后的單元具有規則形狀,是明顯成排的單元,這對載荷的施加和收斂控制是有利的[4]。有限元計算模型如圖2所示。 2·2 傳熱分析的溫度邊界條件 在本文中只對管板作穩態的熱傳導分析。管程介質進口端具體的溫度邊界條件如圖3所示,得到的管板溫度分布云圖如圖4所示。 2·3 溫度載荷作用下應力分析的加載及邊界 條件 采用間接法進行熱分析[5],將所求得的節點溫度作為體載荷施加在結構上。在管殼式 換熱器的對稱面上加上對稱邊界條件,換熱管一端約束,一端連接在管板上,即約束換熱管一端的軸向位移,在預緊面上加上螺栓預緊力 83·57kN,密封面上加上法蘭墊片壓力15MPa。下面將溫度載荷作用下換熱器各部分所產生的應力視為熱應力來分析。 3 熱應力分析 經過計算,在應力云圖中可以發現,最大熱應力發生在管板和殼體連接的地方,靠近底部,其次是在管板與換熱管連接處。最大熱應 力值達407MPa,如圖5所示。將該應力分布云圖放大并避開換熱管,如圖6所示,可見最大熱應力發生在圖中的A點。其原因為:殼體與管板連接處存在一個溫度急劇變化的薄層區域,此處的應力急劇增大,成為熱應力值高 的主要決定因素。其次,管板與殼體連接處結 構不連續,尤其是管板厚度大,形成了局部的應力集中。再者,管板與殼體材料的差異,導致兩者膨脹及收縮的不協調,這也是導致熱應力高的不可忽視的因素。在熱應力最大處即管板與殼體連接處沿殼體厚度作一應力校核線方向從內側向外側,定義為Path 1;管板與換熱管連接處沿管板厚度方向作應力校核線,方 向從殼程側向管程側,定義為Path 2,具體如圖7所示。 對溫度載荷作用下兩路徑(Path 1和Path 2)上的應力進行線性化處理,并作安全評定。因為溫差應力屬于二次應力,故只需校核一次應力加二次應力即可,評定結果見表1及表2(表中PL為一次局部薄膜應力,Pb為一次彎曲應力,Q為二次應力)。 通過分析可以看出,路徑1(Path 1)上的 A點熱應力超出了許可值,因此應力評定結果為不合格。 4 設計方案的改進 為了有效地降低管板與殼體連接處的熱應力,首先管板與殼體相焊的焊接節點應嚴格按 GB151-1999選取,邊緣區(連接的)過渡圓弧和圓角半徑應適當增大,這樣可有效降低過渡區的應力水平。 對于本例中的換熱器,殼體的兩端分別設 200mm長的短節,短節材料與管板材料相同, 具體結構如圖8所示。重復以上步驟進行有限元分析,得到改進設計后的熱應力分布云圖, 如圖9所示。 由圖9可知,最高應力值由原先的 407MPa降到了262MPa,并且最大應力值發生 在管板與換熱管的連接處,其次是管板與殼體的連接處。管板與殼體連接處沿殼體厚度方向、管板與換熱管連接處沿管板厚度方向分別作應力校核線,如圖7所示的路徑。對應力進行線性化處理,其結果如圖10、圖11所示。 對管板及殼體分別進行安全評定,由圖 10、圖11可看出,兩構件上的總應力均小于材料的許用應力的3倍,所以強度合格。 5 結論 (1)三維有限元分析比較細致地考慮了各部件(換熱管、殼體、密封、螺栓等)對管板的作用,特別在計算中考慮了溫度載荷的作用; (2)溫度載荷對管板造成了較大的熱應力,且溫度載荷工況也是一種操作工況,在管程和殼程壓力同時卸除的瞬間就會出現這種工況。因此保證溫度載荷工況下構件的安全是有必要的。 (3)從整個管殼式換熱器來看,最大熱應力往往發生在結構不連續的管板與殼體連接處或者管板與換熱管連接處。 (4)在換熱器管殼程溫差較大的情況下,管板與殼體采用相同的材料能有效地降低管板與殼體連接處的熱應力。有時為了降低整臺換熱器的造價,可以在殼體的兩端用與管板相同材料的短節與管板連接。 參考文獻 [1] GB151-1999.鋼制管殼式換熱器[S].北京:中國標準出版社, 1999. [2] 劉海亮,等.高壓給水加熱器厚管板的有限元分析 (一) [J].壓力容器, 2004, 21 (11): 19-22. [3] 冷紀桐,呂洪,等.某固定管板式換熱器的溫度場與熱應力分析[ J].北京化工大學學報, 2004, 31 (2). [4] 胡錫文,林興華.管殼式換熱器管板的有限元分析 [J].壓力容器, 2004, 21 (10): 26-28. [5] 余偉煒,等.ANSYS在機械與化工裝備中的應用[M].北京:中國水利水電出版社, 2006. [6] 龔曙光,謝桂蘭.基于有限元分析的管板結構優化設計[J].機械設計與制造工程, 2002, 31 (6): 49- 51. |
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