双管程换热器管板的分析计算

引言

无锡雷特精馏塔讯  管板是管壳式换热器中最重要也是最复杂的承压部件，它对整台换热器的安全性和经济性有极重要的影响。传统的管板计算理论不仅计算过程较繁琐，且基于很多假设，比如弹性薄板、管板载荷与约束均具有轴对称性等。计算机技术的发展使有限元数值分析法在管板研究及设计上的应用成为可能。该方法的最大优点是可以充分模拟管板的真实结构，以及真实的载荷和边界条件。

本文分析的主要对象是某双管程螺旋缠绕管式换热器上延长部分兼做法兰的管板，采用有限元软件建立了真实的有限元模型，对管板在正常操作工况下进行应力强度分析，并根据所得结果对管板结构进行了改进，最终经评定各路径的应力均满足JB4732-95的规定。

1 双管程换热器主要参数

该双管程换热器的外径为φ273mm，筒体壁厚为6.5mm，换热器总长度约为1910mm。管板厚度为55mm，管板最大外径为φ510mm，管板材料为16Mn，其在操作温度下的应力强度S_m=186.6MPa。该换热器的主要工艺参数如表1所示。

表1主要设计参数

2 模型简化与假设

本文只对管板强度进行校核评定，故只建出管板及与管板连接件的局部模型，并对模型进行了相关简化：

 （1）忽略焊缝细节，将壳体与管板连接的焊缝整体建模。

 （2）忽略了管口载荷及换热管对管板温度及应力的影响。

（3）该管板有两个对称面，但由于分程隔板两侧的温度载荷不对称，故计算时以垂直分程隔板的对称面选取出1/2模型。简化后的有限元模型如图2所示。

图1 管板有限元分析模型

3 约束与载荷

在有限元分析过程中，先用热分析模块进行稳态热分析，得到温度分布结果。然后在结构分析模块中将求得的温度作为“载荷”加载到结构上。

（1）边界条件

对于延长部分兼做法兰的管板进行有限元分析时，若约束管板上的密封面或螺栓孔，都会在管板上造成局部应力集中；若在与管板连接的壳程筒体端部施加固定约束，将会在管板与筒体的连接处造成不符实际的应力。所以本文采用了建出与之接触的管箱法兰，在法兰的端部施加固定约束，并在管箱法兰与管板法兰接触的密封面处设置接触，这样所得结果与实际贴近，不会因约束造成不合实际的应力集中现象，这种方法在一些约束不便施加或对所分析的局部结构要求较严格时可以采用，但其不足之处是计算耗时效率较低，故应该注意适当简化模型。施加边界条件后的有限元模型如图2所示。

图2 边界条件施加示意图

（2）温度载荷

当设备正常操作时，其管板两侧分别为管程流体温度和壳程流体温度，且管程侧分程隔板两侧的温度不同，温度载荷的施加形式如图3所示。

图3 温度载荷施加示意图

（3）静力载荷

当设备正常操作时，其管板两侧分别为管程压力和壳程压力，且靠螺栓将管板与法兰连接在一起，螺栓载荷的大小参照GB150-2011计算，这里的螺栓载荷为784kN，静力载荷的施加形式如图4所示。

图4 静力载荷施加示意图

4 分析结果

图5 管板在温度和压力共同作用下的应力云图

图6管板在压力作用下的应力云图

图7  Path1线性化数据曲线图

图5为管板在温度和压力共同作用下的应力云图，图6为管板在压力作用下的应力云图，图7为通过应力强度最大的管孔处且贯穿管板厚度的路径（称作Path1）的线性化数据曲线图，由图可得出以下几点结论：

当不考虑温度载荷只考虑静力载荷时，管板上的最大应力为189MPa，而考虑温度载荷和静力载荷同时作用时，管板上的最大应力达到523.53MPa，可知管板上的温度应力占有较大比重；由图6中管程高温侧与低温侧的云图差别也可看出，温度载荷对管板产生了很大的热应力，在设计与校核中不应忽略，尤其是对于开停工频繁的设备。

最大应力强度值出现在管程高温侧的管孔边缘，因该处结构不连续，应力有一次应力、二次应力和峰值应力；另外因为结构不连续，在管板密封面的内外边缘、管板与壳体的连接处也出现较大应力。

由图7知Path1的薄膜应力约为80MPa，一次加二次应力（薄膜加弯曲应力）的最大值约为400MPa；虽然应力强度值较大，但薄膜应力的成分较小，弯曲应力所占比重较大，这是由于管板厚度较大造成的，峰值应力只在管孔的上边缘存在较大值。

5总结

通过分析计算可知，温度载荷在管板上产生很大的二次应力，且在管板与壳体的连接处会因满足变形协调而产生较大的局部应力。因而考虑对壳体与管板连接处进行优化，比如可以在焊缝附近开半圆形环槽，以释放管板上的部分应力。