基于ANSYS換熱器非標(biāo)管板應(yīng)力評定

王成剛，肖 健，高 興，劉 慧

（武漢工程大學(xué)， 湖北 武漢 430074）

管殼式換熱器在化工、石油、電力、冶金、輕工、原子能、航空供熱等多個領(lǐng)域有廣泛的應(yīng)用。尤其是在化工與石油方面，占據(jù)極其重要的位置。隨著生產(chǎn)規(guī)?；约凹夹g(shù)現(xiàn)代化，換熱器的設(shè)計必須滿足各種復(fù)雜又嚴峻的環(huán)境。近年來，對于各種工藝現(xiàn)場的要求要求，在工程中出現(xiàn)了許多非標(biāo)管板的管殼式換熱器。對于這種非標(biāo)設(shè)計，常規(guī)的設(shè)計已經(jīng)不能滿足現(xiàn)實工況的需要，故需尋求新的解決方法對非標(biāo)管板進行分析設(shè)計。

近年來，有限元技術(shù)的發(fā)展非常迅速，特別是一些商用軟件水平的不斷提高，使得工程設(shè)計更加科學(xué)合理成為可能。因此本文使用ANSYS有限元分析軟件，對非標(biāo)管板的三維有限元模型，分別在兩種工況下進行應(yīng)力評定與強度校核[1]。

表1 材料主要物理特性參數(shù)Table 1 Main physical property parameters of material

1 管板數(shù)值模擬

本文所研究管板的材料為 SA-516M485。材料主要物理特性參數(shù)如表1所示。

1.1 建立管板有限元模型

為了對管板模型分析更為精確，故采用管板、換熱管直接離散的方法進行分析。同時可以對對管束的換熱管（導(dǎo)熱管）的應(yīng)力強度進行分析，這樣進行分析時，也同時體現(xiàn)換熱管管束對管板的支撐作用和管孔對管板的削弱作用?？紤]到結(jié)構(gòu)的的不對稱性，管板在ANSYS建立模型，選擇全模型進行分析。采用SOLID95單元進行分析計算。

在建立管板的有限元實體模型時，采用由下至上的建模方法。劃分單元后的實體模型經(jīng)單元檢查，無畸形單元，如圖1。

1.2 管板載荷及邊界條件

在對換熱器進行設(shè)計時，需要考慮載荷對對換熱器設(shè)計的影響，這些載荷有:殼程壓力 Ps、F1管程壓力Pt, 溫度載荷T1，T2、重力W。相對于壓力載荷、溫度載荷來說，重力對換熱器應(yīng)力影響較小，故可忽略重力的影響進行[2]，載荷如圖2所示。

圖1 管板有限元網(wǎng)格模型Fig.1 Finite element grid model of tube plates

1.2 管板載荷及邊界條件

在對換熱器進行設(shè)計時，需要考慮載荷對對換熱器設(shè)計的影響，這些載荷有:殼程壓力Ps、F1管程壓力Pt, 溫度載荷T1，T2、重力W。相對于壓力載荷、溫度載荷來說，重力對換熱器應(yīng)力影響較小，故可忽略重力的影響進行[2]，載荷如圖2所示。

圖2 管板載荷示意圖Fig.2 The load sketch of tube plates

圖2中，F(xiàn)1為螺栓預(yù)緊力，P1為管程壓力；P2為殼程壓力；T1為管程溫度；，T2為殼程氣體溫度。圖中螺栓預(yù)緊力F1，法蘭由于螺栓的預(yù)緊力而受到的墊片壓力Pc=12.34 MPa，管程流體壓力Pt=1.034 MPa,管程流體溫度 tt=66 ℃，殼程流體壓力Ps=1.034 MPa，殼程流體溫度ts=177 ℃。與空氣接觸的邊界取傳熱系數(shù)為 13 W/(m2·K)，設(shè)外界溫度20 ℃，其余部分均為絕熱。

1.3 管板溫度場的有限元分析

熱分析模型采用為穩(wěn)態(tài)的對流傳熱和熱傳導(dǎo)兩種方式進行分析。首先需要對殼體后法蘭進行穩(wěn)態(tài)熱分析。穩(wěn)態(tài)熱分析用于確定在穩(wěn)定條件下的溫度分布及其他熱特性。通過有限元計算確定由穩(wěn)定的熱載荷引起的溫度、熱梯度、熱流密度等參數(shù)[3]。按圖2的溫度載荷形式施加。

通過求解可以得到管板的溫度分布云圖，如圖3。

圖3 管板溫度分布云圖Fig.3 Temperature distribution of tube plates

從圖3可以看出，管板上的溫度分布特征是：管板的最高溫度為125.993 MPa，在焊縫和殼體連接處有較大的溫度變化梯度，應(yīng)是結(jié)構(gòu)的不連續(xù)引起的，易知此處易產(chǎn)生熱應(yīng)力集中。

1.4 管板應(yīng)力強度分析

正常操作工作狀況分析時有熱應(yīng)力作用，所以需采用的熱一結(jié)構(gòu)有限元模型為管板的結(jié)構(gòu)有限元模型。因殼體法蘭的溫度場分布已知，故采用間接法分析求解殼體法蘭耦合應(yīng)力。而在非正常操作工作狀況時，設(shè)備剛開始運作，還沒有溫度場，故在非正常操作情況的時候，只需對非標(biāo)法蘭進行結(jié)構(gòu)分析。

1.4.1 正常操作工況分析在正常操作工作狀況（工況 I）下時，殼側(cè)表面受到殼程設(shè)計壓力、溫度載荷的作用，而管側(cè)表面受到管程設(shè)計壓力、溫度作用。因殼體法蘭的溫度場分布已知，故采用間接法分析求解殼體法蘭耦合應(yīng)力。首先采用SOLID90單元熱分析溫度場，溫度場的結(jié)果如圖3。然后轉(zhuǎn)換為SOLID95實體單元，將圖3中各點的溫度作為熱應(yīng)力分析的體載荷，再加上邊界條件以及壓力載荷，最終得出殼體法蘭在溫度載荷和壓力載荷共同作用下的應(yīng)力強度分布云圖。將熱分析的結(jié)果作為溫度載荷施加，進行熱應(yīng)力與結(jié)構(gòu)應(yīng)力耦合分析通過求解可以得到工況管板應(yīng)力強度等值云圖,如圖4。

1.4.2 管程、殼程同時開瞬間工況分析與正常操作工況不同，因剛開開始工作的瞬間，溫度場尚未建立，故無熱應(yīng)力作用，此即為工況Ⅱ。故只需進行結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析。通過求解可以得到管板的應(yīng)力強度等值云圖如圖5。

圖4 管板應(yīng)力強度等值云圖Fig.4 Stress intensity equivalence map of tube plates

圖5 管板應(yīng)力強度等值云圖Fig.5 Stress intensity equivalence map of tube plates

通過觀察可以知道在工況Ⅱ下后管板的最大應(yīng)力強度值為194.48 MPa。最大值的位置在管板右上側(cè)位置附近。

2 管板應(yīng)力強度分析及評定

2.1 應(yīng)力強度評定方法

將計算出來的結(jié)果按二次曲線用最小二乘法擬合，得出應(yīng)力分量分布曲線：

式中:t —理線上的坐標(biāo)，t=Lx/L；

L —處理線全長；

Lx—處理線上任一點的坐標(biāo)；

Ci—擬合曲線常數(shù)。

根據(jù)ASMEⅧ-2對應(yīng)力的限制條件，對擬合出來的結(jié)果進行評估。

式中: SⅠ：一次總體薄膜應(yīng)力強度；

SⅢ：一次薄膜應(yīng)力加一次彎曲應(yīng)力；

K：載荷因數(shù)，K=1；

Sm:材料的許用應(yīng)力強度；

SⅣ:一次加二次應(yīng)力強度。

根據(jù)以上準(zhǔn)則將兩種工況下得到的線性化結(jié)果進行校核。

2.2 管板兩種工況的應(yīng)力評定

由機械和熱載荷在結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位產(chǎn)生的截面以及有較高應(yīng)力強度的那些截面都是典型的評定截面。在使用ANSYS進行分析時，確定典型的評定截面一般設(shè)置路徑。查找應(yīng)力強度集中區(qū)域以及結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位，選取貫穿壁厚的相對應(yīng)的兩個點設(shè)置路徑，然后對路徑進行再進行線性化處理?；谏鲜鲈瓌t，根據(jù)應(yīng)力強度計算結(jié)果，在7處應(yīng)力集中區(qū)域處設(shè)置路徑，路徑方向設(shè)置為由內(nèi)向外[4]，管板7條評定路徑如圖6。

局部一次薄膜應(yīng)力 PL來源于壓力或其它機械載荷產(chǎn)生的薄膜應(yīng)力，并與載荷傳遞到結(jié)構(gòu)其他部分時一次應(yīng)力或不連續(xù)效應(yīng)產(chǎn)生的過量變形有關(guān)，是主要應(yīng)力，僅由機械載荷引起的且發(fā)生在總體結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位，控制它的目的是防止容器產(chǎn)生過度的變形，從而減弱結(jié)構(gòu)的強度[5]。

圖6 管板評定路徑示意圖Fig.6 Assessment path schematic of tube plates

在正常工作狀況下，通過對7條路徑進行應(yīng)力分析，得到的線性化結(jié)果如表2。

管板材料為SA-516M 485，在200°C時，查《ASME鍋爐及壓力容器規(guī)范國際性規(guī)范II材料》（2004版），管板的許用應(yīng)力149 MPa[6]，評定結(jié)果如下：

表2 工況I管板應(yīng)力強度評定Table 2 Stress assessment of tube plates

在工況II下，通過對7條路徑進行應(yīng)力分析，得到以下線性化結(jié)果如表3。

表3 工況II管板應(yīng)力強度評定Table 3 Stress assessment of tube plates

3 結(jié) 論

(1)通過對殼體法蘭的應(yīng)力分析，并按照JB4732對結(jié)構(gòu)各危險截面進行了應(yīng)力強度評定，6條路徑校核結(jié)果均合格。

(2)在對傳統(tǒng)的壓力容器分析設(shè)計時，對一些關(guān)鍵部位的校核還存在一些困難，特別是本文中涉及到的非標(biāo)準(zhǔn)管板。采用ANSYS分析設(shè)計能很直觀并且比較客觀的反映出各個點的受力情況，并為非標(biāo)的部件設(shè)計與校核提供了理論基礎(chǔ)。

(3)鑒于換熱器的結(jié)構(gòu)特點，在運行過程中由溫度產(chǎn)生的溫差應(yīng)力不容忽視，而這種溫差應(yīng)力將與管殼程流體壓力造成的機械應(yīng)力疊加導(dǎo)致不同形式的失效，應(yīng)對換熱器的各部分進行應(yīng)力評定，確?？煽窟\行。

［1］JB4732 -1995鋼制壓力容器-分析設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)[S].

［2］GB151-2012鋼制管殼式換熱器[S].

［3］楊宏悅，蔡紀寧，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.

［4］鄭小濤,等.換熱器異型管板應(yīng)力分析及強度校核[J].化工機械2012,39(6)：761-764.

［5］趙自奇.KLQ型換熱器非標(biāo)法蘭封板強度的有限元分析[D].武漢：武漢理工大學(xué)碩士論文，2009.

［6］ASME鍋爐及壓力容器委員會壓力容器分委員會.ASME鍋爐及壓力容器規(guī)范國際性規(guī)范II材料[S].北京：中國石化出版社，2007.