溶劑回收塔頂-塔底換熱器管箱有限元分析

張 剛，曹吉胤*，付 杰，楊 清，楊 俠

1.武漢工程大學(xué)機電工程學(xué)院，湖北 武漢 430205；

2.武漢鑫鼎泰技術(shù)有限公司，湖北 武漢 430223

換熱器又被稱為熱交換器，其工作原理是通過熱交換把熱流體中的熱量傳遞到冷流體中，以此實現(xiàn)對熱流體的冷卻降溫的設(shè)備［1］。其應(yīng)用在現(xiàn)實生活中十分廣泛，在化工、石油、動力、食品及其它許多工業(yè)生產(chǎn)中占有極其重要的地位。本文分析的某溶劑回收塔頂-塔底換熱器采用的是管殼式換熱器中的U 形管換熱器［2-4］，研究發(fā)現(xiàn)對于這種類型的換熱器在其法蘭和封頭等部件上容易出現(xiàn)損傷破環(huán)現(xiàn)象［5-6］，這對設(shè)備的正常運作產(chǎn)生了較大影響，嚴重的可能引起生命財產(chǎn)損失。因此，對某溶劑回收塔頂-塔底換熱器后端管箱處進行應(yīng)力分析十分重要。在閱讀了近年來國內(nèi)外關(guān)于換熱器應(yīng)力分析的文章后，運用ANSYS 有限元方法，對某溶劑回收塔頂-塔底換熱器后端管箱進行了應(yīng)力分析［7-8］，并按照相關(guān)的設(shè)計規(guī)范對換熱器后端管箱進行應(yīng)力強度的校核［9-10］，驗證其設(shè)計合理性和安全性。

1 建立模型及有限元分析

1.1 幾何建模

管殼式換熱器的內(nèi)部設(shè)計往往比較復(fù)雜，內(nèi)部承受多種形式的工況載荷，其設(shè)計也嚴格執(zhí)行GB/T 150.1~150.4—2011《壓力容器》、GB/T 151—2014《熱交換器》、JB 4732—1995《鋼制壓力容器—分析設(shè)計標準》等標準。具體設(shè)計數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 換熱器設(shè)計數(shù)據(jù)Tab.1 Heat exchanger design data

換熱器的各部件材質(zhì)、許用應(yīng)力、彈性模量、泊松比按照材料參數(shù)均參照GB/T 150.1—2011《壓力容器》選取，詳細數(shù)據(jù)如表2 所示。

表2 換熱器設(shè)計溫度下（t=150℃）下材料性能參數(shù)Tab.2 Material performance parameters of heat exchanger at design temperature（t=150 ℃）

某溶劑回收塔頂-塔底換熱器筒體規(guī)格為φ168.3 mm × 7.11 mm，換熱器后端封頭及法蘭局部結(jié)構(gòu)簡圖如圖1 所示。

圖1 換熱器后端封頭及法蘭局部結(jié)構(gòu)簡圖：（a）封頭輪廓圖，（b）封頭尺寸圖及剖視圖，（c）法蘭尺寸圖及剖視圖（單位：mm）Fig.1 Local structure diagrams of rear end head and partial flange of heat exchanger：（a）contour drawing of head，（b）size drawing and cross-sectional view of head，（c）size drawing and cross-sectional view of flange（Unit：mm）

考慮到某溶劑回收塔頂-塔底換熱器后端管箱的幾何結(jié)構(gòu)和載荷，分析采用局部模型，包括筒體、平底封頭及長圓形法蘭以及法蘭的連接部位，根據(jù)要求建立出換熱器后端管箱的三維模型，如圖2 所示。

圖2 換熱器后端管箱實體模型：（a）正剖視圖，（b）軸側(cè)剖視圖Fig.2 Solid model of rear tube box of heat exchanger（a）orthographic view，（b）axis side cross-sectional view

1.2 模型網(wǎng)格劃分

在有限元軟件ANSYS18.0 中，采用8 節(jié)點實體單元（SOLID185）對實體進行網(wǎng)格劃分，厚度方向的網(wǎng)格單元劃分如下：筒體劃分為4 層，平底封頭劃分為3 層。對換熱器模型進行網(wǎng)格劃分，劃分的單元數(shù)為：124 158，節(jié)點數(shù)為：60 518。對換熱器模型的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3 所示。

圖3 換熱器后端管箱網(wǎng)格模型：（a）網(wǎng)格模型的正剖視圖，（b）網(wǎng)格模型的軸側(cè)剖視圖Fig.3 Mesh models of rear tube box of heat exchanger：（a）front section view of mesh model，（b）axis side section view of mesh model

1.3 邊界條件設(shè)置與加載

（1）建立接觸對

分別建立長圓形法蘭Ⅰ與長圓形法蘭Ⅱ、及螺母與法蘭之間的接觸，總計3個接觸對，如圖4（a）所示。

（2）位移邊界條件

直角坐標系下，在結(jié)構(gòu)對稱面施加對稱約束，筒體端部軸向位移約束，施加約束后有限元模型如圖4（b）所示。

（3）力邊界條件

承壓面施加內(nèi)壓，即設(shè)計壓力：P1= 1.35 MPa；

螺栓預(yù)緊力采用建立螺栓預(yù)緊單元的方法施加，螺栓橫截面施加螺栓預(yù)緊力：F= 1130.4 N。施加載荷后的力學(xué)模型如圖4（c）所示。

圖4 邊界條件設(shè)置：（a）建立接觸對，（b）位移邊界條件，（c）載荷（內(nèi)壓+螺栓預(yù)緊）Fig.4 Boundary conditions setting：（a）establishing contact pairs，（b）displacement boundary conditions，（c）load（internal pressure+bolt pretightening）

2 有限元計算結(jié)果及評定

2.1 有限元結(jié)果

有限元應(yīng)力分析依據(jù)TRESCA 等效應(yīng)力對模型進行評定，通過有限元軟件求解后得到了換熱器后端管箱以及各部件的TRESCA 應(yīng)力云圖，如圖5 所示。

由圖5 的應(yīng)力云圖可知，換熱器后端管箱的最大等效當量應(yīng)力值位于平底封頭平板中心處，最大當量應(yīng)力為253.121 MPa。

圖5 Tresca 等效應(yīng)力云圖：（a，b）后端管箱，（c）長圓形法蘭Ⅱ，（d）長圓形法蘭Ⅰ及平底封頭，（e）螺栓軸向拉應(yīng)力，（f）螺栓剪切應(yīng)力Fig.5 Contour plots of Tresca equivalent stress：（a）and（b）rear tube box，（c）oblong flange II，（d）oblong flange I and flat bottom head，（e）bolt axial tensile stress，（f）bolt shear stress

2.2 應(yīng)力評定

通過JB4732《鋼制壓力容器—分析設(shè)計標準》（2005 確定）對換熱器后端管箱的有限元分析結(jié)果，進行應(yīng)力強度的評定校核過程如下［11］：

主應(yīng)力差：

KSm為一次總體薄膜應(yīng)力極限強度；1.5KSm為一次局部薄膜應(yīng)力強度極限；3.0Sm為一次加二次應(yīng)力強度極限。

其中Sm為許用應(yīng)力強度，K為載荷系數(shù)，設(shè)計工況下取K=1.0［12-14］。

（1）長圓形法蘭Ⅱ

從長圓形法蘭Ⅱ的Tresca 應(yīng)力云圖5（c）可知，結(jié)構(gòu)的最大等效當量應(yīng)力值位于法蘭密封面接觸區(qū)域處，最大等效當量應(yīng)力為96.164 7 MPa。應(yīng)力評定路徑如圖5（c）中所示，路徑SCL1 至SCL2 應(yīng)力線性化結(jié)果分析如表3 所示。

表3 各路徑評定結(jié)果Tab.3 Evaluation results of each path MPa

（2）長圓形法蘭Ⅰ及平底封頭

由有限元結(jié)果中長圓形法蘭Ⅰ及平底封頭Tresca 應(yīng)力云圖5（d）可知，換熱器后端管箱在平底封頭平板中心處具有最大的等效當量應(yīng)力值，最大當量應(yīng)力為253.121 MPa。應(yīng)力評定路徑如圖5（d）中所示，路徑SCL3 至SCL7 應(yīng)力線性化結(jié)果分析如表3 所示。

（3）螺柱

對于常用的單線、三角形螺紋的普通高強度螺栓，根據(jù)第三強度理論可知螺栓強度條件為［15-16］：

螺栓受剪強度條件為：

從圖5 中（e）螺栓的軸向拉應(yīng)力云圖可知，螺栓的最大拉應(yīng)力值為69.538 8 MPa，從圖5（f）中螺栓的剪切應(yīng)力云圖可知，螺栓的最大剪切應(yīng)力值為75.617 3 MPa。

螺栓連接安全系數(shù)ns= 2.5，因此，螺栓強度條件通過。

綜上所述，設(shè)計工況下，某溶劑回收塔頂-塔底換熱器后端管箱結(jié)構(gòu)強度評定通過。

3 結(jié) 論

（1）通過有限元分析軟件對某溶劑回收塔頂-塔底換熱器后端管箱的應(yīng)力分析可知，該結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力出現(xiàn)在平底封頭平板中心處，最大當量應(yīng)力值為253.121 MPa，其余位置的應(yīng)力值均低于此處，因此，該結(jié)構(gòu)平底封頭平板中心處更容易發(fā)生損傷或者破環(huán)，屬于危險區(qū)域。對此我們應(yīng)該在滿足工況的基礎(chǔ)上盡可能增加此處的壁厚，從而提高該結(jié)構(gòu)的強度。

（2）依據(jù)JB4732《鋼制壓力容器—分析設(shè)計標準》對長圓形法蘭Ⅱ、長圓形法蘭Ⅰ及平底法蘭一共設(shè)置了7 條路徑進行強度評定，結(jié)果表明其強度均在允許范圍內(nèi)，滿足了設(shè)計要求，同時驗證了此結(jié)構(gòu)的安全性和合理性。

（3）根據(jù)第三強度理論對螺栓進行強度評定，從螺栓拉應(yīng)力與剪切應(yīng)力兩方面驗證了螺栓滿足強度要求。