非对称管壳式热交换器管板有限元分析计算.pdf

第43卷第1期
石油化工设备
Vol 43 No
2014年1月
PETRO-CHEMICAL EQUIPMENT
文章编号:1000-7466(2014)01-0348-03
非对称管壳式热交换器管板有限元分析计算
姜永建,蔡云芳
(南通大カ化工设备有限公河,江苏南通226401)
摘耍;对非对称管壳式热交换器管板的结构受力情况进行了有限元分析,得到了结构的位移和应
力,并进行了强度校核
关键词:热交换器;管板;有限元;强废;拉脱力
中图分类号:TQ050.2;TE965文献标志码:Bdoi:10.3969/.iss1000746.,2014.01.009
3D Finite Element Structure Analysis of Asymmetric Tubular Heat Exchanger
JIANG Yong-jian, CAT Yun-fang
( Nantong Dali Chemical Equipment Co. Ltd, Nantog 226401, China)
Abstract: A 3D element model for studying structure stress of non-symmetric tubular heat ex-
changer was created to obtain structural displacement and stress. The examine was made for its
strength as weli
Key words heat exchanger; tube sheet; finite elemen; strenght; pulling force
管壳式热交换器设计的主要依据有GB151
非对称管壳式热交换器主要参数
999《管壳式換热器》、(GB150.1~150.4-2011《压
文中所述热交换器的管程设计压力1.0MPa,
力容器》以及JB4732-1995《钢制压力容器一一分
计温度55℃,腐蚀裕量1,0mm;売程设计压力
析设计标准》1
2.1MPa,设计温度125C。腐蚀裕量1.0mm
208年,我公司为某公司冷冻机组设计制造1其筒体材料16MnR,许用应カS。=17MPa,弹性
台固定管板的管壳式热交换器,其管板上的管束非
模量E=2.05X10MPa。简体规格(内径×厚度
轴对称布置,不能用规范中的计算公式进行强度校
长度)为600mmX8mmX3600mm
核,同时仅壳程的上半部有换热管東,物料流入壳程
管板材质16MnR,许用应力Sn"=163MPa,
后,管板和売体之间产生较大应力,规范中的公式也弹性模量E=2.015×10MPa,有效厚度34mm
无法计算。陆万明等人对压力容器分析设计中的若
换热管材质TP2,许用应力Sn=24MPa,弹性
千重要问题提出了一些看法建议,指出合适的有限模量=1.162×10°MPa,规格(外径×厚度)为
元数值模型是确保压力容器分析设计正确性的首要
の19,05mm×0.89mm
条件+91
非对称管壳式热交换器管板布管示图见图
针对该管束非轴对称布置的热交换器枃强度
54根换热管分布在管板上半部分且左右对称
分析,笔者采用合理的简化措施,建立了热交換器温
度场和结构应力位移场,将计算得到的应力场结果2结构分析与力学模型
作为载荷施加至结构有限元模型中,并补充其它载
荷边界条件,计算得到结构各个部分的应力,对几个
1结构分析
关键部位的应力分布进行了总绪和强度校核
根据结枃特性和载荷特性,该结枃对称于yOz
收稿日期:2013-08-03
作者简介:姜水建(1963-),男,江苏南通人,工程师,学土,从事压力容器设计、制造及质最管理工作
第1期
姜永建,等:非对称管壳式热交换器管板有限元分析计算
49
254-d9.3
3
KXXXXXXXKXKXXXXXX
图1非对称管壳式热交换器换热管布置示图
面,取设备的1/2,在设备轴线方向取筒体长度
图2工况1时载荷分布图
500mm部分进行分析。
管板一次弯曲应力数值小于184.0MPa,控制
在有限元模型中,管板、筒体及換热管采用20值为1.5Sm"=24.5MPa;ー次+二次应力数值小
节点实体单元 SOLID95。
于267.0MPa,控制值3S'=489.0MPa。管板强
2.2位移边界条件
度评定结果为合格。
(1)在筒体长度500mm(离管板内表面的距
筒体的整体薄膜应力控制值1.0Sn=
离)处设置对称面并加对称边界条件。
170.0MPa,局部薄膜应力数值小于153.4MPa,
(2)在筒体长度500mm(离管板内表面距离)控制值为1.5Sa=255.0MPa;一次十二次应力数
处各点沿筒体圆周方向的位移为0。
值小于153.4MPa,控制值为3S'=510.0MPa
(3)在对称面yOx上设置对称边界条件。
筒体强度评定结果为合格。
2.3力边界条件
3.2工况2一仅有壳程压力作用时的工况
(1)工况1一仅有管程压力作用的工况。
边界条件、载荷条件:①管程压力为0,壳程压
(2)工况2一仅有売程压力作用的工况。
力为2.1MPa。②x=0处,设有对称边界条件,位
(3)工况3一管程压力和売程压カ共同作用移しX=0。③x=534mm处,设有对称边界条件
时的工况。
位移UZ=0。④x=534mm处,该截面上节点沿圆
在上述3种情况中同时考虑螺栓力和垫片力的周方向无位移,即位移为0。⑤在当量压力かー
作用。由于设计温度及管、売程的壁温差很小,在本11MPa时,螺栓作用面载荷W=718189.8NI?。
分析中不考虑由膨胀差引起的应力。
⑥在当量压力p=77MPa时,法兰整片的预紧力
W'=718189.8N0。
3分析和强度评定
工况2时的载荷分布图见图3。
NODAL S0LUTION
3.1工况1仅有管程压力作用时的工况
u30
边界条件、载荷条件:①管程压力1.0MPa,壳
A=354
X,E6,
程压力为0。②x=0处,设有对称边界条件,位移
UX=0。③x=534mm处,设有对称边界条件,位移
UZ=0。④x=534mm处,该截面上节点沿圆周方
向无位移,即位移为0。③在当量压力p=11MPa
时,螺栓作用面截荷W=718189.8N0。⑥在当
量压力为p=1.0MPa时,法兰垫片预紧压力W
9329.3N?。
a.192
工况1时的载荷分布图见图2。
图3工况2时载荷分布图