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1、化工设备与管道 第 47 卷第 6 期2010 年 12 月化 工 设 备 与 管 道PROCESS EQUIPMENT&PIPINGVol.47 No.6Dec.2010 压力容器复 杂 载 荷 作 用 下 管 壳 式 换 热 器 管 板 的 应 力和 疲 劳 分 析陈超,李艳明(中国石化集团上海工程有限公司,上海 200120)摘 要:以某项目中承受压力及温度双循环载荷的换热器为例,应用有限元分析技术,对管壳式换热器管板在交变的压力和温度载荷共同作用下进行应力及疲劳分析。根据其应力分布特点,分析交变的压力与温度载荷对管板产生的影响。关键词:管壳式换热器;固定管板;有限元;应力分析;疲劳分析
2、中图分类号:TQ 050.3文献标识码:A文章编号:1009-3281(2010)06-0014-05Stress and Fatigue Analysis of Tubesheet in Tubular HeatExchangers Subjected to Complex LoadsCHEN Chao,LI Yan-ming(SINOPEC,Shanghai Engineering Co.,Ltd.,Shanghai 200120,China)Abstract:Exampled with a heat exchanger,which was used in engineering prac
3、tice,subjected to both pressure and temperature cy-cles,the stress and fatigue analyses for this exchanger were carried out by using finite elementtechnology.Based on the distribution ofthe stresses,the influence of cyclic pressure and temperature loads on the tubesheet was analyzed.Keywords:tubular
4、 heat exchanger;fixed tubesheet;finite element;stress analysis;fatigue analysis收 稿日期:2010-06-25作 者简介:陈超(1978),男,浙 江 省 永 康市 人,工 程 师。从 事化 工设备设 计工作。管壳式换热器是石油化工工程中应用最广泛的过程设备之一,其中固定管板式换热器是受力最复杂的管壳式换热器,当管束与壳体的温度及材料的线膨胀系数相差较大时,承压壳体与管束中将产生较大的热应力,会进一步增大各部件中的应力。管壳式换热器结构设计的主要依据是 GB 151 钢制管壳式换热器 1,其中,管板的设计是根据弹性
5、基础上的圆板理论,解决了管板在恒定压力和温度载荷下的强度设计。但换热器由于其工作特点,不仅有管程压力和壳程压力载荷作用,而且还要受到工作介质的温度载荷作用,有时候压力载荷和温度载荷是交变的。GB 151 及 JB 4732 钢制压力容器 分析设计标准 2附录 I 对交变压力和温度载荷作用下的管板的应力分析均没有涉及。工程界和学术界采用有限元的方法做了大量的工作,分析了压力作用下 3-7,以及在温度载荷作用下 8-18管板的强度问题,但在交变温度载荷作用下管板结构的疲劳问题,国内却未见报道 19。本文采用有限元方法对某装置一台固定管板式换热器在交变压力和温度载荷作用下的管板进行了应力和疲劳分析,
6、为今后换热器应力与疲劳分析提供参考。1 换热器结构尺寸及载荷工况换热器结构如图 1 所示。该换热器共有换热管84 根,管板及法兰外径 585 mm,管板厚度 80 mm,管板及筒 体材料 00Cr19Ni10,筒 体厚度 9 mm(采 用356 mm 9 mm的管子)。其设计基本参数见表 1。2 有限元分析模型本文采用有限元分析软件 ANSYS11.0。并 根据换热器的具体结构特点,取换热器轴线方向换热管长度中间截面作为对称面,建模时假定管板与换热管连为一体,并忽略换热管在管程侧的外伸长度,建立包括管板、换热管、筒体以及壳程侧接管模型。温度场分析采用 SOLID90 单元,结构分析采用 SOL
7、-化工设备与管道 ID186 单元。实体模型及有限元模型如图 2 所示。图 1 换热器结构图 2 实体模型及有限元模型表 1 换热器的设计基本参数项目壳程管程筒 体直径/mm356(外径)设 计压力(G)/MPa0.62.5工 作压力(G)/MPa0.32.2设 计温度/100100工 作温度/进口-520 出口06压力波动范围(G)/MPa0.3(恒定)0.1 1.7压力波 动次 数/次/60 000温度波 动范 围/Tmin,in=-5Tmin,out=0Tmax,in=40Tmax,out=40Tmin,in=20Tmin,out=6Tmax,in=40Tmax,out=40温度波 动次
8、 数/次60 00060 0003 应力分析3.1 载荷工况根据 GB 151 及 JB 4732,应力分析时需考虑的工况有:(1)仅壳程设计压力(评定一次应力);(2)仅管程设计压力(评定一次应力);(3)壳程设计压力+管程设计压力(评定一次应力);(4)壳程 液压 试验 压力(评 定一 次应 力 K=1.25);(5)管程液 压试验 压力(评定 一次应 力 K=1.25);(6)仅壳程操作压力(评定一次+二次应力);512010 年 12 月 陈超,等.复杂载荷作用下管壳式换热器管板的应力和疲劳分析化工设备与管道 (7)仅管程操作压力(评定一次+二次应力);(8)壳程操作压力+管程操作压力
9、(评定一次+二次应力);(9)壳程操作压力+温差应力(评定一次+二次应力);(10)管程操作压力+温差应力(评定一次+二次应力);(11)壳程操作压力+管程操作压力+温差应力(评定一次+二次应力)。从计算的角度讲,载荷工况、可以合并至、考虑,对工况、既评定一次应力又评定一次+二次应力。因此,本文进行了除、以外的其它八种载荷工况作用下的强度计算,以工况和的强度计算和评定结果为例,固定管板式换热器应力分析和评定的两种结果如下。3.2 应力分析及评定3.2.1 设计压力(壳程设计压力+管程设计压力)根据应力计算结果,选择了 3 个截面进行评定,路径 1、2、3 的选取分别如图 3、4 所示,其评定结
10、果见表 2。图 3 路径 1、2图 4 路径 3表 2 各个路径的评定结果应力 分类应力 强度评 定评定 结果路 径 1 计 算一次 应力 及一次局 部薄膜 应力 强度S=1.95 MPa 1.5 Smt=145.5 MPa通 过应 力+二 次应 力一次 应力+二次 应力 强度S=83.92 MPa 3.0 Smt=291 MPa通 过路 径 2 计 算一次 应力 及一次局 部薄膜 应力 强度S=7.818 MPa 1.5 Smt=145.5 MPa通 过应 力+二 次应 力一次 应力+二次 应力 强度S=79.65 MPa 1.5 Smt=291 MPa通 过路 径 3 计 算一次 应力 及
11、一次局 部薄膜 应力 强度S=76.28MPa 1.5Smt=145.5MPa通 过应 力+二 次应 力一次 应力+二次 应力 强度S=145.4MPa 3.0Smt=291MPa通 过3.2.2 操作工况(壳程操作压力+管程操作压力+温差)根据应力计算结果,选择了 3 个截面进行评定,路径 1、2、3 的选取分别如图 5、6 所示,其评定结果见表 3。图 5 路径 1、2图 6 路径 34 疲劳分析该管壳式换热器管程和壳程压力波动与温度波动如图 7 所示。设计基本参数中压力与温度波动的对应关系不确定,因此,按最不利工况组合分析,换61化 工 设 备 与 管 道第 47 卷第 6 期化工设备与
12、管道 热器存在的与疲劳计算相关的 4 种操作工况如表 4所示。表 3 各个路径的评定结果应 力分类应 力强度 评定评定 结果计算 一次应 力+二次应 力路径 1 一 次应 力+二 次应力 强度S=103.6MPa 3.0Smt=291MPa通 过计算 一次应 力+二次应 力路径 2 一 次应 力+二 次应力 强度S=83.52MPa 3.0Smt=291MPa通 过计算 一次应 力+二次应 力路径 3 一 次应 力+二 次应力 强度S=99.13MPa 3.0Smt=291MPa通 过图 7 管程和壳程压力波动与温度波动表 4 与疲劳计算相关的操作工况壳 程压 力/MPa壳 程温度/管 程压力
13、/MPa管程温 度/0.3(Tmin)进 口:-5;出 口:00.1(Tmin)进 口:20;出口:60.3(Tmin)进 口:-5;出 口:01.7(Tmin)进 口:20;出口:60.3(Tmax)进 口:40;出口:400.1(Tmax)进口:40;出口:400.3(Tmax)进 口:40;出口:401.7(Tmax)进口:40;出口:40对上述 4 种状态依次进行计算,然后按-、-、-、-、-、-求得循环载荷各工况间应力强度波动范围。其最大值即为换热器在上述疲劳条件下可能出现的最危险工况,如图 8 所示。图 8 两两工况间求得的最大应力强度波动范围从图 8 中 得 到 应 力 强 度
14、最 大 波 动 范 围 为:75.577 MPa。考虑材料弹性 模量后所 对应的交 变应力强度幅为:Salt=EES2=200 103191 10375.5772=39.57 MPa根据 JB 473295 查图 C-3 可得:许用循环次数 N=1011次。累积使用系数:60 000/1011=0.000 000 6 1,满足设计要求。5 结论(1)建立实体模型取对称面时,考虑到固定管板式换热器壳程筒体及管束在实际操作时因热膨胀差所产生的变形协调应力在管板、壳程筒体、换热管中占有较大比例,因此,不能以边缘效应影响长度公式作为确定模型中固定管板式换热器筒体长度及换热管长度取值的依据,而应取换热器
15、轴线方向换热管长度中间截面作为对称面,换热器壳程部分在结构及压力载荷上对于该面是对称的;对于温度,虽然换热管及壳程筒体在轴线方向上的温度载荷对于该面不对称,但其影响(换热管与壳程筒体的热膨胀差)是基本对称的;管板在温度载荷上对于上述面不具有对称性,但取物料进口侧管板(厚度方向上温差大)代替物料出口侧管板是偏于安全的考虑。(2)三维有限元分析比较细致地考虑了各部件712010 年 12 月 陈超,等.复杂载荷作用下管壳式换热器管板的应力和疲劳分析化工设备与管道 (换热管、壳体、垫片压紧力、螺栓力等)对管板的作用,所以结果能更真实反映在压力载荷和温度载荷作用下的实际应力状况。(3)壳程筒体与换热管
16、的热膨胀差会在筒体上产生比较大的轴向应力,此应力对筒体上的接管会产生实质影响,而且,壳程接管距管板的距离通常较小,处于边缘应力影响范围内,所以壳程接管应包括在分析的整体模型中。(4)建模时假设管板与换热管连为一体,计算结果中管板与换热管的拉脱应力是不准确的,但每根换热管所受的轴向力是准确的,通过提取该力,可以计算评定轴向力最大的换热管与管板的拉脱应力及其交变应力,并按 GB 151 及 JB 4732 进行分 别评定。(5)根据管壳式换热器管程和壳程压力波动与温度波动状况,计算了其疲劳寿命,计算结果表明,其满足设计寿命要求。(6)计算发现:在本换热器中,温差应力波动在应力波动中所占比例很大,但
17、是对于强度,因管板与换热管热膨胀差的方向与机械载荷产生的变形方向相反,因此,叠加温差应力后,管板与筒体连接处的应力反而变小,使本换热器在该处的受力状况得到改善,说明温差应力并不总是增加设备的应力。参考文献 1 GB 1511999,钢制 管壳式 换热 器 S.2 JB 473295,钢制 压力 容器 分 析设计 标准 S.3 陈永东,吴晓红,修 维 红,等.多 股 流 缠 绕 管式 换 热 器 管 板 的有限元 分析 J.石油 化工 设备,2009,38(7):23-27.4 刘天丰,陈建良,林 兴华.非对 称管 壳式换 热器的 三维 有限元结构分 析 J.压力 容器,2009,26(8):2
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22、(KSB)泵试验工厂在西班牙通过调试 经过三年的规划和建设,凯士比(KSB)集团公司 KSB ITUR Spain S.A 于 2010 年 7 月 9 日调试了一间占地 1 000 m2以上的自动化泵试验工厂,位于 Zarautz的装置是世界上最先进的装置之一。该工厂包括九个试验台,每天可以试验 75 台泵,并且可以按照很多国际标准和客户的规范进行复杂的测试步骤,工厂还包括一些开式和闭式水环路以及齿轮泵和螺杆泵的油试验台。在闭环系统中,试验的泵组输出可达 750 千瓦。由于试验台的特殊设计,可以试验高流量的卧式和立式离心泵、潜水电泵和螺杆泵。冷却系统接有两个水箱,每个水箱的容量为 180 m3,完全能够满足用水要求。来自德国、巴西和西班牙的凯士比(KSB)工程师按照德国 Frankenthal 和 Halle 试验工厂相同的标准设计和规划现场,西班牙的厂房属于全球试验工厂网络的一部分,让泵制造厂可以共享全球所有的资料、工艺和数据。(凯士比中国 供稿)81化 工 设 备 与 管 道第 47 卷第 6 期