张守伟 于鸿洲

（山东旭洋机械集团股份有限公司，临沂 276000）

非对称管壳式换热器结构分析及改进中的问题

张守伟 于鸿洲

（山东旭洋机械集团股份有限公司，临沂 276000）

本文针对非对称管壳式换热器结构及改进中的问题展开研究，为扩大其应用范围和优化性能提供参考。

非对称 管壳式换热器 结构

引言

现阶段，固定管壳式换热器和非对称管壳式换热器的研究现状决定，针对非对称管壳式换热器结构进行分析和改进，建立在固定管壳式换热器基础上。具体的，在对其管板内径、管板厚度、法兰外径、法兰螺栓圈直径和个数、垫片内外径、壳体厚度、换热管尺寸以及各结构材料、换热器设计中参考的压力和温度、操作中适用的压力和温度准确掌握的基础上，需建立温度场有限元模型和结构有限元模型。

1 非对称管壳式换热器结构分析

换热器结构的温度分布受管程、壳程内流体的流动和传热的直接影响，但换热器壳程中存在的换热管束等结构形状并不规则，使流体的传热过程和流动形式变得更加复杂。所以，通过有限差分析法对其相关数值进行模拟，具有可行性[1]。在具体设计过程中，要有意识地结合换热器的实际运行状态，对其所处的温度场边界进行模拟，以此保证模拟结果的可信度。

通过温度场有限元模型和结构有限元模型两个三维有限元结构分析发现，在非对称管壳式换热器整体结构中，由于壳体和管板连接结构在换热器工作中几何变化幅度大而膨胀节位置厚度较小，在此类换热器下半截沟不存在换热管的情况下，应力相对较大；而在管板结构中，管板中心区域的应力最小，而随着测量位置与中心区域距离的不断扩大，应力也会随之减少。换言之，在管板的上边缘和右下角的应力最大，在管板布管应力相对较大的位置，换热管的拉脱力也相对较大；反之，亦然[2]。另外，通过应力校核线布置和第三轻度理论校核强度可以发现，强度校核是不通过的。这与壳体温度与径向热变形之间具有较显著的正相关性，而管板厚度与抗变形刚度逐渐具有显著正相关性关系密切。

所以，要使此种非对称管壳式换热器结构满足强度条件，可以通过降低管板厚度和提升筋板数量等措施实现。通过对应力水平相对较大的管板管区边缘位置进行应力强度有限元分析可以发现，随着与其中部距离的加大，应力会不断提升，使管板的表面达到最大。即使在弯曲变形的状态下，此规律也不会发生变化[3]。另外，由于管板和换热管之间的焊接，管板壳程和管程的应力并不相同，前者明显高于后者。此外，在此状态下，膜应力和总应力满足强度校核要求。

2 非对称管壳式换热器结构改进问题分析

由于非对称管壳式换热器结构的部分应力分布规律不能满足强度校核的要求，所以要对其结构进行适当改进。笔者认为，按照此类换热器结构分析结果，在进行结构改进的过程中，主要可以从以下方面进行。

2.1 改进同管板连接

由于换热器设计参数一定，所以通过更改换热管截面几何尺寸，优化换热管拉脱力，使其强度满足校核要求并不具有可行性。同时，即使适当的增加壳体厚度，也不能直接有效地提升换热管拉脱力。所以，在改进过程中，应以直接提升换热管许用拉脱力为主。换热管许用拉脱力可计算获取，其中L代表换热管和管板连接的焊接高度。可见，通过改进同管板的连接，可以达到预期效果[4]。例如，通过上述计算公式可以发现，在将原本3mm的焊接高度提升1mm后，换热管的许用拉脱力会提升近34%，效果明显。

2.2 减少管板厚度

在此类壳式换热器正常运行过程中，壳体和管板之间会产生不均匀的温度分布，使结构的应力提升。所以，适当缩减管板厚度，可降低应力的同时，达到降低管板生产成本的效果。正常情况下，应力强度中，膜应力、弯曲应力、峰值应力和总应力分别达到125.6MPa、191.7MPa、67.54MPa、277.6MPa。在液压试验工况中可以发现，换热器膨胀节下部应力可以达到320MPa。笔者认为，管板厚度降低的同时刚度也会明显缩减，使其对周围壳体的约束能力下降，在压力荷载的作用下，壳体和膨胀节会发生更大的变形。

2.3 优化管板一壳体连接结构

在非对称管壳式换热器的管板和壳体的连接位置，存在一个半径在5mm左右的过渡结构。在换热器运行过程中，它会发生较大的几何变化。所以，应力相对较集中。为使此类换热器满足强度校核要求，可适当的对此连接结构进行改进，在保证其厚度的同时，提升半径，减少其应力。在此思路下，笔者对E-2273换热器进行改进计算。结果发现，在过渡结构的半径由原本的5mm提升到10mm的情况下，可以使该结构的应力减少。在此基础上，在不改变管板厚度的情况下，在管板管程侧设计台阶，加放法兰垫片，可以达到较好的改进效果。

2.4 增加筋板数量

在管板厚度缩减的情况下，通过液压试验可以发现，膨胀节下部和管板、壳体连接位置的应力相对较大。要对此位置的应力进行优化，除上述措施外，可以通过对两个连接结构外缘位置的各法兰螺栓孔分别添置一个筋板。筋板的规格，如图1所示。此类筋板要与法兰和壳体电焊连接，以使筋板在发挥作用的同时，支撑壳体和法兰，减少应力变形，提升管板刚度。

图1 添加的筋板规格简图

通过以上改进措施可以发现，膨胀节下部结构的应力强度从320MPa缩减到290MPa，而管板壳体连接处的应力从263.5MPa缩减到192.09MPa，原本不满足强度要求位置的拉脱力分别提升到13813N、12450N、12377N和14123N，均达到了许用拉脱力条件。可见，此种改进措施有效、可行。

现阶段，虽然在改进非对称管壳式换热器的结构使其满足强度要求方面取得了一定成果，但仍存在诸多难题，如管板温差强度计算公式的确定、更加复杂的非对称管壳式换热器的结构分析等。因此，相关研究仍然任重道远。

3 结论

通过上述分析可以发现，非对称管壳式换热器的结构总体、换热管拉脱力分布等方面均有其特殊性，在现有国家相关规范中并不能通过强度校核。所以，要改进结构。现阶段，主要通过改进同管板连接、减少管板厚度、优化管板一壳体连接结构、增加筋板等方法实现。但是，在各方法应用的过程中，必须解决存在的现实问题。可见，此项工作系统复杂，且对专业性要求极高。

[1]龙隽雅，刘刚，甘长德.小型管壳式换热器壳侧换热CFD分析[J].建筑热能通风空调，2015，（6）：64-67.

[2]陈孙艺．换热器有限元分析中值得关注的非均匀性静载荷[J].压力容器，2016，（2）：47-56.

[3]曲晓锐，钱才富.多点约束(MPC)法与换热器整体有限元分析[J].压力容器，2013，（2）：54-58.

[4]刘德时，黄英，李春会.非对称换热器热应力分析[J]．一重技术，2014，（3）：58-62.

Structure Analysis and Improvement of Asymmetric Shell-and-Tube Heat Exchanger

ZHANG Shouwei, YU Hongzhou
(Shandong Xuyang Machinery Group Co., Ltd., Linyi 276000)

This paper aims at the asymmetric shell-andtube heat exchanger structure and the improvement of the problem to expand its scope of application and optimize the performance of reference.

asymmetric, shell-and-tube heat exchanger, structure