李耀宙 王泽武

（太原工业学院环境与安全工程系）（大连理工大学化工机械与安全学院）

换热技术

缠绕管式换热器管板热-机械耦合场应力分析与安全评定

李耀宙*王泽武

（太原工业学院环境与安全工程系）（大连理工大学化工机械与安全学院）

缠绕管式换热器作为高效节能装置广泛应用于诸多工业领域。由于该类换热器所处的温度和压力较大，考虑到其自身重力，管板处的受力非常复杂，安全问题较为突出，因此在设计缠绕管式换热器时有必要采用有限元软件对管板进行应力分析。结合工程案例，利用ANSYS软件，对换热器建立了有限元分析模型，得到管板热－机械耦合应力场，并进行安全评定。

缠绕管式换热器 有限元 危险工况 结构强度 安全评定 耦合场

0 引言

缠绕管式换热器相对于普通的列管式换热器具有不可比拟的优势，其结构紧凑、传热效率高、管侧抗压能力强、单元处理量大等。这种结构型式的换热器由于其自身特殊结构，可使流场发展充分，不存在流动死区，且可实现多股流传热及热应力补偿，因而在石油、化工及核电领域得到广泛应用[1-3]。但由于其所处的工作环境以及设备自重和内部介质质量的作用，管板部位受力比较复杂。很多学者利用有限元软件对管板进行了应力场分析。例如，刘海亮等[4]采用实体模型对厚管板进行有限元分析。孙艳明[5]利用ANSYS中的Solid70和Solid185单元分别对管板进行温度场分析和结构应力分析。冷纪桐等[6]建立有限元模型计算得到温度场，并对温度场与耦合应力场进行分析，得到管板最高应力值及某些路径应力变化曲线。李健伟等[7]利用ANSYS对多股流绕管式换热器管板进行应力分析，并对管板厚度进行了优化。杨宏悦等[8]利用ANSYS对固定管板式换热器管板进行温度场分析和热应力场分析，提出并论证了温度场和热应力场迭代计算的必要性。陈永东等[9]对多股流缠绕管式换热器的管板在不同载荷条件下进行了有限元分析和应力评定。以上文献在对换热器管板的温度场和热力耦合场计算过程中均未考虑自身重力的影响，而本文结合工程案例在考虑换热器自身重力的条件下，对管板进行有限元分析和安全评定。

1 缠绕管式换热器结构与主要参数

缠绕管式换热器及管板的结构如图1、图2所示。表1为该换热器的主要参数。

图1 缠绕管式换热器

图2 换热器管板结构

表1 缠绕管式换热器主要参数

2 有限元模型验证与工况分析

2.1 几何结构和模型简化

考虑到该换热器采用立式安装，因此同样结构型式的管板，其下管板受力更复杂，不仅承受内压载荷，同时还承受换热器内物料质量载荷，大约为700 kN。本文主要对下管板局部结构进行应力计算和安全评定。根据图1和图2，对换热器和管板结构进行简化，简化的几何模型如图3所示。

图3 换热器几何模型

2.2 有限元模型验证

图4是该结构有限元模型，选用Solid185单元进行网格划分，单元数为305 892，节点为407 745个，并在对称轴上施加对称边界条件，在筒节最下端施加轴向位移约束。

经分析，该换热器可能发生下述三种工况。（1）工况一：壳程压力为2.7 MPa，管程压力为7.4 MPa；（2）工况二：壳程压力为0.0 MPa，管程压力为7.4 MPa；（3）工况三：壳程压力为2.7 MPa，管程压力为0.0 MPa。需要对每种工况进行计算并进行比较分析，确定最危险工况，然后进行结构强度评定。

图4 换热器有限元网格

首先对有限元模型进行验证。图5和图6分别为工况一条件下考虑重力和不考虑重力时的应力强度云图。图7为沿图5中A-A路径绘制的第一主应力数值解。A-A路径位于筒节内侧，从下到上约600 mm，得到筒节上的第一主应力（主体部位）约为125.5 MPa。同时，根据薄膜理论应力计算公式，得到筒节最大应力为

图5 工况一条件下应力强度云图（考虑重力）

对比理论计算与数值计算，最大应力理论解与第一主应力数值解基本吻合，这就验证了本文有限元数值模型的正确性。由图7可知，沿着A-A路径在300 mm之后，应力出现较大波动，这是由于换热器上管板与筒节出现几何结构不连续、产生较大边缘应力的缘故。

图6 工况一条件下应力强度云图（不考虑重力）

图7 沿管板A－A路径第一主应力、最大应力曲线

2.3 危险工况分析

由于该缠绕管式换热器为立式安装，因此本文拟就换热器自身重力对其下管板的影响进行计算分析。图5为考虑重力影响，换热器在工况一下的应力强度云图；图6为未考虑重力影响，换热器在工况一下的应力强度云图。对比图5和图6，两者应力强度相差23 MPa，表明重力载荷对立式缠绕管式换热器下管板有较明显的影响，因此对工况二和工况三进行应力计算时，也考虑自身重力的影响。

为了进行结构强度评定，需要确定最危险工况。图5为在工况一时，换热器管板结构的应力强度云图，最大应力强度发生在管板与椭圆形封头连接部位，最大应力值约为266.2 MPa。这是因为该处几何不连续，曲面曲率半径发生较大变化，所以引起高的边缘应力。图8为在工况二时，换热器整体结构的应力强度云图，最大应力强度发生在管板部位，最大应力值约为266.2 MPa。这是因为该处管板挠度变化较大且管板处出现应力集中的缘故。图9为在工况三时，换热器整体结构的应力强度云图，最大应力强度发生在上筒体部位，最大应力值约为141.9 MPa。

图8 工况二条件下应力强度云图

图9 工况三条件下应力强度云图

为了确定换热器的最危险工况，须对换热器在三种工况下沿定义路径进行应力分析。图10为下管板在三种不同工况下沿图5中A-A路径的第一主应力曲线。由图10可以看出：（1）在筒体端，第一主应力较为均匀，接近于薄膜理论计算第一主应力。在接近管板与筒体连接区域，应力出现波动，因为此处结构出现不连续，导致应力集中，所以该处是结构强度安全评定重点区域。（2）工况二，即壳程压力为0.0 MPa，管程压力为7.4 MPa时，沿A-A路径第一主应力和工况一时接近，该工况最大应力处也是评定的重点区域。（3）工况三，即仅在壳程压力为2.7 MPa时，根据第三强度理论，整体结构最大应力值为141.9 MPa。由上述分析可以得出结论，工况一、二为最危险工况，需要对该工况进行结构强度安全评定。

图10 三种工况下管板沿A－A路径第一主应力曲线

2.4 结构强度安全评定

根据JB 4732—1995《钢制压力容器——分析设计标准》查得，S30408材料在180℃时的设计应力强度为133 MPa。由于不考虑风载荷和地震载荷，此处K值取1。为了对该换热器结构进行强度评定，选取具有代表性和危险性的七条强度评定路径，分别为A-A、B-B、C-C、D-D、E-E、F-F和G-G路径，如图11所示。表2和表3给出了该换热器结构在工况一和工况二时的强度评价结果。

图11 整体结构七条强度评定路径示意图

从表2和表3可以看出，在工况一和工况二条件下，换热器管板部位热-机械耦合场应力均满足JB 4732—1995标准规定的许用极限值，应力强度评定通过。

表2 工况一各路径局部应力强度及校核结果

表3 工况二各路径局部应力强度及校核结果

3 结论

本文对某缠绕管式换热器管板在三种工况下进行了有限元分析，确定工况一和工况二为最危险工况，并对这两种工况下的有限元模型局部高应力区进行了安全评定。根据计算结果，结构满足强度要求。由于管板与封头连接部位应力过大，为主要危险区域，因此应确保管板与封头焊缝焊接质量，并尽量做到焊接部位平滑过渡，降低结构的几何不连续，从而降低局部过高的边缘应力。

[1]张贤安.高效缠绕管式换热器的节能分析与工业应用[J].压力容器，2008，25（5）：54-57，20.

[2]张周卫，汪雅红，薛佳幸，等.低温甲醇用系列缠绕管式换热器的研究与开发 [J].化工机械，2014，41（6）：705-711.

[3]阳大清，周红桃.绕管式换热器壳侧流场流动与传热的数值模拟研究 [J].压力容器,2015,32（11）：40-46.

[4]刘海亮,于洪杰,徐鸿,等.采用实体模型的厚管板的有限元分析 [J].石油化工设备技术,2005,26(3):1-5，67.

[5]孙艳明.循环气冷却器的应力分析及安全评定 [D].大庆：东北石油大学，2014.

[6]冷纪桐，吕洪，章姚辉，等.某固定管板式换热器的温度场与热应力分析 [J].北京化工大学学报 (自然科学版),2004，31（2）：104-107.

[7]李健伟，曲萍，武艳芳，等.多股流绕管换热器管板结构分析 [J].压力容器，2013，30（5）：18-22，52.

[8]杨宏悦，蔡纪宁，张秋翔，等.大型固定管板式换热器管板稳态温度场及热应力场分析 [J].化工设备与管道，2006，43（1）：11-15.

[9]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（4）：23-27.

Stress Analysis and Safety Evaluation of Thermal-Mechanical Coupling Field of the Tube Plate in Spiral Wound Heat Exchanger

Li Yaozhou Wang Zewu

As an efficient energy-saving device,spiral wound heat exchangers are widely used in many industrial fields.Because the temperature and pressure of this kind of heat exchanger are large,and the gravity of the heat exchanger should be taken into account,the force acting on the tube plate is very complicated,and the safety problem is prominent.It is necessary to use finite element software to analyze the stress of the tube plate in the design of the spiral wound heat exchanger.Combined with the engineering case,the finite element analysis model of heat exchanger is established by using ANSYS software,and the thermal-mechanical coupling stress field of tube plate is obtained,and the safety evaluation is carried out.

Spiral wound heat exchanger;Finite element;Dangerous operating mode;Structural strength;Safety evaluation;Coupling field

TE 965

10.16759/j.cnki.issn.1007-7251.2017.06.003

2016-10-20）

*李耀宙，男，1988年生，硕士，助教。太原市，030008。