固定管板式换热器强度的优化设计

ΓT 1 =
tttt-
t0 = ts
150150-
设 备 材 料: 壳 体、 管 板、 换 热 管 均 为 1C r18N i9T i。原设计壳体壁厚 6mm , 管板厚度 30mm , 换热管规格 25×2。根据上述参数, 用 化工部化工设备设计中心站编制的《SW 6 计算 软件》进行强度计算, 结果发现原管板校核不合 格。 进一步检查应力校核结果时发现, 在壳程 设计压力 p s≠0、管程设计压力 p t= 0、同时计 入膨胀变形差和管程设计压力 p t≠0、 壳程设 计压力 p s= 0、 同时计入膨胀变形差这两种危 险组合的工况下, 换热管的轴向应力值分别为 - 10614M Pa 和- 10711M Pa, 其绝对值远远超 过其所用材料的许用应力值 4712M Pa, 故此项 应力校核不合格。 此后, 对原设计参数分别作 了如下修改并得到相应的计算结果: 第一次将壳 管程壁温改为 90℃ 130℃,
计算方法类同。
参 考 文 献
1 GB151- 89 钢制管壳式换热器. 2 GB150- 1998 钢制压力容器. 3 全国化工设备设计技术中心站. SW 6- 98 过程设备强度
计算软件包. 4 全国压力容器标准化委员会设计分委员会. 钢制压力容
器设计指南. (收稿日期: 2000212202)
率, 把 ΓT2称做壳程筒体温升相对管 壳程温差 轴向应力与管子材料的弹性模量成正比, 同时
的比率。
还与换热管线膨胀系数及温升有关。
由此可以得到如下结论: 在一般工况下, 当 换热管与壳程筒体材料不同时, 温差引起的管
3 实例验证
子轴向应力与管子材料性质参数不是简单的正 在本文的实例中, 原设计壳体材料和换热
= 518×10- 8mm (mm K)
ΓΑ1 =
∆Α1 Αt
=
518×101706×10-
8 8
=
013036
∆Α2= Αt- Αs= 1706×10- 8- 1678×10- 8
= 28×10- 8mm (mm K)
ΓΑ2 =
∆Α2 Αt
=
28×10- 8 1706×10-
8
=
010164
P e ——当量压力组合,
P e= P s- P t (1+ Β) ;
P s——壳程压力;
P t ——管程压力;
P a ——有效压力组合,
P a= 2 sP s- 2 tP t+ ΒΧE t; E t ——换热管材料的弹性模量; Χ—— 管子与筒体材料的热膨胀差,
为什么将换热管的材料由 1C r18N i9T i 改 为 20# 钢后就能使换热管的轴向压应力一下 子减小到原来的 1 3 以下呢? 显然这是管材改 变所起的作用。 下面具体分析换热管材料性质
管材料线膨胀系数的改变率, 把 ΓΑ2称做换热管
材料相对壳程筒体材料线膨胀系数的改变率,
把 ΓT1 称做换热管温升相对管 壳程温差的比
轴向应力与管子材料的弹性模量成正比, 而与 管子材料的线膨胀系数无关。 (2) 管外恒常温冷却, 即 ts= t0, 则
ΓT2= 0 ΡΡTtTt ′= (1- ΓE ) (1- ΓΑ1ΓT1) 上式说明管外恒常温冷却时, 温差引起的管子
3 张宏选, 男, 1963 年 11 月生, 副教授。 郑州市, 450002。
的 k 值, 使其趋近于 110, 直至< 110。这样反 复计算, 就可以得到满意且经济合理的管板厚 度值。 当然, 以上几种方法 (增加管数、增大管间 距、管板名义厚度增大) 应灵活运用, 应具体问 题具体分析, 根据不同情况采用适合于设计计 算具体的固定管板式换热器管板厚度的方法。 在有些情况下, 还可以同时综合采用几种方法,
首先分析一下换热管材料哪些性质参数对 管子轴向应力有影响。 考虑下述四种危险组合
数是: E t, Αt, Αs。 在管子轴向应力公式
情况: (1) p s≠0, p t= 0, 不计膨胀变形差; (2) p s≠0, p t= 0, 同时计入膨胀变形差; (3) p t≠0, p s= 0, 不计膨胀变形差; (4) p t≠0, p s= 0, 同时计入膨胀变形差。 根据固定管板式换热器管板强度的理论计算公
1 实际问题
固定管板式换热器是一种使用广泛、 结构 简单、 制造方便、 造价低的常用设备。 但对于 管壳程温差较大的工况, 其壳程筒体、 换热管 及管板等受压元件上会产生较大的温差应力, 常常使换热器强度设计时应力校核不合格, 而 不得不增设膨胀节或改用其它形式的换热器, 这样不但增加了制造的难度, 同时也提高了设 备的造价。 然而这样的问题在换热器的设计中 往往可以通过优化设计得到解决。 下面就是典 型的一例。 有一台固定管板式换热器, 其设计参数为: p = 013M Pa 0166M Pa ( 壳 管 ) , T = 90℃ 150℃ (壳 管) ; 介质为: 酒精 水蒸气 (壳 管)。
tttt-
t0 = ts
ΓT 1
tstt-
t0 = ts
ΓT 2
ΓT1= 0
ΡΡTtTt ′= 1-
ΓE =
E t′
Et
上式说明管内恒常温冷却时, 温差引起的管子
则
ΡΡTtTt ′= (1-
ΓE )
1-
ΓΑ1 ΓT 1 1+ ΓΑ2ΓT2
(3)
在这里, 我们把 ΓE 称做换热管材料相对壳
程筒体材料弹性模量的改变率, 把 ΓΑ1称做换热
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ΡTt =
-
G2Q+
ΤQ
G2
E
tΧ
令
C= -
G 2- ΤQ Q + G2
并将 Χ= Αt ( tt- t0) - Αs ( ts- t0) 代入上式, 则
ΡTt = C E t [ Αt ( tt- t0) - Αs ( ts- t0) ]
当换热管材料改变时,
ΡTt ′= C E t′[ Αt′( tt- t0) - Αs ( ts- t0) ] 令 E t′= E t- ∆E
t0 )
∆Α1 tt- t0
= 1- ∆E
Et
1-
Αt tt- ts
1+
∆Α2 tsΑt tt-
t0 ts
令 ∆E
Et
=
ΓE
筒体的温升 ( ts- t0) 相对管 壳程温差 ( tt- ts) 的 比率有关。 上式适合于固定管板式换热器的一
∆Α1 Αt
=
ΓΑ1
∆Α2 Αt
=
ΓΑ2
般工况。 下面讨论两种特殊工况。 (1) 管内恒常温冷却, 即 tt= t0, 则
时各应力为:
由温差载荷引起的管子轴向应力 ΡTt 的影响。
管板应力
由上述可知:
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《化工装备技术》第 22 卷 第 2 期 2001 年
(4) 两种工况下换热管轴向温差应力 ΡTt 分别为 - 1011288M Pa 和- 1131870M Pa。现将换热管 材料改为 20# 钢, 在 150℃时其弹性模量 E t′= 1 8 9 0 0 0M Pa , 线 膨 胀 系 数 Αt ′= 1 1 8 8 × 1 0- 8 mm (mm K) , 据此用“SW 6 计算软件”得到
《化工装备技术》第 22 卷 第 2 期 2001 年
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固定管板式换热器强度的优化设计
张宏选3 袁振伟
(郑州工业大学)
摘 要 通过理论分析和实例, 论述了固定管板式换热器壳 管材料对换热器强度 的影响, 并提出了壳 管材料匹配强度优化设计的若干建议。
关键词 固定管板式换热器 强度 材料匹配 优化
Χ= Αt ( tt- t0) - Αs ( ts- t0) ; Αt ——管子材料的线膨胀系数; Αs —— 壳程筒体材料的线膨胀系数; tt ——管子的平均壁温;
是如何影响换热管轴向应力的。
ts —— 壳程筒体的平均壁温;
2 理论分析
t0 ——换热器制造时的环境温度。 可以看出, 影响换热管轴向应力的材料性质参
Ρr=
C U
ΚP b
Di
∆P
2
管子轴向应力
Ρt =
1 Β
P e-
G2Q+
ΤQ
G2
Pa
壳程筒体轴向应力
Ρs=
A A
s
P t+
Κ(
Q
1+ Τ) + G2
P
a
在上述管子轴向应力公式中: Β、Q、G 2 均
为换热器结构系数, 只与换热器结构参数有关。
式中其它符号为:
Τ—— 管板边缘剪力系数;
ΡΡTtTt ′= (E t-
∆E ) [ Αt ( tt- ts) + ∆Α2 ( ts- t0) - ∆Α1 ( ttE t [ Αt ( tt- ts) + ∆Α2 ( ts- t0) ]
t0) ]
= 1- ∆E
Et
1-
∆Α1 ( tt- t0) Αt ( tt- ts) + ∆Α2 ( ts-
换 热管轴向应力ΡTt ′分别为- 3 5 12 9 3M Pa 和 - 391396M Pa。 再用上面导出的式 (3) 计算:
∆E = E t- E t′= 187000- 189000
Байду номын сангаас= - 2000M Pa
ΓE =
∆E
Et
=
-1872000000=
-
010107
∆Α1= Αt- Αt′= 1706×10- 8- 1188×10- 8