基于ANSYS換熱器法蘭有限元分析及應(yīng)力評(píng)定

蓋超會(huì)，肖 健，謝小恒，劉 慧

（1. 武漢軟件工程職業(yè)學(xué)院， 湖北 武漢 430074； 2. 武漢工程大學(xué)， 湖北 武漢 430074）

固定管板式換熱器是應(yīng)用非常廣泛的管殼式換熱器，法蘭是其最主要的承壓元件之一。常規(guī)的計(jì)算方法是根據(jù)彈性薄殼理論，采用比較簡(jiǎn)單的公式、曲線(xiàn)及圖表進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。沒(méi)有考慮殼體法蘭上各點(diǎn)的溫度差引起的應(yīng)力，同時(shí)還受到換熱器規(guī)模的限制[1]。

近年來(lái)，有限元技術(shù)的發(fā)展迅速，特別是一些商用軟件水平的不斷提高，使得工程設(shè)計(jì)更加科學(xué)合理成為可能。ANSYS軟件是目前國(guó)際流行的融結(jié)構(gòu)、流體、傳熱、電磁、聲等于一體的大型通用有限元分析軟件。本文基于ANSYS軟件，對(duì)工程應(yīng)用中固定管板式換熱器的法蘭進(jìn)行熱應(yīng)力、機(jī)械與溫度耦合應(yīng)力進(jìn)行研究，并對(duì)之進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定分析[2]。殼體法蘭的分析源于實(shí)際項(xiàng)目換熱器分析設(shè)計(jì)。

1 殼體法蘭數(shù)值模擬

本文所研究殼體法蘭的材料為 SA-516M485。材料主要物理特性參數(shù)如表1所示。

1.1 建立殼體法蘭有限元模型

殼體法蘭直接焊接在殼體上，故建模時(shí)可以認(rèn)為殼體法蘭與殼體是一體，不考慮接觸關(guān)系。根據(jù)邊緣效應(yīng)的影響長(zhǎng)度公式：約為 238 mm，殼體須保留一定的外伸長(zhǎng)度，對(duì)于該模型，取殼體相對(duì)于殼體后法蘭的外伸長(zhǎng)度500 mm。依據(jù)圣維南原理，可以忽略局部連接和邊界殼體應(yīng)力的影響對(duì)殼體法蘭軸向剛度的影響[3]。

表1 材料主要物理特性參數(shù)Table 1 The Main Physical Properties Parameters of Material

為了盡可能真實(shí)模擬實(shí)體結(jié)構(gòu)，在結(jié)構(gòu)分析時(shí)，使用20節(jié)點(diǎn)三維實(shí)體單元SOLID95進(jìn)行分析；在熱分析時(shí)，則采用與之相對(duì)應(yīng)的的熱分析單元SOLID90。SOLID90單元是高階形式的8節(jié)點(diǎn)三維實(shí)體單元SOLID45，此單元的特點(diǎn)是既能確保精度不受影響，而且還能容納某些不規(guī)則形狀單元，容錯(cuò)功能強(qiáng)，并且能與任何形狀和位移相協(xié)調(diào)，尤其對(duì)曲線(xiàn)邊界有很好的適應(yīng)性。

殼體法蘭從結(jié)構(gòu)上講是一個(gè)對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，所受的的載荷也具有對(duì)稱(chēng)性，為了研究的方便，減少計(jì)算時(shí)間，殼體后法蘭在建立有限元計(jì)算模型的時(shí)候，采用整體的二分之一進(jìn)行建模計(jì)算，建立的實(shí)體模型以及用實(shí)體單元SOLID90劃分網(wǎng)格后的有限元計(jì)算模型分別如圖1所示。劃分單元后的實(shí)體模型經(jīng)單元檢查，無(wú)畸形單元。

圖1 殼體法蘭的有限元模型Fig.1 Finite Element Grid Model of Shell Flange

1.2 殼體法蘭載荷及邊界條件

在對(duì)換熱器進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，需要考慮載荷對(duì)對(duì)換熱器設(shè)計(jì)的影響，這些載荷有:殼程壓力Ps、管程壓力Pt, 溫度載荷T、重力W。相對(duì)于壓力載荷、溫度載荷來(lái)說(shuō)，重力W對(duì)換熱器應(yīng)力影響較小，故可忽略重力W的影響進(jìn)行，載荷如圖2所示。

圖2 殼體法蘭載荷示意圖Fig.2 The Load Sketch of Shell Flange

圖2中螺栓預(yù)緊力F，法蘭由于螺栓的預(yù)緊力而受到的墊片壓力 Pc=12.34 MPa，管程流體壓力Pt=1.034 MPa,管程流體溫度tt=66 °C，殼程流體壓力Ps=1.034 MPa，殼程流體溫度ts=177 °C。與空氣接觸的邊界取傳熱系數(shù)為 13 W/(m2?K)，設(shè)外界溫度20 °C，其余部分均為絕熱。

1.3 殼體法蘭溫度場(chǎng)的有限元分析

首先需要對(duì)殼體后法蘭進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱分析。穩(wěn)態(tài)傳熱用于分析穩(wěn)定的熱載荷對(duì)系統(tǒng)或部件的影響。通過(guò)有限元計(jì)算確定由于穩(wěn)定的熱載荷引起的溫度、熱梯度、熱流密度等參數(shù)。通常穩(wěn)態(tài)熱分析用于確定溫度分布[4]。

本項(xiàng)熱分析模型采用穩(wěn)態(tài)的對(duì)流傳熱和熱傳導(dǎo)兩種方式進(jìn)行分析。這樣在本項(xiàng)分析中的熱分析中主要溫度載荷，通過(guò)設(shè)定不同的傳熱邊界，以不同的傳熱膜系數(shù)以面載的形式進(jìn)行施加。

按圖3的溫度載荷施加形式，選用PCG迭代求解器，設(shè)定容差0.1×10-4，求解得到的溫度分布如圖3所示。

圖3 殼體法蘭的溫度場(chǎng)分布Fig.3 Temperature Distribution of Shell Flange

從圖3可以看出，殼體法蘭上的溫度分布特征是：殼體內(nèi)側(cè)大部分區(qū)域溫度與殼程流體溫度接近，然而在焊縫和殼體連接處的結(jié)構(gòu)不連續(xù)，此處產(chǎn)生較大的溫度變化梯度，易知在此處容易產(chǎn)生熱應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

1.4 殼體法蘭耦合應(yīng)力分析

熱應(yīng)力分析屬于結(jié)構(gòu)分析，因此采用的熱-結(jié)構(gòu)有限元模型作為殼體法蘭的耦合應(yīng)力分析。

因殼體法蘭的溫度場(chǎng)分布已知，故采用間接法分析求解殼體法蘭耦合應(yīng)力。首先將圖3中各點(diǎn)的溫度作為熱應(yīng)力分析的體載荷，再加上邊界條件以及壓力載荷，最終得出殼體法蘭在溫度載荷和壓力載荷共同作用下的應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖，如圖4。

圖4 殼體法蘭應(yīng)力強(qiáng)度等值云圖Fig.4 Stress Intensity Equivalence Map of Shell Flange

由圖4可以知道穩(wěn)定工作狀態(tài)下,殼體后法蘭在溫度載荷以及機(jī)械載荷共同作用下，最大應(yīng)力強(qiáng)度值為145.74 MPa，應(yīng)力集中主要出現(xiàn)在殼體與殼體后法蘭焊接邊緣處以及螺栓孔位置。

2 殼體法蘭應(yīng)力評(píng)定

2.1 應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定方法

將計(jì)算出來(lái)的結(jié)果按二次曲線(xiàn)用最小二乘法擬合，得出應(yīng)力分量分布曲線(xiàn)：

式中:t —理線(xiàn)上的坐標(biāo)，t=Lx/L；

L —處理線(xiàn)全長(zhǎng)；

Lx—處理線(xiàn)上任一點(diǎn)的坐標(biāo)；

Ci—擬合曲線(xiàn)常數(shù)。

根據(jù)ASME Ⅷ-2對(duì)應(yīng)力的限制條件，對(duì)擬合出來(lái)的結(jié)果進(jìn)行評(píng)估。

式中: SⅠ— 一次總體薄膜應(yīng)力強(qiáng)度；

SⅢ— 一次薄膜應(yīng)力加一次彎曲應(yīng)力；

K— 載荷因數(shù)；

Sm— 材料的許用應(yīng)力強(qiáng)度；

SⅣ— 一次加二次應(yīng)力強(qiáng)度。

2.2 殼體法蘭應(yīng)力評(píng)定

由機(jī)械和熱載荷在結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位產(chǎn)生的截面以及有較高應(yīng)力強(qiáng)度的那些截面都是典型的評(píng)定截面。在使用ANSYS進(jìn)行分析時(shí)，確定典型的評(píng)定截面一般設(shè)置路徑。查找應(yīng)力強(qiáng)度集中區(qū)域以及結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位，選取貫穿壁厚的相對(duì)應(yīng)的兩個(gè)點(diǎn)設(shè)置路徑，然后對(duì)路徑進(jìn)行再進(jìn)行線(xiàn)性化處理。基于上述原則，根據(jù)應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，在6處應(yīng)力集中區(qū)域處設(shè)置路徑，路徑方向設(shè)置為由內(nèi)向外[6]，殼體法蘭6條評(píng)定路徑如圖5。

圖5 殼體法蘭評(píng)定路徑示意圖Fig.5 Assessment Path Schematic of Shell Flange

對(duì)6條路徑進(jìn)行應(yīng)力分析，得到以下線(xiàn)性化圖形結(jié)果。局部一次薄膜應(yīng)力PL來(lái)源于壓力或其它機(jī)械載荷產(chǎn)生的薄膜應(yīng)力，并與載荷傳遞到結(jié)構(gòu)其他部分時(shí)一次應(yīng)力或不連續(xù)效應(yīng)產(chǎn)生的過(guò)量變形有關(guān)，是主要應(yīng)力，僅由機(jī)械載荷引起的且發(fā)生在總體結(jié)構(gòu)不連續(xù)部位，控制它的目的是防止容器產(chǎn)生過(guò)度的變形，從而減弱結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度[7]。

采用疊加法計(jì)算機(jī)械應(yīng)力加熱應(yīng)力的總應(yīng)力。將以上各條路徑上兩個(gè)端點(diǎn)即節(jié)點(diǎn)的同名應(yīng)力分量疊加，得到節(jié)點(diǎn)在所有載荷狀態(tài)下的應(yīng)力分量，進(jìn)而求出主應(yīng)力和應(yīng)力強(qiáng)度，最后進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定。法蘭材料為SA-516M485，在200 ℃時(shí)，許用應(yīng)力為149 MPa[8]，評(píng)定結(jié)果如表2。

表2 殼體法蘭應(yīng)力評(píng)定Table 2 Shell Flange Stress Assessment MPa

3 結(jié) 語(yǔ)

針對(duì)換熱器殼體法蘭，運(yùn)用有限元方法進(jìn)行應(yīng)力分析及強(qiáng)度評(píng)定，得到以下結(jié)論：

(1)通過(guò)對(duì)殼體法蘭的應(yīng)力分析，并按照J(rèn)B4732對(duì)結(jié)構(gòu)各危險(xiǎn)截面進(jìn)行了應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定，6條路徑校核結(jié)果均合格。

(2)鑒于換熱器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在運(yùn)行過(guò)程中由溫度產(chǎn)生的溫差應(yīng)力不容忽視，而這種溫差應(yīng)力將與管殼程流體壓力造成的機(jī)械應(yīng)力疊加導(dǎo)致不同形式的失效，應(yīng)對(duì)換熱器的各部分進(jìn)行應(yīng)力評(píng)定，確保可靠運(yùn)行。

(3)對(duì)換熱器殼體法蘭不同部位進(jìn)行分析與評(píng)定，才能保證其安全可靠地運(yùn)行。

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