管壳换热器强度计算.ppt

管壳式换热器的强度计算 ;换热器的受力情况与容器有所不同，如固定管板式换热器，壳体和管壁除受壳程和管程的流体压力产生的轴向应力和周向应力外，还受到管、壳壁温差造成的轴向温差应力。因此，尽管换热器的壳体、管子、封头、法兰、开孔等按一般受压容器计算的强度得到满足，但在操作时仍然可能。遇到下列几种特有的破坏情况： ;1.管板太薄，因流体压力和温差应力的作用，产生过大的翘曲变形，从而破坏了结构及管、壳程之间的密封。 2.在壳壁和管壁中产生过大的轴向应力，当它超过材料允许的极限时，则壳体或管子将遭到破坏。 3.由于管子受到的轴向力过大，使管子和管板在胀接连接处被拉脱，换热器遇到破坏。 设计换热器时必须对上述情况充分考虑并进行强度计算，以免发生此类破坏。;可见，换热器强度计算应包括两部分内容，第一部分是作为受压容器，计算筒体、封头、法兰、开孔、支座等，这与一般容器设计相同；第二部分是换热器特有的强度计算，包括管板厚度计算、筒体轴向应力校核、管子轴向应力和拉脱力校核等项。如果换热器采用膨胀节，则还需进行膨胀节的计算。 ;管板的强度计算 ;1．将管板当作受均布载荷的实心圆板，以按弹性理论得到的圆平板最大弯曲应力为主要依据，并加入适当的修正系数以考虑管板开孔削弱和管束的实际支承作用。这种设计方法对管板作了很大简化，因而是一种半经验公式。但由于公式简单，便于运算，同时又有长期使用经验，结果比较安全，因而有些管板厚度设计公式仍以此作为基础。 ;2．将管束当作弹性支承，而管板则作为放置于这弹性基础上的圆平板，然后根据载荷大小、管束的刚度和周边支承情况来确定管板的弯曲应力。由于它比较全面地考虑了管束的支承和温差等影响，因而比较精确，但计算公式较多，计算过程也较繁杂。在大力发展电子计算技术的今天，是一种有效的设计方法。 3．取管板上相邻四根管子之间的棱形面积，按弹性理论求此棱形面积在均布压力作用下的最大弯曲应力。由于此法与管板实际受载情况相差甚大，仅用于粗略计算。 ;（一）基于圆平板的强度计算;圆平板在各种不同支承条件下，按板的弯曲强度为依据的管厚tc设计公式的一般形式为： （1） 将管板简化为圆平板按弯曲强度为依据的管板厚度tc的设计公式与上式非常相似，即: （2） 比较上述两式可以发现：式(2)中的K/2相当于式(1)中的 ，所以式(2)中的K基本上仍是取决于支承情况的系数。两式中其他各项形式上相同，整体管板?＝1，但由于管板设计中需考虑开孔及温差影响，因此含义略有差异。 ; 式(2)中： C ——附加厚度，mm； Dc——管板计算直径（当用螺栓与法兰连接时，取垫片平均直径；对焊接于壳体上的管板，取壳体内径，如下图1所示），mm； K ——结构系数，与换热器型式、管板的结构有关，对管子为直管，固定管板与浮动管板K=1.0，对U形管，找相关资料查取； P ——设计压力（取管程压力pt与壳程压力ps中的较大者），MPa； [?]t——管板材料在设计温度下的许用应力，MPa。;;对管板还需进行剪切强度校核。当管板上布管区为圆形时，设最外圈管子中心圆直径为D。，根据外载和剪应力之间的平衡关系： 故 式中 [?]t ——管板材料在设计温度下的许用剪应力，取[?]t=0.8 [?]t t ——不包括附加量的管板厚度，t=tc-C。 ; 考虑管板开孔削弱系数为(1-do/to)，则管板按剪切强度的计算公式为： （3） 式中 to ——管孔中心距，mm； d。——管子外径，mm； D。——布管区最外圈管子中心圆直径，mm 当布管区不是圆形时，则D。为布管区外缘管子中心连线所限定的周边当量直径，即;其中 L。——最外圈管子的中心距分段测量叠加后所形成的布管周长，下图给出了按典型的三角形和正方形规则布管时的周长L。（图中粗线表示），mm； A。——周长L。所包围的总面积，mm2。 其他符号的意义、单位及确定方法同式(2)。;此外，为满足制造工艺要求，管板还须有足够的厚度。胀接时，为保证胀接的可靠性，管板的最小厚度（不包括厚度附加量）按GB151选取。 管子和管板采用焊按连接时，由于焊接可以达到甚至超过管子本身的强度，所以只要管子强度足够，管板最小厚度可不受此限制，而由焊接工艺及管板焊接变形等要求来确定。 管板厚度应同时考虑上述弯曲强度、剪切强度及管板最小厚度三项因素，从中取最大厚度，然后加上厚度附加量。 ;(二)基于安置在弹性基础上的圆平板的强度计算;1.将