２０２１，３１（５）王 任等 一种特殊高压Ｕ形管换热器管板设计 一种特殊高压Ｕ形管换热器管板设计
王 任 亓建伟 中国成达工程有限公司 成都 ６１００４１
摘要 本文基于Ｕ形管板边缘旋转刚度参数公式进行推导，提出了利用ＳＷ６软件进行一种特殊高压Ｕ形
管换热器管板设计方法，为此类高压Ｕ形管换热器管板的工程设计计算提供参考。
关键词 高压换热器 Ｕ形管板
王 任：高级工程师。２
００７年毕业于四川大学化工过程机械专业获硕士学位。一直从事压力容器及常压储罐设计工作。：（０２８）６５５３７１３５，Ｅ－ｍａｉｌ：ｗａｎｇｒｅｎ＠ｃｈｅｎｇｄａ ｃｏｍ。
在规范ＧＢ／Ｔ１５１－２０１４［１］
中，管板的计算方
法适用于Ｕ形管式、浮头式、填料函式和固定管板式热交换器的设计计算，其中管板与壳程圆筒、管箱圆筒之间有不同的连接型式，标准中按使用情况给出了几种通用连接型式（ａ型、ｂ型、ｃ型、ｄ型、ｅ型和ｆ型）的管板设计计算方法。国内相应的压力容器强度计算软件ＳＷ６也提供了这几种连接型式的管板计算。但随着工程需要及工业技术的飞速发展，换热器的各种新型结构型式不断出现，对这些新型结构，ＳＷ６软件无法直接进行管板部 分的设计计算。本文基于ＧＢ／Ｔ１５１－２０１４中Ｕ形管管板边缘旋转刚度参数进行推导，提出利用ＳＷ６软件进行一种特殊高压Ｕ形管换热器管板设计方法，为此类换热器管板的计算提供参考。１ 特殊高压Ｕ形管换热器管板设计方法
一种特殊高压Ｕ形管换热器的示意图见图１
。
图１ 高压Ｕ形管换热器示意图
管程为高压侧，壳程圆筒通过法兰与管板连接，其连接型式与ＧＢ／Ｔ１５１中的ａ型、ｂ型、ｃ型、ｄ型、ｅ型和ｆ型都不一致，无法直接使用ＳＷ６软件进行管板计算。由于图１结构中的管板
与管箱圆筒的连接型式同标准中的ｂ
型一致，且管程为高压侧，管程侧的压力对管板厚度设计起控制作用，而壳程法兰产生的弯矩同管程压力对管板产生的弯矩方向相反，有利于降低管程高压对管板厚度的影响，去掉壳程法兰进行管板设计是偏安全的，因此图中Ｕ形管板的设计计算可以ｂ型为基础，按照无壳程圆筒的方式得到管板边缘总刚度参数，然后根据总刚度参数进行管板的剩余部分设计计算。在ＳＷ６软件中由于无法去掉壳程圆筒（即将壳程圆筒厚度设置为０ ），因此根据总旋转刚度等于管箱圆筒旋转刚度与壳程圆筒旋转刚度之和的原理，先假设壳程圆筒厚度（ＳＷ６中需要输入的壳程圆筒厚度），按照已知需要的管箱圆筒厚度推出需要在ＳＷ６软件中输入的管箱圆筒厚度。
２ 符号说明
Ｄｉ－
壳程圆筒和管箱圆筒内径，ｍｍｋｈ－
管箱圆筒壳常数，１／ｍｍｋｓ－
壳程圆筒壳常数，１／ｍｍＥｈ－
管箱圆筒材料的弹性模量，ＭＰａＥｓ－
壳程圆筒材料的弹性模量，ＭＰａδ″
ｆ－
管箱法兰（或凸缘）厚度，ｍｍδ′
ｆ－
壳体法兰（或凸缘）厚度，ｍｍδｈ－
管箱圆筒厚度，ｍｍδｓ－壳程圆筒厚度，ｍｍＫｆ－
u形管
管板边缘旋转刚度参数，ＭＰａＫ″ｆ－
管箱圆筒与法兰（或凸缘）的旋转刚度参数，Ｍ
ＰａＫ′ｆ－
壳程圆筒与法兰（或凸缘）的旋转刚度参１２
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ＣＨＥＭＩＣＡＬＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧＤＥＳＩＧＮ化工设计２０２１，３１（５）
数，ＭＰａ
３ 公式推导
管箱圆筒的旋转刚度参数Ｋ″
ｆ的公式如下，
Ｋ″ｆ
＝Ｅｈ１２Ｅ″ｆＥｈ２ｂｆＤｉ＋ｂｆ２δ″ｆ
Ｄ()
ｉ３
＋ω
[
]
″（１）ω″＝４ ４ｋｈＤｉ１＋１＋ｋｈ
δ()″ｆ[]２
δｈ
Ｄ()
ｉ
３
（２）
ｋｈ＝１ ８２
Ｄｉδ槡
ｈ壳程圆筒的旋转刚度参数Ｋ′
ｆ
的公式如下，Ｋ′ｆ
＝Ｅｓ１２Ｅ′ｆＥｓ２ｂｆＤｉ＋ｂｆ２δ′ｆＤ()
ｉ３
＋ω
[
]
′
（３）ω′＝４ ４ｋｓＤｉ１＋１＋ｋｓδ()′ｆ
[]２δｓ
Ｄ()
ｉ
３
（４）
ｋｓ＝１ ８２
Ｄｉδ槡
ｓ管板边缘旋转刚度参数
Ｋｆ＝
Ｋ′ｆ
＋Ｋ″ｆ
（５）
对于ｂ型连接方式的管板ｂｆ＝０，δ′
ｆ＝０，δ″
ｆ＝０，代入式（１）、（２）、（３）、（４）得
Ｋ″ｆ＝Ｅｈω″
１２
（６）
ω″
＝８ ８ｋｈＤｉ
δｈ
Ｄ()
ｉ
３
（７）Ｋ′ｆ
＝
Ｅｓ
ω′
１２（８）
ω′
＝８ ８ｋｓＤｉ
δｓ
Ｄ()
ｉ
３
（９）
当不考虑壳程圆筒的旋转刚度时，则
Ｋｆ＝
Ｋ″
ｆ（１０）
将同时考虑管箱圆筒和壳程圆筒的旋转刚度的总旋转刚度定义为Ｋｆ１，假定壳程圆筒厚度为δｓ１，未知的管箱圆筒厚度为δｈ１，将相应公式代入式（５），可求得
Ｋｆ１＝Ｋ′ｆ＋Ｋ″ｆ＝Ｅｓω′
１２＋Ｅｈω″
１２
＝Ｅｓ１２×８ ８ｋｓＤｉδｓ１Ｄ()
ｉ３
＋Ｅｈ１２×８ ８ｋｈＤｉδｈ１
Ｄ()
ｉ
３
＝Ｅｓ１２×８ ８×１ ８２ Ｄｉδｓ槡
１
Ｄｉδｓ１Ｄ()ｉ３
＋Ｅｈ１２×８ ８×
１ ８２
Ｄｉδｈ槡
１
Ｄｉ
δｈ１
Ｄ()ｉ
３将只考虑管箱圆筒的旋转刚度的总旋转刚度定义为Ｋｆ２，此时管箱圆筒厚度为δｈ２
，将相应公式代入式（１０），可求得
Ｋｆ２＝Ｋ″
ｆ
＝Ｅｈ
ω″
１２
＝Ｅｈ１２×８ ８ｋｈＤｉδｈ２Ｄ()
ｉ
３
＝Ｅｈ
１２×８ ８×１ ８２
Ｄｉδｈ槡
２
Ｄｉ
δｈ２
Ｄ()ｉ
３
令Ｋｆ１＝Ｋｆ２
，则得：Ｅｓ×δｓ１２ ５＋Ｅｈ×δｈ１２ ５＝Ｅｈ×δｈ２
２ ５
（１１）
根据式（１１）可以推导出
δｈ１＝２ ５
Ｅｈ×δｈ２２ ５－Ｅｓ×δｓ１
２ ５
Ｅ槡
ｈ
（１２）
４ 管箱圆筒输入厚度计算示例
在已知管箱圆筒弹性模量、壳程圆筒弹性模量（ＭＰａ）、管箱圆筒实际厚度和ＳＷ６计算用壳程圆
筒假设厚度的基础上，根据式（
１２）可得出ＳＷ６管板计算用管箱圆筒厚度，具体计算示例见表１。
表１ 管箱圆筒输入厚度计算
管箱圆筒弹性模量Ｅｈ（ＭＰａ）管箱圆筒实际厚度δｈ２（ｍｍ）壳程圆筒弹性模量Ｅｓ（ＭＰａ）ＳＷ６计算用壳程圆筒假设厚度δｓ１（ｍｍ）ＳＷ６管板计算
用管箱圆筒厚度δｈ１（ｍｍ）１８８０００４０１７９０００１６３８．４１１４１８８０００８０１７９０００１６７９．４５２２１８８０００１２０１７９０００１６１１９．７０２８１８８０
００１６０１７９０００１６１５９．８０７１１８８０００４０１８８０００１６３８．３２８９１８８０００
８０１８８０００１６７９．４２４５１８８０００１２０１８８０００１６１１９．６８７８１８８０００１６０１８８０００１６１５９．７９７４１８８０００４０１８８０００３０３０．６２３８１８８０００８０１８８０００３０７７．１６９７１８８０００１２０１８８０００３０１１８．４８５７１８８０００
１６０
１８８０００
３０
１５９．０２１２
根据表１的数据可知，当管箱圆筒厚度很大的
时候，较小的壳程圆筒厚度对管板边缘刚度的影响非常小。
５ 结语
（１）基于Ｕ形管板边缘旋转刚度参数公式推
（下转第３３页）
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２０２１，３１（５）张 璇等 齿啮式快开结构的有限元接触分析
图８ 周向错动危险截面应力变化图
中，周向错动量应避免过大，如果无法避免，合理的错动范围应在５％～８％。
３ 结语
通过对齿啮式快开结构的有限元接触分析和线性化分析，得到以下结论：
（１）在内压载荷下，齿啮式快开结构最大变形发生在球冠封头处，齿块处的变形量不大。查看模型的ＶｏｎＭｉｓｅｓ应力，釜盖齿根处的应力集中非常明显，其他部位应力分布较为均匀。随着内压升高，接触面应力值均呈线性增长。按照强度评定， 危险截面的第二主应力与内压呈正向增长。在设计压力１ ６ＭＰａ的载荷条件下，齿啮式快开结构未达到材料的强度极限。但当压力超过３ＭＰａ时，釜盖法兰先到达屈服极限，同时产生过度塑性变形，使容器密封失效。
（２）对齿啮式快开结构周向错动（０％、５％、１０％、２０％）进行模拟，同样选取齿根处的４条路径为危险路径进行线性化分析，结果表明：釜体齿根处以及釜盖齿根处的应力值随周向错动增加呈增长趋势，周向错动引起封头的变形增加，严重时引起结构的塑性变形，因此允许的周向错动量应在５％～８％。
参 考 文 献
１ 顾荣利．快开门式压力容器爆炸事故分析与研究［Ｄ］．浙江工业大学，２０１３．
２ 叶剑文，向小勇，彭泰援．蒸压釜快开门联锁装置强制检验的必要性［Ｊ］．中国特种设备安全，２０１６，３２（０７）：３０－
３４．
３ 刘 骁．快开门式压力容器带压开启过程数值模拟研究及结构安全性改进分析［Ｄ］．浙江大学，２０１４．
４ 赵 菊．压力容器蚀坑干涉效应及安全评价［Ｄ］．辽宁石油化工大学，２０１０．
５ 何壮壮．基于Ａｎｓｙｓ高压烧结炉卡箍快开结构优化与分析［Ｄ］．辽宁工程技术大学，２０１９．
６ 李俊儒．内压锥壳大端与球壳连接结构及其强度分析［Ｊ］．石油化工设备，２０２０，４９（０５）：３４－３９．
７ 刘延雷，陈 涛，周 涛．硫化罐齿块啮合强度校核及使用缺陷分析［Ｊ］．中国安全生产科学技术，２０１５，１１（１１）：
７１－７５．
８ 张 焱，马斓擎，金东杰．方形容器设计计算分析比较［Ｊ］．石油和化工设备，２０２０，２３（０８）：５－１０．９ 张 妍，杜四宏，袁振伟．齿啮式快开门法兰的接触分析［Ｊ］．压力容器，２０１０，２７（０３）：２６－２９．
（收稿日期 ２０２１－０３－３０
檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪檪
）（上接第２２页）
导出了利用ＳＷ６软件进行一种特殊高压Ｕ形管换热器管板设计计算的方法，该方法不考虑壳程法兰的作用，计算上偏安全。
（２）在ＳＷ６中进行此类特殊高压Ｕ形管换热器管板设计计算时，管板连接型式可以采用ＧＢ／Ｔ１５１－２０１４中的ｂ型，壳程圆筒的厚度为设定厚 度，可根据本文推导出的公式和已知的参数，计算出管箱圆筒的输入厚度。
参 考 文 献
１ ＧＢ／Ｔ１５１－２０１４，热交换器［Ｓ］．
（收稿日期 ２０２１－０７－０２）
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