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固定管板式换热器（散热器）应力的有限元分析

摘要：应用ANSYS有限元软件，建立了某固定管板式换热器的结构分析模型，对3种操作工况下

换热器的应力场进行了计算，并校核了其中的危险工况。结果表明：受热载荷作用的换热器，最大应力

在管板与管箱内壁面的过渡圆角处；“表皮效应”使距壳程侧2mm处管板上的应力最大；换热器的各部

件安全裕度均大于2，常规设计方法过于保守。关键词：固定管板式换热器；有限元法；应力分析

0引言

固定管板式换热器是受力最复杂的管壳式换热器，当管束与壳体的温度及材料的线膨胀系数相差较

大时，承压壳体与管束中将产生较大的热应力，会进一步增大各部件中的应力。本文采用有限元软件

ANSYS分析某化工厂的一台DN500固定管板式换热器，建立带有真实管箱和换热管的有限元模型，并

对管板、壳体和换热管的强度等进行应力分析及评定，为今后换热器强度分析和优化设计提供理论依据。

1.有限元模型的建立

以换热器轴向为Z轴，垂直于纸面方向为X轴，竖直方向为Y轴建立总体坐标系。忽略进出口接

管的影响，换热器几何结构和承受载荷关于坐标面对称，取1/8模型为研究对象。为避免边缘效应影响，

管箱伸出管板的长度应大于113mm，本文取管箱长度150mm。

换热器上各部件的材料属性如表1所示。为保证耦合分析中节点的一致性，传热分析中选用热单元

SOLID70，相应地结构分析时采用实体单元SOL-ID45。

采用APDL语言先建立管板和换热管的横向截面，借用辅助单元Shell57划分网格，沿轴向拖拉成

三维模型。再建立管箱和壳体的轴向截面，绕轴旋转，生成如图1所示的换热器有限元模型。该模型外

径为508mm，管板厚度为32mm，壳体与管箱的壁厚为6mm，换热管尺寸为准25mm×2mm。总单元

数为44420个，总节点数为80451个。

热分析时在壳程侧管板面、壳体内表面和换热管外表面施加44.7℃的温度载荷，管程侧管板面、管

箱内表面和换热管内表面的温度载荷为112.8℃。壳体、换热管和管箱中流体的平均对流传热系数分别

为834、896.9W/(m℃)和180.6W/(m℃)。结构分析时，在3个对称面上约束法线方向的位移，在管箱的

横截面上施加相应的轴向拉应力。

2应力场计算和强度校核

换热器在操作过程中，会出现7种可能工况。经分析，本台设备温度场产生的应力远大于压力载荷

产生的应力，本文只计算3种工况：管程、壳程压力和温度载荷同时作用，只有壳程压力和温度载荷，

只有管程压力和温度载荷。依次将此3种情况称为工况1、工况2、工况3，下面对这3种工况进行应力

分析及评定。

（1）各工况应力的计算结果

工况1为换热器正常操作工况。耦合分析后的应力分布云图如图2所示，从图中可看到最大应力强

度位于管箱与管板的过渡圆角处，在该过渡圆角处取路径1进行分析。壳体与管板的过渡区，结构不连

续也产生较大的集中应力，取路径2进行分析。管板开孔处存在较大的局部应力，又由于管程温度载荷

的影响，布管区的应力较大，取路径4分析其上的应力。热膨胀系数较大的换热管承受压缩载荷，对管

板的推力使管板中心略向管箱侧凸起，这样边缘处管子中轴向压应力较大（与图2显示结果一致），沿

边缘处换热管的轴线方向取路径4进行分析。

曲线图3~5分别显示路径1~3上的一次局部薄膜应力pL（虚线）和一次应力加二次应力pL+pb+Q

（实线）分布情况。路径4上的轴向压应力值为-28.55MPa。

换热器停工时，若先关闭管程进口阀，管程压力瞬间为0，即为工况2；若先关闭壳程进口阀，壳

程压力瞬间为0，即为工况3。此2种工况的应力分布云图类似图2，为节省篇幅略去。此2种工况的路

径取法同工况1，路径1~3上的pL和pL+pb+Q应力分布见图3~5，路径4上的轴向压应力值分别为

-32.72MPa和-27.76MPa。

（2）结果分析及校核

由图3～图5可知，对3种工况而言，路径1上的最大应力均位于管板与管箱内壁面的过渡圆角处，

且该处应力也是换热器上的最大应力；路径2上的最大应力位于管板与壳体内壁面的过渡圆角处；路径

3上的最大应力位于距壳程侧表面2mm处。路径1~3上的最大应力pL+pb+Q，在工况2条件下达到最

大，其值分别为225.97MPa、149.85MPa和93.75