管壳式换热器是化工、石油、轻工、能源等工业应用最广泛的过程设备之一，它具有选材范围广，换热表面清洗较方便，适用性较强，处理能力大，能承受高温和高压等特点。管壳式换热器的结构设计主要依据是GB151［1］，GB151中关于换热器管板强度校核是根据弹性基础上薄板理论，在轴对称结构的条件下，将薄板的三维变形简化为二维梁式变形，由此来计算其强度的。而换热器壳体厚度的选择，主要是根据壳体所受到的壳程压力来确定。换热器由于其工作特点，不仅有管程压力和壳程压力等载荷作用，而且还要受到工作介质的温度载荷作用。在GB151中对压力载荷，给出了管板和壳体的尺寸选择，及固定管板兼作法兰的管板和壳体的连接方式。然而，对于在温度载荷作用下，这些尺寸却没有具体的说明要求。本文通过一个管壳式换热器的强度校核，将载荷分类为压力载荷和温度载荷，来说明结构在这些载荷作用下的应力响应特点，进而提出该结构改进的意见。本文采用三维有限元的分析方法，来研究其内在规律。2换热器结构尺寸及载荷工况BEM型换热器结构如图1所示，管板上共有500根换热管，分布在管板的上半部分，左右对称。结构尺寸和材料：管板内径：1300mm；管板厚度：80mm；法兰外径：1460mm；管板材料：00Cr19Ni10；壳体厚度：24mm。3有限元计算模型3.1有限元单元划分说明为简化计算，在建立有限元模型时，只考虑换热器的管板、壳体、管束和膨胀节等主要结构，法兰垫片用等效的均布比压来代替。由于整台换热器结构是前后左右对称，所以只取组合体的四分之一，换热管长度取一半。换热管是细长形状，所以用杆单元来模拟。这样的作法对管子附近的管板应力计算是不准确的，事实上，如果考虑换热管和管板的胀焊连接，该处的真实应力也很难计算。根据圣维南原理，这样处理对远处的非布管区管板的计算影响不大。壳体和膨胀节用20节点六面体单元划分网格，管板用10节点四面体单元来划分网格，在管板和壳体过渡的区域是13节点的五面体锥型单元。管束用2节点杆单元来划分网格。表示换热管的杆单元节点与表示管板的实体单元节点在对应位置上重合。整个分析过程使用ANSYS有限元软件来完成，如图2所示。图2有限元计算模型图3.2载荷和边界条件在结构的前后对称面和左右对称面上加上对称边界条件，即这些面上的法向位移为零。换热管的一端固定位移，另一端与管板连接。此外，还需要限制整体结构的刚体位移。取正常操作工况为校核的工况，其具体数值为：壳程压力：Ps.=-0.1MPa；壳程温度：Ts=230℃；管程压力：Pt=0.2MPa；管程温度：Tt=50℃；管板温度：T=140℃；法兰垫片压力：Pc=69MPa；法兰螺栓预紧力：116.5kN。由于管板上的开孔面积只占其总面积的约5%，所以忽略当量压力和管程压力之间的差别。根据换热器操作工况下温度载荷的经验数据，其分布如下：在结构的下半部，管板的中截面处的温度为140℃，膨胀节处的温度为230℃，在结构的上半部，管板的中截面处的温度为120℃，膨胀节处的温度为200℃，从管板到膨胀节，根据空间位置的不同，进行双线性插值。筋板的温度，也按照这一规律进行插值。4强度校核及结构改进4.1原结构尺寸条件下的强度校核根据JB4732-95《钢制压力容器———分析设计标准》［2］，该标准采用应力强度（StressIntensity）作为强度校核的准则，其实质是第三强度理论。经过计算，在应力云图中可以发现，最大应力强度发生在管板和壳体连接的地方，靠近底部。如图2中的A处。本换热器在正常操作工况下压力载荷不大，结构的变形和应力主要是由温度载荷引起的。为了验证此推论，这里将正常操作工况下的压力载荷与温度载荷作为两个工况，它们有共同的位移边界条件。具体就是在第一种工况下结构受到管程压力，壳程压力，法兰螺栓预紧力和法兰垫片比压力的作用，在第二种工况中，结构只受到管程温度，壳程温度和管板温度的温度载荷。由于结构是线弹性小变形，所以将这两种载荷工况下的结果相加后，就是正常操作工况下的结果。在图2的A处，沿着壳体的厚度方向，做应力校核线。图3就是第一种载荷（压力）工况、第二种载荷（温度）工况和它们的叠加组合（即正常操作工况）下的应力校核结果。图3应力强度沿厚度的分布图表1是三个载荷工况下!处应力校核线上的应力分类，其中后二列的值是应力强度在壳体内外边界上的最大值应力（表2，表3相同）。图3应力强度沿厚度的分布图表1是三个载荷工况下!处应力校核线上的应力分类，其中后二列的值是应力强度在壳体内外边界上的最大值应力（表2，表3相同）。其载荷同前面一样的分类，筋板的温度取和管板相同。在同样的位置做应力校核线，如图5和表2。图5应力强度沿厚度的分布图首先从该图5和表2中可以发现同图3和表1同样的规律，即压力载荷引起的结构的应力要比温度载荷引起的应力小，并且