温度应力对环式换热器壳程密封结构的影响

余胜麟

螺纹锁紧环式换热器最早是由美国雪弗龙(Chevron)公司和日本千代田公司共同研究开发成功的。当壳程为低压而管程为高压时，采用H-L型，当管壳程均为高压时采用H-H型。

这种换热器的壳体与管箱锻成或焊为一体，壳程侧顶端为封头，管箱端部用螺纹锁紧环旋入，就像一个大的丝堵旋入管箱内。与法兰式换热器相比，其最大的一个特点就是把由内压引起的轴向力传递到了螺纹锁紧环和管箱端部螺纹上，而压紧螺栓只提供垫片密封所需的压紧力，一旦发生泄漏只需调节压紧螺栓即可压紧垫片。而传统的法兰式换热器主螺栓由于需要同时承受内压和压紧力两种负荷，在相同压力下换热器的螺栓非常大，法兰面非常厚，不仅体积要远大于螺纹锁紧环换热器，而且一旦发生泄漏难以进行紧漏。因此，螺纹锁紧环式换热器以其密封可靠、结构紧凑、泄漏点少、生产维护简便、能及时排除设备运行中的泄漏等优点在加氢装置中得到广泛应用。

1 结构特点

H-H型螺纹锁紧环式换热器的优点是通过其独特的受力及密封结构实现的（见图1）。

（1）管程压力的传递过程 管程内的压力所产生的轴向力，由管箱盖板通过螺纹锁紧环的外螺纹和管箱的内螺纹传递给管箱筒体。

图1 H-H型高压换热器管箱结构图

（2）壳程压力的传递过程 管板两侧压差产生的轴向力，由管板通过分程箱套筒、分程箱支撑环、内法兰螺栓、内法兰、四合环传递给管箱凸台。

（3）管程密封结构 由密封盘、外圈压环、外圈顶销、外圈螺栓、螺纹锁紧环、管箱所组成。调节外圈螺栓的力矩时密封比压将随着改变，从而达到控制密封的目的。

（4）壳程密封结构 由管板、分程箱套筒、分程箱支撑环、内法兰螺栓、内法兰和四合环所组成。调节内法兰螺栓也可控制密封面比压。通常为使管程和壳程之间不串漏，密封垫片应充分压紧，如在操作过程中发现有内漏现象时上紧内圈螺栓，使压紧力由内圈螺栓、内圈顶销、内圈压环、压环、内套筒、分程箱支撑环、分程箱套筒、管板传递到垫片上即可密封。

2 存在的问题

在对现役的H-H型螺纹锁紧环换热器进行检修时，常能发现以下问题：

（1）分程箱套筒和管板接触处开口，分程箱套筒变形严重。

（2）四合环变形严重，难以从管箱凹槽中拆卸出来。

（3）内法兰螺栓无法拆卸，某些内法兰螺栓在多重轴向力作用下，头部被墩粗或弯曲。

经分析在运行过程中，分程箱套筒、四合环和内法兰螺栓都受到3个力的作用：

（1）安装时上紧力矩产生的压紧力。

（2）壳程与管程介质压力差产生的压紧力。

（3）分程箱套筒与管箱筒体轴向热膨胀量之差产生的温度应力。

而且一旦发现有管壳程窜漏现象，还需要上紧内圈螺栓，使分程箱套筒又受到上紧内圈螺栓所产生的压紧力作用。在这些轴向力的作用下，分程箱套筒、四合环和内法兰螺栓先后发生变形，最终将会导致设备管壳程之间密封不严，管壳程内流体发生窜漏。

在分程箱套筒等内件受到的这些轴向力中，主要都是为了保证壳程密封而人为加载到设备上的，只有由分程箱套筒与管箱筒体轴向热膨胀量之差产生的温度应力是随着设备温度的上升自发产生的。因此内件所受过大轴向力必然是由此温度应力导致的。

3 温度应力的计算

为明确温度应力对管箱内件的影响，以某HH型螺纹锁紧环换热器为例，对分程箱套筒与管箱筒体之间的温度应力进行计算。为简化计算，假设在常温（25℃）时，管箱凸台、四合环、内法兰、内法兰螺栓、分程箱套筒及管板之间处于紧密接触状态，而未施加额外的上紧力；在温度升高过程中仅考虑分程箱套筒及对应长度管箱筒体的热膨胀量，忽略四合环、内法兰、内法兰螺栓和管板及管箱筒体其余部分在轴向上的热膨胀量，且暂不考虑壳程垫片的变形（见表1、表2）。

表1 H-H型螺纹锁紧环换热器参数

表2 分程箱套筒及管箱筒体的参数

当设备温度从25℃升到设计温度425℃时，分程箱套筒与管箱筒体同时发生热膨胀，由于热膨胀系数不同，两者之间将产生温度应力，其中分程箱套筒受轴向压应力，而管箱筒体受轴向拉应力，分程箱套筒与管箱筒体轴向的应变增量相等，即ε1=ε2。

同理，管箱筒体的总轴向应变

代入，可解得轴向力F

式中，F—分程箱套筒与管箱筒体互相作用的轴向力（N）；ε1—分程箱套筒发生的轴向应变；ε2—管箱筒体发生的轴向应变；A1—分程箱套筒的截面积（mm2）；A2—管箱筒体的截面积（mm2）；E1—分程箱套筒的弹性模量（N/mm2）；E2—管箱筒体的弹性模量（N/mm2）；α1—分程箱套筒在25～425℃之间的平均热膨胀系数；α2—管箱筒体在25～425℃之间的平均热膨胀系数；t—设计温度，425℃；t0—室温，25℃。

则 F=41 641 413 N

常温下分程箱套筒长度l=766 mm，则分程箱套筒的伸长量

分程箱套筒轴向应力

式中，σs1t—分程箱套筒设计温度下的屈服强度

（N/mm2）。

因此，分程箱套筒在温度和压应力的作用下，轴向上仍然伸长4．5 mm，但由于所受压应力大于其设计温度下的屈服强度，尽管分程箱套筒总长增加，但实际上分程箱套筒被压缩并发生塑性变形。一旦设备温度降为常温，热膨胀量消失，分程箱套筒长度将小于原长，作用于壳程垫片上的压紧力将减小，管壳程之间即会发生窜漏。

（2）由图2可以看出，四合环与管箱凸台接触面的外径为四合环的外径减去四合环2倍的倒角，忽略倒角尺寸，四合环的外径Do=Ø1 549 mm。

四合环与管箱凸台接触面的内径为管箱凸台的内径加上管箱凸台2倍的倒角，同样忽略倒角尺寸，管箱凸台的内径为Di=Ø1 500 mm。

由此可以得出四合环与管箱凸台的接触面积

四合环和管箱凸台所受到的压应力为：

四合环的材料为0Cr18Ni10Ti锻件，常温屈服强度σs3为205 MPa，设计温度下的屈服强度σs3t为118 MPa，四合环所受的压应力远大于其设计温度下的屈服强度，四合环被压缩发生塑性变形，所以在停工时难以从管箱中取出。

（3） 设备采用72个M48×3的内法兰螺栓，螺栓的小径为Ø44．752 mm，所有螺栓的截面积

内法兰螺栓所受的轴向应力

内法兰螺栓材料为SA－453－660B，常温屈服强度为585 MPa，设计温度下的屈服强度为517 MPa，许用应力为147 MPa，内法兰螺栓受到的轴向应力也大于其设计温度下的许用应力。

4 结语

可以看出，温度应力对H－H型螺纹锁紧环换热器，尤其是对高温下运行的H－H型螺纹锁紧环换热器影响极大，在设计此类换热器时，对温度应力的校核应是设计计算中的重要组成部分。

为了避免温度应力引起分程箱套筒和四合环的塑性变形，可以采取以下措施：

（1）增大分程箱套筒的壁厚，减小分程箱套筒受到的压应力。

（2）增大四合环的外径，尽量减小四合环和管箱凸台的倒角大小，以增大两者的接触面积，从而减小四合环受到的压应力。

（3）改变分程箱套筒的材料，减小其热膨胀系数，从而减小温度应力，降低内螺栓、分程箱套筒和四合环受到的压应力。

某些H－H型螺纹锁紧环换热器通过在分程箱套筒与管板之间增加一层垫片，利用垫片的变形吸收部分分程箱套筒的热膨胀量，也能有效减小温度应力。

从另一角度来说，超温运行引起的过大温度应力将会对H－H型高压换热器管箱结构造成不可逆的损伤，在实际生产中，应该严禁H－H型螺纹锁紧环换热器超温运行。而先升温后升压及先降压后降温的开停车程序不仅能够避免此类换热器氢损伤，还可以借助温度应力增大垫片的压紧力。