浅谈换热器设计的一些结构和强度问题

2022-04-28余子豪中国成达工程有限公司成都610041

化工设计 2022年2期

雷勇余子豪中国成达工程有限公司成都 610041

《热交换器》GB/T 151-2014[1]是管壳式换热器的设计、制造、检验等方面的通用标准。本文针对运用该标准进行换热器设计时遇到的部分常见问题进行分析总结，给换热器的工程设计提供一定的参考。

1 防短路结构

根据GB/T 151-2014要求，短路宽度超过16mm时应设置防短路结构，折流板缺口间距小于6个管心距时设置一对旁路挡板，超过6个管心距时每5～7个管心距增设一对旁路挡板；分程隔板槽背面或U形管式换热器管束中间每隔4～6个管心距设置1根挡管。为起到防短路的作用，以上挡板均应设置在折流板重叠区，见图1；不应设置在折流板缺口区,见图2。

2 防冲板设置

防冲板的作用是防止进入换热器的流体对换热管直接产生冲蚀、腐蚀作用。通常气液混合物的冲蚀能力比气体或液体的冲蚀能力更强，在气液混合物中，气体的流速比较快，液滴夹杂在气体里对于设备表面冲击力就比较大[2]。

对金属表面产生的磨蚀通常来自于液体或者夹杂着固体的气固混合物。由于腐蚀流体和金属表面间的相对运动，引起金属的加速破坏或腐蚀，这类腐蚀常与金属表面上的湍流强度有关。湍流使金属表面液体的搅动比层流时更为剧烈，使金属与介质的接触更为频繁，故通常叫做湍流腐蚀。湍流腐蚀实际上是一种机械磨耗和腐蚀共同作用的结果[3]。

图1 旁路挡板设在折流板重叠区

图2 旁路挡板设在折流板缺口区

磨蚀的外表特征是槽、沟、波纹、圆孔和山谷形，还常常显示有方向性。在工厂中，像泵的叶片、阀、弯管、肘管、透平叶片、喷嘴等流速变化较大的部位，容易产生磨蚀。

根据伯努利方程，ρv2代表流体动能。对于相同能量，气固或液固混合物、气液混合混合物、气体、液体的冲蚀能力逐渐减弱。

基于此原则，对于壳程，当介质满足以下情况之一时，应在进口管处设置防冲板：① 单相流体(气体或者液体)超过一定的ρv2时；② 液固混合物超过一定的ρv2时；③ 气固混合物或者气液混合物。

此外，当壳程防冲板采用直接与筒体相焊时，拉杆与管板连接端应在防冲板的相反侧(通常为介质出口侧)。

对于管程，当换热管内流速超过3m/s(GB 151-1999规定，建议考虑)或轴向进入的液体的ρv2>9000kg/(m·s2)时，采用轴向入口接管的管箱宜设置防冲结构。

值得注意的是，对于气体，由于其密度较液体低很多，在一定的流量下，其流速很高，所以往往需要设置防冲板。

3 流通面积计算

壳程进出口的流通面积须满足GB/T 151 附录J[1]的要求，其中需特别注意的是：在确定换热管排列形式和流体流动方向的相对位置系数时，流体流动方向是指流体在刚刚进入设备内部时的方向，与设备内部流体的流动方向有时候并不一致，如进出口上下布置而折流板垂直左右布置时。此外，需对进口处及出口处的流通面积均进行核算。而当接管规格较大且折流板布置较为紧凑时，还应考虑校核管束进、出口区的流通面积，必要时可考虑内外导流筒结构。而对于接管较大的场合或者进、出口区域比较狭窄的情况，对管束区流通面积的校核就很有必要了。这里会遇到一些特殊情况，如防冲挡板与折流板间距很小或者直接与之相焊，在校核进口处流通面积时应保证另外三个方向的面积足够，新版GB/T 151规定：应控制壳体进出口区域的面积和管束进出口区域以保证ρv2<5950kg/(m·S2)，设计时需要注意这一变动。

4 换热管排列原则

5 管板分程处面积Ad

GB/T 151-2014[1]给出了两管程的计算公式Ad=An’S(Sn-BS)，其中系数A,B为与排管角度有关的参数，对于多管程的计算，应计及每处因设置分程隔板而产生的“空位”，同时还应计及各隔板衔接处的漏计面积，唯有如此，才能确保管板计算符合标准采用的力学模型。

这里需要特别强调的是，换热管的排管角度应以垂直于隔板方向为基准，且对于多管程，每处的排管角度有可能不同。就此排管角度问题，引伸出另外三个议题与之相关，即：进出口流通面积计算，设备内部的介质流动方向，U型换热管排列角度，在此提醒应特别注意这四者之间的联系和区别。

另外，对于有分程隔板的管箱法兰，计算时的分程隔板截面积应为垫片所有分程处与管板接触的有效面积，因此，计算时需要输入此处隔板处的厚度。一般情况下，这种处理方式偏于安全，具体的原理可从GB/T 150-2011[5]法兰计算一节中推导而得。

6 整体法兰的设计

管壳式换热器的管箱、筒体、人孔及接管等均涉及非标法兰的设计，法兰的合理设计对设备的安全稳定运行以及整体经济性都至关重要。

根据Waters方法[6]，从GB/T 150-2011标准中法兰计算中图7-7的f值图(f—整体法兰颈部应力校正系数，即法兰颈部小端压力与大端压力的比值)，可以看出法兰设计可以基于下述原则：

(1)f宜小于1.5，否则颈部设计不太合理，导致法兰环轴向应力太高。

(2)颈部的衰减长度越长，则f提高。对于大直径高压法兰，考虑对接筒体厚度的同时，可通过调整颈部高度和增大小端厚度来调整法兰(此规律亦可从下面两条得出)。

(3)颈部高度越大，f值越小，即颈部对法兰环的支持作用越明显。

(4)大端/小端比值越大，f值越大，即颈部的结构要平缓过度，不宜太陡(法兰锥的斜度一般应小于1∶3)。

7 成对法兰的设计

7.1 螺栓载荷

在预紧状态下，按最大压力法设计，由于载荷与压力无关，当管程有分程隔板时，这部分面积会消耗部分预紧载荷，因此,在壳侧如不按最大载荷法考虑这部分增量，将使设计偏于不安全。

同样，在操作状态下，这部分面积需要更多的螺栓载荷对垫片施加压紧力，因此，当管程压力为大值时，如不按最大载荷法考虑这部分增量，同样会使设计偏于不安全；但当壳程压力为大值时，则需要根据两侧压力的差值和分程隔板垫片的总长度及性能参数对两个法兰进行综合分析计算。

其中，多管程换热器的垫片有效作用面积可按下式计算：

S=πDGb1+lb2

式中，DG为垫片压紧力作用的中心圆直径；b1为垫片圆环带的有效密封宽度；b2为隔板槽部分的有效密封宽度；l为隔板槽部分的总长度。

7.2 法兰力矩

在预紧状态下，按最大压力法设计时，法兰设计力矩与按最大载荷法基本相等，这取决于垫片本身的性能参数和法兰结构设计尺寸。

在操作状态下，当压力控制螺栓面积时，按最大压力法计算的法兰设计力矩仅与压力相关，而并没有考虑由于螺栓载荷裕量引起的垫片实际压紧力的增量。

式中，DGt为垫片压紧力作用的中心圆直径；ΔP为管壳程压力增量；b1为隔板槽部分的有效密封宽度；l为隔板槽部分的总长度；m为垫片系数。

这部分虽然导致在操作状态下,由垫片实际压紧力产生的力矩增大，但同时其计算压力为各程自身的设计压力，综合起来在某些组合时会比最大压力法的更小。当预紧控制螺栓面积时，其预紧载荷比所需最小压紧力载荷大，因此,所得法兰操作状态力矩偏于保守，保守程度与压力差值无关，仅与预紧状态所需最小螺栓面积Aa与操作状态所需最小螺栓面积Ap的差值有关。

因此，正确的成对法兰的设计应同时兼顾两侧不同的压力、温度、垫片参数、结构等特点，同时考虑到其共同螺栓连接作用的影响，螺栓的设计载荷应按两侧在操作和预紧两种状态下的最大螺栓载荷考虑，并以较高的设计温度进行设计，在法兰设计力矩计算时，也以基础按共同作用的最大的螺栓载荷考察垫片的实际压紧力[7]计。

8 卧式容器鞍座宽度b

卧式容器鞍座宽度示意见图3。

图3 卧式容器鞍座宽度示意

该宽度应为鞍座筋板与垫板连接处连同腹板在内的轴向宽度b，而不是筋板与底板连接处连同腹板在内的轴向宽度b’。鞍座筋板、腹板与垫板(如果垫板起加强作用)、筒体一起抵抗鞍座截面周向应力[8]。该组合体的宽度为鞍座宽度与两侧各一倍壳体常数的倒数之和(即b+1/β+1/β)这一范围之内(对于边缘应力，则是在该倒数的π倍以内)。该常数反映的是圆柱壳环向弹性基础系数E·t/R2(MPa/mm)与抗弯刚度D(N·mm)的比值关系，其实际意义是据此确定边缘效应变化的快慢，它与R·t的平方根成反比，即R·t越大，衰减长度越长。ASME标准同样将锥壳小端有效加强长度以及外压圆筒有效宽度限定在一倍壳体常数的倒数这一范围内(其中，b为鞍座筋板与垫板连接处与腹板厚度之和；β为壳体常数；E为筒体材料设计温度下的弹性模量；t为为筒体的有效壁厚；R为筒体的中面半径)。

9 重叠换热器支座的计算

通常，对于换热器鞍座，由于有最小厚度的保证，设计者只进行底部地脚螺栓的剪应力核算[9]；而对于圆筒的周向应力、倾覆弯矩等则依据经验进行设计。这种处理方法对于多重重叠换热器以及一些大型换热器而言无疑存在较大的安全隐患。正确的重叠换热器的强度计算应重点考察：① 静载荷作用下鞍座截面圆筒的周向应力；② 静载荷、风和地震载荷作用下鞍座本身的强度；③ 危险工况下地脚螺栓的强度。

由于鞍座的宽度较筒体长度而言为小量，因此,可忽略上部所有换热器的均布静载荷对圆筒体产生的微量轴向弯矩，仅考虑其对鞍座截面圆筒产生的周向弯矩。分析发现，上部换热器施加于圆筒上的载荷是非线性分布的，通常情况下，受力从中间向两翼逐渐降低，但由于设备制造存在误差，实际情况往往与理论分析存在一定的偏差，从简化设计而又不失安全的角度考虑，可将力学模型简化为三点受力来考虑。

对于鞍座本身和地脚螺栓，上部设备本身不对下部设备鞍座截面或中间截面产生轴向弯矩，不作为均布载荷考虑，仅考虑各个设备鞍座支反力的作用[10]。此外，对重叠式换热器，在轴向可被视为一个多自由度体系，并参考塔式容器[11]的方法同时计算水平风力产生的压缩应力、倾覆力矩等，以考察在内压、地震、风载、检修、试压等多种工况、各种组合载荷作用下可能产生的危险工况，确保整个体系的安全性。

10 凸缘法兰的计算

高压换热器端部封头经常需要设置检修人孔，为节省结构尺寸和材料，凸缘法兰是一个理想选择。

化工部标准HG/T 20582[12]将凸缘和封头二者独立出来单独考虑，虽然2011版标准考虑了连接处的修正系数[13]、2020版标准在环向膜加弯中的内压产生的径向载荷修正为截面应力且同时增加了凸缘与封头之间的变形协调系数[14](但该系数始终大于1，对于力学模型为活套法兰的计算结果将更加保守)，但还是将法兰环向弯曲应力按活套法兰考虑。因此，该标准从根本上还没有解决连接部位的应力计算问题，而弹性应力分析的解析法通过精确的弹性应力分析，同时计及环向拉应力和弯曲应力以及正确分析产生这两种应力的诸力作用于形心构成的合力矩(其中包括封头对凸缘引起的边缘力矩)。该方法更贴近实际情况，因此，建议以后无论对低压还是高压，都可采用这种方法来进行计算。但有时低压情况下连接处的应力会由于薄壁的封头而验算无法通过。其原因有两点：一是封头的壁厚裕量太少，不能为凸缘提供必要的协助；二是由于凸缘的结构设计尺寸(多数情况是源于相应的法兰标准以及垫片的尺寸)太大，导致凸缘本身的刚度太大，受力面积太大，这就需要更多的封头富裕部分来予以弥补。所以，在采用解析法进行计算时，尤其是在低压情况下，建议适当增加封头壁厚并尽可能地使凸缘厚度更薄、宽度更窄。