高压U形管式换热器的管箱设计探讨

杨东升 崔建波 张秀艳

镇海石化工程股份有限公司 宁波 315042

1 设备概述

某装置中有一台高压U形管式换热器，其设计参数见表1。

表1 U形管式换热器设计参数

本设备管程介质中含少量甲酸(约0.1%)，因此管箱内部需堆焊316L不锈钢做耐蚀层，若采用夹持管板(GB151中的a型管板)，不但需要一对法兰，而且法兰轴向长度加上管箱筒体设置物料进出口所必须的长度，将超过700mm，而设备内径仅为Φ304mm。

经过方案比较，本设计采用图1的焊接管板(GB151中b型管板)和平盖封头的型式，焊接管板直接与管箱法兰小端焊接，将所有管程开孔均移至平盖上，这样虽然管板厚度较大，但缩短了管箱的轴向长度，便于检修换热管与管板的接头，同时有利于保证分程隔板与管箱的焊接质量，也节省了管箱段的锻件用量。

由于管程物料有微毒性，设计上应采用可靠的密封型式，Ω环密封可以实现零泄漏，而且，加工比较简单。通常在换热器上应用的Ω环密封，在分程隔板的密封上采用了C形弹性密封结构，见图2。这种密封依靠C形管的回弹实现了分程隔

图1 管箱结构

板与管板或平盖间的密封，但在法兰与平盖连接处由于结构不连续而无法实现有效的密封，造成这里的介质短路，影响了换热器的效果。

图2 C型弹性密封结构

本设备的设计采用了波齿复合垫与Ω环的组合式密封，波齿复合垫为两管程管箱垫片型式，骨架材料为022Cr17Ni12Mo2，填充材料为柔性石墨。按GB/T19066.1制作。垫片宽度为30mm，隔板处垫片宽度为14mm，见图3。使用波齿复合垫密封虽然增大了法兰及平盖的计算力矩，引起尺寸增加，但这种结构可以避免管程间的泄漏。而且，这种组合结构可以克服使用Ω环密封结构在液压试验和操作过程中残存的积液无法排除的缺点。

图3 管箱垫片

2 管板的计算

管板在管程压力Pt作用下，其直径断面将按图4虚线所示方向变形，由于管板与管箱和壳体直接焊接(本例管箱筒体为法兰)，其变形受到法兰的约束，同时受到壳程筒体的约束。即存在弯矩M的支承作用，使管板的受力状态为Pt作用下(受管孔开孔削弱及周边弹性支承)的圆平板。这是U形管式换热器b型管板与a型管板受力状态的区别。

图4 管板约束示意

在周边简支状态下，管板周边径向应力为零，管板的最大应力发生在管板中心，计算式为：

(1)

式中，P为管板计算压力，本例取18.9MPa；D为管板当量直径，本例取其与法兰连接部位中性面直径350.5mm；μ为强度削弱系数，按GB151规定，取0.4；δ为管板有效厚度，本例取97mm。

由于换热器管板为轴对称结构，周边约束为均布力矩。圆平板在该力矩作用下，处处产生相等的径向和环向弯曲应力。该弯曲应力与Pt产生的弯曲应力叠加的结果是：除非周边约束使得管板边界条件接近于固支，一般情况下，管板最大应力仍在中心处，但其值较纯周边简支时的最大应力要小，此即b型管板较a型管板薄的原因。

由于管箱法兰对管板施加了均布弯矩，法兰也必然受到相等弯矩的反作用，因此在校核管箱法兰时，必须考虑该弯矩的反作用，下面求解这一弯矩的大小。本例中壳程筒体较薄(采用规格为Φ325×10的无缝管)，在与管箱筒体对管板的联合约束中作用较小。本例计算中壳程筒体和管箱圆筒分别与管板的旋转刚度值之比，前者仅为后者的1/15，因此假定壳程筒体对管板的约束均由管箱筒体提供，即对法兰所受弯矩数值略作放大，对法兰的核算结果是偏安全的。忽略与管板固定相连的管箱或壳体对管板的约束(支承)作用在ASME Ⅷ-1中也有考虑，按UHX-12.6中提供的思路，将使管板的计算厚度增大，但同时可以免除对与管板相连的壳体产生的附加轴向弯曲应力的校核，而管板对与其固定相连的管箱或壳体的附加轴向弯曲应力是GB151所没有考虑的。

周边弹性支承的圆平板，可将计算载荷分解为两部分，一是在周边简支的圆平板上，最大弯曲应力在中心；二是在受周边均布支承弯矩作用的圆平板上，弯曲应力处处相等。由于两者符号相反，管板对法兰所施加的弯矩数值，可通过求取管板因该弯矩的作用，而使最大应力σmax得以减小的数值(绝对值)，此值即为该弯矩单独作用在管板上时，产生的弯曲应力，进而可以求得这一弯矩的大小。计算式为：

(2)

根据圆平板上作用的均布弯矩与弯曲应力的关系，可由应力计算弯矩：

(3)

式中，δ为管板有效厚度，本例取97mm；μ为强度削弱系数，取0.4。

此值为管板圆周单位长度上的弯矩值，乘以圆周长度后，求得管板施加在法兰上的弯矩值为5.69×107N·mm，其方向与法兰所承受的弯矩方向相同，在校核法兰各项应力时，应计入此弯矩。校核法兰的各向应力可用SW6计算软件。

3 管箱平盖的计算

本例中管箱封头为一个平盖，由于其固定方法为螺栓连接，可按GB150中的平封头计算。由于其作为管箱的平盖，在保证强度的同时，在管箱内有隔板时，必须保证平盖的刚度要求，中心点的挠度控制在0.75mm之内。经计算，本例平盖的最大计算厚度不取决于中心点挠度控制，而是取决于操作工况下的平盖厚度计算。此时，平盖的结构特征系数K为0.81。

由于平盖上设有管程物料进出口，设备直径很小，如果采用外加补强元件来补平盖开孔的弯曲强度，势必造成厚壁管之间的距离很近，热影响区重叠，影响强度。因此，平盖的开孔补强采用加厚平盖的方法计算。开孔接管采用安放式结构，见图5。内孔在接管焊接完毕后镗孔至设计尺寸，这样不但内壁齐整，而且可以消除焊根部位的焊接缺陷，保证接管焊接质量。

图5 安放式开孔结构

GB150中螺栓连接的平盖计算是基于受均匀压力作用，平盖结构见图6。边界条件为周边简支+均布弯矩作用的圆平板的模型计算，该模型的前提是弹性理论的小挠度薄板进行推倒计算。薄板的模型是假定厚度与直径之比δ/D值小于1/5，当不符合这一条件时，不仅要考虑在平盖中弯曲应力，还要考虑剪应力，因此要计算其中心处最大应力的同时，还应校核其最薄弱截面的剪应力，并校核该剪应力与此处弯曲应力组合时的当量应力。

图6 平盖结构

该危险截面在螺栓中心圆与垫片作用圆之间的周向平面上，该处总剪应力为全部介质压力和全部垫片力之和τ，所受的弯曲应力为螺栓力在该截面上产生的弯矩在内外表面上产生的应力和，其当量应力为：

(4)

式中，σm为危险截面最大弯曲应力，本例中为51.4MPa；τ为危险截面剪应力，本例中为21.3MPa；σO为危险截面当量应力，本例中为63.3MPa，使其控制在σO≤70[σ]′=80.4MPa。

工程上为简便起见，仍采用GB150的方法计算高压容器的厚平盖，相当于近似地用薄板理论进行处理，并取一定的安全系数来保证平盖的强度，按这种方式计算出的平盖厚度再来校核危险截面的当量应力。

4 结语

通过对设计实例的分析，探讨了当应用b型管板时，应考虑管板对与其直接焊接的筒体(或法兰、筒体端部)的作用。对小直径高压U形管式换热器，当筒体厚度超过换热器内径10%造成ω′或ω″超界时的计算具有参考意义。对于小直径的高压容器应用平盖(或管板时)，且δ/D值大于1/5时，不但要计算最大弯曲应力，还应校核最大剪应力及最大剪应力发生处该剪应力与此处弯曲应力组合作用的当量应力，且其值应≤0.7[σ]t。

参 考 文 献

1 GB 150-2011，压力容器[S].中国标准出版社出版,2012.3.

2 GB 151-1998,管壳式换热器[S].中国标准出版社出版,1998.

3 压力容器设计工程师培训教程[M].新华出版社出版,2005.

4 化工设备设计全书-高压容器[M].化学工业出版社出版,2003.

5 李建国编著. 压力容器设计的力学基础及其标准应用[M].机械工业出版社出版,2005.