板翅式换热器芯体主要零件的强度计算

史素云

摘要：绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

关键词：板翅式换热器；压力容器；强度计算

中图分类号：TQ051 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2014）07-0071-02

各种在一定温度、压力条件下进行的紧凑式换热器，均应能满足一定的强度要求。我国两个主要的有关国家标准“钢制压力容器”GB/T150和“钢制管壳式换热器”GB/T151都是针对钢制设备制订的。其中许多计算方法与美国ASME锅炉及压力容器规范一致或相似。绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

1 理论分析

通常情况下，换热器的工作压力并不是很高，一般都在低压条件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，换热器芯体和封头的设计主要是散热性能和安装要求的设计，一般不进行机械强度的设计。但是，如果换热器工作在高压或是交变压力的环境下，那么，对换热器芯体和封头的机械强度的设计就不容忽略了，这是因为这两种部件不仅承受着系统工作所带来的内压，而且，封头还会承受与系统安装时接管所带来的外部负荷。对于可逆式的换热器，其工作时由于流通通道会频繁的进行切换，从而引起了压力的交变，因此，在设计换热器芯体、封头和其他辅助部件时就必须考虑到疲劳效应。因此，根据“ASME”中的“检查和检验”部分的规定，如果没有合适的强度计算的公式时，可以采用以下规定的任何一种方法进行强度的计算。

一是如果在设计换热器之前没有进行强度计算，那么，在换热器样件生产出来后，应对需要进行强度验算的部件内部通以5倍于设计压力的压缩空气进行强度的试验，如果部件没有产生任何的变形或撕裂等影响产品使用的破坏现象，就证明其强度试验符合设计的要求。

二是在设计换热器的初级阶段就进行换热器的强度计算的时候，如果所选换热器的材料的最小屈服强度σ0.2和最小抗拉强度σb的比值小于0.626时，那么就按照以下的方法进行强度的计算。

设计压力：主机厂规定的换热器的正常工作压力、1.1倍的常用压力、换热器的最高工作压力，取三者之中较大者。

气密试验压力：一般为1.1倍的设计压力。

耐压试验压力：对于稳定压力的换热器，耐压试验压力为1.5倍的设计压力，对于可逆式的换热器，为2倍的设计压力。

1.1 设计参数

设计压力及温度的选定应符合国家劳动总局颁布的“压力容器安全监察规程”（简称监规）及GB/T150的规定。

在换热器的强度计算中，设计需用应力为σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的较小者。σb为常温下的抗拉强度，nb为抗拉强度的安全系数，σ0.2为设计温度下的屈服强度，ns为屈服强度的安全系数。当设计温度低于常温且在低温下σb有所提高，应取常温下的σ0.2值。我国监规及GB/T150均规定了nb不小于3，ns不小于1.6。美国ASME锅炉及压力容器规范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德国规范无nb的要求，但要求ns≥1.5。英国规范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片强度

在计算翅片强度的时候，我们做以下假设，即翅片承担了隔板法线方向的总压力，而这些压力是由于换热器芯体内部流通的介质作用于上下两隔板而产生的垂直与隔板表面的压力。

（1）翅片强度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸应力；P—设计压力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片节距，（mm）；X=pf-δ即翅片间距，（mm）；φ—削弱系数。

若翅片为锯齿形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片为多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c为沿流动方向的孔间距，d为孔径。当已知开孔率R时，

（2）翅片厚度δ=（PX）/（[σb]φ）+C，式中：δ—翅片厚度；[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—附加量，一般取0.05mm。

1.3 隔板强度

（1）隔板强度：两隔板与其中间的翅片通过高温钎焊焊接成了一个整体，因此，在计算隔板强度的时候，可以近似的将隔板看成是均匀受压的连续梁，而每个翅片则是连续梁的一个支点。出于保守设计的考虑，可以将连续梁进一步简化成一个简支梁。通过受力分析，则简支梁的最大弯矩就发生在简支梁的中点，其值为（Ppf2）/8，因此最大弯曲应力即为σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；pf—翅片节距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.05mm。

1.4 封条的强度

（1）封条的强度：由于封条的厚度远远大于翅片和隔板的厚度，因此，在换热器芯体进行强度计算的时候，通常是不用计算封条的强度。如果进行封条强度的计算，则封条的厚度比封条的宽度大的多的情况下，则可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封条弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；H—封条高度，（mm）；WS—封条最小宽度，（mm）。

（2）封条的宽度，式中：[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.5mm。

2 计算举例

目前我们行业在板翅式换热器上使用的材料都普遍是翅片材料选用0.2mm的铝箔，隔板选用的时0.8mm的双金属板，端盖选用现有的型材，因此，我们就没有必要对换热器的各零部件的材料厚度进行设计计算，而是对它的设计压力进行校核计算。

2.1 翅片

已知：pf=3mm，δ=0.2mm，σb=110MPa，σ0.2=50MPa，nb=4，ns=1.5，φ=1，则σb/nb=27.5MPa，σ0.2/ns=33.3MPa，所以[σb]=27.5MPa，所以：设计压力P=（[σb]δφ）/（pf-δ）=1.96MPa

一般，我们换热器的正常工作压力都设计在1.6MPa，而我们设计的换热器所能承受的正常工作压力为1.96MPa，超出我们的设计压力，而且还有4倍的安全系数，因此，我们的换热器在正常工作下翅片强度是绝对够用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

2.3 封条

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

3 结语

我们设计的板翅式换热器，在进行气密检验后（气密压力2.0MPa以上），强度上是绝对可以满足正常的工作要求，因此，如果发生换热器损坏现象，就应该从工作系统的角度进行分析，而不应该一味的去增加材料的厚度。

参考文献

[1] 王松汉.板翅式换热器[M].化学工业出版社，

1984.

[2] 周昆颖.紧凑换热器[M].中国石化出版社，1998.endprint

摘要：绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

关键词：板翅式换热器；压力容器；强度计算

中图分类号：TQ051 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2014）07-0071-02

各种在一定温度、压力条件下进行的紧凑式换热器，均应能满足一定的强度要求。我国两个主要的有关国家标准“钢制压力容器”GB/T150和“钢制管壳式换热器”GB/T151都是针对钢制设备制订的。其中许多计算方法与美国ASME锅炉及压力容器规范一致或相似。绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

1 理论分析

通常情况下，换热器的工作压力并不是很高，一般都在低压条件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，换热器芯体和封头的设计主要是散热性能和安装要求的设计，一般不进行机械强度的设计。但是，如果换热器工作在高压或是交变压力的环境下，那么，对换热器芯体和封头的机械强度的设计就不容忽略了，这是因为这两种部件不仅承受着系统工作所带来的内压，而且，封头还会承受与系统安装时接管所带来的外部负荷。对于可逆式的换热器，其工作时由于流通通道会频繁的进行切换，从而引起了压力的交变，因此，在设计换热器芯体、封头和其他辅助部件时就必须考虑到疲劳效应。因此，根据“ASME”中的“检查和检验”部分的规定，如果没有合适的强度计算的公式时，可以采用以下规定的任何一种方法进行强度的计算。

一是如果在设计换热器之前没有进行强度计算，那么，在换热器样件生产出来后，应对需要进行强度验算的部件内部通以5倍于设计压力的压缩空气进行强度的试验，如果部件没有产生任何的变形或撕裂等影响产品使用的破坏现象，就证明其强度试验符合设计的要求。

二是在设计换热器的初级阶段就进行换热器的强度计算的时候，如果所选换热器的材料的最小屈服强度σ0.2和最小抗拉强度σb的比值小于0.626时，那么就按照以下的方法进行强度的计算。

设计压力：主机厂规定的换热器的正常工作压力、1.1倍的常用压力、换热器的最高工作压力，取三者之中较大者。

气密试验压力：一般为1.1倍的设计压力。

耐压试验压力：对于稳定压力的换热器，耐压试验压力为1.5倍的设计压力，对于可逆式的换热器，为2倍的设计压力。

1.1 设计参数

设计压力及温度的选定应符合国家劳动总局颁布的“压力容器安全监察规程”（简称监规）及GB/T150的规定。

在换热器的强度计算中，设计需用应力为σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的较小者。σb为常温下的抗拉强度，nb为抗拉强度的安全系数，σ0.2为设计温度下的屈服强度，ns为屈服强度的安全系数。当设计温度低于常温且在低温下σb有所提高，应取常温下的σ0.2值。我国监规及GB/T150均规定了nb不小于3，ns不小于1.6。美国ASME锅炉及压力容器规范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德国规范无nb的要求，但要求ns≥1.5。英国规范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片强度

在计算翅片强度的时候，我们做以下假设，即翅片承担了隔板法线方向的总压力，而这些压力是由于换热器芯体内部流通的介质作用于上下两隔板而产生的垂直与隔板表面的压力。

（1）翅片强度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸应力；P—设计压力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片节距，（mm）；X=pf-δ即翅片间距，（mm）；φ—削弱系数。

若翅片为锯齿形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片为多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c为沿流动方向的孔间距，d为孔径。当已知开孔率R时，

（2）翅片厚度δ=（PX）/（[σb]φ）+C，式中：δ—翅片厚度；[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—附加量，一般取0.05mm。

1.3 隔板强度

（1）隔板强度：两隔板与其中间的翅片通过高温钎焊焊接成了一个整体，因此，在计算隔板强度的时候，可以近似的将隔板看成是均匀受压的连续梁，而每个翅片则是连续梁的一个支点。出于保守设计的考虑，可以将连续梁进一步简化成一个简支梁。通过受力分析，则简支梁的最大弯矩就发生在简支梁的中点，其值为（Ppf2）/8，因此最大弯曲应力即为σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；pf—翅片节距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.05mm。

1.4 封条的强度

（1）封条的强度：由于封条的厚度远远大于翅片和隔板的厚度，因此，在换热器芯体进行强度计算的时候，通常是不用计算封条的强度。如果进行封条强度的计算，则封条的厚度比封条的宽度大的多的情况下，则可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封条弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；H—封条高度，（mm）；WS—封条最小宽度，（mm）。

（2）封条的宽度，式中：[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.5mm。

2 计算举例

目前我们行业在板翅式换热器上使用的材料都普遍是翅片材料选用0.2mm的铝箔，隔板选用的时0.8mm的双金属板，端盖选用现有的型材，因此，我们就没有必要对换热器的各零部件的材料厚度进行设计计算，而是对它的设计压力进行校核计算。

2.1 翅片

已知：pf=3mm，δ=0.2mm，σb=110MPa，σ0.2=50MPa，nb=4，ns=1.5，φ=1，则σb/nb=27.5MPa，σ0.2/ns=33.3MPa，所以[σb]=27.5MPa，所以：设计压力P=（[σb]δφ）/（pf-δ）=1.96MPa

一般，我们换热器的正常工作压力都设计在1.6MPa，而我们设计的换热器所能承受的正常工作压力为1.96MPa，超出我们的设计压力，而且还有4倍的安全系数，因此，我们的换热器在正常工作下翅片强度是绝对够用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

2.3 封条

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

3 结语

我们设计的板翅式换热器，在进行气密检验后（气密压力2.0MPa以上），强度上是绝对可以满足正常的工作要求，因此，如果发生换热器损坏现象，就应该从工作系统的角度进行分析，而不应该一味的去增加材料的厚度。

参考文献

[1] 王松汉.板翅式换热器[M].化学工业出版社，

1984.

[2] 周昆颖.紧凑换热器[M].中国石化出版社，1998.endprint

摘要：绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

关键词：板翅式换热器；压力容器；强度计算

中图分类号：TQ051 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2014）07-0071-02

各种在一定温度、压力条件下进行的紧凑式换热器，均应能满足一定的强度要求。我国两个主要的有关国家标准“钢制压力容器”GB/T150和“钢制管壳式换热器”GB/T151都是针对钢制设备制订的。其中许多计算方法与美国ASME锅炉及压力容器规范一致或相似。绝大多数板翅式换热器由铝合金制成，其它类型紧凑式换热器也不局限只用钢材制造。从原则上讲，由铝合金制成的受压构件的强度完全可以采用钢制压力容器规范上所规定的方法来计算或校核。

1 理论分析

通常情况下，换热器的工作压力并不是很高，一般都在低压条件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，换热器芯体和封头的设计主要是散热性能和安装要求的设计，一般不进行机械强度的设计。但是，如果换热器工作在高压或是交变压力的环境下，那么，对换热器芯体和封头的机械强度的设计就不容忽略了，这是因为这两种部件不仅承受着系统工作所带来的内压，而且，封头还会承受与系统安装时接管所带来的外部负荷。对于可逆式的换热器，其工作时由于流通通道会频繁的进行切换，从而引起了压力的交变，因此，在设计换热器芯体、封头和其他辅助部件时就必须考虑到疲劳效应。因此，根据“ASME”中的“检查和检验”部分的规定，如果没有合适的强度计算的公式时，可以采用以下规定的任何一种方法进行强度的计算。

一是如果在设计换热器之前没有进行强度计算，那么，在换热器样件生产出来后，应对需要进行强度验算的部件内部通以5倍于设计压力的压缩空气进行强度的试验，如果部件没有产生任何的变形或撕裂等影响产品使用的破坏现象，就证明其强度试验符合设计的要求。

二是在设计换热器的初级阶段就进行换热器的强度计算的时候，如果所选换热器的材料的最小屈服强度σ0.2和最小抗拉强度σb的比值小于0.626时，那么就按照以下的方法进行强度的计算。

设计压力：主机厂规定的换热器的正常工作压力、1.1倍的常用压力、换热器的最高工作压力，取三者之中较大者。

气密试验压力：一般为1.1倍的设计压力。

耐压试验压力：对于稳定压力的换热器，耐压试验压力为1.5倍的设计压力，对于可逆式的换热器，为2倍的设计压力。

1.1 设计参数

设计压力及温度的选定应符合国家劳动总局颁布的“压力容器安全监察规程”（简称监规）及GB/T150的规定。

在换热器的强度计算中，设计需用应力为σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的较小者。σb为常温下的抗拉强度，nb为抗拉强度的安全系数，σ0.2为设计温度下的屈服强度，ns为屈服强度的安全系数。当设计温度低于常温且在低温下σb有所提高，应取常温下的σ0.2值。我国监规及GB/T150均规定了nb不小于3，ns不小于1.6。美国ASME锅炉及压力容器规范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德国规范无nb的要求，但要求ns≥1.5。英国规范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片强度

在计算翅片强度的时候，我们做以下假设，即翅片承担了隔板法线方向的总压力，而这些压力是由于换热器芯体内部流通的介质作用于上下两隔板而产生的垂直与隔板表面的压力。

（1）翅片强度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸应力；P—设计压力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片节距，（mm）；X=pf-δ即翅片间距，（mm）；φ—削弱系数。

若翅片为锯齿形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片为多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c为沿流动方向的孔间距，d为孔径。当已知开孔率R时，

（2）翅片厚度δ=（PX）/（[σb]φ）+C，式中：δ—翅片厚度；[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—附加量，一般取0.05mm。

1.3 隔板强度

（1）隔板强度：两隔板与其中间的翅片通过高温钎焊焊接成了一个整体，因此，在计算隔板强度的时候，可以近似的将隔板看成是均匀受压的连续梁，而每个翅片则是连续梁的一个支点。出于保守设计的考虑，可以将连续梁进一步简化成一个简支梁。通过受力分析，则简支梁的最大弯矩就发生在简支梁的中点，其值为（Ppf2）/8，因此最大弯曲应力即为σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；pf—翅片节距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.05mm。

1.4 封条的强度

（1）封条的强度：由于封条的厚度远远大于翅片和隔板的厚度，因此，在换热器芯体进行强度计算的时候，通常是不用计算封条的强度。如果进行封条强度的计算，则封条的厚度比封条的宽度大的多的情况下，则可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封条弯曲应力，（Pa）；P—设计压力，（Pa）；H—封条高度，（mm）；WS—封条最小宽度，（mm）。

（2）封条的宽度，式中：[σb]-材料的许用应力，（Pa）；C—腐蚀余量，一般取0.5mm。

2 计算举例

目前我们行业在板翅式换热器上使用的材料都普遍是翅片材料选用0.2mm的铝箔，隔板选用的时0.8mm的双金属板，端盖选用现有的型材，因此，我们就没有必要对换热器的各零部件的材料厚度进行设计计算，而是对它的设计压力进行校核计算。

2.1 翅片

已知：pf=3mm，δ=0.2mm，σb=110MPa，σ0.2=50MPa，nb=4，ns=1.5，φ=1，则σb/nb=27.5MPa，σ0.2/ns=33.3MPa，所以[σb]=27.5MPa，所以：设计压力P=（[σb]δφ）/（pf-δ）=1.96MPa

一般，我们换热器的正常工作压力都设计在1.6MPa，而我们设计的换热器所能承受的正常工作压力为1.96MPa，超出我们的设计压力，而且还有4倍的安全系数，因此，我们的换热器在正常工作下翅片强度是绝对够用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

2.3 封条

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，远大于我们设计正常工作压力1.6MPa。

3 结语

我们设计的板翅式换热器，在进行气密检验后（气密压力2.0MPa以上），强度上是绝对可以满足正常的工作要求，因此，如果发生换热器损坏现象，就应该从工作系统的角度进行分析，而不应该一味的去增加材料的厚度。

参考文献

[1] 王松汉.板翅式换热器[M].化学工业出版社，

1984.

[2] 周昆颖.紧凑换热器[M].中国石化出版社，1998.endprint