高壓U形管式換熱器的管箱設計探討

楊東升 崔建波 張秀艷

鎮海石化工程股份有限公司 寧波 315042

1 設備概述

某裝置中有一臺高壓U形管式換熱器，其設計參數見表1。

表1 U形管式換熱器設計參數

本設備管程介質中含少量甲酸(約0.1%)，因此管箱內部需堆焊316L不銹鋼做耐蝕層，若采用夾持管板(GB151中的a型管板)，不但需要一對法蘭，而且法蘭軸向長度加上管箱筒體設置物料進出口所必須的長度，將超過700mm，而設備內徑僅為Φ304mm。

經過方案比較，本設計采用圖1的焊接管板(GB151中b型管板)和平蓋封頭的型式，焊接管板直接與管箱法蘭小端焊接，將所有管程開孔均移至平蓋上，這樣雖然管板厚度較大，但縮短了管箱的軸向長度，便于檢修換熱管與管板的接頭，同時有利于保證分程隔板與管箱的焊接質量，也節省了管箱段的鍛件用量。

由于管程物料有微毒性，設計上應采用可靠的密封型式，Ω環密封可以實現零泄漏，而且，加工比較簡單。通常在換熱器上應用的Ω環密封，在分程隔板的密封上采用了C形彈性密封結構，見圖2。這種密封依靠C形管的回彈實現了分程隔

圖1 管箱結構

板與管板或平蓋間的密封，但在法蘭與平蓋連接處由于結構不連續而無法實現有效的密封，造成這里的介質短路，影響了換熱器的效果。

圖2 C型彈性密封結構

本設備的設計采用了波齒復合墊與Ω環的組合式密封，波齒復合墊為兩管程管箱墊片型式，骨架材料為022Cr17Ni12Mo2，填充材料為柔性石墨。按GB/T19066.1制作。墊片寬度為30mm，隔板處墊片寬度為14mm，見圖3。使用波齒復合墊密封雖然增大了法蘭及平蓋的計算力矩，引起尺寸增加，但這種結構可以避免管程間的泄漏。而且，這種組合結構可以克服使用Ω環密封結構在液壓試驗和操作過程中殘存的積液無法排除的缺點。

圖3 管箱墊片

2 管板的計算

管板在管程壓力Pt作用下，其直徑斷面將按圖4虛線所示方向變形，由于管板與管箱和殼體直接焊接(本例管箱筒體為法蘭)，其變形受到法蘭的約束，同時受到殼程筒體的約束。即存在彎矩M的支承作用，使管板的受力狀態為Pt作用下(受管孔開孔削弱及周邊彈性支承)的圓平板。這是U形管式換熱器b型管板與a型管板受力狀態的區別。

圖4 管板約束示意

在周邊簡支狀態下，管板周邊徑向應力為零，管板的最大應力發生在管板中心，計算式為：

(1)

式中，P為管板計算壓力，本例取18.9MPa；D為管板當量直徑，本例取其與法蘭連接部位中性面直徑350.5mm；μ為強度削弱系數，按GB151規定，取0.4；δ為管板有效厚度，本例取97mm。

由于換熱器管板為軸對稱結構，周邊約束為均布力矩。圓平板在該力矩作用下，處處產生相等的徑向和環向彎曲應力。該彎曲應力與Pt產生的彎曲應力疊加的結果是：除非周邊約束使得管板邊界條件接近于固支，一般情況下，管板最大應力仍在中心處，但其值較純周邊簡支時的最大應力要小，此即b型管板較a型管板薄的原因。

由于管箱法蘭對管板施加了均布彎矩，法蘭也必然受到相等彎矩的反作用，因此在校核管箱法蘭時，必須考慮該彎矩的反作用，下面求解這一彎矩的大小。本例中殼程筒體較薄(采用規格為Φ325×10的無縫管)，在與管箱筒體對管板的聯合約束中作用較小。本例計算中殼程筒體和管箱圓筒分別與管板的旋轉剛度值之比，前者僅為后者的1/15，因此假定殼程筒體對管板的約束均由管箱筒體提供，即對法蘭所受彎矩數值略作放大，對法蘭的核算結果是偏安全的。忽略與管板固定相連的管箱或殼體對管板的約束(支承)作用在ASME Ⅷ-1中也有考慮，按UHX-12.6中提供的思路，將使管板的計算厚度增大，但同時可以免除對與管板相連的殼體產生的附加軸向彎曲應力的校核，而管板對與其固定相連的管箱或殼體的附加軸向彎曲應力是GB151所沒有考慮的。

周邊彈性支承的圓平板，可將計算載荷分解為兩部分，一是在周邊簡支的圓平板上，最大彎曲應力在中心；二是在受周邊均布支承彎矩作用的圓平板上，彎曲應力處處相等。由于兩者符號相反，管板對法蘭所施加的彎矩數值，可通過求取管板因該彎矩的作用，而使最大應力σmax得以減小的數值(絕對值)，此值即為該彎矩單獨作用在管板上時，產生的彎曲應力，進而可以求得這一彎矩的大小。計算式為：

(2)

根據圓平板上作用的均布彎矩與彎曲應力的關系，可由應力計算彎矩：

(3)

式中，δ為管板有效厚度，本例取97mm；μ為強度削弱系數，取0.4。

此值為管板圓周單位長度上的彎矩值，乘以圓周長度后，求得管板施加在法蘭上的彎矩值為5.69×107N·mm，其方向與法蘭所承受的彎矩方向相同，在校核法蘭各項應力時，應計入此彎矩。校核法蘭的各向應力可用SW6計算軟件。

3 管箱平蓋的計算

本例中管箱封頭為一個平蓋，由于其固定方法為螺栓連接，可按GB150中的平封頭計算。由于其作為管箱的平蓋，在保證強度的同時，在管箱內有隔板時，必須保證平蓋的剛度要求，中心點的撓度控制在0.75mm之內。經計算，本例平蓋的最大計算厚度不取決于中心點撓度控制，而是取決于操作工況下的平蓋厚度計算。此時，平蓋的結構特征系數K為0.81。

由于平蓋上設有管程物料進出口，設備直徑很小，如果采用外加補強元件來補平蓋開孔的彎曲強度，勢必造成厚壁管之間的距離很近，熱影響區重疊，影響強度。因此，平蓋的開孔補強采用加厚平蓋的方法計算。開孔接管采用安放式結構，見圖5。內孔在接管焊接完畢后鏜孔至設計尺寸，這樣不但內壁齊整，而且可以消除焊根部位的焊接缺陷，保證接管焊接質量。

圖5 安放式開孔結構

GB150中螺栓連接的平蓋計算是基于受均勻壓力作用，平蓋結構見圖6。邊界條件為周邊簡支+均布彎矩作用的圓平板的模型計算，該模型的前提是彈性理論的小撓度薄板進行推倒計算。薄板的模型是假定厚度與直徑之比δ/D值小于1/5，當不符合這一條件時，不僅要考慮在平蓋中彎曲應力，還要考慮剪應力，因此要計算其中心處最大應力的同時，還應校核其最薄弱截面的剪應力，并校核該剪應力與此處彎曲應力組合時的當量應力。

圖6 平蓋結構

該危險截面在螺栓中心圓與墊片作用圓之間的周向平面上，該處總剪應力為全部介質壓力和全部墊片力之和τ，所受的彎曲應力為螺栓力在該截面上產生的彎矩在內外表面上產生的應力和，其當量應力為：

(4)

式中，σm為危險截面最大彎曲應力，本例中為51.4MPa；τ為危險截面剪應力，本例中為21.3MPa；σO為危險截面當量應力，本例中為63.3MPa，使其控制在σO≤70[σ]′=80.4MPa。

工程上為簡便起見，仍采用GB150的方法計算高壓容器的厚平蓋，相當于近似地用薄板理論進行處理，并取一定的安全系數來保證平蓋的強度，按這種方式計算出的平蓋厚度再來校核危險截面的當量應力。

4 結語

通過對設計實例的分析，探討了當應用b型管板時，應考慮管板對與其直接焊接的筒體(或法蘭、筒體端部)的作用。對小直徑高壓U形管式換熱器，當筒體厚度超過換熱器內徑10%造成ω′或ω″超界時的計算具有參考意義。對于小直徑的高壓容器應用平蓋(或管板時)，且δ/D值大于1/5時，不但要計算最大彎曲應力，還應校核最大剪應力及最大剪應力發生處該剪應力與此處彎曲應力組合作用的當量應力，且其值應≤0.7[σ]t。

參 考 文 獻

1 GB 150-2011，壓力容器[S].中國標準出版社出版,2012.3.

2 GB 151-1998,管殼式換熱器[S].中國標準出版社出版,1998.

3 壓力容器設計工程師培訓教程[M].新華出版社出版,2005.

4 化工設備設計全書-高壓容器[M].化學工業出版社出版,2003.

5 李建國編著. 壓力容器設計的力學基礎及其標準應用[M].機械工業出版社出版,2005.