板翅式換熱器芯體主要零件的強度計算

史素云

摘要：絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

關鍵詞：板翅式換熱器；壓力容器；強度計算

中圖分類號：TQ051 文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）07-0071-02

各種在一定溫度、壓力條件下進行的緊湊式換熱器，均應能滿足一定的強度要求。我國兩個主要的有關國家標準“鋼制壓力容器”GB/T150和“鋼制管殼式換熱器”GB/T151都是針對鋼制設備制訂的。其中許多計算方法與美國ASME鍋爐及壓力容器規范一致或相似。絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

1 理論分析

通常情況下，換熱器的工作壓力并不是很高，一般都在低壓條件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，換熱器芯體和封頭的設計主要是散熱性能和安裝要求的設計，一般不進行機械強度的設計。但是，如果換熱器工作在高壓或是交變壓力的環境下，那么，對換熱器芯體和封頭的機械強度的設計就不容忽略了，這是因為這兩種部件不僅承受著系統工作所帶來的內壓，而且，封頭還會承受與系統安裝時接管所帶來的外部負荷。對于可逆式的換熱器，其工作時由于流通通道會頻繁的進行切換，從而引起了壓力的交變，因此，在設計換熱器芯體、封頭和其他輔助部件時就必須考慮到疲勞效應。因此，根據“ASME”中的“檢查和檢驗”部分的規定，如果沒有合適的強度計算的公式時，可以采用以下規定的任何一種方法進行強度的計算。

一是如果在設計換熱器之前沒有進行強度計算，那么，在換熱器樣件生產出來后，應對需要進行強度驗算的部件內部通以5倍于設計壓力的壓縮空氣進行強度的試驗，如果部件沒有產生任何的變形或撕裂等影響產品使用的破壞現象，就證明其強度試驗符合設計的要求。

二是在設計換熱器的初級階段就進行換熱器的強度計算的時候，如果所選換熱器的材料的最小屈服強度σ0.2和最小抗拉強度σb的比值小于0.626時，那么就按照以下的方法進行強度的計算。

設計壓力：主機廠規定的換熱器的正常工作壓力、1.1倍的常用壓力、換熱器的最高工作壓力，取三者之中較大者。

氣密試驗壓力：一般為1.1倍的設計壓力。

耐壓試驗壓力：對于穩定壓力的換熱器，耐壓試驗壓力為1.5倍的設計壓力，對于可逆式的換熱器，為2倍的設計壓力。

1.1 設計參數

設計壓力及溫度的選定應符合國家勞動總局頒布的“壓力容器安全監察規程”（簡稱監規）及GB/T150的規定。

在換熱器的強度計算中，設計需用應力為σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的較小者。σb為常溫下的抗拉強度，nb為抗拉強度的安全系數，σ0.2為設計溫度下的屈服強度，ns為屈服強度的安全系數。當設計溫度低于常溫且在低溫下σb有所提高，應取常溫下的σ0.2值。我國監規及GB/T150均規定了nb不小于3，ns不小于1.6。美國ASME鍋爐及壓力容器規范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德國規范無nb的要求，但要求ns≥1.5。英國規范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片強度

在計算翅片強度的時候，我們做以下假設，即翅片承擔了隔板法線方向的總壓力，而這些壓力是由于換熱器芯體內部流通的介質作用于上下兩隔板而產生的垂直與隔板表面的壓力。

（1）翅片強度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸應力；P—設計壓力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片節距，（mm）；X=pf-δ即翅片間距，（mm）；φ—削弱系數。

若翅片為鋸齒形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片為多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c為沿流動方向的孔間距，d為孔徑。當已知開孔率R時，

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

1.3 隔板強度

（1）隔板強度：兩隔板與其中間的翅片通過高溫釬焊焊接成了一個整體，因此，在計算隔板強度的時候，可以近似的將隔板看成是均勻受壓的連續梁，而每個翅片則是連續梁的一個支點。出于保守設計的考慮，可以將連續梁進一步簡化成一個簡支梁。通過受力分析，則簡支梁的最大彎矩就發生在簡支梁的中點，其值為（Ppf2）/8，因此最大彎曲應力即為σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；pf—翅片節距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.05mm。

1.4 封條的強度

（1）封條的強度：由于封條的厚度遠遠大于翅片和隔板的厚度，因此，在換熱器芯體進行強度計算的時候，通常是不用計算封條的強度。如果進行封條強度的計算，則封條的厚度比封條的寬度大的多的情況下，則可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封條彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；H—封條高度，（mm）；WS—封條最小寬度，（mm）。

（2）封條的寬度，式中：[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.5mm。

2 計算舉例

目前我們行業在板翅式換熱器上使用的材料都普遍是翅片材料選用0.2mm的鋁箔，隔板選用的時0.8mm的雙金屬板，端蓋選用現有的型材，因此，我們就沒有必要對換熱器的各零部件的材料厚度進行設計計算，而是對它的設計壓力進行校核計算。

2.1 翅片

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

一般，我們換熱器的正常工作壓力都設計在1.6MPa，而我們設計的換熱器所能承受的正常工作壓力為1.96MPa，超出我們的設計壓力，而且還有4倍的安全系數，因此，我們的換熱器在正常工作下翅片強度是絕對夠用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

2.3 封條

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

3 結語

我們設計的板翅式換熱器，在進行氣密檢驗后（氣密壓力2.0MPa以上），強度上是絕對可以滿足正常的工作要求，因此，如果發生換熱器損壞現象，就應該從工作系統的角度進行分析，而不應該一味的去增加材料的厚度。

參考文獻

[1] 王松漢.板翅式換熱器[M].化學工業出版社，

1984.

[2] 周昆穎.緊湊換熱器[M].中國石化出版社，1998.endprint

摘要：絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

關鍵詞：板翅式換熱器；壓力容器；強度計算

中圖分類號：TQ051 文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）07-0071-02

各種在一定溫度、壓力條件下進行的緊湊式換熱器，均應能滿足一定的強度要求。我國兩個主要的有關國家標準“鋼制壓力容器”GB/T150和“鋼制管殼式換熱器”GB/T151都是針對鋼制設備制訂的。其中許多計算方法與美國ASME鍋爐及壓力容器規范一致或相似。絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

1 理論分析

通常情況下，換熱器的工作壓力并不是很高，一般都在低壓條件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，換熱器芯體和封頭的設計主要是散熱性能和安裝要求的設計，一般不進行機械強度的設計。但是，如果換熱器工作在高壓或是交變壓力的環境下，那么，對換熱器芯體和封頭的機械強度的設計就不容忽略了，這是因為這兩種部件不僅承受著系統工作所帶來的內壓，而且，封頭還會承受與系統安裝時接管所帶來的外部負荷。對于可逆式的換熱器，其工作時由于流通通道會頻繁的進行切換，從而引起了壓力的交變，因此，在設計換熱器芯體、封頭和其他輔助部件時就必須考慮到疲勞效應。因此，根據“ASME”中的“檢查和檢驗”部分的規定，如果沒有合適的強度計算的公式時，可以采用以下規定的任何一種方法進行強度的計算。

一是如果在設計換熱器之前沒有進行強度計算，那么，在換熱器樣件生產出來后，應對需要進行強度驗算的部件內部通以5倍于設計壓力的壓縮空氣進行強度的試驗，如果部件沒有產生任何的變形或撕裂等影響產品使用的破壞現象，就證明其強度試驗符合設計的要求。

二是在設計換熱器的初級階段就進行換熱器的強度計算的時候，如果所選換熱器的材料的最小屈服強度σ0.2和最小抗拉強度σb的比值小于0.626時，那么就按照以下的方法進行強度的計算。

設計壓力：主機廠規定的換熱器的正常工作壓力、1.1倍的常用壓力、換熱器的最高工作壓力，取三者之中較大者。

氣密試驗壓力：一般為1.1倍的設計壓力。

耐壓試驗壓力：對于穩定壓力的換熱器，耐壓試驗壓力為1.5倍的設計壓力，對于可逆式的換熱器，為2倍的設計壓力。

1.1 設計參數

設計壓力及溫度的選定應符合國家勞動總局頒布的“壓力容器安全監察規程”（簡稱監規）及GB/T150的規定。

在換熱器的強度計算中，設計需用應力為σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的較小者。σb為常溫下的抗拉強度，nb為抗拉強度的安全系數，σ0.2為設計溫度下的屈服強度，ns為屈服強度的安全系數。當設計溫度低于常溫且在低溫下σb有所提高，應取常溫下的σ0.2值。我國監規及GB/T150均規定了nb不小于3，ns不小于1.6。美國ASME鍋爐及壓力容器規范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德國規范無nb的要求，但要求ns≥1.5。英國規范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片強度

在計算翅片強度的時候，我們做以下假設，即翅片承擔了隔板法線方向的總壓力，而這些壓力是由于換熱器芯體內部流通的介質作用于上下兩隔板而產生的垂直與隔板表面的壓力。

（1）翅片強度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸應力；P—設計壓力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片節距，（mm）；X=pf-δ即翅片間距，（mm）；φ—削弱系數。

若翅片為鋸齒形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片為多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c為沿流動方向的孔間距，d為孔徑。當已知開孔率R時，

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

1.3 隔板強度

（1）隔板強度：兩隔板與其中間的翅片通過高溫釬焊焊接成了一個整體，因此，在計算隔板強度的時候，可以近似的將隔板看成是均勻受壓的連續梁，而每個翅片則是連續梁的一個支點。出于保守設計的考慮，可以將連續梁進一步簡化成一個簡支梁。通過受力分析，則簡支梁的最大彎矩就發生在簡支梁的中點，其值為（Ppf2）/8，因此最大彎曲應力即為σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；pf—翅片節距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.05mm。

1.4 封條的強度

（1）封條的強度：由于封條的厚度遠遠大于翅片和隔板的厚度，因此，在換熱器芯體進行強度計算的時候，通常是不用計算封條的強度。如果進行封條強度的計算，則封條的厚度比封條的寬度大的多的情況下，則可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封條彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；H—封條高度，（mm）；WS—封條最小寬度，（mm）。

（2）封條的寬度，式中：[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.5mm。

2 計算舉例

目前我們行業在板翅式換熱器上使用的材料都普遍是翅片材料選用0.2mm的鋁箔，隔板選用的時0.8mm的雙金屬板，端蓋選用現有的型材，因此，我們就沒有必要對換熱器的各零部件的材料厚度進行設計計算，而是對它的設計壓力進行校核計算。

2.1 翅片

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

一般，我們換熱器的正常工作壓力都設計在1.6MPa，而我們設計的換熱器所能承受的正常工作壓力為1.96MPa，超出我們的設計壓力，而且還有4倍的安全系數，因此，我們的換熱器在正常工作下翅片強度是絕對夠用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

2.3 封條

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

3 結語

我們設計的板翅式換熱器，在進行氣密檢驗后（氣密壓力2.0MPa以上），強度上是絕對可以滿足正常的工作要求，因此，如果發生換熱器損壞現象，就應該從工作系統的角度進行分析，而不應該一味的去增加材料的厚度。

參考文獻

[1] 王松漢.板翅式換熱器[M].化學工業出版社，

1984.

[2] 周昆穎.緊湊換熱器[M].中國石化出版社，1998.endprint

摘要：絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

關鍵詞：板翅式換熱器；壓力容器；強度計算

中圖分類號：TQ051 文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）07-0071-02

各種在一定溫度、壓力條件下進行的緊湊式換熱器，均應能滿足一定的強度要求。我國兩個主要的有關國家標準“鋼制壓力容器”GB/T150和“鋼制管殼式換熱器”GB/T151都是針對鋼制設備制訂的。其中許多計算方法與美國ASME鍋爐及壓力容器規范一致或相似。絕大多數板翅式換熱器由鋁合金制成，其它類型緊湊式換熱器也不局限只用鋼材制造。從原則上講，由鋁合金制成的受壓構件的強度完全可以采用鋼制壓力容器規范上所規定的方法來計算或校核。

1 理論分析

通常情況下，換熱器的工作壓力并不是很高，一般都在低壓條件下即0.3～0.7MPa下工作，因此，換熱器芯體和封頭的設計主要是散熱性能和安裝要求的設計，一般不進行機械強度的設計。但是，如果換熱器工作在高壓或是交變壓力的環境下，那么，對換熱器芯體和封頭的機械強度的設計就不容忽略了，這是因為這兩種部件不僅承受著系統工作所帶來的內壓，而且，封頭還會承受與系統安裝時接管所帶來的外部負荷。對于可逆式的換熱器，其工作時由于流通通道會頻繁的進行切換，從而引起了壓力的交變，因此，在設計換熱器芯體、封頭和其他輔助部件時就必須考慮到疲勞效應。因此，根據“ASME”中的“檢查和檢驗”部分的規定，如果沒有合適的強度計算的公式時，可以采用以下規定的任何一種方法進行強度的計算。

一是如果在設計換熱器之前沒有進行強度計算，那么，在換熱器樣件生產出來后，應對需要進行強度驗算的部件內部通以5倍于設計壓力的壓縮空氣進行強度的試驗，如果部件沒有產生任何的變形或撕裂等影響產品使用的破壞現象，就證明其強度試驗符合設計的要求。

二是在設計換熱器的初級階段就進行換熱器的強度計算的時候，如果所選換熱器的材料的最小屈服強度σ0.2和最小抗拉強度σb的比值小于0.626時，那么就按照以下的方法進行強度的計算。

設計壓力：主機廠規定的換熱器的正常工作壓力、1.1倍的常用壓力、換熱器的最高工作壓力，取三者之中較大者。

氣密試驗壓力：一般為1.1倍的設計壓力。

耐壓試驗壓力：對于穩定壓力的換熱器，耐壓試驗壓力為1.5倍的設計壓力，對于可逆式的換熱器，為2倍的設計壓力。

1.1 設計參數

設計壓力及溫度的選定應符合國家勞動總局頒布的“壓力容器安全監察規程”（簡稱監規）及GB/T150的規定。

在換熱器的強度計算中，設計需用應力為σb/nb或σ0.2/ns，取二者之中的較小者。σb為常溫下的抗拉強度，nb為抗拉強度的安全系數，σ0.2為設計溫度下的屈服強度，ns為屈服強度的安全系數。當設計溫度低于常溫且在低溫下σb有所提高，應取常溫下的σ0.2值。我國監規及GB/T150均規定了nb不小于3，ns不小于1.6。美國ASME鍋爐及壓力容器規范第Ⅷ篇第Ⅰ分篇要求nb=4，ns=1.5。德國規范無nb的要求，但要求ns≥1.5。英國規范要求nb≥2.35，ns≥1.5。

1.2 翅片強度

在計算翅片強度的時候，我們做以下假設，即翅片承擔了隔板法線方向的總壓力，而這些壓力是由于換熱器芯體內部流通的介質作用于上下兩隔板而產生的垂直與隔板表面的壓力。

（1）翅片強度σ=（PX）/（δφ），式中：σ—翅片的拉伸應力；P—設計壓力，（Pa）；δ—翅片厚度，（mm）；pf—翅片節距，（mm）；X=pf-δ即翅片間距，（mm）；φ—削弱系數。

若翅片為鋸齒形翅片或者平直翅片，φ=1，若翅片為多孔翅片，φ=（c-d）/c，其中，c為沿流動方向的孔間距，d為孔徑。當已知開孔率R時，

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

1.3 隔板強度

（1）隔板強度：兩隔板與其中間的翅片通過高溫釬焊焊接成了一個整體，因此，在計算隔板強度的時候，可以近似的將隔板看成是均勻受壓的連續梁，而每個翅片則是連續梁的一個支點。出于保守設計的考慮，可以將連續梁進一步簡化成一個簡支梁。通過受力分析，則簡支梁的最大彎矩就發生在簡支梁的中點，其值為（Ppf2）/8，因此最大彎曲應力即為σ=（3Ppf2）/（4a2），式中：σ—隔板彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；pf—翅片節距，（mm）；a—隔板厚度，（mm）。

（2）隔板厚度a，式中[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.05mm。

1.4 封條的強度

（1）封條的強度：由于封條的厚度遠遠大于翅片和隔板的厚度，因此，在換熱器芯體進行強度計算的時候，通常是不用計算封條的強度。如果進行封條強度的計算，則封條的厚度比封條的寬度大的多的情況下，則可以近似采用下式：σ=（3PH2）/（4WS2）式中：σ—封條彎曲應力，（Pa）；P—設計壓力，（Pa）；H—封條高度，（mm）；WS—封條最小寬度，（mm）。

（2）封條的寬度，式中：[σb]-材料的許用應力，（Pa）；C—腐蝕余量，一般取0.5mm。

2 計算舉例

目前我們行業在板翅式換熱器上使用的材料都普遍是翅片材料選用0.2mm的鋁箔，隔板選用的時0.8mm的雙金屬板，端蓋選用現有的型材，因此，我們就沒有必要對換熱器的各零部件的材料厚度進行設計計算，而是對它的設計壓力進行校核計算。

2.1 翅片

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

一般，我們換熱器的正常工作壓力都設計在1.6MPa，而我們設計的換熱器所能承受的正常工作壓力為1.96MPa，超出我們的設計壓力，而且還有4倍的安全系數，因此，我們的換熱器在正常工作下翅片強度是絕對夠用的。

2.2 隔板

已知：pf=3mm，a=0.8mm，[σb]=27.5MPa，所以：P=（4a[[σb]）/（3pf2）=2.6MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

2.3 封條

已知：WS=6mm，[σb]=27.5MPa，H=3mm所以：P=（4WS2[σb]）/（3H2）=146MPa，遠大于我們設計正常工作壓力1.6MPa。

3 結語

我們設計的板翅式換熱器，在進行氣密檢驗后（氣密壓力2.0MPa以上），強度上是絕對可以滿足正常的工作要求，因此，如果發生換熱器損壞現象，就應該從工作系統的角度進行分析，而不應該一味的去增加材料的厚度。

參考文獻

[1] 王松漢.板翅式換熱器[M].化學工業出版社，

1984.

[2] 周昆穎.緊湊換熱器[M].中國石化出版社，1998.endprint