空冷器管箱設計與配管設計的影響作用研究

張軍文

(中國石化工程建設有限公司，北京 100101)

空氣冷卻器(以下簡稱“空冷器”)是利用空氣作為冷卻介質將工藝介質(熱流)冷卻到所需溫度的一種換熱設備。一般來說，工業上，介質溫度低于120 ℃時，熱量回收代價比較大或因熱源的分散性和間歇性而難以綜合利用，這部分熱量大多經空冷器換熱后排放到大氣中【1】。

在石化煉化項目中，隨著裝置的大型化，在單片空冷器冷卻效率一定的情況下，為了達到相應處理量所需的冷卻效果，只能通過增加空冷器片數的辦法來滿足要求。由于空冷器片數的增加以及空冷外接管——集合管管徑的加大，使空冷器的配管設計變得越發困難，尤其是空冷器作為敏感設備，其外接管的允許受力非常小，如何既保證空冷器的運行安全，又能滿足其配管設計的要求成為了現代化工業設計非常重要的課題之一。

本文以某海外項目空冷器管束支架的設計調整為例，詳細闡述了空冷器管束精確的模擬方式以及管箱支承處的校核方法，分析了空冷器管束支架的支撐形式及預留間隙的大小對空冷器配管設計的影響。

1 空冷器和空冷器管束的基本結構介紹

空冷器主要由管束、風機、構架、百葉窗、梯子平臺等五個基本部件組成，其基本結構形式如圖1所示。對于空冷器配管設計產生主要影響的是空冷器的管束部分。管束由傳熱管(翅片管或光管)，管箱，側梁，進、出口管等構成，其基本結構形式如圖2所示。進口管與前管箱相連；工藝介質通過進口管進入管箱，通過管箱分配到每個翅片管，在翅片管內完成換熱之后通過出口管流出；前、后管箱均支撐在管束的下支梁上。

圖1 空冷器的基本結構

圖2 空冷器管束的基本結構

當工藝介質進入空冷器時，管箱寬度方向以及翅片管長度方向的熱膨脹將會引起管束的位移，對于多行程管束，各行程間的溫差還將產生相對位移，如不采取措施會引起傳熱管彎曲、開裂，構架變形損壞，脹口泄漏等事故。因此空冷器管束做熱膨脹計算及熱補償設計時，一般應遵守下列原則【1】：

1) 任何管束的管箱與管束框架槽鋼間必須有一端可以沿長度方向自由伸縮，同時還應留有沿管箱寬度方向的熱膨脹間隙。

2) 確定管束的固定端和自由端，只允許管束向自由端做熱位移的滑動。一般以進、出口管線的一端為固定端。對于單管程管束，除有特殊要求外，一般將進口管箱確定為固定端。

3) 以管束側梁為固定基座。對固定端管箱與側梁進行管束長度方向的緊固連接，自由端管箱僅依靠側梁為重力支撐，但應允許支撐點做長度及寬度方向的滑動。

2 具體案例分析

圖3和圖4是某海外項目空冷器的布置及其配管設計示意。該空冷器外形尺寸為9 m×2.5 m，共計16片，每片有3個入口管嘴和1個出口管嘴，進口溫度為89 ℃，出口溫度為60 ℃，進、出口管嘴均在一側，該側管箱即為固定端管箱。空冷器管束質量約為5 000 kg，其中管箱和翅片管質量約為1 400 kg，進、出口管箱與其支撐點采用低摩擦組件，并在管箱寬度方向上留有7 mm間隙(未滿足請購階段要求的15 mm間隙)。該間隙只滿足管箱自身的熱膨脹。

圖3 空冷器布置及其配管設計

圖4 空冷器編號及管道止推點的設置位置

空冷器采用水平式成排布置。因為空冷片數較多，即使在集合管的正中間設置止推支架，其從止推點到最末端空冷器的最外側管嘴的長度也超過了20 m，在計算溫度下，管道的熱膨脹量為17.66 mm。

工藝管道通過進、出口管嘴與空冷器相接，其外力荷載直接作用在進、出口管嘴上，通過管嘴傳遞到管箱，直至最終作用到管箱與管束下支梁處。當工藝管道作用在管箱寬度方向上的力足夠大時，有可能克服管箱與其支撐之間的摩擦力，從而推動管箱在其支架上滑動。因為管箱在寬度方向上僅留有7 mm的滑動間隙(如圖5所示)，未達到設計要求的15 mm的間隙，也遠小于管道在此方向的熱膨脹量17.66 mm，因此，當管道升溫推動空冷器滑動時，這7 mm的間隙會對空冷器管嘴受力產生什么影響、管道如此高的膨脹量又會對空冷器產生什么影響以及如何通過調整空冷器管箱的設計將該影響控制在安全范圍之內是本文下面需要討論的問題。

圖5 前管箱的支撐

首先，采用數值分析的方法，即有限元的方法分析空冷器管箱處的位移及擋塊受力，并利用CAESAR Ⅱ 2014軟件對空冷器入口管系進行應力分析求解【2】。對于空冷器設備有多種模擬方法，一般常用的模擬方法是假設每片空冷器管箱的正中間為固定端，只考慮空冷器自身熱膨脹對管嘴的影響，不考慮空冷器設備在管道推力作用下產生滑動的可能性。該種模擬方法簡單方便，對于空冷器管道受力的計算結果較為保守，適合于片數較少的空冷器管道的計算。本文中空冷器片數較多，管系在空冷器寬度方向上的膨脹量非常大，僅僅依靠每一路分支管的柔性來吸收此膨脹量會使配管設計變得非常復雜。為此需要采用另一種較為復雜的模擬方法，即考慮空冷器在管道推力作用下滑動的可能性。采用此方法非常重要的兩個因素是支架的摩擦系數和空冷器荷重的取值。前者根據SH/T 3041取值，一般對于片數較多的空冷器，根據以往計算經驗，如按常規要求采用0.3的摩擦系數，空冷器管嘴受力常常無法通過校核，因此本項目在請購階段統一要求所有空冷器管箱與其支撐點采用低摩擦組件(即摩擦系數為0.1)，并在兩側留有15 mm的間隙。理論上空冷器在其寬度方向上滑動得越多越有利于吸收管道的熱膨脹量，空冷器管嘴的校核也越容易通過。對于空冷器荷重的取值這個問題存在一定的爭議，有些會將整個管束加百葉窗的重量作為模擬的重量，認為空冷器的滑動是整個管束在構架上的滑動，而實際上在這種滑動發生之前，管箱在管束上的滑動應該已先發生。如圖5所示，管箱是單獨支撐在管束下支撐梁上的，且有留有一定的間隙，其所連接的翅片管具有足夠的柔性能夠隨管箱一起滑動，因此本文將直接取兩端管箱加翅片管的重量作為空冷器的荷重。經計算，所有的管嘴受力均通過校核，但是這并不意味著設計的完結，因為管箱與管束下支梁之間只有7 mm 間隙，當位移量達到7 mm時，空冷器將被擋塊擋住停止滑動。從表1所示的每片空冷在x方向的位移及擋塊的受力可以看出，靠近空冷器的中間部分，7 mm的間隙基本夠用，擋塊也沒有受力，到兩側時，空冷器擋塊受力逐漸加大。因為管道的止推點沒有完全對中，所以最右側(即+x方向)空冷器Q的擋塊比最左側的空冷器A的擋塊受力要大，作用在擋塊上的最大推力為5 027 N，擋塊能否承受這么大的推力需要通過計算來驗證。對于這樣一個元件，可以采用有限元的數值解，但計算復雜且不能為工程設計提供簡單有效的核算辦法。因此本文將問題簡化，假設擋塊上的力集中作用在擋塊的末端，采用材料力學的方法來加以校核。擋塊雖然是空冷器設備的組成部分，卻是非受壓元件，應屬于結構件，它的破壞形式主要表現為材料的屈服、產生塑性變形，強度設計值應按GB 50017—2018《鋼結構設計規范》的規定選用。操作溫度為89 ℃時，Q235鋼材的強度設計值[σ]=215 MPa。計算中將忽略擋塊開孔的削弱系數，擋塊詳細尺寸如圖6所示。

表1 空冷器管箱兩側的位移值及擋塊受力

注：空冷器編號及左、右側定義見圖2。

圖6 空冷器管箱與管束下支撐連接處擋塊

根據式(1)

(1)

式中：Mmax——截面的最大彎矩，N/m；

Wx——抗彎截面系數，m3。

有

Mmax=5 027×0.1=502.7 N/m

Wx=1.44×10-6m3

σ=349.1 MPa>215 MPa

由上述計算可以看出，結果為不通過。因此，空冷器的設計必須做出一定的修改才能保證設備的安全。加大間隙是最簡單直接的辦法，但是本項目中，由于某些原因，單片空冷兩側7 mm的間隙已無法加大。因為當初預留的間隙是兩側各7 mm 間隙，而當外接管膨脹時，空冷器主要被帶動朝一側滑動，經與制造廠反復協商，確認可以在空冷器組裝時將一側富裕不用的間隙留給另一側。這樣修改之后，一側間隙為0 mm，另一側為14 mm。將此修改后的數據代入到計算文件中，管嘴校核同樣通過，而作用在擋塊上的力則減小到2 372 N。將該力代入式(1)中計算，結果為通過，說明該方案可行。

除了將兩側的空冷器偏心安裝，還有一個辦法，就是加大摩擦力、減小空冷器管箱在其支架上的滑動。根據最初的請購和設計要求，空冷器管箱與管束下支梁使用的是低摩擦組件，其摩擦系數為0.1，而該組空冷器片數雖然較多，但是入口溫度不高，因此可以考慮將低摩擦組件取消，這時的摩擦系數即為鋼對鋼的摩擦系數0.3。將此摩擦系數代入到計算模型中，管嘴校核仍可通過，此時作用在擋塊上的力為1 089 N。將該力代入式(1)中計算，結果同樣為通過。

3 結論

1) 空冷器管箱與管束下支梁之間的支架形式和支架間隙對于空冷器配管設計有較大影響，在項目前期關鍵設備請購時，設備和配管專業應就相應的要求及早達成共識，以避免后續修改所帶來的麻煩。

2) 空冷器設備在CAESAR Ⅱ中的模擬方式直接關系到計算結果的精確度乃至計算結果的正確性，尤其是對于一些片數較多、壓力較大、溫度較高的空冷器。