固定管板式换热器管壳间刚度比的计算.pdf

设备管理与维修2023 翼11（上）0引言固定管板换热器是石油化工领域常见的一种换热器型式，设计结构为壳程筒体与换热管束通过管板相互约束。因此，相较于其他型式的列管式换热器，其强度计算需要考虑管壳间变形协调所产生的温差应力。针对管壳程的约束特性，GB/T 1512014 热交换器 中引入了数值 Q（即换热管束与壳程圆筒的刚度比），代入工程公式计算，可用于求解换热管轴向应力、壳程筒体轴向应力和管端拉脱力等关键节点的应力值1。常见的固定管板换热器壳程型式有等厚度圆筒（下文简称为“a 型”）、加设膨胀节的等厚度圆筒（下文简称为“b 型”）、两端加厚的圆筒（下文简称为“c型”）、中间加厚的圆筒（下文简称为“d型”）以及两种加设外导流筒的型式（下文简称为“e 型”“f 型”）（图 1）。其中，GB/T 1512014 热交换器 标准明确给出了 a 型、b型、c 型 3 种壳程型式换热器刚度比的计算公式，但尚未涵盖所有的壳程型式。现通过对标准中已给出的公式进行了推导，从而理解标准的原理，进而拓展出其他壳程型式的刚度比计算方法和应用实例。1标准公式推导1.1a 型壳程型式刚度比公式推导GB/T 1512014 热交换器 对刚度比 Q 的定义是“换热管束与圆筒刚度比”。根据文献 2 的介绍，材料的弹性模量与截面积的乘积 E伊A 称为杆件的刚度。a 型换热器管壳程轴向方向皆为等截面，因此不难求得刚度比 Q 为：Q=EtnaEsAs（1）这里需要指出的是：刚度描述的是等长杆件的抗拉（压）性能，而 GB/T 1512014 热交换器 中的刚度比，确切的表述应为刚度系数之比，反映的是一定长度的管壳程结构满足变形协调时对管板所产生的约束大小。刚度系数 K，其表达式为 K=EAL，含义为杆端产生单位位移所需要的力2。计算时，管束长度取值为管板间换热管的有效长度，而非换热管全长，因此与壳程圆筒长度数值相等，所以式（1）完整推导应为：Q=EtnaL/EsAsL=EtnaEsAs（2）1.2b 型壳程型式刚度比公式推导对于 b 型换热器，由于壳程筒体增加了膨胀节，使得筒体轴向方向截面发生变化，无法直接求得壳程圆筒的刚度系数，因而需要用到柔度，即杆件刚度系数的倒数，即 1/K，其含义为单位力使杆端产生的位移。在轴向单位力作用下，壳程各段的端部位移量之和即为壳程整体的端部位移量，再取其倒数即为壳程刚度系数。波形膨胀节的刚度系数 Kex可按 GB 167492018 压力容器波形膨胀节 规定计算，其他型式膨胀节刚度系数可通过拉伸试验确定3。因膨胀节轴向长度与管板间有效长度比较，相对较小。为简化工程计算，忽略膨胀节长度，使筒体长度仍取值为 L。则 b 型换热器的壳程柔度值为：1Ks=LEsAs+1Kex=KexL+EsAsEsAsKex（3）Qex=Kt伊1Ks=EtnaKexL+EsAsEsAsKex（4）1.3c 型壳程型式刚度比公式推导壳程筒体有时因接管开孔补强或管口局部应力计算的要求，需要局部加厚。GB/T 1512014 热交换器 着重指出壳程筒体两端加厚的型式需按其 7.4.6.5 节内容计算刚度值的原因有二：一是该型式引起了壳程筒体的刚度值变化；二是筒体端部的加厚影响了旋转刚度系数 Kf忆的取值。端部圆筒截面积为 As=仔（Di+啄s）啄s。由于 啄s臆Di，可近似地认图 1壳程结构示意固定管板式换热器管壳间刚度比的计算朱健，李林（山东天力科技工程有限公司，山东济南250000）摘要：对 GB/T 1512014 热交换器 给出的管壳间刚度比计算公式进行推导，给出标准以外的 3 种壳程型式的筒体刚度计算方法。通过计算实例，说明刚度比对固定管板换热器换热管轴向应力、壳程筒体轴向应力和管端脱力计算结果的影响，验证管壳间刚度比准确计算的必要性。关键词：固定管板；刚度比；柔度；计算方法中图分类号：TK172文献标识码：BDOI：10.16621/ki.issn1001-0599.2023.11.10輦輵设备管理与维修2023 翼11（上）为端部壳程圆筒与中部圆筒的中面重合，略去其偏差4。中部圆筒面积可近似为 仔（Di+啄s）啄s2，即As啄s2啄s。则：1Ks=L1忆+L1义EsAs+L-L1忆-L1义EsAs啄s2/啄s=LEsAs（L1忆+L1义）+啄s（L-L1忆-L1义）啄s2蓘蓡（5）Q=Kt伊1Ks=EtnaEsAs（L1忆+L1义）L+啄s（L-L1忆-L1义）L啄s2蓘蓡（6）2计算方法拓展d 型壳程型式换热器刚度比的计算与 c 型相同，但需要注意的是：使用 SW6 软件进行固定管板换热器计算时，端部厚度应输入与管板相连接的筒节厚度。对于 c 型，端部厚度应取较厚段厚度；对于 d 型，则应取较薄段厚度。程序会自动将端部厚度作为 啄s计算一系列参数的数值，并得出壳体法兰与壳程圆筒的旋转刚度系数 Kf忆。输入错误的端部厚度，将会直接影响管板附加弯矩的计算结果，造成较大的计算偏差。e 型、f 型壳程型式换热器刚度比也采用前文所述方法、在截面变化处分段，分别计算各段的柔度，求和并取倒数即可求得壳程筒体的刚度值，进而得到刚度比。Q=Kt伊1Ks=Kt伊1Ks1+1Ks2+蓸蔀=EtnaL1Es1As1+L2Es2As2+L3Es3As3+蓘蓡（7）e 型壳程型式为等截面筒体，利用公式 K=EAL即可分段求取，其中两端取值内筒截面积，中间段取值内外圆筒截面积之和。f 型壳程型式中的锥形过渡段可采用式（8）计算刚度值5：K=2仔E啄sin琢cos2琢lnR-lnr（8）式中K刚度系数，N/mm琢过渡段半锥角，毅R过渡段大端半径，mmr过渡段小端半径，mm在 GB/T 1512014 热交换器 第 7.4.6.5 节中阐明“当中部壳程圆筒材料与端部壳程圆筒材料不同时，如果工程设计可忽略二者弹性模量引起的偏差”，可采用该节给出的方法计算。在分段材料弹性模量偏差不可忽略的情况，则可采用本文所述方法求解壳程当量刚度用于管壳间刚度比的计算。3应用实例现有一列管式换热器，其型式为e 型。筒体内径 1800 mm，壁厚 14 mm，材料弹性模量为 1.93伊105MPa，管板间长度为4860 mm。因壳程上部进气口较大，且管束有防冲要求，所以加设外导流筒。外导流筒内径为 2300 mm，壁厚 16 mm，长度 1600 mm。如不考虑壳程外导流筒对壳程刚度的影响，则壳程刚度系数为 3.17伊106N/mm。如考虑外导流筒对壳体刚度的影响，则将筒体分为 3 段。中间段筒体截面积按内、外筒截面积之和计算，由此计算得到的端部筒体柔度为 2.12伊10-7mm/N，中间段筒体柔度为 4.23伊10-8mm/N，两者之和的倒数即为壳程刚度系数 3.94伊106N/mm。与不考虑外筒影响时相比，壳程刚度系数提高了 24%。现将中间段筒体转化为一当量筒体，内径 1800 mm，壁厚34 mm，d 型型式，端部厚度取 14 mm，筒体厚度取 34 mm，用SW6 软件进行计算。不考虑刚度值变化时，结果为换热管轴向应力 滓t、壳程筒体轴向应力 滓s和管端拉脱力 q；考虑刚度值变化时，结果分别为 滓t忆、滓s忆和 滓q忆（表 1耀表 3）。4讨论由表 1表 3 可知，影响系数越接近 1，则影响越少，反之则越大。通过结果对比可以看出：24%的壳程筒体的刚度变化量对换热管轴向应力、壳程筒体轴向应力和管端拉脱力的多项计算结果影响远远超过了 24%，最高接近 3 倍，而该 3 项数值决定了换热器是否需要增设膨胀节来缓解温差应力。由此可见，对于 3 项应力值较趋近于许用应力的情况，若不充分考虑壳程筒体刚度值变化带来的影响，就很可能造成设备的隐患。5结论因固定管板换热器管壳间刚度比对换热管轴向应力、壳程筒体轴向应力和管端拉脱力计算的影响显著，在 GB/T 1512014 热交换器 中增加了第 7.4.6.5 节，给出了壳程筒体壁厚分段结构的计算公式，但仅限于壳程筒体材料弹性模量一致的情况。本文通过对标准公式的推导，得出分段计算柔度、求和取倒数的刚度计算方法，可用于更为广泛场合。对于温差工况苛刻或较为重要的设备，当发现换热管轴向应力、壳程筒体轴向应力和图 2壳程圆筒分段示意表 1换热管轴向应力值（计入膨胀变形差）序号工况滓t/MPa滓t忆/MPa影响系数 滓t忆/滓t1仅壳程压力作用-10.32-11.011.072仅管程压力作用5.122.8130.553管、壳程压力作用-1.017-2.7242.68表 2壳程筒体轴向应力值（计入膨胀变形差）序号工况滓t/MPa滓s忆/MPa影响系数 滓s忆/滓t1仅壳程压力作用17.977.450.412仅管程压力作用20.69.0110.443管、壳程压力作用2711.430.42表 3管端拉脱应力值（计入膨胀变形差）序号工况q/MPaq忆/MPa影响系数 q忆/q1仅壳程压力作用-10.32-11.011.072仅管程压力作用5.122.8130.553管、壳程压力作用-1.017-2.7242.68輦輶设备管理与维修2023 翼11（上）0引言立式高速泵在石油、化工、能源、航天等领域的应用十分普遍。高速泵的增速系统采用齿轮增速，增速箱是立式高速泵的重要部件，主要由增速箱箱体、润滑系统、齿轮轴组件和高速滑动轴承等。在齿轮增速箱的增速作用下，高速泵高速轴的最高转速能够超过 10 000 r/min。高速泵的高速轴由滑动轴承进行承载，在如此高转速的情况下，如果使用滚动轴承很容易发生磨损，会导致高速泵不能平稳运行，并产生噪声。滑动轴承的特点是运行平稳、可靠，在能够保持充分润滑的条件下降低表面磨损。1止推滑动轴承简介本文对 LMV-322 型立式高速泵高速轴使用的止推滑动轴承进行研究。LMV-322 型高速泵是单级单吸立式泵，通过一级齿轮箱驱动主轴高速运转，从而达到预期的效果，其基本性能参数见表 1。止推滑动轴承作为立式高速泵的重要部件之一，其承载特性对高速泵的正常运行具有非常重要的影响。立式高速泵止推滑动轴承位于高速输出轴的上、下两端（图 1）。止推轴承所受到的载荷主要来自以下 3 方面：淤高速轴组件所受重力；于入口压力产生的向上的力；盂运输介质对流过部件产生的力。止推轴承工作时的润滑形式为流体动压润滑。通常情况下，影响流体动压润滑的因素有轴瓦形状、轴承材料、工况、润滑方式等。其中，轴向载荷通过润滑油膜作用在轴承瓦面的挤压力会使轴瓦发生压力变形；润滑过程中产生的剪切热会导致轴瓦由于热应力发生热变形，这两种轴瓦变形会对润滑性能有一定的影响。对于改善止推滑动轴承承载特性的一个有效途径就是优化结构设计，通过结构改进能够尽可能地提升轴承性能，进而降低其他因素产生的不利影响，并且通过研究轴瓦结构能够对油膜特性进行一定预测。止推滑动轴承的结构相对比较简单，但对于高承载、高稳定性的轴承结构设计有一定难度。根据轴承轴瓦是否可倾，可以将止推滑动轴承分为固定瓦止推滑动轴承和可倾瓦止推滑动轴承。固定瓦止推瓦滑动轴承相对于可倾瓦轴承具有结构简单、体积小的特点，因此具有高承载性能的固定瓦止推轴承优势更加明显。轴承瓦面结构是影响固定止推滑动轴承承载性能的主要因素，常见的轴承瓦面结构有阶梯面轴瓦结构、斜面轴瓦结构、斜平面轴瓦结构、多油沟面轴瓦结构等，其结构如图 2 所示。立式高速泵因为在停止运行时也承受轴向重力，因此其止推滑动轴承轴瓦结构常选用斜平面瓦结构，斜平面轴瓦的平面区域能够支撑泵停止运行时的轴向力和启动载荷。对于固定瓦止推滑动结构，目前常见的问题有：淤轴承的承载力很难进行更大程度的提升；于瓦面油膜的稳定性比较差；盂当设备启动、停止或转速较低时特别容易发生摩擦和磨损；榆过高的转速容易立式高速泵止推滑动轴承设计研究尤静辉，范正天（北京航天石化技术装备工程有限公司，北京100176）摘要：止推滑动轴承是立式高速泵的重要部件之一，随着高速泵性能的要求越来越高，对止推轴承的要求也越来越高。研究立式高速泵高速轴用止推轴承，并进行斜平面瓦止推滑动轴承的参数设计，分析影响斜平面止推轴承承载特性的主要因素，为斜平面止推轴承设计提供参考。关键词：立式高速泵；止推轴承；斜平面止推轴承；参数设计中图分类号：TH133.3文献标识码：BDOI：10.16621/ki.issn1001-0599.2023.11.11图 1止推滑动轴承安装位置示意表 1LMV-322 立式高速泵基本性能参数最大流量/（m3/h）最高扬程/m转速范围/（r/min）最大吸入压力/MPa油泵油压/MPa52915500013 2003.20.140.50管端拉脱力趋近于许用应力时，应充分考虑壳程结构是否会引起壳程刚度值的变化，必要时应求取准确的壳程刚度值用于设备强度计算，以保设备安全。参考文献1GB/T 151-2014，热交换器 S.2刘鸿文，林建兴，曹曼玲.材料力学 M.北京：高等教育出版社，2017.3GB 16749-2018，压力容器波形膨胀节 S.4寿比南，谢铁军，张延丰，等.GB/T 151-2014 热交换器 标准释义及算例 M.北京：新华出版社，2015.5廉永正，王明宇，潘忠文.锥壳结构轴向刚度研究 J.导弹与航天运载技术，2011（5）：47-49.编辑张韵輦輷