立式换热器的支座及膨胀节设置问题讨论

摘要：提出塔和换热器合为一体的设计所存在的问题，进而讨论作为立式换热设备，在支座和膨胀节的选择及设置时应注意的问题
关键词：汽化塔，固定管板，换热器，膨胀节，支座

河北某公司一台塔和换热器合为一体的汽化塔因换热器泄露严重，准备更换换热器部分（该塔置于室内，地震烈度6度）。该汽化塔结构形式如图1所示。

图1

该塔采用分段法兰连接结构，上半部分为填料塔，下半部分为固定管板式换热器，并在壳程筒体带有U形膨胀节，支座形式为裙座。
经分析，笔者对此塔的设计提出两点看法：
第一、认为此塔支座形式的选择存在弊病；
第二、此塔结构中的膨胀节计算，不能墨守GB151中的规定，而必须考虑换热器以上部分塔重产生的效应。

一  支座形式的选择

该设备作为塔器，按NB/T47041-2014应选择裙座形式，而作为换热器，虽然GB151中允许选用裙座形式，但却存在不足之处。因为裙座会给下管箱的维修维护带来极大不便，当下管箱需要检修时，需要用大型起重设备将下管箱以上部分全部拆卸后才能进行，这大大增加了维修的时间和费用。塔设备和换热器各自的特性导致了选用支座形式的弊病，因此，笔者认为工程设计中应尽量避免这种情况，可将填料塔和换热器做成两台设备，用管道连接从而达到工艺要求。

二 膨胀节的计算

根据本设备的结构形式，立式换热器上部承载一部分塔体重量（含内件），与常规立式固定管板式换热器明显不同。按照GB151中固定管板式换热器的计算方法，在计算壳体，换热管，拉脱力及膨胀节应力校核时，均不考虑由于重力引起的轴向应力。因此对本文所讨论的这种结构形式的设备，如按GB151计算，其结果会出现偏差，甚至使设计失败。下面将上部分塔体重量引起的轴向应力叠加到各应力计算值中，对膨胀节进行校核。

（1）计算设备上部重量载荷引起的轴向应力
根据图纸中尺寸，计算出上管板以上部分的设备（包括填料）的质量m≈2067kg，重力值mg=2067x9.8=20257N。
由于把壳体和换热管看作是由管板连成一体的刚体，所以质量产生的重力由壳体和换热管均分。
换热管截面积：单根换热管（φ25x2）截面积为144.5mm2
换热管数量：931
总截面积：A1=144.5x931=134529.5 mm2
壳体截面积（按有效厚度计算）：
A2=（560.72-5502）xπ=37336 mm2
总截面积：
A=A1+A2=134529.5+37336=171865.5 mm2
重量载荷引起的轴向应力值为：
σ’=20257/171865.5 = -0.12MPa（压应力）

（2）膨胀节的校核
将重量载荷引起的轴向应力与各种工况下计算的壳体轴向应力值相叠加，得到各工况下的总轴向应力值。为计算方便，本文借助SW6-2011软件计算出的结果进行叠加计算。
本设备选用膨胀节规格材质为ZDL DN1100-2.5-1x10x1（Mn）-GB16749-1997。
由sw6计算结果得出本膨胀节的总轴向刚度为Kn=54979.85，

a. 同时考虑管壳程介质压力，且计温差应力时，不考虑重量载荷时的轴向应力为-6.566MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ=-6.566+（-0.12）= -6.686MPa
得：壳体总轴向力为：F=37336x6.686=249628.5 N
总轴向位移量为：e=F/Kn=249628.5/54979.85=4.54mm

b. 同时考虑管壳程介质压力，且不计温差应力时，由sw6计算结果得不考虑重量载荷时的轴向应力为-4.831MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ=-4.831+（-0.12）= -4.951MPa
得：壳体总轴向力为：F=37336x4.951=184850.5 N
总轴向位移量为：e=F/Kn=184850.8/54979.85=3.36mm

c. 仅考虑管程介质压力，且计温差应力时，由sw6计算结果得不考虑重量载荷时的轴向应力为-1.281MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ=-1.281+（-0.12）= -1.401MPa
得：壳体总轴向力为：
F=37336x1.401=52307.7 N
总轴向位移量为：
e=F/Kn=52307.7/54979.85=0.95mm

d. 仅考虑管程介质压力，且不计温差应力时，由sw6计算结果得不考虑重量载荷时的轴向应力为0.4523MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ=0.4523+（-0.12）= 0.3323MPa
得：壳体总轴向力为：F=37336x0.3323=12406.8 N
总轴向位移量为：e=F/Kn=12406.8/54979.85=0.23mm

e. 仅考虑壳程介质压力，且计温差应力时，由sw6计算结果得不考虑重量载荷时的轴向应力为-6.838MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ=-6.838+（-0.12）= -6.958MPa
得：壳体总轴向力为：F=37336x6.958=259778.9 N
总轴向位移量为：e=F/Kn=259778.9/54979.85=4.73mm

f. 仅考虑壳程介质压力，且不计温差应力时，由sw6计算结果得不考虑重量载荷时的轴向应力为-5.103MPa，与重力引起的应力叠加后总应力为：σ= -5.103+（-0.12）=-5.223MPa
得：壳体总轴向力为：F=37336x5.223=195005.9 N
总轴向位移量为：e=F/Kn=195005.9/54979.85=3.55mm

g. 膨胀节各经向应力的叠加轴向位移产生的经向薄膜应力和经向弯曲应力值也应与重力产生的轴向位移，引起的相应应力进行叠加，根据SW6计算的结果，可得到膨胀节由内压引起的经向应力值为：
内压引起的经向应力：
膨胀节经向薄膜应力σ2=5.83MPa
膨胀节经向弯曲应力σ3=56.79 MPa
根据SW6计算结果和前面计算出的膨胀节轴向位移（取最大值e=4.73mm），计算出考虑重力作用的总轴向位移应力：
 膨胀节经向薄膜应力σ4=7.30MPa
膨胀节经向弯曲应力σ5=313.24MPa
组合应力：
σp=σ2+σ3=5.83+56.79=62.62MPa
σd=σ4+σ5=7.30+313.24=320.54MPa
σR=0.7σp+σd=0.7x62.62+320.54=364.37 MPa
按照GB16749-1997的规定
σR=364.37MPa＜2σts=2x234=468MPa 合格

由上面计算可见，本设备采用膨胀节ZDL DN1100-2.5-1x10x1（Mn）-GB 16749-1997 ，其自身强度和稳定性是合格的。但由上面的计算也提示我们，在上部塔重仅有2067kg时，膨胀节的组合应力σR与相应的许用值已经比较接近，如果管板以上部分塔重再大一些，σR即将超过许用值，而导致膨胀节失效。

由此得出结论：带膨胀节的立式换热器为塔中间一段时，膨胀节的应力校核时，必须考虑其上部塔重引起的应力，否则计算结果很可能严重偏离实际，做出错误判断，存在安全隐患甚至引发事故。

参考文献：
[1]　GB151-2014,热交换器[S].
[2]  GB 16749-1997, 压力容器波形膨胀节[S].
[3]  王菲.化工压力容器设计—方法、问题和要点[M]北京: 化学工业出版社, 2005.