1、11.2.4 折流板和支持板最小厚度：根据换热器直径和换热管无支撑跨距查GB151 表34。工程设计中应注意如下：（1）表34 值为卧式换热器折流板的最小厚度（2）立式换热器无腐蚀时，可适当减薄（3）需抽管束且重量较重时，应适当加厚（4）有振动时，应适当加厚11.3 支持板（1）当换热器不需要设置折流板，但换热管无支撑跨距大于GB151 表42 规定时，应设置支持板。（2）浮头换热器浮头端宜设置加厚的圆环形支持板11.4 U 形换热器的尾部支持U 形换热器中，靠近弯管段起支撑作用的折流板，结构尺寸A+B+C 大于GB151 表42规定时，应在弯管部分加支撑。11.5 折流杆：用与换热管垂直的四
2、组圆钢所形成的“井”字将换热管固定住。折流杆换热器使壳程流体沿着管束轴线纵向流动，从而彻底消除流体横向流动而产生的诱发振动。并且折流杆会使流体不断地产生卡门漩涡以提高传热的效率。同时由于没有横向流动，故壳程流体压降较底。折流杆换热器的关键技术在于正确的传热工艺计算及制造组装技术。折流杆的直径等于换热管的间隙；可视一组折流圈相当于一块折流板（或支板承）11.6 螺旋折流板由数块扇形板排列在有一定升角的螺旋线上，使流体在壳体内形成螺旋流，其特点为：(1)可以使流体达到近似于柱塞流的效果；(2)返混程度很低，几乎没有流动的死区；(3)传热效率提高的同时，又获得了较佳的压降；(4)传热系数与螺旋角关系
3、密切，最佳的螺旋角为2540；(5) 为减少无支撑跨长避免振动可用二头或多头螺旋。11.7 拉杆，定距管：（1）换热管外径19mm 时，采用拉杆定距管结构；（2）换热管外径14mm 时,采用拉杆与折流板点焊结构；（3）拉杆应尽量均匀布置在管束外边缘。对于大直径的换热器，在布管区内或靠近折流板缺口处应布置适当数量的拉杆，任何折流板应不少于 3 个支承点。（4）拉杆直径和数量根据 GB151 表 43,表 4411.8 防冲与导流（1）管程设置防冲板条件：当管程采用轴向入口接管或换热管内流体流速超过3m/s 时，应设置防冲板，以减少流体的不均匀分布和对换热管端的冲蚀。（2）壳程设置防冲板条件：当壳
4、程进口管流体的2 为下列数值时，应在壳程进口管设置防冲板或导流筒：非腐蚀，非磨蚀的单向流体的22230kg/(m.s2)；其他液体，包括沸点下的液体2740kg/(m.s2) ；有腐蚀或磨蚀的气体，蒸汽及汽液混合物，应设置防冲板;（3）壳程设置导流筒条件：当壳程进出接管距管板较远，流体停滞区过大时，应设置导流筒。以减少流体停滞区，增加换热管的有效换热长度。（4）防冲板：a) 防冲板外表面到圆筒内壁的距离，应不小于接管外径的 1/4;b) 防冲板的直径或边长，应大于接管外径的50mm;c) 防冲板的最小厚度：碳钢为4.5mm, 不锈钢为3mm。d) 防冲板的固定形式有： 防冲板焊在拉杆或定距管上
5、； 防冲板焊在靠近管板和进口管的第一块折流板上； 防冲板焊在圆筒上（考虑穿管， 拉杆应固定在远离防冲板一侧的管板上）； 防冲板与换热管采用U 形螺栓固定； 由于结构原因无法设置防冲板时，在靠近进口管附近的换热管设置防护板。（5）导流筒：导流筒分内导流筒和外导流筒a)内导流筒：内导流筒外表面到壳体内壁的距离宜不小于接管外径的1/3。导流筒端部至管板的距离，应使该处的流通面积不小于导流筒的外侧流通面积。b)外导流筒：内衬筒内表面到外导流筒的内表面距离为：接管外径d250mm 时，间距 50mm ；接管外径d250mm 时，间距75mm。c)立式外导流换热器，应在内衬筒下端开泪孔。11.9 双壳程结
6、构当管程流量较大，壳程流量较大、壳程流量较小时，或为达到全逆流传热的目的，采用双壳程是很普遍的。双壳程设计的关键在于纵向隔板的密封和安装结构，GB l51 有下列三种结构型式，见下图。图中(a)（b）、（c ）三种型式都适用于不抽芯式的换热器，其优缺点如下：（1）（a）型：组装很方便，但密封结构较为复杂，也可用于浮头式或U 形管式换热管的可抽管束；（2）（b）型：隔板必须先焊人壳体，因此组装管束十分困难；（3）（c）型：作为固定管板换热器的使用，比（b）型组装简单，可在壳体外侧基本完成管束的组装；也可用于 U 形管式换热管器的可抽管束。纵向隔板的最小厚度为 6mm,当壳程压力降较大时，隔板应适
7、当增加。12 浮头盖和钩圈12.1 浮头盖浮头盖相当于管程的一个管箱，通常为带法兰的球冠形封头结构。其浮头法兰的设计计算按GB150。带有分程隔板的碳钢和低合金浮头盖要热处理。12.2 钩圈钩圈对于保证浮头端的密封、防止介质间的串漏起重要作用。GB 151 给出了两种钩圈的结构型式。(1)A 型钩圈为传统的结构形式，其厚度计算公式是活套法兰的计算式，因其剖分为两半，故其厚度为整体活套法兰的2 倍；这种钩圈，加工要求低，但过大的结构尺寸会造成双头螺柱长，刚性差，同时会在浮头端造成过大的介质停滞区，减少了有效换热面积。鉴于B 型钩圈近30 年的成功使用，目前 A 型钩圈在国内的应用已愈来愈少。(2
8、)B 型钩圈的计算公式是个经过验证的经验公式，其优点是双头螺柱短、钩圈薄、浮头端停滞区相对A 型要少，但加工有难度，要达到 B 型钩圈的良好性能必须要保证以下两点：应保证浮头管板外径与钩圈内径0.4mm 的径向间隙，在拧紧螺栓时间隙消失，从而使管板对钩圈起到支撑作用，控制了钩圈的转角变形，也能保证螺栓不致产生过大的弯曲变形，因此保证了有效的密封；保证颈部承受剪切载荷的30mm 的厚度。JB/T4714浮头式换热器冷凝器型式与基本参数系列就是采用 B 型钩圈。工程设计中采用B 型较多。12.3 浮头法兰垫片：一般应采用金属包垫片或缠绕垫，不宜采用非金属垫。13 填料函换热器13.1 填料函换热器
9、结构形式填料换热器结构有：外填料浮头式；单填料函滑动管板式双填料函滑动管板式填料函换热器不适用于易燃，易爆，有毒及贵重介质。14支座14.1 卧式换热器鞍座布置原则：a)当L3000mm 时，两鞍座之间距离取LB=(0.40.6)L;b)当L3000mm 时，两鞍座之间距离取LB=(0.50.7)L;c)尽量使 Lc 和 Lc相近。14.2 立式换热器耳座布置原则：a) 公称直径 DN800mm 时，至少应安装两个支座，且对称布置；b) 公称直径DN800mm 时，至少应安装四个支座，且均匀布置。14.3 重叠式换热器支座安装要求：a) 重叠式换热器之间支座应设置调整高度用的垫板；b) 支座底
10、板到设备中心线的距离应比接管法兰密封面到设备中心线的距离至少小5mm；c) 重叠式换热器支座除按JB/T4712 选用外，必要时应对支座和壳体进行校核；d) 当重叠式换热器质量较重时，可增设一组重叠支座。15 换热器附件1） 起吊附件质量大于30KG 的管箱及平盖宜设置吊耳。2） 环首螺钉浮头换热器，U 形换热器，填料函换热器及釜式重沸式换热器可在管板上设置环首螺钉孔；在正常操作时，应安装丝堵和垫片加以保护；维修时换装环首螺钉以便抽装管束。3） 滑道浮头换热器，U 形换热器，釜式重沸式换热器应设置滑道，以便抽装管束。4） 防松支耳浮头换热器，U 形换热器，釜式重沸式换热器宜设置防松支耳。5）
11、顶丝浮头换热器，U 形换热器，釜式重沸式换热器宜设置顶丝。16 换热管与管板的连接换热管与管板的连接(以下简称管接头 )的质量是换热器质量的最重要的标志，换热器的失效绝大多数集中在管接头上，因此合理选用安全可靠的管接头型式，使用相应的加工设备与技术是换热器制造技术的关键。管接头的型式有以下几种：（1）强度胀(strength expanded joint)；（2）强度焊(strengthweldedjoint)；（3）强度胀加密封焊(strength expanded puls seal welded joint)；（4）强度焊加贴胀(strength welded puls light ex
12、panded joint)；对一些比较苛刻的使用场合也有用强度胀加强度焊的管接头连接型式。16.1 胀度强度胀中，根据不同的材料、管孔和换热管尺寸，选择个适宜的胀度公式并通过试验确定个合适的胀度，是十分重要的。而管壁减薄率胀度公式在国内外制造业中应用十分广泛。式中：K胀度(管壁减薄率)，；d2换热管胀后内径，mm；di换热管胀前内径，mm；b换热管与管板管孔的径向间隙(管孔直径减换热管的外径) ，mm； 换热管的壁厚，mm。K 的控制值见下表。该胀度值的确定，考虑了换热管的材料、管径和管子壁厚的影响，所以适应性比较好。贴胀系指消除换热管与管孔之间缝隙的轻度胀接(light expanding)
13、，贴胀要有一定的胀度，按壁厚减薄率胀度取Z22左右为宜。16.2 强度胀的应用16.2.1 强度胀的适用范围GB l51 规定强度胀的适用范围为：设计压力 P4Mpa；设计温度T300；操作中无剧烈的振动，无过大的温度变化及无明显的应力腐蚀。在上述因素中，温度及振动的影响是关键的，在温度不高的情况下，适当调高压力也是允许的。国外的制造经验表明，在电力行业中的给水加热器，当采用多个开槽(34 个槽)的强度胀接时可用于设计温度300时高达10MPa 以上的设计压力。16.2.2 强度胀的设计施工要求(1)胀接长度：取管板厚度减3mm 和50mm 两者的小值，这与TEMA 的R 及B 类相同，TEM
14、A 的C 类还要考虑2 倍的管外径三者的小值。(2)管孔开槽对提高密封性能和增加拉脱力是最有效的方法，强度胀般开两个糟或更多，但在温度、压力都很低的工况中，也可不开槽或开个槽。 强度胀结构的开槽尺寸8-3-6-3mm 的规定是为了在较薄的管板(如25mm 厚)开两个槽的需要，当管板较厚时，这个尺寸是可以改变的；对于机械胀接 3mm 宽的槽是可行的，然而，当使用柔性胀接时，必须加宽槽的宽度尺寸，“容规”第105 条推荐槽宽等于(1.11.3) dt ，( d换热管的平均直径； t换热管壁厚) ，如： 25 2.5 的换热管开槽宽度应为8.7mm10.3mm 之间，所以GB 151 中规定可根据不
15、同的胀接方法修改有关尺寸。(3)强度胀要求换热管伸出管板的长度不小于3mm，是保护管板与换热管始胀处不受冲刷，同时无论是强度胀还是贴胀，胀接长度不准超出管板背面，并应离开3mm ，是为了避免换热管被胀接碾成环状压痕而产生破坏。(4)严格控制管孔与换热管的径向间隙，应该说径向间隙是影响管接头胀接质量的最重要的因素；因为胀接时必须先消除间隙然后继续胀才能达到胀接的目的，所以间隙愈大愈易过胀，GB 151 中I 级管束的胀接质量肯定比 级的好，而且在管子与管板不存在硬度差时，间隙的控制至关重要的，TEMA 要求不锈钢换热管与不锈钢管板在胀接时，采用“特殊紧配合”也就是用小间隙弥补无硬度差。(5)管子
16、与管板宜有一定的硬度差，即管板比换热管的硬度应稍高，如16Mn 管板与10#换热管之间的胀接是合适的，但与20#换热管胀接时，20#管则应进行管端软化退火(当有应力腐蚀要求时，应整根进行软化处理或换成10#换热管)。(6)管孔及换热管外圆面应洁净，管端2 倍管板厚度范围内呈现金属光泽，以提高胀后的密封性能。16.3 胀接方法无论是强度胀或者贴胀，胀接方法都分为机械胀接和柔性胀接(液袋胀接、液压胀接、橡胶胀接和爆炸胀接)两大类，各种胀接方法简要介绍如下：16.3.1 机械胀接机械胀接见图。原理：靠带锥度心轴右转带动锥度滚柱左旋向外扩张，使管子不断向外变形达到胀接目的。优点：结构简单，投资少，胀接
17、成本低，对换热管精度要求不高。缺点：冷作硬化稍严重，要用润滑剂，不利于先胀后焊。16.3.2 柔性胀接(1)液压胀接原理：通过不断升高的液体压力使换热管向外扩张，达到胀接的目的。优点：可使换热管均匀向外扩张，冷作硬化稍轻，可进行深孔定位胀接，胀接长度不受限制；泵压只与材料、壁厚及胀度有关。缺点：O 形环密封，易损坏，而且要求管子精度高，否则会漏液压力上不去，管内壁胀后残留泵液，不利于先胀后焊。(2)液袋胀接原理:基本原理源于液压胀接 ,但为了防止泵液残留在管内,故在芯轴与换热管之间加了一个橡胶袋,泵液压力通过橡胶袋传递到换热管上,具有液压胀的优点。优点：胀后换热管干净，可用于先胀后焊。缺点：需
18、用高精度换热管，橡胶硫化在芯轴上不可换，故成本稍高，如果做成橡胶袋可更换的胀枪则会大幅下降。（3）橡胶胀接原理：轴向挤压特种橡胶使橡胶产生径向扩张力，促使换热管向外扩张，达到胀接的目的。优点：不用润滑剂，干净可用于先胀后焊；管壁受力均匀，随着泵压的增高逐步达到胀接的目的。缺点：橡胶使用的寿命短（易损件），要求换热管的精度高，否则橡胶寿命更短，胀接长度与泵压成正比。（4）爆炸胀接原理：通过试验，靠定量成形的炸药包的爆炸使换热管瞬间向外扩张，达到胀接的目的。优点：成本不高，效率高；操作简单，可遥控。缺点：有危险，要有专门的场地及专业化的操作；炸药的药量要通过试验，炸药包要进行专业化的生产。16.4
19、 焊接16.4.1 强度焊强度焊管接头承受换热管轴向剪切载荷和密封要求的焊缝高度H 应大于或等于1.4倍的管子壁厚。该焊缝的设计强度大于或等于管子轴向的最大许用强度。焊缝也要求保证管子接头不泄漏。强度焊必须是填丝的氩弧焊，否则只能作为密封焊。一般强度焊适用的压力和温度不受限制，但不适用于有较大振动和有间隙腐蚀的场合。16.4.2 密封焊管接头的密封焊主要作用是保证更好的密封要求，仅能承受换热管的部分轴向剪切载荷，焊缝高度H 可以小于 1.4 倍的管子壁厚，但一般不宜小于管子壁厚。16.4.3 内孔焊内孔焊一般有如图25.12.4-2(a)、(b) 两种连接型式，其总的特点是将换热管与管板间的焊
20、缝布置于管板的壳程一侧，将焊枪深入管孔内进行焊接，故称内孔焊。内孔焊的特点为：(1)焊缝的温度接近于壳程介质温度；(2)换热管与管孔间不存在间隙，无间隙腐蚀；(3)焊接接头是对接形式，可承受大的载荷。因此内孔焊可使用于要求降低焊接接头温度、避免热疲劳的换热器；使用于完全避免间隙腐蚀的场合；使用于要求较高，如设计压力、温度及操作条件苛刻的场合。16.5 胀焊并用胀焊并用可以有强度胀加密封焊或强度焊加贴胀，其适用场合：密封性能要求较高的场合；承受振动、疲劳及交变载荷的场合；有间隙腐蚀的场合；采用复合管板的场合(特别是当覆层厚度较薄时 )。采用先焊后胀或是先胀后焊并没有统一规定，应根据各制造厂的加工
21、工艺、设备条件以及施工经验而定。当采用会因润滑油污染管孔的方法进行胀接时，则应采用先焊后胀的方法，并且要用特制的胀管器，离焊缝15mm 后开始胀接，以保护焊接管接头；当采用不会污染管孔的方法进行先胀后焊时，应特别注意焊接时缝隙间的排气问题，也可以考虑胀接时管端满胀，不留空隙。16.6 强度焊管接头的射线检测目前普遍采用的是表面渗透或磁粉检测方法控制接头质量，对于焊接接头内部缺陷并没有任何检测要求。近年来国外工程中已经提出了管子与管板角焊接接头进行射线检测的要求，有效地控制了接头的内部质量。目前在一些石化装置建设中也得到了应用。详见培训材料图25.12.6 所示。16.7 强度焊管接头的热处理一
22、般换热器的强度焊焊接接头无须作焊后消除应力热处理，但在应力腐蚀较严重和管接头材料本身须进行焊后热处理时，焊接接头可进行局部热处理，此时应根据换热管和管板材质制定局部热处理工艺。17 管板与壳体的连接17.1 连接结构管板与壳程圆筒(或是管箱圆筒 )的连接结构可以有多种型式，见 GB 151 附录G，设计时应充分考虑到该处的受力特点，即高边缘应力区与焊缝重叠，温度应力。对于易燃气体、高度危害以上的介质、液化石油气或者设计压力高、设计温度高及低温、疲劳、有间隙腐蚀要求时，此处的焊缝应采用对接、全焊透和不存在缝隙的结构，设计时，管板应为锻件，管板凸肩与圆筒应等厚，以便对接焊和承受较大的应力，见下图。
23、17.2 固定管板换热器的焊后整体热处理是指壳体和管板管束系统，包括与壳体连为一体的管箱，其方法有两种：（1）分段热处理：先将壳体单独进行焊后热处理，然后在管板、壳体、换热管组焊完毕后进行局部热处理，这种处理方法周期长、能耗大、劳动强度大。（2）整体焊后热处理：对于固定管板换热器，这种方法关键是如何控制热处理过程中的温差应力。即使壳体和换热管的线膨胀系数相同，但在加热的过程中，壳体受热快，管束受热慢，由于温差的作用，壳体的热膨胀要比管束大，因此壳体伸长会受到管束的约束，使管束受到拉应力，壳体受到较大的压应力。当热处理完毕后，在冷却的过程中，受力情况刚好与上述情况相反，所以必须控制热处理过程中的
24、加热与冷却时管束和壳体的温差应力小于材料在该温度下0.8 倍的屈服强度。固定管壳式换热器焊后整体热处理时升温和冷却速度比一般容器更严格，这是由于管板、管子、壳体的厚度差较大。为保证管子、管板连接的可靠性。通常应不采用焊后整体热处理的方法。18 压力试验换热器的压力试验，一般应包括：(1)换热管与管板接头的试压：换热器的寿命及事故的发生往往在于连接接头的失效，故通过连接接头的试压以保证接头的可靠性尤为重要。(2)壳程试压；(3)管程试压。试压方法有以下三种：(1)液压试验；(2)气压试验；(3)气密性试验。一般采用液压试验，当结构不适用于做液压试验时或试压后不允许微量试压的液体残留时，则采用气压
25、试验；当介质为易燃、易爆或为有毒时，一般在液压试压后还须做气密性的试验。18.1 试验程序和试压胎具（1）对固定管板换热器，不需试压胎具。壳体试压，同时也检查了管接头和壳程的强度和致密性；壳程试压完毕后，装上管箱和头盖进行管程试压。（2）对U 形管换热器：壳体试压：管束穿人壳体，用环形试压胎具将管束与壳体法兰及垫片用螺柱拧紧进行壳程试压，同时检查了管接头和壳程的强度和致密性。卸下环状试压胎具，装上管箱后，进行管箱施压。（3）对浮头式换热器；管头试压：管束穿入壳体，固定管板端加环状试压胎，浮头端加专用的试压胎具，进行连接接头的试压。管头试压合格后，拆除前后试压胎具，装上管箱和浮头法兰进行管程试压
26、;管程试压合格后，装上外头盖进行壳程试压。（4）重叠式换热器：接头试压可以单台进行。当各台换热器各程连同时，管程及壳程试压应在重叠组装后进行。18.2 管程压力高于壳程压力时管接头的试压这种情况下，如何进行连接接头的试压，GB l51 中规定“当管程试验压力高于壳程的试验压力时，接头试压应按图样规定，或按供需双方商定的方法进行”。这一条文明确了设计者应在制造前考虑解决这个问题。出现上述的工况时，一般有如下处理方法：(1)提高壳程试验压力至管程试验压力，校核壳程应力。用上述办法不能提高到规定的管程试验压力时：若差距不大，可以考虑适当增加壁厚；若仍然相差甚远，则只能以壳程允许的最大试验压力试压，其
27、后，再在壳程用氨渗漏、卤素渗漏或氦渗漏进行补充性试验。(2)对于可抽式管束如换热管为正方形排列时，可先打管程高压，用窥视镜从管板背面检查泄漏情况。19 管束振动与防振措施换热器壳程流体横向流过管束，在较高的流速下可以取得较好的传热效果，然而，可能会诱发管子振动或声振动，因而可能导致如下结果：(1)相邻管或管与壳体间的相互碰撞，使管与壳体受到磨损而开裂；(2)管子因不断撞击折流板孔而被切断；(3)管子与管板连接处发生泄漏；(4)管子的疲劳破坏；(5)声压级高达150dB(A) 的噪声污染；(6)增大壳程流体的压力降。通过管壳式换热器中流体诱发的振动计算，可以估计到发生振动的可能性，从而在设计中采
28、取措施，避免振动发生。详细计算可参见GB l51 附录E。19.1 振动成因1卡门漩涡(有声振动或无声振动 )在横向流中，流体周期性从管子表面脱离的卡门漩涡是管束震动的主要原因之一，但这必须在管心距较大的情况下才会产生，一般认为在下列范围内才有可能产生卡门漩涡：对顺排管束 / =1.3 3.02, / =1.25 3.0 o o T d L d ；对错排管束 / =1.5 4.65, / =1.25 7.9 o o T d L d 。T 为横排管心矩；L 为纵向管心矩；do 为管外径( 见GB l51 中E1.2)。2紊流抖动(有声振动或无声振动 )在密排的管束中，因没有足够的空间形成卡门漩涡
29、的脱离，规律性的卡门漩涡将为宽频带的脉动的紊流漩涡所代替。振动时，与管子固有频率一致的紊流漩涡频率称为紊流抖振主频率。由于紊流抖振机理上缺乏对于液体介质的论证，故现有公式只适用于气体介质。3流体弹性不稳定横流速度高时，流体弹性不稳定(或称流体弹性振动) 是管束振动的最主要原因，由于管子产生的弹性位移与作用在管子上的流体力交替相互影响的结果，使管子在一个振动循环中，管子从流体吸取的能量超过管子阻尼消耗的能量，管子便处于不稳定状态。这时的特征是管子的振幅将随着流速的增加而急剧的增大，使管子遭到碰撞而最终导致破坏。19.2 振动判据判断管束是否可能发生诱发振动涉及某些计算参数的选取，以及多种频率参数
30、的繁琐计算过程，具体的振动判据和计算见GB l51 附录E。19.3 防振措施(1)改变流速。减少壳程流量，以分流壳程代替单壳程，以双弓形折流板代替单弓形折流板，都能降低横流速度，防止振动。但传热效率将有所改变。(2)改变换热管的固有频率。减小换热管跨距；折流板缺口区不布管，使换热管受到所有折流板的支承；在不影响横流速度的情况下，折流板之间增设支撑板；在换热管二阶振型的节点位置处增设支撑件；U 形弯管段设置支承板或支承条。(3)在壳程沿平行于气流的方向插人纵向隔板，以减小声频计算中的特性长度D ，可提高声频，防止声振动。纵向隔板的位置，应错开驻波的节点而靠近波腹。(4)采用杆状或条状支承，代替
31、折流板。(5)在换热管外表面沿周向缠绕金属丝或沿轴向安装金属条，可抑制周期性漩涡的形成。20 换热器设计的常见问题20.1 立式固定管板换热器支座，膨胀节和拉杆的位置（1）立式固定管板换热器支座的支承平面一般应高于设备重心和膨胀节，以利于提供设备的稳定性和改善膨胀节受力（2）立式固定管板换热器拉杆，无论壳程进口在上方还是在下方，应在满足组装的前提下把固定端设置在上管板上，此时拉杆处于最佳受力状态。20.2 固定管板冷凝器设置支承板从传热角度考虑，壳程介质为蒸汽冷凝工况时无需设置折流板。但是当换热管无支承跨距超过标准规定时，需设置少量的支持板。20.3 换热管受压失稳长度 (GB151 P59
32、图 32)20.4 管板有效厚度的问题管板有效厚度，等于管板实际厚度减去管板两侧的开槽深度或腐蚀裕量中的大值。20.5 换热器壳体最小厚度问题GB151-1999 表8，表9 规定了不同型式，不同直径的碳钢低合金钢及不锈钢圆筒的最小厚度。（注意：表中数据仅包含1mm 的腐蚀裕量）。20.6 换热器用容器法兰、垫片、紧固件20.6.1 选用标准设备法兰时，应按标准中的规定选用垫片，螺柱和螺母。20.6.2 当法兰材料为不锈钢时，应按GB150 进行计算。20.6.3 当乙型法兰的腐蚀裕量大于2mm 但不超过3mm 时，短节厚度加厚2mm，当腐蚀裕量大于3mm 时，应按GB150 进行计算。20.
33、6.4 对长颈法兰，当操作压力0.8 倍标准中规定的最大允许工作压力时，法兰与筒节的对接接头必须100%RT 或UT。20.6.5 甲型法兰（即任意式法兰）计算时，按GB150 规定既可按整体式计算，也可按活套式计算，同时满足下列三个条件可按活套式计算015mm，Di/0300P 计算2MPaT 操作37020.6.6 当法兰为SS 时，紧固件材料如何匹配问题当操作温度100时，一般允许采用CS 螺柱和螺母；当操作温度100操作温度300时，由验算确定螺柱、螺母材料；当操作温度300时，螺柱、螺母必须采用与法兰线膨胀系数相近的材料。20.7 折流板最小厚度和最大无支撑长度的问题GB151-19
34、99 表34 根据换热器直径及换热管无支撑长度规定了折流板最小厚度；表42 根据换热管外径和不同材料规定了最大无支撑长度。20.8 接管法兰和排气，排污口问题当换热器的壳程、管箱不能利用工艺接口进行排气和排液时，应增设最高点排气口，最低点排液口，DN20。20.9 兼作法兰的管板与壳程筒体对接时的凸台高度的问题GB151 附录G 图G1（d）、（e）二种结构的管板，GB151 中规定为10mm ，实际工程设计中凸台高度应根据对接筒体壁厚大小计算确定，且不小于10mm ，即H10mmH0.577（-2）+5上述两者取较大值。20.10 法兰夹持的管板两侧垫片、法兰计算的问题20.10.1 垫片当
35、管、壳程介质不同时，夹持管板两侧的垫片允许不同材料，所需要的预紧力不同，为防止预紧时较软垫片被压坏，应在结构上采取措施，如采用带肩螺柱连接，但在装配时难于控制。20.10.2 法兰计算夹持管板两侧成对法兰的设计中，由于两侧的压力、温度、垫片可能不同，因此在螺柱的设计计算应兼顾两侧的条件，以较大的螺栓载荷进行设计。20.11 与管板连接筒体的要求21 换热器管板强度计算管壳式换热器是工业部门中大量使用的设备，而管板又是管壳式换热器的主要部件之一。管板的合理设计，对合理选择和节省材料，减少加工制造工艺的困难具有重要意义。因此，必须对管板强度进行正确分析，以合理确定管板厚度。一般说来，由于管板结构的
36、复杂，影响管板强度的因素很多，所以正确地进行管板强度分析是较困难、较复杂的。现行各国规范的管板厚度计算公式，都是对实际管板作一定的简化假定而得到的近似公式。由于所采用的简化假定各不相同，与真实管板受力状况必然有程度不同的差别。造成在同样条件下用现行的各国规范计算公式算得的厚度也有差别。21.1 GB l51 管板公式的基本考虑迄今为止，绝大多数国家规范的管板强度计算公式，基本上都是把管板作为承受均布载荷、放置在弹性基础上、且受管孔均匀削弱的当量圆平板来考虑。这种简化假定由KAGardner(1948)1和K.A.GMiller(1952)2提出，现今已为大多数国家的管板规范所采用，这也是编制我
37、国管板设计方法的基本考虑。我们对影响管板应力的实际因素作了以下几方面的考虑与简化。(1)管束对管板的支承作用管束对管板在外载荷作用下的挠度和转角都有约束作用，管束的约束作用可以减少管板中的应力。如果管板的直径与管子直径相比较足够大，而管子的数量又足够多，则离散的各个管子的支承作用可以简化为均匀连续支承管板的弹性基础。文献3研究了管束对管板转角的约束作用，但我们对现行管壳式换热器的实际参数的分析计算，表明管束对管板转角的约束作用对管板强度的影响是很小的，完全可以忽略。所以我国GBl51只考虑管束对管板挠度的约束作用，用管束加强系数K 来表示。(2)管孔对管板的削弱作用实际管板上是密布着离散的管孔
38、的，管孔对管板的削弱作用有以下两个方面：对于管板整体的削弱作用，使管板整体的刚度与强度都减小了。管孔边缘有局部的应力集中。在GB 151 中，只考虑了开孔对管板整体的削弱作用，计算平均意义上的当量应力，作为基本的设计应力，而不考虑开孔边缘的局部应力集中。后者作为峰值应力，只在疲劳分析中考虑。也就是近似地把管板当作一块均匀连续削弱的当量圆平板来考虑。我们用刚度削弱系数 和强度削弱系数 来描述管孔的削弱作用。 和 的数值应当根据弹性理论分析或实验结果来折算4，5。根据我国常用的管子参数，如果考虑管壁的作用规定 、 =0.4。(3)管板周边不布管区的折算方法在管板周边部分，存在着一个一般说来是较窄的
39、不布管区，即布管区一般是一个多边形而不是圆形的。该区域的存在使管板边缘的应力下降。我们用折算成半径为Rt 的圆形布管区的方法来近似真实的多边形布管区。Rt 的取值应使两者的面积相等。管板周边部分较窄的不布管区按其面积简化为圆环形实心板。以上三项是对实际问题进行一定简化的基本假定，它将管板简化为一个轴对称问题。此外，我们尚考虑了以下几项实际因素：(4)认为法兰变形时，其横截面的形状不变，而只有绕环截面形心的转动。(5)壳壁的轴向位移和管束，管板系统的轴向位移( 由温度膨胀差 与壳程压力及管程压力引起的)应在管板周边处协调一致。在计算管子的轴向伸长量时，采用了厚壁管公式。(6)管板边缘的转角，应受
40、壳体、法兰、管箱、螺栓、垫片系统的约束，其转角在连接部位处应协调一致。(7)当管板兼作法兰时，考虑了法兰力矩的作用对管板应力的影响。为了保证密封，对于其延长部分兼作法兰的管板，规定尚需校核法兰应力，此时在计算法兰力矩时考虑管板与法兰共同承受外加力矩，因而法兰所承受的力矩，将有所折减。(8)关于设计准则和许用应力综合以上诸方面的因素，计算得到管板中的弹性应力。由压力Ps、Pt 及法兰力矩引起的管板中的应力为一次弯曲应力。由壳体与管子的温度膨胀差在管板中引起的应力为二次应力。设计规定将次应力(包括次弯曲应力) 限制在 1.5 倍许用应力以下，而将次加二次应力的总和限制在三倍许用应力以下。我国从19
41、73 年开始，在当时的一机部、石油部、化工部共同组织支持下，以黄克智院士为首的工作小组对此进行了大量的研究并取得了突破，在以上一些基本假定的前提下，对固定式，浮头式(包括填函式 )换热器的应力计算公式进行了推导，并编制了相应的计算程序。该程序既可做应力计算，也可以进行设计。考虑到工程设计的需要，在进行了某些简化后编制了用于工程设计的公式图表。在1977 年的三部规范中作为附录6首先列入了中国的管板计算方法10，该方法经过产业部门的大量使用后不断完善，并先后作为法规性的三部标准8和国家标准9。在JB 4732-1995 标准释义中曾指出： GB l51 对管板进行了尽可能详尽的力学分析，就此可以
42、认为在本质上就是一种分析设计规范。GB l51 所给出的管板强度计算方法完全可以用于更大参数范围的管板设计，这在标准1.2 中已明确指出。最近，针对带有中央循环管的固定式换热器，薛明德等人基于同样的管板理论基础，建立了可进行管板强度分析的力学模型15。21.2 金属平均温度金属温度系指容器受压元件沿截面厚度的平均值。它不等于设计温度，也不等于操作温度。对于换热器的壳程圆筒和换热管来讲，其金属温度是沿轴向变化的，但GB151中的壳程圆筒金属温度和换热管金属温度是指该元件沿其轴向长度的金属温度平均值。该温度不仅取决于圆筒或换热管两侧的流体介质(或环境)的温度，而且还与两侧间的总传热系数、每侧的给热
43、系数、污垢热阻和金属热阻等参数有关。一般讲，由传热计算确定，用HTRI 和HTFS 工艺计算后就能提供这些值。在固定式换热器机械设计中，作为基本设计参数如操作压力、操作温度、公称直径、换热管规格、数量、排列、壳程圆筒和换热管的金属温度等，由工艺专业确定。 但是，如工艺专业没有提供沿长度平均的壳程圆筒金属温度ts 和换热管金属温度tt 时，应根据GB151 附录F 进行壁温计算。金属平均温度对于固定式管板的设计具有重要的影响，它们与壳程圆筒和换热管材料的膨胀系数一起共同决定了圆筒与换热管之间的热膨胀差大小，从而影响着管板的计算应力和厚度、圆筒和换热管的轴向应力、管板与换热管的连接拉脱力，并据此判
44、断该换热器是否需要设置膨胀节。从下图中，可以清楚地看到操作温度、金属温度和设计温度之间的关系和区别。21.3 管板布管区当量直径如前所述，固定管板的管子加强系数计算是假定圆筒直径范围内全部均匀布管。实际上，在通常情况下管板周边部份都存在着一个较窄的不布管区，该区域的存在使管板边缘的应力下降。布管区一般是一个不规则的多边形，GB151 以当量圆形布管区去代替多边形布管区，当量直径t D 的取值应使管子对管板的支承作用面积相等。该直径大小直接影响着管板的应力大小和分布情况，在GB 151 固定管板的应力计算中位于环形板与布管区交界处的应力r 则是以全布管的管板在半径为/ 2 t D 处的应力近似取
45、值，因此标准限定该计算方法仅适用于周边不布管区较窄的情况。无论是固定管板换热器、浮头换热器、填料函换热器，GB151 在计算布管区面积时，都是假定在布管区范围内，均匀地布满换热管，即管板周边不布管区无量制宽度k 较小的情况，k1 。假设有n 根换热管，管间距为s，对于管孔为三角形排列的布管，每根管子对管板的支承作用面积是以管孔圆心为中心、以s 为其内切圆直径的六角形面积，即3S2 / 2 = 0.866S 2；对于管孔为正方形排列是布管，每根管子对管板的支承作用面积则是以管孔圆心为中心，以S 为边长的正方形面积，即S2。管板布管区是将管板最外圈管子的支承作用面积连接起来所包围的区域，包括最外圈
46、管子本身的支承作用面积。对于管子均分布的单管程换热器管板，全部n 根管子对管板的总支承作用面积即是布管区面积。即：对于三角形排列： A 0.866nS2 t =对于正方形排列： A nS2 t =对多管程换热器，其管板布管区面积应包括两部分：（1）全部n 根换热管的总支承面积；（2）在布管区范围内，由于隔板槽的存在而未计入（1）部分内的所谓隔板槽面积。其计算方法如下，见图26.3 中阴影面积。21.4 管板的弹性基础管子加强系数我国管板强度计算公式的基本简化假定之一就是：把管板视为均匀消弱的、放置在弹性基础上的当量圆平板。管板随的载荷也认为是均匀颁的。在GB 151 的计算中只考虑管束对管板挠
47、度的约束作用。对于固定管板式换热器的管板，以管子加系数K 表示，其意义如下： 开孔后管板刚度消弱系数；D管板未开孔前的抗弯刚度， Nmm;EP管板材料的弹性模量， MPa;p v 管板材料的泊松比； 管板厚度，mm。管束的弹性基础系数N，MPa/mm，表示为使管束在轴向产生单位长度的变形（伸长或缩短），在管板表面所需施加的压力截荷。LAN = 2Etna （26.4-2）式中：A壳程圆筒内径横截面积， 2 / 4,mm2 ;i A = DEt管子材料的弹性模量，MPa;L管束的有效长度，mm;na管束（n 根管子）的总金属横截面积，mm2。引入管子加强系数K,代入D，N 表达式，令0.3 P
48、v = ：该系数反映了弹性基础强弱相对于管板自身抗弯刚度的大小，即管束对管板承截能力的加强作用，这是表征管束对管板加强作用的一个十分重要的参数。如果管板的弹性基础很弱，则管子加强作用很小，即K 值很小，此时管板的挠度与弯矩等分布情况近于无弹性基础的普通圆板，极而言之，K=0，即是普通圆平板对于浮头式、填函式换热器管板，管束模数Kt 与固定管板的弹性基础系数 N 类似，同样反映了管束作为弹性基础对管板的加强作用。21.5 管板周边的支承条件旋转刚度无量纲参数在GB 151 K f 为封头、法兰、壳体、螺栓、垫片系统的旋转刚度参数， 2f K R 则是该系统的旋转刚度，表示使该系统产生单位转角的需
49、施加的内径圆周单位长度的力矩，Nmm/mm。引入管板边缘旋转刚度无量纲参数f21.6 管板计算公式简化假设(1) 略去法兰与管板沿其中心面内的拉伸；(2) 略去螺栓和垫片的变形；(3) 关于考虑管板边缘环形区内的简化处理。对于延长部分兼作法兰的管板，除校核管板应力外，还需校核法兰应力。由螺栓、垫片施加于法兰上的外力矩，一部分传递到管板边缘，由管板承担，因此法兰承受的并非全部，而只是一部分折减了的法兰力矩。GB151 根据法兰与管板的刚度比计算法兰力矩折减系数，并按与折减后的法兰实际承受的力矩计算法兰应力，由此确定所需的法兰最小厚度；最后按结构要求调整管板与法兰的厚度，确定一个既满足管板强度，又满足法兰设计要求的兼作法兰的管板厚度。21.7 设计条件的危险组合对于延长部分兼作法兰的固定式换热器管板的设计应该考虑各种载荷条件下（壳程压力Ps,管程压力Pt,热膨胀差，法兰力矩）可能存在的不同危险组合情况，各种组合情况下的管板应
