重要文献摘要丨GB151中未尽的若干问题

本文整理自冯清晓,谢智刚,桑如苞.管壳式换热器结构设计与强度计算中的重要问题.石油化工设备技术,2016,37(2).

这是篇信息量非常大的文献，三位作者都是业内的知名人士，他们对标准的解读和补充具有重要的参考价值。

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GB151规定的筒体最小厚度要远大于一般的容器，这是为了保证筒体刚性，利于管束安装或抽出。GB151也不要求像其他卧式容器一样对换热器（包括重叠式换热器）筒体进行鞍座局部应力校核。另外，考虑到管板、换热管、折流板及拉杆等置于筒体内部，这与一般卧式容器的“空筒”完全不同，文章认为目前卧式容器的计算模型并不完全适用于卧式容器。

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壳程介质为两相流体时，折流板缺口应左右布置。若上下布置是不可行的，各论坛对此的讨论比较多，不细说。

对于壳程为单相液体，折流板缺口应上下布置。若采用左右布置，会使介质水平迂回前行，温度高的流体总在上方，低的在下，这样流场温度不均会影响换热效率。

当壳程介质为单相气体时，折流板缺口水平下下，或垂直左右布置并无多大差别。这是因为气体密度较小，即使是缺口上下布置，液体翻过上缺口后向下翻动，此举对流场温度的均布作用不大。

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对于立式换热器拉杆的固定端，究竟是在上管板好还是在下管板好，这点各论坛也没少讨论。文章站在“拉杆应固定于下管板”一方。

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设置防冲板应考虑管束的安装问题，这点也经常看到讨论。

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设置了膨胀节的立式容器，其以支座为界的上、下部分筒体总轴向刚度不同。刚度较大的部分，其承较多的轴向力（或总重）。研究表明，设置膨胀节后的轴向拉压刚度可为无膨胀节时筒体刚度的1/10甚至更小。也就是说，不设置膨胀节的那部分筒体将承担90%的总重。

如果将膨胀节设于支座上方，下部筒体将承担90%总重产生的轴向拉伸。因为筒体承受轴向拉伸的能力要比承受压缩大得多，这要比将膨胀节设于支座之下，让筒体上部承受90%总重产生的压缩应力要好。

另外文章还提到，应将不进行无损检测的壳程最后一道环焊缝置于支座上方，避免焊缝受拉。

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文章还提到了一个比较纠结的问题，即多管程管箱法兰要不要考虑分程隔板垫片反力。文章认为，分程隔板处的垫片属于内密封，其压紧不全靠螺栓，将此处的垫片按普通垫片计算是不妥的。第一作者的另一篇文章冯清晓等.带隔板管箱法兰的密封力计算.石油化工设备技术,2014,35(1).有较为详细的分析，分析认为，我国的长期实践表明，这个分程隔板处的垫片反力不考虑或许是更恰当的。

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对于管箱封头直接与管箱法兰相连的情况，人们通常引述GB150.3第5.11.3.1条，而不进行计算。该条认为下图中带法兰的凸形封头，封头、法兰可以分开计算。

但文章认为，按Waters法，与长颈法兰锥颈相连的圆筒长度应不小于法兰力矩的衰减长度。如果法兰直接与封头相连通常是无法满足这个长度的，所以此时长颈法兰应按长颈活套法兰计算。

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对换热管来说，由于用于校核轴向压缩应力的换热管只是其中受压最严重的那部分，其他换热管中的压应力并没有这么大，而且相当多的换热管尚处拉伸状态，所以换热管的轴向压缩失稳具有“重分布”的趋势，为此其许用压缩应力可适当放宽，就此GB/T151-2014 7.3.2.2中，将安全系数由99版中的2.0（GB151-1999 5.7.4.2）放宽至1.5。

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在计及膨胀节波谷中的轴向力后，使上管板在管壳程压力作用时周边的剪力变成同向，加大了管板的应力，有可能成为危险工况，为此GB/T151-2014中作了重要修改，并且又考虑了管壳程压力同时作用及管壳温差共同作用的工况，从而使危险工况由4个变成6个。

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随着设备大型化后，特别是换热器直径和长度大大超出常规范围时，其管板管束折流板等的重量是非常巨大的。有限元分析表明，其对管板应力的影响是不能忽略的。此时换热器由管板等内件重量对管板应力的影响已超过压力作用的影响，成为管板计算厚度的控制因素。

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对于U型管换热器，较高的管程压力虽并未直接作用于壳程法兰，但它会作用于管板的管桥和管束上，产生轴向载荷，此载荷会被传递至管板与壳程法兰间的垫片上，从而再传递至

壳程法兰。所以就算壳程压力为零时，壳程法兰所受的轴向载荷与管箱法兰所受的轴向载荷是一样的，即此壳程法兰承受的预紧力矩和操作力矩与管箱法兰是相同的。所以这对法兰的设计压力一律应取管壳程较高的设计压力，设计温度则可各取各的或由传热计算决定。其垫片和螺栓一律按较高一侧的设计压力和较高一侧的设计温度进行设计。

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后面是不太常见的一些换热器结构的分析，包括：浮头法兰的合理设计，特殊结构U型管换热器管板的计算，特殊结构浮头式换热器管板的计算，特殊结构填料函式换热器管板的计算，特殊结构柔性薄管板换热器管板的计算，感兴趣可阅读原文献。