一种高压换热器的设计
“高-低压”螺纹锁紧环式换热器的设计
现管箱零部件尺寸的系列化设计，避免其径向尺寸调整量 2 “高-低压”螺纹锁紧环换热器的设计过程及主 行DŽ ᇌঞ㶎㒍ⱘ㶎䎱⹂ᅮˈ 䳔ֱ䆕㶎㒍ⱘᇣᕘय़㋻㶎ᷧ㶎㒍ᄨ䖍㓬᳝ড়䗖ⱘ䎱 ݀ ൌ ߮ʹͻ݉݉ ˗ܲ ൌ ʹ͵Ǥͺͳʹͷ ᴀ䆒প 太大，压紧螺栓一般采用M36~M42几种规格，且其相邻 要零件的设计计算
ܾüൿ⠛᳝ᬜᆚᇕᆑᑺˈPP˗ ᓣЁ˖ ܹܲ ൌ Ǥʹͺ ݐܾܲ݉ ܩܦ ൌ ͵ͷʹͲʹͶ ᓣЁ˖ܾüൿ⠛᳝ᬜᆚᇕᆑᑺˈPP˗ Ͷ 式中：b—垫片有效密封宽度，9.779mm； ܲݐ üㅵ䆒䅵य़˗ ܲ üㅵ䆒䅵य़˗ ᓣЁ˖ܾüൿ⠛᳝ᬜᆚᇕᆑᑺˈPP˗ ݐ Pt—管程设计压力； üൿ⠛य़㋻⫼ЁᖗⳈᕘˈPP˗ ܲ ݐüㅵ䆒䅵य़˗ ܦܦ üൿ⠛य़㋻⫼ЁᖗⳈᕘˈPP˗ ܩܩ ݍܦüय़ݙᕘˈPPDŽ
2.2 确定管程密封垫片的参数及尺寸
2.2.1 垫片选型
此处的垫片根据设备的操作工况，工艺包方文件的要 求，可选用硬度较低的金属平垫，如S11306，也可选用柔 性石墨波齿复合垫，对于较复杂的工况，可选用双金属自 密封波齿复合垫片[1]。本设备操作工况稳定，根据使用经 验选用回弹性好、密封寿命长、制造安装方便的柔性石墨 波齿复合垫，其制造、检验符合GB/T19066.3—2003的规 定，要求回弹率≥25%。垫片系数：m=3；y=50MPa。
1 图1看出管箱由内压引起的轴向载荷通过内部结构 传递至管箱筒体，由管箱筒体承受，使其结构紧凑、密封 可靠，相比大法兰结构较节约材料。
2.2.2 垫片尺寸
根据管箱内径、压圈的宽度及垫片的接触宽度（按设 备直径一般取25~30mm）确定垫片的内外径，，垫片的接 触宽度根据设备直径一般取25~30mm。本设备垫片接触宽 度取30mm，内径/外径分别取φ725mm/φ785mm。
按ASME Ⅷ-1规范设计高压U形管换热器
换热器管板与壳体和管箱为整体连接 ，计及管箱 、
１ 一 管 箱 简 体 ；２ － 管 板 ；３ 一壳程简体 。
壳体对管板周边的支承约束 ，需要计算并校核的应 力有 ：管 板 弯 曲应 力 、管板 布管 区外 周边 的平 均剪 切应力以及与管 、壳程壳体在邻近管板处的轴 向总 应力 。同我国 Ｇ Ｂ １ ５ １ — １ ９ ９ ９ Ｕ形管换热器的计算步 骤类似 ，首先都需要假设管板厚度的初始值 ，然后 进行试算和校核管板 、壳体和管箱的最大应力值是 否超 过许 用 应力 ，整个 计算 为 迭代 过程 。但 Ａ Ｓ ＭＥ
Ⅷ一 １与 Ｇ Ｂ １ ５ １ — １ ９ ９ ９相 比 ，设 计 计 算 更 加 全 面 ，
图１ 管板对 壳体 、管箱整体连接结构 图
能 的统 一 性 、制造 加工 性能 、材 料经 济性 、适 用 性
及专利商 的要求 ，管／ 壳程简体与管板材质选 用了
抗 氢性 能 良好 的 Ｓ Ａ 一３ ３ ６ Ｍ Ｆ １ １ Ｃ Ｌ ３ ，以最 大 限度 地
缺 陷 ，最 大 限度 地利 用换 热管 的布 置 空 间 ，换 热器
由表 ３ 可得 ，对于高压换热器 ，当管板应力计算值
超过 许用 应力 时 ，可采 用 以下三 种选 择之 一或 者三 者 的组合 进行 重新 设计 ：
（ １ ） 增加 假定 的管 板厚 度 。
（ ２ ） 增加 与管 板整 体连 接 的管箱 筒体 的厚 度 。 （ ３ ） 增加 与管 板整 体连 接 的壳 程 筒体 的厚 度 。
一
重 技水
高压绕管换热器绕管机的设计
参 考 文 献
ｆ】 费 飞 ． 于极 值 法 的修 配 法 装 配 尺 寸 链 解 算 公 式 分 析 【】 １ 基 Ｊ．
现 代 制 造 技 术 与 装 备 ，０ ９（ ）７— ． ２０ ５： ９ 【 】 李 小 林 ． 配 装 配 法 释 疑及 变 通 求 解 【１河 南 工 程学 院学 ２ 修 Ｊ 报（ 自然 科 学 版 ）２ ０ １： ６— ８ ，０ ９（ ）３ ３ ． 【］ 王 兰 群 ． 于 装 配 尺 寸 链 应 用 的研 究 ［］黄 石 理 工 学 院学 ３ 基 Ｊ 报 ，０ ７２ （） ９—１． ２０，３３： ２
效 率高 、 位体 积 换热 面积 大 ， 实 现 多股 流 换 热 ， 单 可 具
有 很 好 的 热 补 偿 能 力 ， 合 深 冷 系 统 的 换 热 。 压 绕 管 适 高
换 热 器 是 大 型 化 工 工 艺 过 程 的 重 要 设 备 ， 且 是 一 个 而
高 效 节 能 的 设 备 ， 要 用 于 净 化 流 程 的 低 温 甲 醇 洗 装 主
也 比较 困 难 。
高 压绕 管换 热器 与 常规 形式 相 比 ， 有 以下优 点 ： 具 １ 降 低 了 温 差 应 力 ， 于 降 低 管 子 与 管 板 连 接 区 的 峰 ） 对 值 应力 、 止破 裂 和疲 劳起 到很 大 的作用 ；） 于换热 防 ２ 由
器 工 作 时 约束 缓解 ， 板 与管 子 连 接 区 的局 部 应 力和 管
的零件 后 ， 可依 据实 测值 再 次调整 各 组成 环 的公差 ， 还 使之 更符 合生 产 实际 。
［ 】 杨友才． ４ 修配法解装配尺寸链的新方法 ［Ｊ 中国科技信 Ｊ．
息 ，０ ５ １ ） １６—１ ７ ２ ０ （３ ： １ １．
高压U形管式换热器的管箱设计探讨
这里的介质短路 ，影响了换热 的效果。
料进出 口所必须 的长度 ，将超过 ７ ０ ０ ｍ ｍ，而设 备 内径 仅 为 ￣３ ０ ４ ｍ ｍ。
经过 方 案 比较 ，本 设 计 采 用 图 ｌ的 焊 接 管 板 （ Ｇ Ｂ １ ５ １中 ｂ型管 板 ） 和平 盖 封 头 的型 式 ，焊 接 管 板直 接 与 管 箱 法 兰 小 端 焊 接 ，将 所 有 管 程 开 孔 均 移 至平盖 上 ，这样 虽 然 管 板 厚 度 较 大 ，但 缩 短 了 管箱 的轴 向长度 ，便 于检 修换 热 管与 管 板 的 接 头 ，
一
弯矩 的大小 。本例 中壳程筒体 较薄 （ 采用 规格 为中 ３ ２ ５× １ ０的无缝管 ） ，在与管箱简体对管板的
联合约束 中作用较小 。本例计算 中壳程简体 和管 箱圆筒分别与管板 的旋 转 刚度值 之 比，前者仅 为 后者的 １ ／ １ ５ ，因此假定壳程筒体对管板 的约束 均
图 ３ 管箱垫片
一
２ 管板的计算
管板在管程压力 Ｐ ｔ 作用下 ，其直径 断面将按 图４ 虚线所示方向变形 ，由于管板与管箱和壳体直 接焊接 （ 本例管箱筒体为法兰 ） ，其变形受到法兰
的约束 ，同时受到壳程简体的约束。即存在弯矩 Ｍ
的支承作用 ， 使 管板 的受力状 态为 Ｐ ｔ 作用下 （ 受 管孔开 孔 削弱及 周边 弹性 支承 ） 的圆平 板 。这是 ｕ 形管式 换热 器 ｂ型管 板 与 ａ型 管板 受 力状 态 的
由管箱筒体提供 ，即对法兰所受 弯矩数值 略作 放 大 ，对法兰的核算结 果是偏 安全 的。忽略与管 板 固定相连 的管箱或壳体对管板 的约束 （ 支承 ）作 用在 Ａ Ｓ ＭＥⅧ 一１中也 有 考 虑 ，按 Ｕ ＨＸ一１ ２ ． ６中 提供的思路 ，将使管 板 的计 算厚度增 大，但 同时 可以免除对 与管板相连 的壳体产 生的附加轴 向弯 曲应力的校核 ，而管 板对与其 固定 相连 的管箱 或 壳体的附加轴向弯曲应力是 Ｇ Ｂ １ ５ １ 所没有考虑的。 周边弹性支 承 的圆平 板 ，可将计算 载荷分解 为两部分 ，一是在周 边简支 的 圆平板上 ，最大 弯 曲应力在 中心 ；二是 在受周边均 布支承弯矩作用 的圆平板上 ，弯 曲应 力处处 相等。由于两者符号 相反 ，管板对 法兰所施 加 的弯矩数值 ，可通过求 取管板因该弯矩的作用 ，而使最大应力 ｏ ｒ ｍ ａ ｘ 得 以 减小 的数值 （ 绝对值 ） ，此值 即为该弯矩单独作用 在管板土时 ，产 生 的弯 曲应力 ，进而可 以求得这
基于ASPEN软件的高压板翅式换热器设计研究
Байду номын сангаас
见表2,冷、热流体热负荷一温度变化如图2所示。 从图1、表2中可以看出，换热器已在ASPEN HYSYS软件模拟中处于热平衡，其平均温差为6.65七,
总的热负荷值为13301.81 kW, UA值为2000.25 kW/七，最小温差为3.75七，而且从图2中可以发现，冷、 热流体热负荷一温度变化曲线较为平缓，说明流体之间换热均匀，热损失较少。
流体C出 流体B出
、\z
流体C进
流体B进
流体A进
流体A出
换热器 图1 ASPEN HYSYS软件物性
模拟平衡
表2 ASPEN HYSYS软件物性模拟结果
整个换热器的性能参数
热负荷/kW
热损/kW
冷损/kW
值 / ( UA
kW/t )
最小温差氏
13301.81 424.84 0 2000.25 3.75
表1高压板翅式换热器设计参数
A 10.4 -45/65 362100 35/-7.165 9.172/9.103 1/0.9852
69
B 8.5 -45/65 342200 -15.42/31.25 7.373/7.304 0.9936/1 69
C 4.8 -45/65 19900 -23.54/18.33 4.069/4.000 0.6759/0.764 69
基于ASPEN HYSYS软件成功模拟出的流体物性数据，采用杭氧自主研发设计的传热设计软件进行传 热设计，计算结果满足换热器的热负荷和阻力降等工艺要求。
• 55 •
4板翅式换热器的结构设计
板翅式换热器主要部件包括芯体、封头、接管、支座等。芯体主要由传热翅片、隔板、封条、导流 片等零件组合而成。因此，在对高压板翅式热换器设计时，不仅要合理选取各主要承压元件的材料，更 应该对高压板翅式热换器的结构进行合理设计。 4.1材料选取
高压U形换热器设计
工作介质 设计压力 工作压力 设计温度 工作温度 换热面积 公称直径
MPa MPa ℃ （进口/出口）℃ 2 m mm
接管号
1 ○ 2 ○ 3 ○ 4 ○ 5 ○
名称 蒸汽入口 冷凝液出口 BDO 出口 BDO 入口 放空口
图 1 工艺外形示意图
1
二．
设计方案及特点：
1.管箱密封结构选取。 平封头在压力容器中使用很广泛， 特别是压力较高直径较小的高压容器及超 高压容器，几乎全采用平封头。而高压容器中常用的平封头以及其相应的密封结 构形式有：和 C 形垫、平垫、O 形垫、双锥垫等相配合的平封头，和 N.E.C.式密 封结构相配合的平封头，和卡扎里密封结构相配合的平封头，以及和卡箍结构相 配合的平封头等，其中以平垫、O 形垫，双锥垫居多。根据双锥密封适用范围： 设计压力为： 6.4～35MPa； 设计温度为： 0～400℃； 内直径为： Φ400～Φ2000mm 。 本设备设计参数与此条件吻合， 因此管箱密封采用双锥密封。 双锥密封结构简单， 制造容易，加工精度要求不太高，因而生产周期较短。在预紧时，它靠拧紧螺栓 而对密封面施加压紧力以达到密封（强制密封） ；在操作时，由压力升起，除螺 栓产生的压紧力减小，由于垫片的径向变形而使密封面上的压紧力更大，密封性 越好（自紧密封） 。双锥密封设计主要根据强制密封和自紧密封两种密封原理， 确定在预紧状态和操作状态的主螺栓载荷 Wa 和 Wp， 为主螺栓设计提供依据； 并根 据主螺栓载荷，为和密封结构相关的零部件（包括顶盖、筒体端部法兰等）的设 计提供依据 。
Wp = F + Fp + Fc
内压轴向力：
2 F = 0.785 DG ⋅ pc
pc ——计算压力 ( MPa)
式中：
压差法设计高压换热器分析
压差法设计高压换热器分析发表时间：2016-03-11T16:27:54.527Z 来源：《电力设备》2015年8期供稿作者：邱梅唤张春飞刘雪冰[导读] 江苏德邦工程有限公司对于高压换热器在保质保量且安全的前提下，在设计、制造、无损检测方面选取优化的方式来降低成本。
（江苏德邦工程有限公司南京 211153）摘要：近年来，由于工艺要求、能源危机和环境保护等诸多因素，传热强化技术和换热器的现代研究、设计方法获得了飞速发展，为满足各行各业的需求，已经开发了多种新型换热器。
在最求高新技术的前提下，也想尽办法控制设备成本，来达到节能降耗的目的。
对于高压换热器在保质保量且安全的前提下，在设计、制造、无损检测方面选取优化的方式来降低成本。
关键词：高压换热器；压差法；热处理；无损检测；水压试验引言：换热器的主要作用是使热量从温度较高的流体传到温度较低的流体，进行热量交换，从而达到工艺目的，换热器是化工、动力、炼油、食品，制药及其他许多工业部门广泛使用的一种通用设备。
高压换热器由于管壳程压力较高，按常规设计，管板和换热管就会相对较厚。
GB/T151规定，如果能保证管程压力和壳程压力在任何情况下都能同时作用，则可以按管程和壳程的压力差设计管板和换热管,来减薄承受压差元件的厚度，达到节能降耗的目的。
压差设计的换热器的结构形式有多种，但从设备的安全性能，制造的难易成度，无损检测的可操作性等方面进行比较，得出相对优化的结构，供实际生产所用。
拿下面的一台高压换热器为例来阐述说明。
此高压换热器为54万吨/年合成氨、95万吨尿素项目的一台设备，工艺条件如下：壳程设计压力（MPa）： 23管程设计压力（MPa）： 23壳程设计温度（ºC）： 190管程设计温度（ºC）： 175筒体公称直径（mm）： 1370换热面积（m²）： 2333.5换热管 φ12.7X1.24X12191 共4880根壳程进出口温度（ºC）: 162/44管程进出口温度（ºC）: 16.6/141壳程物料名称：工艺出料管程物料名称：工艺进料壳程材质： Q345R管程材质： Q345R、16MnⅣ、20设备整体结构如图所示：设备整体结构图1.管板结构及管板和换热管的压差法设计固定管板换热器的优点是结构简单、紧凑、能承受较高的压力，造价低，管程清洗方便，管子损坏时易于堵管或更换。
高压板翅式换热器的设计开发
,
有力 推动 了板翅式换热 器 的技术进 步
在我 国
。
,
铝制
: 板翅式换热器 由杭州制氧机集 团有 限公 司 ( 以下 简称
0 杭氧) 等在 2 世 纪 印 年代中期 开发
.
成功
展
,
使我 国成为 继英 国
、
美 国和 日本 之后第 四个 能够生 产这种 换 热器 的国家 但杭氧当时
<
设计 生产 的铝 制板翅式换热 器 多 以 低压 换热 器 为 主 ( 尤其是 内压 缩 流程 的不 断成熟 和应 用
,
、 ,
2 OMP a
)
。
随 着 空 分 流程 的不 断 发
。
要 求板 翅 式换 热器 的设计 压 力 必 须提高
。
尤其进
,
人 2 世 纪 8 年代 以来 0 0 承 受中 器
,
随着我 国 内地 和 沿海 油 田 的不 断开 发 和石 油 化 工 行 业 的快 速发 展
由于 国内无 法 制 造 中
、 , 、
某 一 内压 缩 流程 空分 设备 主换热 器 的运行 参 数 少 友 2
表
2
某 一 内压缩流 程 空分设 备主换 热器运行 参数 高 压 空气
8 3 众)7 7C 8 2 3
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设计
计 算方 法
、
特 点及 应 用 前 景作 简单介 绍
关抽词 : 高压板 翅式换 热 器 ; 芯 体
1
:
翅片 ; 流道
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管程高压换热器的优化设计
高亚娟，李保志，张作为
（大庆石化公司检测公司，黑龙江大庆163714）
摘要：管程高压换热器在不选用螺纹锁紧环换热器的前提下，只能选择平盖特殊高压管箱，这
种管箱结构特殊，其他受压元件为常规结构；管板强度校核计算采用解析应力分析法，假设条
件少，能够准确反映强度指标，其他受压元件计算按照GB/T 151-2014标准设计。
关键词：高压换热器；高压特殊管箱；f型管板；平盖
热油—三元溶液换热器是油田三次采油关键设备，利用壳程的高温三元溶液加热管程内的原油，高温侧在壳程，高压侧在管程，该换热器选型为D型高压管箱、E型壳体型式和U 形管换热器。
原来引进的日本设备是按照ASME规范设计的，改用GB/T 151-2014设计，由于国产材料安全系数低，相应的许用应力大，因此，国产化设计后，相应的壁厚很大程度的减薄，强度校核通过。
特殊高压管箱的计算采用应力分析方法，相对建模模拟软件来说，这种应力分析方法是解析法[1，2]，该方法的应力分析，减少了很多假设，因此更为准确。
1 设计条件
热油—三元溶液换热器的设计数据见表1。
表1 换热器的设计数据
项目壳程管程
设计压力/MPa 0.4 17.9
设计温度/℃340 200
介质三元溶液原油
直径/mm 355.6400
程数 1 2
2 结构设计
2.1 管箱结构
该换热器的特点就是管程高压，采用特殊高压管箱，因为换热器直径不大，所以没有采用螺纹锁紧环[3~5]封闭管箱，采用平盖加金属环垫片封闭管箱，小直径条件下，这种管箱与螺纹锁紧环管箱重量相差不多，计算经验成熟。
管箱的分程隔板结构可以承受冲击，直接承受冲击的平板总长度只有260 mm，宽400 mm，周边焊接，悬臂端用环板拉筋，结构见图1。
图1 分程隔板结构
2.2 管板结构
管板采用f型管板，与管程筒体连接，加工过渡段，管板与壳程法兰连接，设计成凸缘法兰结构，结构见图2。
图2 管板结构
管板密封面与轴线的垂直度为0.2 mm；管孔与密封面的垂直度为0.1 mm。
这种管板较好地解决了管板与管箱筒体连接处的局部应力集中问题，圆弧R10是应力释放的最佳尺寸，尺寸132 mm是应力集中衰减接近最小值位置，因此，这种管板应力集中在可以控制范围内。
2.3 管程法兰和平盖
选用标准管法兰尺寸，在强度计算过程中，调整相关尺寸，使管程法兰和平盖，尺寸相对减小，尽量不增大螺栓的尺寸，结构详见图3。
图3 管程法兰和平盖结构
这是非标法兰和平盖结构，在计算的时候考虑减轻平盖重量，最新的技术表明，采用螺纹锁紧环结构[4~12]比较适用，由于这台换热器内径不是很大，采用螺纹锁紧环结构，制造难度增大，不利于检修和改造，因此，还是采用法兰和平盖的结构。
2.4 壳体
壳体由容器法兰、加强段、筒体、封头、接管和管法兰组成，为了解决左鞍座的稳定性问题，容器法兰接加强段，加强段厚度计算得出，见图4。
图4 壳体结构
采用F型管板不用考虑容器法兰的配对问题，因此，强度计算的时候，仅按照壳体的内压计算即可。
加强段的范围以鞍座所需要的宽度为准，控制鞍座应力低于许用应力的50%，这样的支撑结构是安全的，是估算值，准确鞍座应力和加强段所承受的薄膜应力，需要分析设计计算。
该换热器的其他结构是常规的，整体装配后见图5。
图5换热器整体结构
3 强度计算
文献[6]提供了常规换热器的强度计算方法，这些计算方法也是应力分析方法，是解析式，但是需要借助计算机技术来计算。
3.1 管箱容器法兰和管箱平盖计算
管箱容器法兰计算按照文献[7] [10]计算即可，选用金属环垫片，垫片系数m=5.5，比压力y=124.1 MPa ，
管箱平盖按照周边简支圆平盖来计算，是1种平封头，按照GB 150.3计算，平盖结构特征系数K 分为操作时和预紧时2种情况： 操作时：378.13.0c
C G
D P WL K +=； 预紧时：378.1C
C G
D P WL K = 3.2 管板计算
管板是f 型，管板与管箱连成一体，与标准的f 型管板[6]比较，区别就是凸缘法兰，计算参考筒体端部[7]，但是计算的时候，还是按照管板延长部分兼做法兰来考虑，于是，计算管板的抗弯刚度和各项旋转刚度，再计算法兰的计算系数，法兰力矩，计算法兰应力和管板应力，按照文献[6][11][12]的公式计算即可。
3.3 壳程法兰计算
壳程法兰与管板配对，是常规法兰计算，按照文献[7]计算即可。
3.4 壳程筒体加强段计算
壳程筒体加强段，是在满足内压的前提下，还要满足换热器重心偏离容器中心给鞍座带来的影响，确定支反力的时候，可以确定一个原点，分别计算出，两个鞍座的支反力，比较结果，加强段的支反力是另外1个鞍座的支反力2倍，因此，在鞍座标准尺寸相同的情况下，加强段的鞍座应力提高很多，在鞍座计算时，增加筒体厚度的办法试算筒体的稳定性，计算过程，按照鞍座的规范执行即可。
4 结束语
管箱高压U 形管换热器，也可以设计成双壳程结构，在管板和法兰计算上，和单壳程一样的，不必特殊考虑。
压力容器强度计算软件很方便地应用在换热器的计算上，因此，文中没有详细列举具体的计算过程，仅提出需要考虑的几个问题供参考。
参考文献：
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收稿日期：2016-04-11
作者简介：高亚娟，女，助理工程师，1998年毕业于大庆石油学院化工与石油机械工程专业，现从事化工设备管理工作
Design of a kind of high pressure heat exchanger
Gao yajuan1,Li baozhi1,Zhang zuowei1
(1.Daqing Petrochemical Engineering Testing Technology Co., Ltd, Daqing Heilongjiang province of
P.R.C,163714)
Abstract: Heat exchanger that channel is high pressure in case of not used thread-locking ring, it must select special high pressure channel. This channel structure is special, and other structure is regular. Tube sheet strength check calculation adopt analyzing stress method, because of little assumption, it is consistent of strengthen value correctly. Other pressure part calculation according to GB/T 151-2014
Keywords: high pressure heat exchanger; Special high pressure channel; Type f tube sheet.; Flat cover。