管壳式热交换器的热补偿优化方案

1）热交换器所受的应力

热交换器工作时，都承受一定的内压或外压，因而壳壁及管壁要承受由于压力而产生的周向力和轴向力。对于内压薄壁圆筒而言，其周向应力值为pD/2s0（D为平均直径，s0为计算壁厚），而为满足周向应力的要求，计算壁厚应为

式中 p——筒体的设计压力，Pa；

Di——筒体的内径，m；

s——筒体的壁厚，m；

φ——焊缝系数；

C——壁厚附加量，m；

[σ]——在设计温度下筒体材料的许用应力，Pa。

关于压力引起的轴向力，由于壳程流体压力作用于管板的净表面上，管程压力作用于两端封头和包括管截面在内的管板上，故其值为

式中 ps、pt——壳侧压力、管侧压力，Pa；

do——管子外径，m；

st——管子壁厚，m；

n——管子根数。该轴向力由壳体和管子共同承受，因而壳体所受之力与管束所受之力的和应等于F1；又由于壳体与管子的应力分配与弹性模数成正比，故

壳体应力

管子应力

式中 f——截面积，m2

E——弹性模数，Pa；

下标s、t分别表示壳体与管子。

2）温差应力

在热交换器中，除了由压力产生的应力之外，还会由于壳体、管子所接触的流体温度不等，使壳体、管束的伸长受到约束，从而在轴向产生拉应力或压应力。这种由温差引起的力称温差应力或热应力、温差轴向应力。故从受力角度来看，热交换器要同时承受因压力而产生的轴向力、周向力以及因温差而产生的轴向力。若温差应力与受压而产生的轴向应力的总和超过壳体材料所允许的应力时，壳体将受到破坏。

在计算固定管板式热交换器的温差应力时，通常假定：（1）管子与管板都没有发生挠曲变形，因而每根管子所受的应力相同；（2）以管壁的平均温度和壳壁的平均温度作为各个壁面的计算温度。

设固定管板式热交换器在工作时的管壁温度为tw，壳体壁温为ts，则当两者都能膨胀自如时，管子的自由伸长量为

而壳体的自由伸长量为

式中 at、as——分别为管子和壳体材料的线膨胀系数，1/℃；

l——管子和壳体的长度，m；

t0——安装时的温度，℃。

由于管子与壳体不能独立地自由伸长，而只能共同伸长δ，因而当δ＞δs时，管子受到压缩，被压缩之长为（δt-δ）。而壳体受到拉伸，被拉伸之长为（δ-δs）。应用胡克定律，可分别求出管子所受的压缩力和壳体所受的拉伸力。显然，这两个力应相等，即

式中 Et、Es——分别为管子与壳体材料的弹性模数，Pa；

ft、fs——分别为所有管子、壳体的断面积，m2；

F2——管子所受的压缩力与壳体所受的拉伸力，N。

将以上两式合并，经整理后可得

此即管子所受的压缩力和壳体所受的拉伸力。于是，管壁所受压应力为

壳壁所受拉应力为

故由温差产生的轴向应力

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但温差应力和方向相反，一个为拉应力时，另一个为压应力，因此与合成时，若壳体膨胀量大于管子，则

壳体轴向合成应力

管子轴向合成应力

若管子膨胀量大于壳体时，则

壳体轴向合成应力

管子轴向合成应力

3）拉脱力

两个力（即因压力而产生的轴向力和因温差而产生的轴向力）除使壳壁和管壁产生拉（或压）应力之外，还在管子与管板的连接处产生拉脱力（从管板中拉脱出来的轴向力），若管子拉脱力过大，则会引起接头处密封遭到破坏或使管子松脱。因此在设计时还要校核拉脱力是否在允许范围之内。

在压力与温差的联合作用下，管子中所产生的应力为σt，则管子拉脱力q为

式中 σt——管子的轴向合成应力，Pa；

a——单根换热管管壁的横截面积，m2；

l——胀接深度或焊接高度，m。

若计算出的拉脱力超过允许范围，则需采取相应措施以减小拉脱力，例如对固定管板式无膨胀节的换热器，就需采用膨胀节，对于已带膨胀节的，则增加膨胀节的波数或改用强度较高的材料制作膨胀节以减薄膨胀节之厚度。

4）热补偿的措施

一般情况下，当管子与壳体用同种材料，壳壁与管壁的温差大于50℃时，就要考虑热补偿，以解决膨胀的差异。其措施主要是从工艺和结构两方面着手，可以采取的方法有

（1）减小管子与壳体的温差 由于管壁温度总是接近于换热系数大的流体的温度，因此可将换热系数大的流体通过壳程，当壳体温度低于管束温度时，对壳体进行保温也可减小管子与壳体的温差。

（2）采用膨胀节 膨胀节的作用主要是补偿轴向位移，它的特点是受轴向力后容易变形，从而降低壳体和管子的温差应力。对于一台受内压的热交换器，如果下列三个条件有一个不满足，就应设置膨胀节，即

式中 σs、σt——壳体、管子的轴向总应力，Pa；

[σs]、[σt]——壳体、管子材料的许用应力，Pa；

φ——焊缝系数；

[q]——许用拉脱力，Pa。

当采用胀接法时，管端不卷边，管板孔不开槽胀接，[q]=0.2MPa；管端卷边，管板孔开槽胀接，[q]=0.4MPa。

当采用焊接法时，。

选用膨胀节时，若一个波不能满足需要，可用多波膨胀节。作粗略估算时，膨胀节的波数nex，可用下式求得：

式中 δ1——一个波的最大补偿量；

L——管子的有效长度（即两管板内侧间的距离）。

（3）使管束和壳体均能自由膨胀 这种方法能较好地消除热应力，例如U形管式热交换器、填料函式热交换器、浮头式热交换器均具有这种作用。

（4）弹性管板补偿 对于高温高压热交换器的管板，其强度要求与减小热应力的要求是矛盾的，减小管板厚度能减少管板冷、热两面的热应力，但却受到高压下强度要求的限制。对于固定管板还必须同时考虑温差应力、管板本身的轴向和径向温差应力以及管板的机械强度要求。因而，国内外出现了一些弹性管板的新型结构，有利于提高承压能力且可利用其弹性形变来吸收部分热膨胀差。例如：

a.椭圆管板 其结构如图2.42所示。所谓椭圆管板就是在管板上开了若干管孔的椭圆形盖，它与热交换器壳体焊在一起。椭圆管板比平管板受力好得多，故可做得很薄，使其具有一定弹性，以补偿壳体与管束的膨胀差值。与椭圆管板类似的，还有碟形管板、球形管板等。

图2.42 高压椭圆管板

图2.43 挠性管板

b.挠性管板 如图2.43所示，管板与壳体间有一个弧形过渡连接，且薄，有弹性，能够补偿壳体与管束间的热膨胀差值。至于由流体内产生的应力，是由拉撑管来承受的。它的圆弧过渡，有一个最适宜的曲率半径r，r过大则增大壳体半径，r过小则不能有效地进行热补偿，且会造成局部应力集中。

（5）双套管温度补偿 在高温高压热交换器中，也有采用插入式的双套管温度补偿结构，如图2.44所示。管程流体出入口与一个环形空间相连接，使外套管内流体与壳程流体的温差减小，具有与U形管式热交换器相类似的补偿能力，完全消除热应力。

图2.44 双套管补偿结构