摘要：本文分析了流体横向载荷对管壳式换热器管束的影响, 对横向载荷作用下管子破坏进行了理论分析, 并提出了横向载荷作用下管子的校核计算理论和校核方法。
关键词：薄壁管换热器 横向载荷 强度理论
1、前言
随着石油化工设备的大型化, 为使结构紧凑, 换热器往往采用小管径薄壁管, 由横向载荷引起的破坏事故时有发生, 其中贵重金属(如T i) 薄壁管, 问题尤其严重。据分析, 横向载荷造成的机械破坏形式有: 管子疲劳破坏、管子与壳体之间的碰撞破坏、折流板对管子的剪切破坏、管子与管板连接处松脱泄漏。因此在换热器设计中, 尤其是薄壁管换热器设计, 对上述情况均应加以校核。
2、横向载荷对管束的影响在管壳式换热器中, 为强化传热, 通常设置了折流板, 壳体中的流体是以横向即垂直于管束轴线方向通过管束。流体横向载荷对换热器的影响主要是引起管束振动和强度破坏。
2.1 振动分析
流体横向载荷引起管束振动主要有阻尼弹性振动、共振两种形式。
2.1.1 阻尼稳定性理论
阻尼稳定性理论或称能量理论, 是假定流体横向流经管子所产生的激振力对管子所作的功, 等于管子系统阻尼振动力衰减所消耗的能量。此时称之为振动的临界状态, 对应的流体流速称为不稳定临界流速(uc)。当流体的流速大于uc 时, 即流体激振力所作的功大于管子阻尼能量, 管子便会产生不稳定的弹性振动。由此可知, 通过计算一定管束结构条件下的阻尼能量和流体流经管束时所作的功, 可确定不稳定临界流速uc。
uc= Bf 1 (m DQ) 1ˆ2
2.1.2 共振理论
当载荷扰动频率与管束的管束自振频率相等时, 管束发生共振。共振主要在下面几种情况下发生。(1) 卡漫旋涡
流体流经管束时, 管子背后有卡漫旋涡产生, 当旋涡自管子表面脱落频率与管束自振频率相等时, 管束发生共振。卡漫旋涡脱落频率f v 可按下面公式计算:
f v= S tV ˆd o
(2) 紊流抖动
对于节径比小于1.5 的密排管束, 难以发生卡漫旋涡脱落, 但壳体紊流旋涡使管子受到随机波动的作用力, 而且紊流有一个相当宽的频带, 当频带中的某一频率与管子任一自振频率接近或相等时, 会导致管子大振幅振动。这一频率称为紊流抖动主频率f t , 其计算式为:
f t= V do [3.05 (1- doˆT) 2+ 0.28 ]ˆ(L T )
(3) 声振动
当壳体介质为气体或蒸汽时, 在与流体流动方向和管子轴线方向都垂直的方向上会形成声学驻波, 如果声学驻波的频率与管束的自振频率、卡漫旋涡脱落频率或紊流抖动频率一致,便激发起声学驻波的振动, 因而产生强烈的噪声。声学驻波的频率f a 计算公式为:
f a= nCˆ(2D )
2.2 强度理论
强度理论是将管子视为受均布载荷的梁,管板端为固定端, 支撑板端为简支端, 由此可计算出梁(管子) 的应力及挠度, 以评定其是否安全。管子的最大应力Rr 出现在固定端, 最大剪应力S出现在简支端, 两支撑板中间位置有最大挠度y。
当Rr≤ [R]、S≤ [S] = 0.5 [R] 时, 管子不发生强度破坏。当y ≤(T - do ) 时, 不会发生管子碰撞。由此可得到对应的临界流速:
uc1= {K 1 [R] (do4- d i4)ˆ(BK CLQL do2) }1ˆ2
uc2= {K 2 [R] (do2- d i2)ˆ(BK CLQL do2) }1ˆ2
uc3= {K 3E [R] (do2- d i2) (T - do2)÷(BK CLQL do2) }1ˆ2
鉴于篇幅, 上述公式理论推导从略。
3、横向载荷校核通过上述分析, 在横向载荷作用下, 换热器管束应进行下述校核:
(1) 稳定校核
为防止管束发生不稳定的弹性振动, 换热器管束间流体流速应小于不稳定临界流速, 即:
u≤uc
(2) 共振校核
对于一定结构的管束, 自振频率f 按下式计算:
f = 35.2C [E (do4- d i4)ˆ(mL 4) ]
操作条件下, 换热器不应发生共振, 即卡漫旋涡、紊流抖动、声学驻波频率应远离管束自振频率。因此, 要求换热器满足下面条件[ 3 ]:
f vˆf < 0.5, f tˆf < 0.5, 0.8<f/ f a < 1.2
(3) 强度校核
换热管束强度校核包括管子弯曲、剪切及碰撞三种情况, 但实际上管子很少发生弯曲破坏, 通常在发生弯曲破坏前, 管子与管板连接处已出现泄漏。因此工程应用时, 可仅考虑剪切与碰撞两种破坏。换热器管束间流体流速应小于剪切及碰撞两种情况下的临界流速:
u≤uc2, u≤uc3
4、结语换热器管束在横向载荷作用下, 管束所处的状态较为复杂。横向载荷造成的机械破坏形式也较多, 有管子疲劳破坏, 管子与管子、管子与壳体之间的碰撞破坏, 折流板对管子的剪切破坏, 管子与管板连接处松脱泄漏等。管束振动是一复杂过程, 在设计中应使换热器操作远离不稳定的弹性振动及共振区, 同时保证在横向载荷作用下管子不发生强度破坏。因此, 应对横向载荷计算作全面校核, 小管径薄壁管和贵重金属薄壁管等。
流体横向激振力是诱发振动的主要原因,因此设计上应尽量减小流体横向载荷, 采用具有纵向流动的折流板, 如4 叶孔(梅花孔) 折流板、折流杆等, 减小管束诱发振动的可能性。提高管子的自振频率, 如减小折流板间距, 也可有效地防止振动发生。
符号说明
B——临界状态常数D——管子对数衰减率
Q——流体密度, kgˆm 3
f ——管子固有频率, 1ˆs
f v、f t、f a——分别为卡漫旋涡脱落频率、紊流抖动频率、声振频率, 1ˆs
n——驻波的阶数, 无因次
D——特性长度, m
C——壳体内流体中声音传播速度, mˆs
V——管束中最小自由截面处流体流速, mˆs
uc——临界流速, mˆs
uc1、uc2、uc3——弯曲、剪切、碰撞临界流速,mˆs
S t——斯特罗哈无因次准数
L 、T——分别为纵向、横向管间距, m
可见, 在所有情况下等间距布置间断型内插件N u 都比整条型片条内插件值为高, 且N u 数的增加值要比摩擦因子的增加值大得多, 这与Bergles 等的分析是相一致的。结果是: 等间距布置的间断型片条内插件摩擦因子增加1%～ 35% , N u 数增加15%～ 80%。
5、结论
条形内插件结构简单加工方便, 强化传热,但压降也增加。麻花铁内插件传热性能可接近先进的翅状条型内插件, 但压降较高; 扁钢内插件结构最简单, 压降不高, 但强化传热偏低; 较短的整条型片条(扁钢) 型内插件比与管长等长的长整条型内插件可大大减少压降, 但N u 数也减少8%～ 58%; 间断布置的条型内插件比整条型内插件N u 数增加较多, 达15%～80% , 但摩擦因子也增加1%～ 35%。总之, 应根据工艺情况合理选择相应的片条型内插件。
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3 刘震球. 新型插入物强化氟里昂的水平管内冷凝研究:[硕士论文]. 广州: 华南理工大学, 1982.
4 王四清. 等静压碳化硅高温陶瓷换热器管内辐射—导热—对流耦合传热强化理论与实验研究: [硕士论文]. 广州: 华南理工大学, 1993.
5 钱颂文, 朱冬生, 李庆领, 杨丽明编著. 管式换热器强化传热技术. 北京: 化学工业出版社, 2003.
6 钱颂文, 岑汉钊, 江楠, 马小明, 方江敏编著. 管束流体力学与传热. 北京: 石油化工出版社, 2002.，信捷职称论文写作发表网
