管壳式换热器振动泄漏的分析及处理

曹　雄，骆　浩，潘国瑜（浙江工程设计有限公司，杭州　310000）



管壳式换热器振动泄漏的分析及处理

曹雄，骆浩，潘国瑜
（浙江工程设计有限公司，杭州310000）

摘要根据某台换热器在水运过程中出现的泄漏事件，进行了振动的理论分析及HTRI软件计算。结果表明，主要原因是入口处流速过大，气流分布不均；折流板间距、形式不合理；进口处换热管固有频率较低，临界速度偏小，从而引起振动，导致出现裂纹，引起泄漏。提出通过增加支撑板、重新进行贴胀的措施进行整改。认为此类换热器的设计应采用双管板或者圆盘形折流板结构形式，缩短折流板间距，增加贴胀等。

关键词换热器；振动；HTRI计算；处理方案

换热设备中，管壳式换热器是传统的标准换热器，应用最为广泛，而管壳式换热器中以固定管板换热器最常见［1］。固定管板换热器结构简单紧凑，成本低，但是管子和换热管两端固定在管板上，管板与管板之间易产生温差应力而破坏。当管壳流体沿垂直于管束轴线方向流过管束时，可能会诱发管子的振动或者声振动。固定管板换热器在试运行过程中、吹扫过程中、运行过程中由于振动导致换热器破坏的情况也时有发生。某新建项目1台结晶器预冷凝器在水运过程中出现强烈的振动和噪声，最终出现换热管管子泄漏事件，造成了一定的损失。

针对该事件进行了深入地调查研究，对换热器振动进行理论分析及HTRI软件计算，提出改进建议，以避免类似事件再次发生。

图1 换热器总体结构Fig 1 General structure of the heat exchanger

1换热器及泄漏现象

1.1结构及参数

换热器为结晶预冷凝器，用管程的循环水去冷却壳程从结晶器蒸发并采用负压抽进来的水蒸汽。筒体内径1.5 m，换热管规格φ25 mm×2 mm，长度7.5 m，管间距32 mm，结构详见图1～图3。

壳程，物料蒸汽，进口压力-80 kPa（G），质量流量2.2 kg/s，进口温度60℃，出口温度46℃。管程：物料循环水，进口压力0.5 MPa（G），进口温度32℃，出口温度42℃。管程数3，壳程数1。管程入/出口直径DN450/DN450，壳程入口矩形孔700 mm× 500 mm（进口分为左右2个DN800入口，每个入口又分为前后2个700 mm×500 mm矩形口进入壳程），壳程出口DN200。入口、出口折流板间距均为1 m，中间折流板间距675 mm。折流板形式为单弓，左右缺边，缺边28.6％。

蒸汽由总管经过三通分为2股分别从左右2个进口进入壳程，由于进口管较大，为了避免筒体过大开孔、气流直接冲刷换热管，设计了这种“鼓包”的形式：壳程从顶部进气后分别从前后两端侧面进入壳程，鼓包直径较大为φ1.9 m，改善了设备受力情况，同时也均匀布置进气，降低流速。

1.2泄漏现象

换热器在水运过程中出现强烈振动，24 h内出现大量管程循坏水向壳程泄漏的情况。

事后打开两侧封头对壳程进行加水加气检漏，发现共23根管子泄漏，裂纹在距离管头10 mm左右，呈环向裂纹。而检查管头焊缝均无缺陷，内径缸表检查换热管也无明显胀管痕迹。换热管泄漏的实际部位如图3和图4，其中图4中黑点位置为泄漏的换热管。

图2 换热器壳程入口Fig 2 Shell side entrance of heat exchanger

图3 换热器折流板缺边情况（俯视）Fig 3 Chipped edge conditions of heat exchanger baffle plate （planform）

图4 管子实际泄漏部位Fig Actual leak part of pipe

2　原因分析

2.1振动机理

振动机理颇为复杂，主要分为以下几种：

1）旋涡脱落。流体垂直管束流动时，当雷诺数大到一定程度，会在背面产生周期性交替脱落的反对称旋涡，即卡曼涡街［2］。旋涡交替产生和脱落使管子产生垂直于流向的周期性变化的激振力，导致振动。当其频率接近管子固有频率时就会产生强烈振动。其频率和管径成反比、和流速成正比。

2）湍流抖振。湍流中脉动变化的压力和速度场为紊流的振源。湍流流动具有随机速度扰动，并且湍流旋涡围绕一个中心主频分布在一定宽度频率范围内，当流场中的中心主频和管子的最低固有频率相一致时，就会产生很大的能量，导致换热管共振和较高的振幅［3］。通常认为当管子间距较大，卡曼涡街影响较大，间距较小，影响涡流分离，湍流影响为主要因素。当管子间距与管径之比小于1.5时，涡流分离一般不会引起管子大振幅振动［4］。该换热器的管子间距之比为1.28。

3）流体弹性激振。当流体横向流过管束时，当局部流速较大时，可能使管束中某一根管子偏离其原来的静止位置，发生位移，从而破坏相邻管子上的力平衡，使得相邻管子受到波动压力的作用产生位移而处于振动状态。当流速大到一定程度，流体弹性力对于管束所做的功大于管子阻尼作用所消耗的功，管子的振动振幅将迅速增大，直至管子间相互碰撞而造成破坏［1］。

4）声共鸣。当气体横向流过平行排列的管束时，可能会产生既垂直于流动方向的声驻波，并在换热器内壁（即空腔）之间穿过管束来回反射。当声驻波和空腔的固有频率或者卡曼涡街频率一致时就会发生耦合，使流动介质所具有的动能转化为声压波，从而引起换热器振动和噪声。

2.2泄漏特点

仔细研究发现，这23根管子及泄漏部位有以下几大特点：

1）由图3可以看出，所有换热管可以分为3类管子，第1类两端跨距为1 000 mm，中间跨距为1 350 mm；第2类两端跨距为1 000 mm，中间跨距为675 mm；第3类为两端跨距1 675 mm，中间跨距675 mm。泄漏的23根换热管全部集中在第3类。无支撑跨距对于换热器振动是非常重要的参数。固有频率和折流板跨距长度平方成反比。第3类管子两端管跨最大，中间支撑最少，固有频率远低于其他两类，最易引起振动和破坏。

2）泄漏的23根换热管全部集中前侧入口处，后侧入口处没有1根换热管泄漏。设计人员将换热器入口设计成这种“鼓包”的形式，继而将进口分为前后2个入口，目的是改善结构受力，均匀分布流体，降低流速。但是这种结构配合采用单弓形折流板有一定的缺陷。进口缺边区域在前侧，这样后侧进口到第1块折流板阻力将大于前侧入口到第1块折流板缺边处的阻力。这样会造成前后进口气流分布不均，前侧入口分配的气量多后侧入口分配的气量少，则侧前入口流速大后侧入口流速小，造成了局部速度过大而引起振动破坏。

3）由图4可以看出，换热管泄漏主要集中在进口的下半侧，入口中心线以下泄漏管子数18根，占总泄漏管总数的78％。蒸汽从总进口进来，经过内筒分为2股，又经过将近90°弯，沿与水平15°夹角方向进入壳程。由于惯性的作用而造成气流集中在进口下半侧。这种情况加剧了气流分布不均，造成局部流速过大，引起进口处换热管振动破坏。

4）泄漏的管子主要集中在刚入口处管束表面的几排管子。刚入口的流体流速较高，来不及充分扩散，表面的管子首当其冲，迎风面较大，中间的管子由于前面管子的阻挡作用以及流体的充分扩散，流速相对低些，不容易引起破坏。

5）裂纹都处于管头10 mm处，现场管头焊缝完好，内径缸表检查无明显胀管痕迹。这个可能是制造厂遗漏了胀管或胀管不达设计要求。在有振动倾向的换热器制造中，胀管对于换热器防振有非常重要的作用。流体弹性不稳定机理中，流体弹性力要克服换热管的阻尼，胀管后管板能对换热管起到固支的作用，增加管子的阻尼，提高管子的固有频率。另一方面不胀管的管子引起振动后，由于换热管和管板之间还存在间隙，管板对其无支撑作用，而管头是牢牢焊死的，靠近管头部位也即焊缝热影响区受到振动引起的循环载荷的作用，由于焊缝热影响比其他部位容易存在缺陷裂纹，在低应力循环载荷的作用下更加容易破坏失效。所有泄漏点都为环向裂纹，并且均距离管头10 mm左右，也进一步佐证了这一点。

2.3HTRI振动计算

将实际情况进行一些简化，采用HTRI软件进行振动计算，同时将折流板改为双弓形折流板进行对比分析。双弓形折流板示意见图5，模拟计算结果见表1。

从表1可知，换热器壳程平均横流流速都较低，不足以引起振动，平行速度都在合理的范围内。说明换热器直径、长度等总体结构设计得还是比较合理的。双弓形折流板平均速度比单弓形的折流板低。入口的横流速度都超过临界横流速度，引起入口的弹性不稳定振动。

图5 双弓形折流板Fig 5 Double bow baffle plate

表1 HTRI振动计算结果Tab 1 Computed results of HTRI vibration

这里注意到双弓形折流板换热器前侧和后侧进口处换热管比单弓形折流板前侧进口处换热管多了2个折流板支撑点，但是软件计算的结果是一样的。原因是软件是按最危险的换热管来考虑的。双弓形的折流板位于中间的换热管固有频率较低，两侧进口处的换热管固有频率比中间的换热管固有频率要得高多，临界速度也比中间的换热管高很多。而入口处为换热器振动的高危区域，气流分布最不均匀，流速最大，所以同样块数和间距的双弓形折流板换热器防振性能高于单弓形折流板换热器。

2.4泄漏原因

通过上面的分析，此次事件主要归结为以下几个原因：

1）进口处局部流速过大。通过理论分析，“鼓包”这种结构会造成进气气流分布不均，所以进气口局部速度会比理论计算偏大，这是造成振动的根本原因；

2）折流板间距、形式配合进气口的布置不合理，造成进气口附近换热管固有频率低，临界横流速度小，易造成振动；

3）换热管未按照图面要求进行贴胀或者胀管不到位，以致管子的振动阻尼降低，固有频率降低，临界速度降低，易造成振动。同时也引起振动破坏区域和焊缝热影响区重合，易造成泄漏。

3处理方案及效果

查明所有渗漏换热管，更换所有渗漏换热管，重新按设计要求贴胀，对壳程重新做水压试验。

在2个顶包对应内筒开孔500 mm×700 mm的方位开620 mm×800 mm孔，共4个孔，使得可以操作到内筒内的换热管。抽取出问题进气孔侧的第7排～第26排，水平方向为第17排左起1～10根。制作2块厚12 mm支撑板，从进气孔放入，并焊于筒体内壁上，同时制作2块水平加固板从另一侧进气孔在隔板槽缝隙中水平插进，把支撑板卡在中间，头部点焊在一起。这样再次形成1套支撑板组。在进气口边缘，无法加撑加强条到的地方，人为盲堵附近一些的换热管（空心圆为人为盲堵接管），此法也是确保万一的方法。见图6。

图6 增加支撑板Fig 6 Increase the support plate

换热器经过现场改造后，运行平稳，运行至今将近1年的时间里未再出现管程循环水向壳程泄漏的情况，说明振动得到了有效控制，改造的效果良好。

4　结束语

针对此次泄漏事件，进行振动的理论分析结合HTRI软件计算，同时考虑实际改造运行结果，得出较为准确、可靠、重要的结论，能够深入理解换热器振动产生的原因，对于今后换热器防振设计具有指导意义。

对今后类似设计的建议：

1）缩短无支撑跨距是防振最有效的办法。这次整改中采用在入口处增加支撑也是根据这一理论做出的应对措施。在保证壳程平均流速较为合理的范围内，尽量缩短无支撑跨距，有利于防振。

2）对于采用这种“鼓包”结构的换热器采用双弓形、多弓形或者圆盘形折流板，并且入口或者出口处第1块折流板应为中间缺口，这样同样的折流板块数和间距，入口附近换热管会有较好的防振，中间的换热管由于气流的扩散作用，以及前几排管子的阻挡流速会比较平均振动情况会好一些。

3）有振动倾向的换热器增加贴胀。

4）探索研究更加简单合理的进气结构，进出口是气流分布最不均匀的部位，易造成振动。研究合理的进气分布结构，加速气流的扩散分布降低流速对于防振有重要的意义。

参考文献

［1］郑津洋，董其伍，桑芝富.过程设备设计［M］.2版.北京：化学工业出版社，2005.

［2］Grover L K，Weaver D S. Cross-flow induced vibrations in a tube bank-vortex shedding［J］. Journal of sound and vibration，1978，59（2）：263-276.

［3］Weaver D S，Grover L K. CROSS-FOLW induced vibration inatubebank-turbulent buffeting and fluid elastic instability［J］. Journal of Sound and Vibration，1978，59（2）：277-294.

［4］童鲁海.管壳式换热器的振动特性分析及模态试验［J］.机电工程，2009，26（7）：46-48.

中图分类号TQ051.5

文献标识码BDOI 10.3969/j.issn.1006-6829.2016.01.017

收稿日期：2015-12-08