设 计 计 算
李海英
(中石化股份有限公司九江分公司，江西九江 332004)
摘 要：通过对实际运行中发生振动的U型管换热器进行振动检测、并对管束振动进行计算及分析，判断管束因壳侧气体流经管束及折流板时，气流及声波所产生的振动诱发管束产生了共振，通过在折流板间加装纵向支撑板，有效地消除了换热器的振动。 关键词:U型管换热器；噪声；振动；分析；处理
中图分类号:T Q051 文献标识码:B 文章编号:1001-4837(2004)06-0023-03
Analysis and C alculation of Vibration of U-Tube H eat Exchanger
and Its Countermeasures
LI H ai-ying
(Sinopec C orp.Jiujiang C om pany,Jiujiang332004,China)
Abstract:Through measuring the vibration of U-tube heat exchangers in operation and analyzing the vibration of tube bundles,it can be judged the res onance of tube bundles which induced by gas streams and s ound waves,is produced while gas flows through shell side and baffle plates.By adding longitudinal support plates between baffle plats,the vibration of heat exchanger can be effectively eliminated.
K ey w ords:U-tube heat exchanger;noise;vibration;analysis;countermeasure
1 概述
A-E A409液氨/释放气换热器为卧式U型管式换热器，安装在1015m高的第3层钢框架上，由日本东洋工程公司承包设计,NANK AI化学工程有限责任公司制造。首次投用过程中，换热器发出116dB的尖锐噪音并产生剧烈振动，整个钢框架振感强烈。不及时消除振动，将引起换热器管泄漏，设备及整个装置无法长周期运行。
A-E A409液氨/释放气换热器的U型管为横向排列,10个折流板从入口开始依次为双弓折流板与单弓折流板交替排列，弓型朝向垂直方向；换热管规格为1910mm×2111mm×4500mm,468根正方形排列，
管中心距32mm，壳体直径1200mm，管板与第一个折流板间的间距为61315mm，第一个折流板与第二个折流板间的间距为623mm，其余折流板间的间距为38715mm，壳侧入口管中心线位于第一个折流板后118mm，壳侧出口位于离U型管束末端1029 mm处的轴向位置；壳体前支座位于第二折流板与第三折流板间，后支座位于管束末端。管束在换热器壳体内的纵向支撑形式见图1。换热管材料A334G R1-SC(相当于我国16MnD低温管)，其余设计参数见表1。
2 振动、噪音原因分析
分析A-E A409液氨/释放气换热器的结构特点，管束在垂直方向上的折流板跨距较水平方向大，水平方向单双弓折流板间的跨距最大为623mm，而
・
3
2
・
垂直方向单弓折流板的最大跨距为123615mm ，大跨距的管束固有频率会偏低，可能与气流及声波产
生的振动频率接近，而诱发管束共振。根据以上分析进行了以下测试及计算。
潜流湿地表1 A -E A409液氨/释放气换热器的设计参数
项目介质设计压力(MPa (A ))
设计温度
(℃)
操作压力
(MPa (A ))
操作温度(℃)
程数
流量
玻璃杯生产设备(kg/h )介质密度(kg/m 3)
壳侧液氨015-45/1200111-3019/15181374052162管侧
工艺释放气
119
-45/70
1155
40/21
8
17170
2129
图1 管束在换热器壳体内的纵向剖面结构示意图
211 换热器振动频率测试
对运行中的换热器，用IRD 1M odel308M 振动噪音分析仪对其前、后支座进行测试。噪音分别为
116、100dB ；振幅分别为40、5μm ；振速分别为19、4mm/s ；对应最大振幅的主频率为8865CPM (147175H z )。
由以上测试可知：入口侧的噪音及振动偏大，管束共振频率为147175H z 。
212 气流诱发管束产生振动的分析计算
气流诱发管束共振的因素有：横流速度、卡门涡旋、紊流抖振、声频等。因壳侧出口位于U 型管束末端1029mm 处的轴向位置，空间较开阔，因而可不考虑以上因素在管束出口处引起振动的可能。对其
在管束进口处和折流板间可能引起的振动分别进行判断。
21211 横流速度冲击引起振动的判断
对管束进口处和折流板间的横流速度V 与临界横流速度V c 进行比较。
(1)横流速度V V =
Q 0
3600b min L 1ρ0
(1)
式中 进口流量Q 0=37405kg/h ；各排换热管中的最小总间隙量b min =01586m ；管板与进口单弓折流板间的间距L 1=112365m ；单弓折流板间的间距L 2
=01775m ；气体密度ρ0=2162kg/m 3
。
将各参数代入式(1)，得出管束进口处的横流速度和折流板间的横流速度V 1、V 2分别为:
V 1=5147m/s ;V 2=8173m/s (2)临界横流速度V c V c =K c f n d 0δs
b
(2)
式中 换热管固有频率f n =147175H z ；管外径d 0=
01019m ；质量阻尼系数δs =m δ/ρ0d 02
；单位管长的
质量m =01839kg/m ；取换热管的对数衰减系数δ
=0103代入上式得δs =26161；由文献[1]可查得比例系数K c =2135；指数b =015。
将各参数代入式(2)得:V c =34m/s 因为 V 1=5147m/s <V c =34m/s
V 2=8173m/s <V c =34m/s
由文献[1]可知，在管束进口处和折流板间不会因横流速度冲击引起振动。
ap劫
21212 管束中发生卡门涡旋引起振动的判断
卡门涡旋频率f v 的计算:
f v =S t V 1/D 0
(3)
式中 S t 为斯特罗哈数，由节径比S/d 0=32/19=1168及管束正方形排列，从文献[1]查得S t =0129;
换热管外径d 0=01019mm ；将参数代入式(3)得:
进口处的卡门涡旋频率f v 1=8315H z 折流板间的卡门涡旋频率f v 2=13312H z
由于 f v 1/f =8315/147175=0157>015 f v 2/f =13312/147175=019>015
由文献[1]可知，管束在进口处及折流板间会发生卡门涡旋引起的振动。21213 管束中发生紊流抖振的判断
紊流抖振主频率
f t =
V 1d 0[3105(1-d 0/T )2+0128]
L T
(4)式中 L 、T 为纵、横向换热管中心距，均为01032
m 。
将有关参数带入式(4)得:
进口处的紊流抖振主频率:f t 1=7915H z ;
折流板间的紊流抖振主频率:f t 2=12619H z ；由于 f t 1/f n =7915/147175=0154>015 f t 2/f n =12619/147175=0186>015
・
42・CPVT U 型管换热器振动的分析计算及处理对策 V ol21.N o62004
由文献[1]可知，管束在进口处及折流板间中会发生紊流抖振。
21214 声频引发管束振动的判断
声速:C=1000Zrp s/ρo(5)式中 压缩系数Z=1；定压比热与定容比热的比值r=1131；壳侧工作压力p s=0111MPa(A)；壳侧流体密度ρo=2162kg/m3。代入式(5)得:
C=23415m/s
声频:f a=nC/2D(6)式中 振型数n=1；特性长度D=01707×112= 01848m;
代入式(6)得:f a=13813H z
由于 f v1/f a=8315/13813=016<018
f v2/f a=13312/13813=0196>018
由文献[1]可知，折流板间声频会诱发管束振动。由以上计算可知，壳体内产生的卡门涡旋、紊流抖振、声频诱发了管束振动。
自动泄压阀结合振动及噪音测试结果分析，壳体入口侧支座处振动及噪音大是由于管束在进口处及折流板间因卡门涡旋、紊流抖振、声频诱发了管束振动，而出口侧支座位于相距U型管末端016m处，壳体轴向出口与管束末端相距11029m，后支座已处于开阔地段，气流振动已处于削弱状态，因而在壳体后支座处测量的噪音及振动值均较在前支座处测得的要小。
换热器发出尖锐的噪音来自两个方面：一个是由于气流在管束及折流板等处流动时，因流动脱离而形成了涡流及涡流分裂而形成的；另一个是因气流中存在涡流而引发了气体振动，因气体振动产生了气体动力性噪音。当气流及声波产生的振动频率作为激振源，与管束固有频率接近时，就会激起管束共振。
3 处理对策
根据上述分析情况，消除由卡门涡旋、紊流抖振引起的振动，可由提高管束固有频率实现，使f v/f n <015,f t/f n<015；消除声频引发的振动，需提高声频，使f v/f a<018。满足上述两个条件可以消除换热器的振动。
分析A-E A409换热器的结构，在可行及方便现场施工的前提下，提高管束固有频率可通过将双弓型折流板改成单弓型折流板以增强纵向支撑、或在折流板间增加纵向支撑。而提高声频，需降低特性长度D，即增加纵向隔板，将特性长度D降低为原来的1/2或1/3，可达到消除声频所引起振动的目的，考虑E A409换热器壳侧的进口位于壳体上部,U 型管为横向布置，壳侧出口方向在壳体的纵向方向上，增加纵向隔板不会影响横流速度。综合两个方面的处理因素，选择在管板、折流板间加两道纵向支撑板的方案，将直径方向均分为三等分，与管板、折流板焊接为一体，它既能起到提高管束整体固有频率的作用，又能达到降低特性长度提高声频的目的。
根据以上方案，用支撑板将管束纵向分成三组，两侧11排管，中间12排管；支撑板厚度6mm,
茶叶电炒锅宽度为双弓型折流板的宽度480mm，长度为管板与折流板、折流板与折流板间的长度，共20块板分别与管板及10个折流板焊接相连，见图2。
经过处理投入运行后，换热器运行平稳，无异常振动和噪音情况。
图2 换热器管束横向剖面增加纵向支撑板示意图
4 结论
(1)实际运行中的换热器发生振动时，可采用振动频谱分析的方法，测量其共振频率，作为换热器的固有频率，对其他振动因素进行分析校核；对换热器的噪音测量可辅助判断振动部位。设计换热器时，应考虑流体诱导振动对换热器的影响，并对其进行校核，避免投入使用后对生产造成巨大损失。
(2)在不影响横流速度的情况下，在折流板间增加纵向隔板，是解决声波振动、卡门涡旋及紊流抖振诱发振动的有效方法。
手术台参考文献:
[1] G B151—1999，管壳式换热器[S].
[2] 胡明辅，等.折流板抗振型换热器结构及其抗振特性研
究[J].化工机械.1999,26(4):196-198.
收稿日期:2003-07-08 修稿日期:2003-10-08
作者简介：李海英(1961-)，女，高级工程师，从事机械设备管理工作，通讯地址：江西省九江市滨江东路230号中石化股份有限公司九江分公司机动处。
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第21卷第6期 压 力 容 器 总第139期
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