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在固定管板式换热器设计中，当管程、壳程的温差和压力达到一定值时，必须在壳体上设置膨胀节；设置膨胀节后的固定管板式换热器，除换热器本身应按带有膨胀节的固定管板式换热器对各元件进行应力计算和校核外，还需对膨胀节本身的各项应力进行计算和校核，在计算中，必须用到膨胀节所需要的轴向伸缩量(或称设计伸缩量)。由于历史原因，对固定管板式换热器要否设置膨胀节的判断和在膨胀节设计(或按产品标准选用标准膨胀节)中对膨胀节设计伸缩量的确定这二个问题，过去和现行的有关标准或未予提及，或作出了错误的规定或误导，致使在正确执行GB151—89“和]BI121-83(设计膨胀节》中存在某些不尽人意之处。随着新国标《压力容器波形膨胀节》的制订和执行，在选用标准或设计非标准膨胀节中更需对上述问题加以明确。本文对这二个问题作出了分析和提示。
l固定管板式换热器和膨胀节设计筒述
固定管板式换热器由于管束和壳体通过二块管板予以固定，因而管束、壳体、管板三者在受载后的变形相互制约而构成了静不定系统，加上管、壳程正、负压力和正、负温差的各种组合，有时能使元件的压力应力和温差应力相互叠加，有时则能相互抵消。在某些情况下，管板厚度的增加虽能够降低管板的应力，但由于管板弯曲变形的降低(管板的弯曲变形在一定程度上能够缓解管束和壳体之间的刚性约束，即起到一些和膨胀节相当的补偿作用)，却会使管子或壳体的轴向应力上升，这一趋势又和该换热器的载荷条件——由于管，壳程温差所引起的载荷和压力所引起的载荷比值等一系列因素有关。限于篇幅，本文不拟对此进行详细分析，但由此可见，由于涉及因素之多，对在什么情况下应设置膨胀节以及在设置膨胀节后会引起哪些变化的问题，并不是可以简单地表示的。
不论采用何种方法设计膨胀节，基本上都可以从两个方面考虑压力和温差对膨胀节所引起的各项应力，一是由换热器管程压力对膨胀节引起薄膜和弯曲应力，二是由于要求膨胀节产生轴向伸缩量以起到补偿作用，对膨胀节沿轴向的拉伸或压缩使膨胀节产生薄膜和弯曲应力。所以．为计算各项应力．总要求确认膨胀节所受的压力(即换热器壳程压力)和膨胀节的轴向伸缩量。
2过去和现行有关标准的规定和分析
不论是固定管板式换热器或是膨胀节本身的设计，都有各种不同的理论体系和设计计算方法，由于二者互有联系，故二者的设计方法和体系上应该相互协调配合一致。找国各标准所采用的方法几经变迁。例如，对于换热器，我国原用BS1500、BS1515的方法，后用由清华大学工程力学系所推出的方法并一直沿用至今；对于膨胀节，我国原用B~rXMAH法，后甩EJMA法并一直沿用至今。本文对上述两问题的分析都建立在现行的设计方法之上。
1977年版《钢制石油化工压力容器设计规定》对固定管板式换热器的管板、管子、壳体应力计算采用目前仍沿用的方法，对膨胀节则采用BFDGXLAH方法，所以在换热器设计中涉及到嘭胀节的拉压刚度丘时则相应按BHXMAH方法所提供的刚度计算公式。对管板、管子、壳体应力列出了计算公式和校核条件，要求予以满足；并未提及在什么情况下应设置膨胀节。
1982年版《钢制石油化工压力容器设计规定》“对固定管板式换热器设计和1977年版相同，
但对膨胀节设计则改为用EJMA法，所以在换热器设计中涉及到膨胀节的拉压刚度则相应按EJ—MA法所提供的刚度计算公式}和1977年版相同，也未提及在什么情况下应设置膨胀节。
由于EJMA法的膨胀节设计涉及到因膨胀节轴向伸缩量引听引起的各项应力，所以1982年版设计规定规定了每个渡的轴向伸缩量。显然，按照管子和壳体的温差应变差和波纹管波距的乘积作为每个波的轴向伸缩量是毫无道理的。因而是错误的。
1983年版的《钢制管壳式换热器设计规定》对固定管板式换热器的设计和1982、1977年版的设计规定相同，对膨胀节的设计也采用EJMA法，但和1982年版设计规定存在二处区别，一是对膨胀节每个波的轴向伸缩量；二是参照日本工业标准JISB8243要否设置膨胀节的判断方法，认为两管板在受载后只会发生相对平移，不会产生挠曲，将由管束和壳体的压力和温差导出管子和壳体轴向应力进行限制，如管子或壳体轴向应力超标，则要求在壳体上设置膨胀节。
显然，膨胀节的轴向伸缩量全然未计及管束、壳体在受压力载荷后的轴向伸长或缩短，也未设及管板在受载后因弯曲变形而对管束、壳体轴向变形差的补偿作用，更未计及轴向拉压刚度很小的膨胀节本身在受载后的弯曲变形，即轴向伸缩，因而是不可取的。日本工业标准JISB8243对管板的计算采用圆平板理论(不是弹性基础平板理论)并根据管板的受载和支承条件作出适当修正，并未计及管板和管束、壳体的相互联系，因而，与之配套的要否设置膨胀节的判断条件也由两管板在受载后只会发生相对平移，不会产生挠曲而导得。《钢制管壳体换热器设计规定》对固定管板式换热器的计算将管板、管束、壳体三者看成一个体系，管板不仅会因管束、壳体在受载后的伸长或缩短而产生相对平移，也会因受载而产生弯曲变形，直接影响到管束、壳体的轴向变形，管束作为管板的弹性基础，其轴向伸长或缩短又直接影响到管板的变形。所以采用JISB8243的方法来计算管子和壳体的轴向应力，并以此作为是否要在壳体上设置膨胀节的判断条件和换热器的设计方法不相配套，是不可取的。
1985年版《钢制石油化工压力容器设计规定》对固定管板式换热器设计和77年、82年版设
计规定、83年版《钢制管壳式换热器设计规定》相同，在编制说明中列入了参照JISB8243的方法，列入了和换热器设计方法不相一致的要否设置膨胀节的判断条件；对膨胀节设计也采用EJMA法，但针
对规定取的错误，取消了对值计算规定，让设计人员自行理解、处理。GB150—89、GB151—89对固定管板式换热器和膨胀节设计沿用各版设计规定的方法，和83版《钢制管壳式换热器设计规定》有二处区别，一是将在膨胀节设计中参照jISB8243的必须设置膨胀节的判断条件不是放在正文而是仅在标准释文中提及，二是对波纹管一个波的轴向伸缩量表示为e—，其中——膨胀节一个波的拉压弹性刚度，F——膨胀节总轴向力。对e值的这一计算方法无疑是正确的。但是，由于对膨胀节总轴向力的计算未作出任何说明，加上在GB150—89标准释义和83年版《钢制管壳式换热器设计规定》中对壳体轴向力、轴向应力计算方法的误导，所以有可能引起设计人员误用。
GB151-96(管壳式换热器》(审查稿)对固定管板式换热器的设计沿用GB150—89所列的方
法，由于波形膨胀节已另订标准，所以在GB151—96中不再列有膨胀节设计的内容，仅为对带有膨胀节的固定管板式换热器进行设计而列出了EJMA法的膨胀节轴向弹性刚度值；也未提及在什么情况下应设置膨胀节。
从96年开始波形膨胀节的设计、制造、检验标准将升格为国家标准，GB×XX一×X《压力容器波形膨胀节》(将膨胀节的设计计算和产品标准JB1121—83合并)0基本上沿用GB150—89、GB151-89中关于波形膨胀节计算的EIMA法和膨胀节一个波的弹性刚度K值，由于以《压力容器波形膨胀节》为标准名，所以既可用于管道、容器，也可用于固定管板式换热器，因而井未列出必须设置膨胀节的判断条件；对膨胀节一个波的轴向伸缩量
G'B150—89，GB151—89相同，仍列出=进行计算，也未对膨胀节总轴向力F的计算作出任何说明，所以仍有可能引起设计人员的误用。此外，由于新国标中同时列入了各种类型波形膨胀节的产品标准，在产品标准中列出了该膨胀节的轴向****伸缩量(实为轴向额定伸缩量，或称许用伸缩量)。设计人员可根据该使用条件F的轴向设计伸缩量直接选用。如果轴向设计伸缩的计算有误，或设计人员误将列于产品标准中的****伸缩量当作设计伸缩量，则在选用标准膨胀节时也属有误。
3要否设置膨胀节的判断和轴向设计伸缩量的计算
工程上作为近似和简化，常以管、壳壁温差是否超过50"C作为要否设置膨胀节的简化判断条件。这一近似方法是作了一系列假设才得出的，它认为两管板在受载后只能相对平移，不会发生挠曲变形，在分析时只计及管、壳程温差而略去了管、壳程压力的作用，井认为管束和壳体材料相同，管束的总截面积和壳体的横截面积相等，由此而导得当管、壳壁温差达50"C时，管子或壳体上的温差应力将接近材料的许用应力．因而必须设置膨胀节。事实上，管、壳程压力对管束、壳体所引起的轴向应力是不能忽略的．并且视压力和温差的正、负组合关系有可能缓解管子、壳体的温差应力，也有可能使温差应力恶化}对于较大直径的换热器，管束的总截面积远大于壳体的横截面积，因而使壳体轴向应力远大于管子轴向应力，管板的弯曲变形也使计算管子和壳体的轴向应力远比导出这一判断的关系为之复杂。所以．这一工程上的近似判断条件在多数情况下将会和实际结果相差甚大，因而并不是科学、合理的。
由于各版标准中存在的上述二方面问题，文C93C103针对现行规定中固定管板式换热器的设计方法和膨胀节设计方法，对要否设置膨胀节的判断和在膨胀节设计中所需轴向伸缩量(或称轴向设计伸缩量)的计算提出了具体意见。现行标准中对固定管板式换热器的计算是采用弹性基础平板法，管板、管束、壳体三者相互组合成一静不定体系，三者的应力也相互关连，其中任一者的结构尺寸或载荷的改变都会直接影响到三者的应力。按照GB150-89(GB151-96的固定管板式换热器设计方法和GB151—89相同)所列计算公式和图表，可以求得管板(包括布管区和不布管区)的弯曲和剪切应力，管子一壳体的轴向拉、压应力，并可按GB150—89所规定的应力限制条件进行校核，如各校核条件都能通过且比较接近(如实际应力值远远低于校核条件，则设计结果过于保守)，则认为该换热器的设计合理；如各应力校核条件中的任一者不能通过，则应视引起该应力的操作条件、该元件结梅尺寸的可能改变情况等对结梅尺寸进行调整。
例如，若管、壳程温差不大，但管程或壳程设计压力较高(特别是当管、壳程压力异号时)，在计算井校棱中发现管板弯曲应力不予通过，管子、壳体轴向应力安全通过，则说明属管板厚度不够，可适当增加管板厚度，即使因管板厚度增加、弯曲变形减小、即朴偿作用减小也不致使管子、壳体轴向应力提高很多而造成超标。又如，若管、壳程温差较大，管程或壳程设计压力不高，在计算并校核中发现管板弯曲应力甚小而能安全通过，但管子或壳体的轴向应力不予通过，则说明因管、壳之间的自由膨胀受限制而使管子或壳体的轴向应力超标，此时或可适当减小管板厚度．虽然导致管板弯曲应力上升，但将之控制在仍能通过校核条件的范匿，结果管板弯曲变形增加，在一定程度上也能起一些补偿作用，或还可同时适当增加管子或壳体厚度，这样能使管子、壳体的轴向应力下降至能通过校核条件；如果由于管、壳程温差过大，采取这一调整措施仍不能使管子或壳体的轴向应力降低至能通过校核．则就应考虑在壳体上设置膨胀节。再如，若管、壳程温差较大．管、壳程设计压力也较高．由于其它原因又不拟采用较厚的管板．在计算井校核中发现壳体、管板应力都不能通过．仅管子轴向应力能予通过．此时如略为增加壳体和管板厚度，则都能通过校核．但由于不拟增加管板厚度，此时也可考虑设置膨胀节．以缓锵管束和壳体间的变形约束，降低作用在管板上的温差载荷力而使管板弯曲应力下降。
总之，应由GB150—89对不带膨胀节的固定管板式换热器各元件的应力计算和校核结果，全面、综合进行分析，或改变结构尺寸，或在壳体上设置膨胀节。并不能简单地用管、壳程温差是否达50"C、或按GB150—89标准释义和83年版《钢制管壳式换热器设计规定》所列的判断条件，它既和换热器设计方法不相配套一致．也因为作了一系列和实际条件相差甚远的假设条件而使判断条件并不科学、合理。
一旦决定了设置膨胀节，按照GB×××一××《压力容器波形膨胀节》的规定，对于采用标准中所列的标准膨胀节，可以根据所用材料、并取膨胀节的设计压力小于、等于标准膨胀节的公称压力，取膨胀节的轴向设计伸缩量小于、等于标准膨胀节的****伸缩量(即轴向额定伸缩量)选用相应的标准膨胀节；对于非标准膨胀节，则可初定膨胀节各部尺寸，根据标准中所列的计算公式逐项计算并校核各项应力。不论按标准系列选用标准膨胀节或按波形膨胀节规定设计非标准膨胀节时，都要涉及到膨胀节的轴向设计伸缩量e值，求取e值的途径都应按照GB151-89中带有膨胀节的固定管板式换热器的计算。
4结束语
过去和现行有关固定管板式换热器的设计标准或未提及要否设置膨胀节的判断条件，或所列的必须设置膨胀节的判断条件和固定管板式换热器对管板、管子、壳体进行应力分析的原理相悖，因而是不可取的。过去和现行有关膨胀节的设计标准或对膨胀节的轴向设计伸缩量作了错误的规定，或虽作出了e一的正确规定但又未对膨胀节的总轴向力F作出解释、引导和规定，致使设计人员难以正确应用。
本文对固定管板式换热器要否设置膨胀节的判断和在设置膨胀节后对膨胀节轴向设计伸缩量的计算作出分析和提示。
不论对固定管板式换热器要否设置膨胀节进行斯，或设置膨胀节后对带有膨胀节的固定管板式换热器壳体轴向应力、轴向设计伸缩量的计算，都需要按GBI51—89所规定的各公式、图表进行，因而工作量相当大，用手算进行极为费时。化工部设备设计技术中心站已经发行、并正在按最新标准进行改版的钢制压力容器设计计算软件包则能很方便地解决这一问题，且在该软件中，已经根据上述关于膨胀节轴向设计伸缩量的计算思路，将之编入程序。