管壳式换热器流体诱导振动与防振[1]
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云南化工 *%&&+& ,-./01+2 3.1-&42456
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管壳式换热器流体诱导振动与防振
胡明辅， 朱孝钦， 吴新民
（昆明理工大学生物与化学工程学院， 昆明 #9"!!:） 摘 要： 介绍了管壳式换热器流体诱导振动的现象、 机理和防振措施， 特别是介绍了目前最新的防振措施。 文献标识码： = 文章编号： <"": > !(9? （!"""） ") > ""!: > "!
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ห้องสมุดไป่ตู้
。
声振荡 声振荡一般由旋涡脱离引起。通过旋涡脱离引
起管子振动， 管子振动则激起周围媒体 （弹性体） 的 弹性波， 弹性波沿换热器径向传播， 到换热器内壁被
则降低为其它区域的 : ? 8， 显然这是一个管子支承 反射， 若换热器的内径为该机械波半波长的整数倍， 的薄弱环节， 容易发生振动破坏。为了提高换热器 则入射波与反射波叠加后形成声学驻波。此时， 机 械波难以向外传播能量， 导致能量不断积累， 产生极 大的噪音。声振荡只发生在壳程流体为气体的情 况， 而对于壳程流体为液体的情况， 由于声波在液体 中的传播速度很大 （波长很大） ， 而换热器的直径不 可能太大， 故难于满足驻波形成的条件。 的整体抗振性能， 有的学者提出了对这一区域的管
［#］ 钱颂文 " 换热器流体诱导振动基础 ［ J］ 华中工学院出 " 武汉： 版社 " #+’’ ［%］ 胡明辅等 " 往复式压缩机冷却器的振动与防振结构 ［ K］ " 压缩 机技术， （$） ： #+++， #6 7 #+ ［!］ 45#&# 7 ’+，钢制管壳式换热器 ［ :］ 学苑出版社， " 北京： #+’+ ［0］ 舒海涛等 " 管壳式换热器 LMN9O 7 OPQ 结构的管束振动特性 分析与研究 ［ K］ （$） ： " 化工机械， #++#， #’ !&# 7 !&& ［&］ 4<B>?R S S " OPQG1DDE< T<1> 9UA31B,<? ;<A3B=E=,R ［ K］ " S3<. （6） ： 9B, V?=,， #++*，’$ 0’ 7 &6 ［$］ 胡明辅等 " 折流杆换热器抗振性能分析 ［ K］ " 化工机械， %***， （%） ： %6 ’* 7 ’% ［6］ 邓先和，邓颂九 " 中国专利 " ’+ % #’!’& " ! " #++* ［’］ 5=R<? O " T<1> ;?1BID<? 9B, " #+’*，% （#） ： #+ 7 %6 ［+］ 胡明辅等 " 折流栅抗振型换热器结构及其抗振特性研究 ［ K］ " 压力容器， （%） ： #+++， #$ !% 7 !0 ［#*］ 胡明辅等 " 折流板抗振型换热器结构及其抗振特性研究 ［ K］ " 化工机械， （0） ： #+++， %$ #+$ 7 #+’ （收稿日期： %*** 7 *0 7 !*）
热管受壳程流体的激励而发生振动是客观存在的。 ) 我们需要对其客观规律进行认识， 并在设计中采取 必要的措施， 使管子对激励的响应限制在安全范围 以内， 即在换热器的设计寿命期内避免发生由振动 引起的破坏。 ! 流体诱导振动现象及其破坏形式 我们知道， 流体诱导振动是一种普遍的物理现 象。如风中摇曳的电杆、 树枝、 高塔， 流水中摆动的 至于换热器流体诱导振动， 则是指换热器中的折流 板、 换热管在壳程流体流动的作用下产生的振动。 折流板的振动常导致折流板疲劳断裂； 换热管 的振动引起管子与折流板管孔间发生相对运动， 可 导致换热管被折流板管孔摩擦磨损甚至磨穿而泄 漏， 或导致换热管疲劳损伤， 或引起换热管与管板的 焊缝疲劳破裂； 对于壳程流体为气体的换热器， 还可 万方数据 能引起声振动， 发出极大的噪音。
水草， 风中嗡嗡作响的电线等都是流体诱导振动。 侧交替产生和脱离旋涡， 即某一刻某一侧产生旋涡， 而另一侧的旋涡恰好与圆柱体脱离； 下一时刻则刚 好反过来， 产生旋涡的一侧其旋涡长大、 脱离， 脱离 旋涡的一侧则旋涡重新产生、 长大， 这便是我们所熟 悉的 “卡曼涡街” 现象。当一侧产生旋涡时， 相对于 另一侧来说流体阻力增大， 流速减慢， 即流体动能 小， 则其静压能增大， 相当于产生了一个作用于圆柱 体而垂直于流体流向的横推力， 下一时刻产生旋涡 的一侧旋涡脱离， 脱离旋涡的一侧又产生旋涡， 则所
关键词： 换热器； 流体诱导振动； 抗振措施 中图分类号： 3 ;"9< ’ 9
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［#*］ 振型结构” ， 这种结构利用较简单的方式较好地
解决了横流式换热器的振动问题。 0"& 声振荡的消除 如前所述， 声振荡的产生有赖于驻波形成条件 的满足， 如果破坏其驻波形成的条件， 则声振荡自然 被消除。由于产生驻波的声波由管子的旋涡脱离引 起， 故驻波的传播方向同时垂直于管子轴线和流体 万方数据
（上接第 %& 页） 还有 “空心筒支承型” 、 “ 89:;: 型” （ 8<=><?@A 9BC ［’］ 折流栅抗振 /= 7 :>?1>@D=?.1E ;FG< :FHH=?>I ） 、
［+］ 型 等。一般来说， 空心筒支承型、 89:;: 型结构 ［6］
流向。因此， 只要在驻波的波腹处 （离波节 # - 0 波 长） 设置一平行于流体流向 （垂直于驻波传播方向） 的挡板， 此时原机械波通过该挡板进行反射， 驻波形 成的条件即被破坏， 声振荡被消除。 参考文献
释振动的原因， 作为解决换热器振动破坏问题的理 论基础， 不同的学者， 从不同的侧面提出了不同的观 点。到目前为止， 学术界比较认同的流体诱导振动 机理是 “旋涡脱离” 、 “ 湍流颤振” 、 “ 流体弹性扰动” 、
［<］ “流体脉动” “声振荡” 、 等 ， 简要介绍如下。
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旋涡脱离 （ 74CE.L G-.HH0& 5） 当流体横流过圆柱体时， 会在圆柱体的背面两
结起来有 ! 方面， 即 “限制过高的局部流速” 、 “ 换热 器分级” “振动预测及其预防” 、 等， 简介如下。 （强制执行） 8 " : " : 限制过高的局部流速 流速高意味着作用于管子的激振力大， 我国规 # 万方数据 范明确规定壳程流体进出口区域的 ! ;（ !为流体密
远小于横流式结构， 基本上可以避免换热器发生流 体诱导振动破坏。纵流式换热器除折流杆换热器外 （下转第 :K 页）
变化的主频有关。由此认为， 当湍流脉动的主频与 管子固有频率合拍时， 则会发生共振。这就是湍流 颤振。 !"! 流体弹性扰动 （ 0(%.1 2(34+.5 265.+3+.7*） 人们认为， 当某根管子由于某种原因发生瞬时
位移时， 必然使流场发生变化， 并破坏了邻近管子力 的平衡， 使其发生位移而处于振动状态。这种机械 耦联产生的振动， 若能从流体的流动中不断获取能 量， 则振动状态将延续下去。这就是流体弹性扰动 引起的振动。 !"8 流体脉动 流体脉动引起管子振动属于强迫振动。比较典 型的情况如往复式压缩机冷却器， 常引起其严重的 振动破坏 !"9
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前言 换热器广泛用于化工、 炼油、 热能动力等工业行
换热器中容易发生流体诱导振动的部位是壳程 流体进出口区域附近、 折流板缺口附近、 管束外围 等； 对于 A 形管换热器， A 形弯管区也容易发生流 体诱导振动破坏。 流体诱导振动机理 流体诱导振动机理即引起振动的机理， 用于解
业， 是一种通用性的过程设备。管壳式换热器常因 流体诱导振动而发生过早的破坏， 为此几十年来一 直为人们所关注。事实上， 换热器在工作过程中， 换
振动的力。如果旋涡脱离的频率趋于圆柱体 （管子） 8 " : " # 换热器分级 （强制执行） 的固有频率， 则可引起共振， 形成较大的破坏性。 我国规范把换热器分为"、 规定对于容 #两级， !"# 湍流颤振 （ $%&’%()*+ ,%--)+.* /） 人们注意到， 管子振动的周期与湍流流场压力 易发生振动的场合选用其中 " 级， 对其设计、 制造、 检验和换热管的质量提出了较高的要求。 （推荐执行） 8 " : " ! 振动预测及其预防 提出按 “旋涡脱离” 机理和 “流体弹性扰动” 机理 进行换热器振动预测。通过旋涡脱离机理， 计算旋 涡脱离频率和管子固有频率， 认为当旋涡脱离频率 超过管子固有频率的 = " 9 倍时， 则可能发生管子激 烈振动， 须采取预防措施； 通过流体弹性扰动机理， 计算壳程流体界限速度， 限制壳程流体流动不能超 过其界限速度。此外， 对于壳程流体为气体或蒸汽 时， 按 “声振荡” 机理计算并预测其发生声振荡的可 能性。 需要指出的是， 鉴于壳程流体流态的复杂性 （通 常为湍流） ， 对其激振机理的认识还是比较粗浅的， 还不能根据 “机理” 通过理性的设计有把握地避免换 热器的振动破坏。 8"# 解决管子支承的薄弱环节 对于折流板式换热器， 在折流板切口区对管子 的支承间距是其它区域的两倍， 其管子的固有频率
［8］ 子采 取 特 别 加 强 的 措 施 ， 采用所谓 “ 0AB2C D ； 有的则在缺口区不排管， 形成所谓 “缺 CEF 结构”
口区不布管换热器 （对于弓形折流板， 简称 G $ AH 型） ” 或 “中央及周边不布管换热器 （对于盘环形折流 板， 简称 G $ AI D FF, 型） ” 。 此外， 对于 J 形管换热器， J 形弯管处于悬臂 梁状态， 也是容易发生振动破坏的区域， 应该增加辅 助支承， 提高其抗振性能。 8"! 采用纵流式结构 一般换热器为横流式结构， 即壳程流体横过管 束流动， 如传统的折流板换热器。纵流式结构即壳 程流体沿管子轴线方向流动的结构， 比较典型的如
［9］ 折流 杆 换 热 器 （ CEF’3--() 型 ） 。根 据 研 究 分 ［K］ 析 ， 对于纵流式结构， 流体对管子的激振强度远
8
防振措施 换热管的振动是难以避免的， 作为设计者， 应该
采取防振措施减缓其振动， 使换热器在设计寿命期 内不因为振动而过早地被破坏。
［!］ 采取的防振措施 8 " : " 我国规范 我国规范对管壳式换热器采取的防振措施， 归
过于复杂， 不实用。通常可用折流杆结构， 对于比较 苛刻的场合， 可用目前最新型的折流栅抗振型结构。 0"0 加强对管子的支承 虽然利用纵流式结构可基本上解决换热器的振 动破坏问题， 然而此类换热器只适合于壳程为 “大流 量” 的情况。因此， 目前应用最广泛的换热器仍然是 横流式结构。正如前面所指出的， 利用目前所掌握 的激振机理对振动进行预测并预防还不是很可靠， 因此笔者认为， 目前最有效的防振方式是加强对管 子的支承， 这其实是一种以 “一变应万变” 的方式。 笔者通过多年的研究探索， 提出了一种利用扁 钢条作为对管子的辅助支承的结构， 称为 “折流板抗
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胡明辅等： 管壳式换热器流体诱导振动与防振
・ "! ・
产生的横推力反向。如此循环往复， 便产生了一个
# 度， 值的最高限度为 9<9=> /（ ・ ， ; 为流体流速） ? @ 4） # 作用于圆柱体的交变力， 即是引起圆柱体 （换热管） 并提出当! 须设置防冲板或导流筒。 ; 值较大时，
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管壳式换热器流体诱导振动与防振
胡明辅， 朱孝钦， 吴新民
（昆明理工大学生物与化学工程学院， 昆明 #9"!!:） 摘 要： 介绍了管壳式换热器流体诱导振动的现象、 机理和防振措施， 特别是介绍了目前最新的防振措施。 文献标识码： = 文章编号： <"": > !(9? （!"""） ") > ""!: > "!
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声振荡 声振荡一般由旋涡脱离引起。通过旋涡脱离引
起管子振动， 管子振动则激起周围媒体 （弹性体） 的 弹性波， 弹性波沿换热器径向传播， 到换热器内壁被
则降低为其它区域的 : ? 8， 显然这是一个管子支承 反射， 若换热器的内径为该机械波半波长的整数倍， 的薄弱环节， 容易发生振动破坏。为了提高换热器 则入射波与反射波叠加后形成声学驻波。此时， 机 械波难以向外传播能量， 导致能量不断积累， 产生极 大的噪音。声振荡只发生在壳程流体为气体的情 况， 而对于壳程流体为液体的情况， 由于声波在液体 中的传播速度很大 （波长很大） ， 而换热器的直径不 可能太大， 故难于满足驻波形成的条件。 的整体抗振性能， 有的学者提出了对这一区域的管
［#］ 钱颂文 " 换热器流体诱导振动基础 ［ J］ 华中工学院出 " 武汉： 版社 " #+’’ ［%］ 胡明辅等 " 往复式压缩机冷却器的振动与防振结构 ［ K］ " 压缩 机技术， （$） ： #+++， #6 7 #+ ［!］ 45#&# 7 ’+，钢制管壳式换热器 ［ :］ 学苑出版社， " 北京： #+’+ ［0］ 舒海涛等 " 管壳式换热器 LMN9O 7 OPQ 结构的管束振动特性 分析与研究 ［ K］ （$） ： " 化工机械， #++#， #’ !&# 7 !&& ［&］ 4<B>?R S S " OPQG1DDE< T<1> 9UA31B,<? ;<A3B=E=,R ［ K］ " S3<. （6） ： 9B, V?=,， #++*，’$ 0’ 7 &6 ［$］ 胡明辅等 " 折流杆换热器抗振性能分析 ［ K］ " 化工机械， %***， （%） ： %6 ’* 7 ’% ［6］ 邓先和，邓颂九 " 中国专利 " ’+ % #’!’& " ! " #++* ［’］ 5=R<? O " T<1> ;?1BID<? 9B, " #+’*，% （#） ： #+ 7 %6 ［+］ 胡明辅等 " 折流栅抗振型换热器结构及其抗振特性研究 ［ K］ " 压力容器， （%） ： #+++， #$ !% 7 !0 ［#*］ 胡明辅等 " 折流板抗振型换热器结构及其抗振特性研究 ［ K］ " 化工机械， （0） ： #+++， %$ #+$ 7 #+’ （收稿日期： %*** 7 *0 7 !*）
热管受壳程流体的激励而发生振动是客观存在的。 ) 我们需要对其客观规律进行认识， 并在设计中采取 必要的措施， 使管子对激励的响应限制在安全范围 以内， 即在换热器的设计寿命期内避免发生由振动 引起的破坏。 ! 流体诱导振动现象及其破坏形式 我们知道， 流体诱导振动是一种普遍的物理现 象。如风中摇曳的电杆、 树枝、 高塔， 流水中摆动的 至于换热器流体诱导振动， 则是指换热器中的折流 板、 换热管在壳程流体流动的作用下产生的振动。 折流板的振动常导致折流板疲劳断裂； 换热管 的振动引起管子与折流板管孔间发生相对运动， 可 导致换热管被折流板管孔摩擦磨损甚至磨穿而泄 漏， 或导致换热管疲劳损伤， 或引起换热管与管板的 焊缝疲劳破裂； 对于壳程流体为气体的换热器， 还可 万方数据 能引起声振动， 发出极大的噪音。
水草， 风中嗡嗡作响的电线等都是流体诱导振动。 侧交替产生和脱离旋涡， 即某一刻某一侧产生旋涡， 而另一侧的旋涡恰好与圆柱体脱离； 下一时刻则刚 好反过来， 产生旋涡的一侧其旋涡长大、 脱离， 脱离 旋涡的一侧则旋涡重新产生、 长大， 这便是我们所熟 悉的 “卡曼涡街” 现象。当一侧产生旋涡时， 相对于 另一侧来说流体阻力增大， 流速减慢， 即流体动能 小， 则其静压能增大， 相当于产生了一个作用于圆柱 体而垂直于流体流向的横推力， 下一时刻产生旋涡 的一侧旋涡脱离， 脱离旋涡的一侧又产生旋涡， 则所
关键词： 换热器； 流体诱导振动； 抗振措施 中图分类号： 3 ;"9< ’ 9
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［#*］ 振型结构” ， 这种结构利用较简单的方式较好地
解决了横流式换热器的振动问题。 0"& 声振荡的消除 如前所述， 声振荡的产生有赖于驻波形成条件 的满足， 如果破坏其驻波形成的条件， 则声振荡自然 被消除。由于产生驻波的声波由管子的旋涡脱离引 起， 故驻波的传播方向同时垂直于管子轴线和流体 万方数据
（上接第 %& 页） 还有 “空心筒支承型” 、 “ 89:;: 型” （ 8<=><?@A 9BC ［’］ 折流栅抗振 /= 7 :>?1>@D=?.1E ;FG< :FHH=?>I ） 、
［+］ 型 等。一般来说， 空心筒支承型、 89:;: 型结构 ［6］
流向。因此， 只要在驻波的波腹处 （离波节 # - 0 波 长） 设置一平行于流体流向 （垂直于驻波传播方向） 的挡板， 此时原机械波通过该挡板进行反射， 驻波形 成的条件即被破坏， 声振荡被消除。 参考文献
释振动的原因， 作为解决换热器振动破坏问题的理 论基础， 不同的学者， 从不同的侧面提出了不同的观 点。到目前为止， 学术界比较认同的流体诱导振动 机理是 “旋涡脱离” 、 “ 湍流颤振” 、 “ 流体弹性扰动” 、
［<］ “流体脉动” “声振荡” 、 等 ， 简要介绍如下。
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旋涡脱离 （ 74CE.L G-.HH0& 5） 当流体横流过圆柱体时， 会在圆柱体的背面两
结起来有 ! 方面， 即 “限制过高的局部流速” 、 “ 换热 器分级” “振动预测及其预防” 、 等， 简介如下。 （强制执行） 8 " : " : 限制过高的局部流速 流速高意味着作用于管子的激振力大， 我国规 # 万方数据 范明确规定壳程流体进出口区域的 ! ;（ !为流体密
远小于横流式结构， 基本上可以避免换热器发生流 体诱导振动破坏。纵流式换热器除折流杆换热器外 （下转第 :K 页）
变化的主频有关。由此认为， 当湍流脉动的主频与 管子固有频率合拍时， 则会发生共振。这就是湍流 颤振。 !"! 流体弹性扰动 （ 0(%.1 2(34+.5 265.+3+.7*） 人们认为， 当某根管子由于某种原因发生瞬时
位移时， 必然使流场发生变化， 并破坏了邻近管子力 的平衡， 使其发生位移而处于振动状态。这种机械 耦联产生的振动， 若能从流体的流动中不断获取能 量， 则振动状态将延续下去。这就是流体弹性扰动 引起的振动。 !"8 流体脉动 流体脉动引起管子振动属于强迫振动。比较典 型的情况如往复式压缩机冷却器， 常引起其严重的 振动破坏 !"9
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换热器中容易发生流体诱导振动的部位是壳程 流体进出口区域附近、 折流板缺口附近、 管束外围 等； 对于 A 形管换热器， A 形弯管区也容易发生流 体诱导振动破坏。 流体诱导振动机理 流体诱导振动机理即引起振动的机理， 用于解
业， 是一种通用性的过程设备。管壳式换热器常因 流体诱导振动而发生过早的破坏， 为此几十年来一 直为人们所关注。事实上， 换热器在工作过程中， 换
振动的力。如果旋涡脱离的频率趋于圆柱体 （管子） 8 " : " # 换热器分级 （强制执行） 的固有频率， 则可引起共振， 形成较大的破坏性。 我国规范把换热器分为"、 规定对于容 #两级， !"# 湍流颤振 （ $%&’%()*+ ,%--)+.* /） 人们注意到， 管子振动的周期与湍流流场压力 易发生振动的场合选用其中 " 级， 对其设计、 制造、 检验和换热管的质量提出了较高的要求。 （推荐执行） 8 " : " ! 振动预测及其预防 提出按 “旋涡脱离” 机理和 “流体弹性扰动” 机理 进行换热器振动预测。通过旋涡脱离机理， 计算旋 涡脱离频率和管子固有频率， 认为当旋涡脱离频率 超过管子固有频率的 = " 9 倍时， 则可能发生管子激 烈振动， 须采取预防措施； 通过流体弹性扰动机理， 计算壳程流体界限速度， 限制壳程流体流动不能超 过其界限速度。此外， 对于壳程流体为气体或蒸汽 时， 按 “声振荡” 机理计算并预测其发生声振荡的可 能性。 需要指出的是， 鉴于壳程流体流态的复杂性 （通 常为湍流） ， 对其激振机理的认识还是比较粗浅的， 还不能根据 “机理” 通过理性的设计有把握地避免换 热器的振动破坏。 8"# 解决管子支承的薄弱环节 对于折流板式换热器， 在折流板切口区对管子 的支承间距是其它区域的两倍， 其管子的固有频率
［8］ 子采 取 特 别 加 强 的 措 施 ， 采用所谓 “ 0AB2C D ； 有的则在缺口区不排管， 形成所谓 “缺 CEF 结构”
口区不布管换热器 （对于弓形折流板， 简称 G $ AH 型） ” 或 “中央及周边不布管换热器 （对于盘环形折流 板， 简称 G $ AI D FF, 型） ” 。 此外， 对于 J 形管换热器， J 形弯管处于悬臂 梁状态， 也是容易发生振动破坏的区域， 应该增加辅 助支承， 提高其抗振性能。 8"! 采用纵流式结构 一般换热器为横流式结构， 即壳程流体横过管 束流动， 如传统的折流板换热器。纵流式结构即壳 程流体沿管子轴线方向流动的结构， 比较典型的如
［9］ 折流 杆 换 热 器 （ CEF’3--() 型 ） 。根 据 研 究 分 ［K］ 析 ， 对于纵流式结构， 流体对管子的激振强度远
8
防振措施 换热管的振动是难以避免的， 作为设计者， 应该
采取防振措施减缓其振动， 使换热器在设计寿命期 内不因为振动而过早地被破坏。
［!］ 采取的防振措施 8 " : " 我国规范 我国规范对管壳式换热器采取的防振措施， 归
过于复杂， 不实用。通常可用折流杆结构， 对于比较 苛刻的场合， 可用目前最新型的折流栅抗振型结构。 0"0 加强对管子的支承 虽然利用纵流式结构可基本上解决换热器的振 动破坏问题， 然而此类换热器只适合于壳程为 “大流 量” 的情况。因此， 目前应用最广泛的换热器仍然是 横流式结构。正如前面所指出的， 利用目前所掌握 的激振机理对振动进行预测并预防还不是很可靠， 因此笔者认为， 目前最有效的防振方式是加强对管 子的支承， 这其实是一种以 “一变应万变” 的方式。 笔者通过多年的研究探索， 提出了一种利用扁 钢条作为对管子的辅助支承的结构， 称为 “折流板抗
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胡明辅等： 管壳式换热器流体诱导振动与防振
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产生的横推力反向。如此循环往复， 便产生了一个
# 度， 值的最高限度为 9<9=> /（ ・ ， ; 为流体流速） ? @ 4） # 作用于圆柱体的交变力， 即是引起圆柱体 （换热管） 并提出当! 须设置防冲板或导流筒。 ; 值较大时，