：摘 要介绍某脂肪醇装置中关键设备高压循环氢 / 水冷却器基本参数、选材、结构设计特点，针对其运行后泄漏检验情况，初步判断为管束振动引起的泄漏，通过对管束产生振动的诱因进行理论分析及计算分析，确定泄漏原因，并提出避免管束产生振动的防控措施。
：关键词高压冷却器设计；泄漏检验；管束振动；振动诱因分析
当前，国际上先进的脂肪醇制备技术主要有德国鲁奇公司高压蜡脂加氢工艺，美国 Davy Mckee 公司低压甲酯加氢及德国 Henkel 公司的高压甲酯加氢工艺 [ 1 ] 。本文中所述装置采用的是德国鲁奇公司高压蜡脂加氢工艺技术，高压循环氢 / 水冷却器（文中简称冷却器）用于冷却加氢反应器出来的循环氢气，其主要设计参数见表 1。
表 1 冷却器的主要设计参数
Table 1 Design parameters for HP-recycle/TW-cooler
冷却器为 U 形管型式，双管程、双壳程结构，设备结构如图 1 所示。
图 1 高压循环氢 / 水冷却器结构
Fig.1 HP-recycle/TW-cooler structure
冷却器壳程介质为冷却水，设计压力、设计温度均不高，可采用普通低合金钢 Q345R，相应 ASME 材料为 SA516-70。管程因其氢分压达 27 MPa，设计温度为 280 ℃，根据 Nelson 曲线 [ 2 ] ，应采用 1.25Cr0.5Mo 材料，国内板材牌号为 14Cr1MoR，锻件材料为 14Cr1Mo，相应 ASME 板材材料牌号为 SA387 Cr.11 Cl.2，锻件材料为 SA336 F11 Cl.2，对于管板锻件可选用 SA336 F11 Cl.3，换热管采用 SA213 T11 Cl.2， 为保证焊接质量，换热管与管板焊接接头材料采用日本神钢 YGT1CML 焊条。
工艺条件要求，换热管为正方形布置，同时换热管必须满布才能满足工艺所需换热面积，对于 U 型管结构，GB/T 151 — 2014 [ 3 ] 中规定，直径为 φ 19 的换热管，其 U 形管的最小弯曲半径为 40 mm，为了尽可能多布置换热管，最内侧 U 形管采用交叉布置的方式，内侧换热管管间距由 80 mm 缩小 55 mm。
布管设计时，设计人还应进行冷却水入口动能的计算，判定是否需要设置防冲板，若需要，将取消部分换热管，为防冲板留出空间。根据 GB/T 151 — 2014《热交换器》6.8.1.2 规定，冷却水介质属于非腐蚀的单相流体，当 ρν 2 ＞2 230 kg/ （m · s2）时，需要设置防冲板。按照工艺数据表上的冷却水入口流量以及冷却水入口管直径，计算得出其入口动能接近于不设置防冲板的临界值，但未超限，可以不设置防冲板，同时工艺包方也确认了无需设置防冲板。
冷却器为双壳程结构，壳程设置分层隔板，分程隔板上下两侧均采用 4 片厚度为 0.2 mm 的弹性不锈钢金属薄片进行密封。按照工艺包方的要求，折流板采用上下缺口形式折流板间距为 600 mm，为防止管束振动，U 形管束尾部设置了厚度为 20 mm 的支持板，支持板中间开矩形窗口，保证了壳程流体的流通。同时为了方便换热管的清洗及检修，在换热管束尾部处壳程筒体上设置了一对设备法兰。
由于管程设计压力高，为避免设备法兰密封不可靠，管板不兼作管箱法兰，管箱与管板间采用焊接式。管板为碗形锻件，设计时要注意碗形锻件的转角结构尺寸必须满足标准要求，且不能影响最外层换热管与管板焊接接头的焊接。GB/T 151 — 2014 附录 I 规定，该 R 应不小于 12 mm。若按照 ASME VIII-1 [ 4 ] 标准进行设计，则需符合 UG-34 图 （b-2）的规定，该 R 应不小于 19 mm。管箱上接管采用 GARLOCK 密封形式，该密封形式比传统高压透镜垫密封更为可靠，结构尺寸更紧凑。管板详细结构如图 2 所示。
图 2 管板详细结构
Fig.2 Detail structure of tube-sheet
冷却器为国内知名厂家制造，在装置经过三个多月运行后，发现其壳程压力突然迅速提升，管程介质串入壳程，冷却器出现了泄漏情况，装置被迫停车。业主委托第三方检测机构对冷却器进行全面检查发现，换热管与管板的焊接接头未出现缺陷，通过对换热管采用涡流检测发现，换热管内部无缺陷，有 47 根换热管出现壁厚减薄，减薄率为壁厚的 20% ～ 99%，16 根已经出现泄漏。壁厚减薄率分布情况如图 3 所示。
图 3 换热管壁厚减薄率分布情况
Fig.3 Symbol description for tube wall loss
图 3 中的数字含义如下：
数字 2，表示壁厚减薄率为 20% ～ 29%，根数为 26 根，占总换热管根数百分率为 4.25%。
数字 3，表示壁厚减薄率为 30% ～ 39%，根数为 12 根，占总换热管根数百分率为 1.96%。
数字 4，表示壁厚减薄率为 40% ～ 49%，根数为 5 根，占总换热管根数百分率为 0.82%。
数字 5，表示壁厚减薄率为 50% ～ 59%，根数为 2 根，占总换热管根数百分率为 0.33%。
数字 6，表示壁厚减薄率为 60% ～ 69%，根数为 1 根，占总换热管根数百分率为 0.16%。
数字 9，表示壁厚减薄率为 90% ～ 99%，根数为 1 根，占总换热管根数百分率为 0.16%。
× 表示换热管没有缺陷。
B 表示已经泄漏，进行堵管（占比 2.6%），不存在壁厚减薄率为 70% ～ 79% 及 80% ～ 89% 的换热 管。
换热管壁厚减薄在管束长度方向上主要集中为折流板处，每块折流板处均有换热管壁厚减薄破坏，入口第一块折流板处较其他折流板处稍微严重些，第三方检测机构初步判定，在设备运行时，换热管束拘束度不同导致部分换热管的固有振动频率与冷却器中壳程介质流动产生的振动频率相近，导致换热管与介质发生共振后与折流板不断发生强烈摩擦，使得换热管壁厚严重减薄，造成泄漏。
3.1 管束产生振动诱因的理论分析
换热器壳程中设置折流板既可以提高传热效果，还能起到支撑管束的作用。流体从壳程入口垂直于换热管束轴线方向（也称为横向）通过换热管束，然后沿换热管轴向流动，再横向通过换热管束，直至从壳程出口流出。管板与换热管束构成一个弹性体系，受到流过流体扰动，容易打破原有的平衡状态，产生振动。大量研究表明，热交换器的振动主要是由壳程侧的流体流动引起，管程侧流体流动引起的振动可忽略 [ 5 ] 。在壳程侧流体中，与换热管轴线平行流动的流体引起的振动振幅通常较小，而横向流体流动引起振动的振幅较大，是引起换热管振动破坏的主要原因。GB/T 151 — 2014 附录 C 中表明，在管壳式热交换器中的壳体中，流体横向流过管束时，流体诱发振动的主要原因：
当流体横向流过换热管管束时，当雷诺数超过限定值，换热管束后侧产生卡门旋涡，旋涡的产生和脱落使管束产生垂直于流向周期性变化的作用力，当脱落频率接近或等于换热管的固有频率时，换热管发生振动。GB/T 151 — 2014 附录 C.1.2 中，卡门旋涡频率计算公式为。St 为斯特罗哈数，当换热器的结构确定后，流体流速 V 越大，卡门旋涡频率也越大。
研究表明，当管间距较小时，没有足够的空间形成卡门旋涡的脱落，规律性的卡门旋涡将被宽频带的脉动湍流旋涡所代替，GB/T 151 — 2014 附录 C.1.3 中明确只针对壳程为气体介质时考虑，本冷却器可以不考虑。
3.1.3 流体弹性不稳定
当流体横向流过换热管束时，不对称的流体会产生流体力，会导致管束中某一根换热管偏离其原来的静止位置，发生瞬时的位移，相应的流场也发生变化，打破了相邻换热管上的力平衡，从而发生位移引起振动。当流体流速增大到临界值，如没有足够的阻尼来消耗其流体弹性力对换热管束所做的功，这一区域换热管的振幅将不断增大直至换热管间互相碰撞而造成损坏，这就是流体弹性不稳定带来的振动。GB/T 151 — 2014 附录 C.5 中，管束发生流体弹性不稳定时的临界横流速度 Vc = Kc fn do δ sb 。通过公式，可计算得到临界横流速度。
3.2 管束振动计算分析
3.2.1 现场装置实际工况与设计工况参数对比
根据数据分析，管程理论温差为 106 ℃（170 ℃至 64 ℃），而 实 际 温 差 约 为 44 ℃（107.64 ℃至 63.88 ℃），实际值为理论值的 59.4%，热负荷实际值为理论值的 33.7%。壳程的温差为理论值的 60%，与系统工作负荷为 60% 相匹配。
3.2.2 换热器 Aspen EDR 软件振动计算分析
表 2 现场装置实际工况和设计工况参数
Table 2 Actual parameters and design parameters
注：本表中的实际工况数值为现场操作 129 天的平均值。
表 3 设计工况下模拟计算
Table 3 Aspen edr analysis for design condition
表 4 实际工况下模拟计算
Table 4 Aspen EDR analysis for actual operation condition
表 5 设计工况下流体弹性不稳定分析
Table 5 Elastic instability analysis for design condition
表 6 实际工况下流体弹性不稳定分析
Table 6 Elastic instability analysis for actual operation condition
GB/T 151 — 2014 中 C5.1 规定，当壳程流体为气体或液体时，若符合下列条件中任意一条，管束可能发生振动和破坏：
（1）卡门旋涡频率与换热器固有频率之比大于 0.5；
（2）湍流抖振主频率与换热器固有频率之比大于 0.5；
（3）换热管的最大振幅大于 0.02 do；
（4）横向流速与临界流速比值大于 1。
从上述计算分析计算结果中可得出，在设计工况下，壳程入口处和出口处卡门旋涡频率与换热管固有频率之比分别为 0.45，0.46，与标准限定值 0.5 比较接近，软件提示壳程入口和出口处有振动的可能。因介质为液体，所以不考虑湍流抖振，同时横向流速与临界流速之比最大值为 0.86，接近于 1，虽然软件报告没有报错，但设计者需要知道判断振动的原理，并从专业的角度去判断和调整设计 [ 6 ] ，避免产生流体诱导振动。本冷却器发生泄漏时，装置处于 60% 设计负荷运行状态下，计算得出的数值均显示没有振动的可能性，但实际运行换热管却发生了振动破坏。
经工艺专家分析，由于本冷却器的壳程侧入口管线上没有流量控制调节措施，在操作时，短时间内可能出现超流量运行情况，造成了流体流速增大，超过了临界流速，产生了弹性流体不稳定振动。
4 管束振动防控措施
基于第三方检测机构对冷却器换热管泄漏失效检测结果判定，同时结合对换热器管束产生振动诱因的理论分析及 ASPEN EDR 软件振动计算分析，确定本冷却器泄漏是由于管束振动引起的换热管失效。为避免同类装置冷却器产生振动破坏，保障冷却器长周期稳定运行，结合同类装置运行情况调研结果，对本冷却器管束振动提出以下防控措施。
（1）在冷却水进口管线上设置调节阀和流量计，严格控制壳程冷却水的流量，降低流速。因本装置工艺流程上串联了一台同样的冷却器，若第一台冷却器效果达不到，可将部分热负荷转移到下一个冷却器来实现。
（2）建议折流板缺口由水平方向修改为垂直方向，本方案需要得到工艺包方的确认。在 ASPEN EDR 计算软件中，对于双壳程的换热器，软件建议折流板采用垂直方向，而不是本冷却器设计所采用的水平方向。本文中，所有的计算数据均基于垂直方向得出。
（3）壳程入口处设置防冲板。本方案必须要调整现有的布管，入口处为设置折流板留出空间，要保证设置防冲板后，流体的流通面积满足要求，不能造成流体流速增大，引起壳程入口处及出口处弹性流体振动。设计时建议采取以下两种方式，一种是增加壳程的直径，另外一种设置外导流筒。
（4）适当减小折流板间距。TEMA V-13.2 中表明，换热管的无支承跨距是影响振动的重要因素，无支承跨距越短，越不易振动 [ 6 ] 。本换热器中折流板间距为 600 mm，建议调整为 550 mm，减小换热管的无支撑跨距，可提高管束的固有频率，降低振动的可能性，工艺上牺牲一点压降也是值得的。
（5）增加折流板厚度。TEMA V-13.7 表明，增加折流板厚度，可增加管束系统的阻尼，从而减少振动的发生 [ 7 ] 。本冷却器的折流板厚度仅为 10 mm，虽满足标准规范的要求，在调研中发现，其他同类装置中冷却器折流板厚度为 16 mm，根据 GB/T 151 — 2014 附录 C.3 中可知，折流板的厚度由 10 mm 增加至 16 mm，可改变换热管的对数衰减率，改变管束的振动频率，降低振动产生的可能性。
（6） U 形管束尾部弯管处设置增设 " 特殊支撑 " 结构。本换热器的尾部采用的是加厚圆板的支撑结构，建议在 U 形管束尾部再增设 " 特殊支撑 " 结构，该结构能将所有换热管尾部通过一定的方式连接起来，减少各换热管之间由于流体冲击而产生振动和碰撞，避免管束产生破坏 [ 8 ] 。特殊支撑结构可采用夹持板和圆钢结构或支撑板结构 [ 8 ] 。
本文介绍了脂肪醇装置中高压循环氢 / 水冷却器设计选材、结构特点，结合冷却器泄漏情况，通过对冷却器壳程流体振动原因进行理论分析，运用 ASPEN EDR 振动分析软件进行了设计工况及实际运行工况模拟计算，明确流体诱导管束振动是导致泄漏的主要原因，得出了本换热器在设计工况下在壳程入口处及壳程出口处存在弹性流体不稳定振动。最后，结合同类装置设备的调研，从工艺流程、设备设计等方面提出了防控措施，避免同类装置设备发生类似泄漏。
