管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件

管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施(一)保定金能公司管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施保定金能公司主要内容5、管壳式换热器防振措施3、国内外标准或者计算方法2、管束流体诱发振动产生的机理1、换热器流体诱发振动的简介4、我国标准关于管束振动的内容6、管束流体诱发振动的计算实例主要内容5、管壳式换热器防振措施3、国内外标准或者计算方法21、换热器流体诱发振动的简介1、换热器流体诱发振动的简介在管壳式换热器中通常用设置折流板的方法，使壳程流体横向流过管束来改善传热。在规定的压力降范围内，最大程度地增大壳程流速。不仅强化了传热，还可减少管子表面上的污垢。但随着流速的提高，又由于高强度材料的应用以及换热器尺寸朝大型化发展，增加了换热管的挠性。换热器振动与破坏的事故便越来越多。早在二十世纪50年代，便有换热器振动破坏的报道，但当时并未引起人们足够的重视。1.1换热器事故调查在管壳式换热器中通常用设置折流板的方法，使壳程流体横向流过管后来随着核能技术的发展，由于核动力部门对设备的安全有着非常严格的要求，并考虑到巨额的设备与维修费用，因此对换热器的振动给予了特别的关注，据统计，1962年到1977年期间，在美国17个反应堆系统中就有蒸汽发生器、堆芯控制棒、燃料棒等因发生振动而导致系统停工或减产。后来随着核能技术的发展，由于核动力部门对设备的安全有着非常严1969年美国原子能委员会反应堆和工艺部（USAE—DRDT）对19个反应堆进行调查，发现其中9个反应堆一回路的换热器有振动。其它如英国安格赛核电站、韩国汉城核电站、日本东海村核电站，加拿大道格拉斯角核电站、意大利特里诺核电站、等也曾发生堆芯或管束振动的事故。仅以英国安格赛核电站为例，由于锅炉炉管振动而停工，用了近三年的时间才得以恢复，每天损失为10万英镑。1969年美国原子能委员会反应堆和工艺部（USAE—DRDT1969年美国管壳式换热器制造商学会（TEMA）调查其下属单位时发现，由11个公司制造的42台换热器中，发生振动的有24台。1972年美国传热研究公司（HTRI）在所调查的66台换热器中，发生振动的竟高达54台。

1969年美国管壳式换热器制造商学会（TEMA）调查其下属单在电厂、石油化工厂、炼油厂、烃加工厂中的换热器、船用废热锅炉的预热器等发生振动、泄漏破坏的事例也屡见不鲜。我国从20世纪70年代开始相继在北京、天津、上海等地的化工厂、电厂、核反应堆系统的换热器、空气预热器中也曾发生过管子的振动与声振动。在电厂、石油化工厂、炼油厂、烃加工厂中的换热器、船用废热锅炉二十世纪60年代，已有较多学者从事换热器中流体诱发振动的研究。70年代初便已具备召开专题学术会议的条件。1970年美国阿贡国家实验室（ANL）主办了“反应堆系统部件中流体诱发振动”会议，美国机械工程师协会（ASME）主办了“换热器中流体诱发振动”会议，标志着一个新阶段的开始。

1.2换热器流体诱发振动的学术会议二十世纪60年代，已有较多学者从事换热器中流体诱发振动的研究由于受到许多国家的学者的重视与参与，此后国际性的专题学术会议接连不断。1972年在德国卡尔斯鲁厄(Karlsruhe)召开了“流体诱发结构振动”会议。1973、1978、1983年相继在英国凯斯韦克（Keswick）召开“工业中的振动问题”会议与“原子能工厂中的振动”会议。历届压力容器技术会议（ICPVT）、反应堆技术中的结构力学国际会议（SMIRT）、流体诱发振动与噪声（FIV+N）国际会议、从1987年开始每年都开的美国压力容器及管道（PVP）会议，都将换热器振动列为重要主题之一。由于受到许多国家的学者的重视与参与，此后国际性的专题学术会议1.3换热管振动破坏的形式碰撞损伤折流板切割管与管板处液漏疲劳破坏声振动换热管振动破坏形式1.3换热管振动破坏的形式碰撞损伤折流板切割管与管板处液换热器的振幅较大时，相邻管之间或管与壳体之间便相互碰撞。位于无支撑跨距中点的管子表面受到磨损而出现菱形斑点，时间长了，管壁变薄甚至破裂。1、碰撞损伤1.3换热管振动破坏的形式换热器的振幅较大时，相邻管之间或管与壳体之间便相互碰撞。位于为了便于换热管在组装时容易穿过所有折流板上的管孔，管孔一般比换热管的外径大0.4～0.7mm。由于存在间隙，管子在振动时不断撞击折流板管孔，犹如遭到折流板的切割。因而导致管壁变薄或出现开口。2、折流板切割为了便于换热管在组装时容易穿过所有折流板上的管孔，管孔一般比用胀管法固定的管子，振动时呈弯曲变形。接合处的管子，受力最大。有可能从胀接处松开或从管孔中脱出造成漏泄甚至断裂1.3换热管振动破坏的形式3、管与管板处液漏4、疲劳破坏

管子在振动时反复的受弯曲应力的作用。如果应力相当高且振动延续时间很长，管壁将因疲劳而破裂。如果管子的材料存在裂纹且裂纹处于应力场中的关键部位，或者管子还同时受到腐蚀与冲蚀的作用，疲劳破坏加速用胀管法固定的管子，振动时呈弯曲变形。接合处的管子，受力最大气体流过管束时，将引起壳程空腔中的气柱振荡而产生驻波。当驻波的频率与周期性的旋涡频率一致，便会激起声振动。这也是一种共振现象。声振动时，会产生令人难以忍受的强烈的噪声。过高的声压级还要损坏换热器的壳体。当声共振的频率与管子的固有频率一致时，管子的振动加剧且很快遭到破坏。飞机起飞时的分贝值大约在110-130；高速的汽车可达到85分贝；换热器有时可达到150分贝；1.3换热管振动破坏的形式5．声振动气体流过管束时，将引起壳程空腔中的气柱振荡而产生驻波。当驻波1.4振动实例扬子石化公司钛冷凝器的失效：PAT装置12台钛冷凝器（1亿元），经过十年左右的运行，均发生了不同程度的泄露等失效形式。严重影响了化工厂生产和循环水系统的稳定运行。泄露还导致了冷凝器壳体、膨胀节、管板、循环水系统装备发生不应该发生的腐蚀与损坏。1.4振动实例扬子石化公司钛冷凝器的失效：管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件若管壳式换热器中不设置折流板，壳程流体为轴向流过管束（a），设置折流板后，壳程流体在折流板之间为横向流过管束（b）。横向流中的管束的危害更大。１、２—流体进口；３—管子；４、５—流体出口易受激振的部位若管壳式换热器中不设置折流板，壳程流体为轴向流过管束（a），管子所有的各个部位都有被振坏的可能。而处于下述部位的管子更易受到流体激振而破坏。通过折流板缺口部位的管子的跨距，明显地要比通过中央部位的管子的跨距来得大。在前一种情况下，管子挠性大，管子的固有频率较低，振动的倾向更大。在U形管换热器中，安置在外侧，愈靠近壳体的U形管1（右图）具有更低的固有频率，受流体激振的影响也更为明显。１—外侧Ｕ形管；２—内侧Ｕ形管；易受激振的部位管子所有的各个部位都有被振坏的可能。而处于下述部位的小直径的壳程流体进出口接管，管束外围与壳体内壁之间的距离T过小图（a），一般设置改变流体流向的障碍物，如防冲挡板、密封条（见下图（b））等，但都会使局部处成为高流速区，很易激起附近管子的振动。

１—壳体；２—管子；３—防冲挡板；４—接管；５—管束外围周线１—密封条；２—管子高流速区的管子１—壳体；２—管子；１—密封条；高流速区的管子换热器中流体诱发的振动作为专门的学术研究领域，从形成、发展到逐渐成熟迄今已有近50年的历史。它的发展还得益于对飞机机翼的颤动以及悬索桥与烟囱的流振研究后所建立的基础。1.4国内外研究概况换热器中流体诱发的振动作为专门的学术研究领域，从形成、发展到自二十世纪60年代到70年代，对单相流体沿横向与轴向绕流管束时诱发的管子振动与声振动的研究，已取得相当大的进展。1977年契诺韦士（Chenoweth）发表的技术报告对此有全面的介绍与总结。TEMA标准顺应工程界的要求，不失时机地于1978年将“流体诱发振动”部分作为推荐性的切实可行的方法予以颁布，使工程技术人员在设计阶段便能注意避免换热器的振动。1.4国内外研究概况自二十世纪60年代到70年代，对单相流体沿横向与轴向绕流管束从二十世纪80年代至今，换热器中流振的研究更趋深入与成熟。Paidoussis(1982)，Ziada等（1989），Au—Yang等（1991），Pettigrew等（1998），Weaver等（2000）在总结大量文献资料的基础上发表的高水平的综述。陈水生（Chen）(1987)，Blevins(1990),Paidoussis(1998)，林宗虎等（2001）出版的专著，很好地反映了此一时期在流体弹性振动机理与数学模型、两相流诱发振动机理方面的研究、随机振动理论与模拟计算方法的应用以及基准参数与振动判据的拟定等许多方面所取得的丰硕的成果。经过多年实践的经验，修订后再版的TEMA标准已将有关“流体诱发振动”的内容列入正文成为规定性部分。从二十世纪80年代至今，换热器中流振的研究更趋深入与成熟。P我国则是从二十世纪80年代中期开始进行换热器流振方面的研究，天津大学的聂清德先生、华南理工的钱颂文先生，在振动机理、振动特性及防振措施等方面都做了许多工作。管束振动作为附录也列入了国家标准“管壳式换热器”（主要是聂清德先生主持）。目前最新版本的国标正在修订阶段，还未定稿（天大的聂清德和谭蔚负责流体诱发振动部分）。我国则是从二十世纪80年代中期开始进行换热器流振方面的研究，2、管束流体诱发振动产生的机理2、管束流体诱发振动产生的机理在管壳式换热器的壳程中，单相或两相流体无论是沿管子轴向还是横向流过管束时，由流体流动产生的并作用于管子上的动态力，均会导致管子振动。至于管子振动的机理，目前比较一致的观点有以下４种：振动机理漩涡脱落湍流抖振流体弹性不稳定性声共振在管壳式换热器的壳程中，单相或两相流体无论是沿管子轴向还是横这种振动起因于管子表面周期性脱落的旋涡所产生的周期性流体力。如果旋涡脱落频率与管子的固有频率一致，管子便会发生共振。处于横向流中的单根圆管，在管子表面上脱落的周期性旋涡，即通常所称的卡门旋涡。

一、漩涡脱落激振这种振动起因于管子表面周期性脱落的旋涡所产生的周期性流体力。而在管间距较小的管束中是否存在这种规律性的卡门旋涡，至今仍不十分清楚。但是某种周期性脱落的旋涡使管子发生共振的可能性是确实存在的，特别是在液流或高密度的气流中，周期性的作用力相当大，因此管子的振幅也比较大。两相流体横向流过管束时，只有当体积含气率或空隙率ε小于１５％时才会发生周期性的旋涡脱落激振。而在管间距较小的管束中是否存在这种规律性的卡门旋涡，至今仍不在圆管的前半部，主流到达Ａ点时，流速变为零，此点称为前驻点。按照伯努利方程，此点压力为最大。此后通道逐渐减小，流体为增速减压，边界层内的流体在顺压情况下向前流动。旋涡脱落的原因在圆管的前半部，主流到达Ａ点时，流速变为零，此点称为前驻点。在圆管的后半部，从Ｂ点开始，通道逐渐增大，流体为减速增压。边界层内的流体除受摩擦力作用外还受到与流动方向相反压力的作用，动能不断降低。在Ｓ点之前，只有壁上的流体速度为零。在Ｓ点之后如Ｃ点，除壁上的流体速度为零外，近壁处的流体还发生停滞与倒流。旋涡脱落的原因在圆管的后半部旋涡脱落的原因ＳＣ′线以下的流体，在逆压作用下将相邻的来自上游的流体外挤，使流体不再贴着柱体表面流动，而是从柱体表面脱落，形成边界层分离的现象。Ｓ点称分离点。由于ＳＣ′线上下方两部分流体的旋转运动，尾流中将产生大量旋涡。旋涡脱落的原因ＳＣ′线以下的旋涡脱落的原因流体沿圆管绕流所形成的旋涡也与Ｒｅ数有关。Ｒｅ数小于５时，流体贴着圆管表面流动，不发生边界层分离的现象，见下图（a）所示。当５～１５≤Ｒｅ＜４０时，层流边界层从圆管表面上分离，管后两侧产生一对稳定的旋涡，见图（ｂ）所示。流体沿圆管绕流所形成的旋涡也与Ｒｅ数有关。Ｒｅ数小于５时，流当４０≤Ｒｅ＜１５０时，边界层为层流，圆管背后的两侧交替而周期性地形成相反旋转方向的旋涡，并从管表面上脱落。在尾流中有规律顺序地交错排列成两行的旋涡，此即为通常所称的卡门涡街，见上图（c）所示。在上述Ｒｅ数范围内，涡街为层流。需要指出的是，旋涡从管表面上的每一次脱落均会立即伴随着流型以及管表面上压力分布而变化，因此管表面上及尾流中的流体都会处于非稳定状态。当４０≤Ｒｅ＜１５０时，边界层为层流，圆管背后的两侧交替而周当150≤Ｒｅ＜300时，边界层为层流，涡街则从层流过渡到湍流。当300≤Ｒｅ＜３×时，为亚临界区，边界层仍为层流，但随着Ｒｅ数的增大，分离点将向后驻点移动，见圆管表面上的压力分布图中的曲线２与３所示，涡街为湍流。当150≤Ｒｅ＜300时，边界层为层流，涡街则从层流过渡到湍当３×≤Ｒｅ＜3.5×时为过渡区，边界层由层流变为湍流。旋涡脱落是不规则的，卡门涡街消失，湍流的尾流变窄。当Ｒｅ≥3.5×时为超临界区，湍流的卡门涡街重现。当３×≤Ｒｅ＜3.5×时为过渡区，边界层由层流

边界层分离现象及其产生机理C点压力最大边界层分离现象及其产生机理C点压力最大管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件从单管表面脱落的旋涡频率可利用捷克物理学家斯特罗哈由实验得到的公式来计算:式中：—旋涡脱落频率，或单位时间产生的旋涡数，1/s；ｄ—管外径，ｍ；Ｓｔ—斯特罗哈准数，无量纲，是Re数的函数。（3）旋涡脱落频率从单管表面脱落的旋涡频率可利用捷克物理学家斯特罗哈由实验得到管束中的旋涡脱落频率计算式与式单管的漩涡脱落频率是相同的，但式单管中的v需改用管间隙处的流速ｖ，斯特罗哈数也应按下图（陈延年根据声共振的数据得出的）中的数据选取。

管束中的旋涡脱落频率计算式与式单管的漩涡脱落频率是相图管束的Ｓｔ数图管束的Ｓｔ数Fiz-Hugh

提出的覆盖的节径比更大Fiz-Hugh提出的覆盖的节径比更大Weaver

提出利用热线风速仪直接测量的流体周期性数据绘制Weaver提出利用热线风速仪直接测量的流体周期性数据绘制

根据受迫振动理论,管子在共振时的振幅可按下式计算

式中—脉动的升力系数；ξｎ—第ｎ振型时管子的阻尼比；—管子的第ｎ阶振型

（5）共振时的振幅根据受迫振动理论,管子在共振时的振幅可按下式计算（5）共振当流速从零开始升高时，从静止管子脱落的旋涡频率也增大，由漩涡脱落频率公式可知，其与流速成线性的关系。当旋涡脱落频率达到管子最低的固有频率时，管子开始沿升力方向共振，振幅剧增。在此后的一段流速范围内，尽管流速继续升高，旋涡脱落频率却不再增大而是变为等于振动管的固有频率，如同旋涡脱落频率被固有频率“捕获”一般。（4）锁定区(Lock-inRegion)当流速从零开始升高时，从静止管子脱落的旋涡频率也增大，由漩涡相应的这段流速范围称为锁定区，也称同步区(synchronizationregion)。一般情况下，在升力方向共振时，锁定区内无因次流速（

）的范围是4.5～10；在阻力方向共振时，锁定区内无因次流速的范围是1.25～4.5。（4）锁定区(Lock-inRegion)相应的这段流速范围称为锁定区，也称同步区(synchroni弹性支撑时单圆柱的锁定区图中的阴影部分便是锁定区。可以看到，随着值的增大，锁定区的流速范围缩小。当时，由于阻尼很大，便不存在锁定区，管子不再发生振动。弹性支撑时图中的阴影部分便是锁定区。可以看到，随着

根据受迫振动理论,管子在共振时的振幅可按下式计算

式中—脉动的升力系数；ξｎ—第ｎ振型时管子的阻尼比；—管子的第ｎ阶振型

（6）共振时的振幅根据受迫振动理论,管子在共振时的振幅可按下式计算（6）共振两端简支的管子：求解振动方程可知振型的表达式为：

（n=1，2，3……）由于为任意常数，根据上式所得的各点位移都是相对数值，应用时很不方便，倘若使振型规范化（或归一化），则便可解决这一问题，经规范化后振型的表达式成为，最大位移发生在x=L/2处。两端简支的管子：求解振动方程可知振型的表达式为：CL的计算CL的计算管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件v(x)为管间隙处非均匀分布的流速（ｍ/ｓ），利用下式可计算其有效值。当流速为均匀分布时，Mn为为第ｎ振型的广义质量，Kg/m，且式中，m（x）为单位长度管子的总质量，Kg/m。如果质量沿管长均匀分布，则Ｍｎ＝ｍv(x)为管间隙处非均匀分布的流速（ｍ/ｓ），将以上诸值代入共振的振幅计算公式中最终可得出简支管在第１振型共振时的最大振幅，即国标中的E24将以上诸值代入共振的振幅计算公式中最终可得出简支管在第１振型共振条件在管束迎着主流的前几排管子中，有可能出现周期性的旋涡脱落。如果在操作范围内，旋涡脱落频率接近管子任何一阶的固有频率，则将导致管子共振。欲要避开共振，需满足式条件式中ｆｎ—管子第ｎ阶固有频率，Ｈｚ；ｆｓ—最大流速时的旋涡脱落频率，ＨZ三、流体诱发振动的计算（1）旋涡激振共振条件三、流体诱发振动的计算（1）旋涡激振共振时的振幅管子在第１振型共振时，振幅可用下式计算，即振幅的限制条件是：共振时的振幅算例在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角形排列，管子外径为25mm，壁厚为0.4mm，长1520mm，管间距38mm。假设管子两端为简支。管子材料的弹性模量为2.04×密度7600kg/m3。管子第１阶振型的总阻尼比

。管外空气的密度为0.64kg/m3，管内烟道气的密度为1.92kg/m3。管间隙处空气的均匀流速为4.6m/s。根据计算已知单位管长的总质量m=0.237kg/m。现按旋涡激振机理检验管子的振动计算（1）漩涡的脱落频率；（2）管子的固有频率；（3）振幅算例

㊣计算漩涡的脱落频率

由T/d=2Psin60°/d=2×38×/（2×25）=2.63L/d=（P/2）/d=19/25=0.76,由错列管束的St数图查得为St=0.6，再由漩涡脱落频率计算公式得

㊣计算漩涡的脱落频率

㊣管子的固有频率

对于两端简支的管子因2，故。管子在第１、第２振型时应考虑共振并计算管子的振幅。㊣管子的固有频率因2，故㊣计算振幅为简化起见，只计算第１振型时的振幅已知p/d=1.52，排列角为60°时，查升力系数表CL=0.057，故由于0.02d=0.0005，m，故y1<0.02d，因此管子在共振时振幅很小，不会对管子造成损害。

㊣计算振幅湍流颤振Turbulentbuffeting紊流抖振的机理首先是由欧文（Owen）提出。他认为在节径比较小的紧密排列的管束内部，管子成为破涡器，使周期性的旋涡衰减并演变成为紊流旋涡。紊流旋涡有一主导频率（或称主频率）且随横流速度增加而增加。紊流旋涡的各种频率成分分布在主导频率周围形成一相当宽的频带。当主导频率与管子的固有频率一致时，便产生相当大的能量传递，因而导致管子的振动。湍流颤振紊流抖振的机理首先是由欧文（Owen）提出。他认为在

1、湍流抖振的特征在管壳式换热器中，为了改善其传热与传质效率，经常使流体产生最大程度的湍流，而管子本身实际上也起着湍流发生器的作用。湍流流体与管子表面接触时，流体中的一部分动量会转换为脉动压力，因此在相当宽的频带范围内对管子施加了随机作用力，进而激发了管子振动。在多数情况下湍流诱发振动不可避免的。1、湍流抖振的特征湍流流体与管子表面接触时，流体中的一部湍流抖振时，管子在随机脉动力作用下呈随机振动，此时管子的振幅较小，因此不会在短时期内遭到破坏。但是当管子长时间持续不断地与支承摩擦，累积损伤最终必将使管壁被磨穿。因此对于核动力装置中的蒸汽发生器等操作时间长达２０年到４０年的设备，必须评估湍流抖振对其安全带来的影响。湍流抖振时，管子在随机脉动力作用下呈随机振动，此时管子的振幅

Owen利用气体横向流过管束的实验结果提出了计算湍流抖振主频率的经验公式式中—湍流抖振主频率，Ｈｚ；ｖ—通过管间隙的横流速度，m/s；ｄ—管子外径，ｍ；T、L—分别为管子横向与纵向的管间距，ｍ。公式是否适用于液体，尚有待实验证明

3、湍流抖振主频率Owen利用气体横向流过管束的实验结果提出了计算湍流抖振湍流抖振具有明显的随机性，涉及的问题亦相当复杂，因此分析湍流诱发振动迄今所用的方法仍是建立在随机振动理论基础上的方法，即以分析与实验相结合的方法，如傅里叶分析与统计分析相结合的功率谱分析法。

4、管子的振幅作用在管子上的各种动态信号，如位移（或振幅）、速度及压力等都可利用传感器测定出来。湍流抖振具有明显的随机性，涉及的问题亦相当复杂，因此分析湍流采集到的这些数据经傅立叶变换后便可得到各种幅度谱，它表明了幅度随频率分布的情况。在一般意义上，功率（或能量）与幅度平方成正比，故相应地又可得到各种功率谱，它表明了各种频率成分的功率随频率连续分布的情况。采集到的这些数据经傅立叶变换后便可得到各种幅度谱，它表明了幅在一般情况下，测量管子的位移比测量管子表面的脉动压力更湍流为容易。根据目前研究的进展来看，在分析湍流抖振时，只要利用所建立的力与能量之间的关系，便可直接得出流体激振力的计算公式。但尚缺少必要的实验数据，故难度仍较大。

4、管子的振幅从实用观点考虑，重点都放在利用位移与能量之间的关系来得到管子振幅的计算公式，并制定与此相应的振动判据。在一般情况下，测量管子的位移比测量管子表面的脉动压力更湍流为利用位移的功率谱密度计算振幅的均方值，根据定义有下述公式式中ｙ—振幅，ｍ；—位移的功率谱密度，；ｘ—沿管长的距离，ｍ积分时，频率范围从零到∞，振幅的均方值即为上个位移功率谱图中曲线下方的面积。利用位移的功率谱密度计算振幅的均方值，根据定义有下述公式式中上述的积分式也可改为各振型管子振幅均方值的求和形式，即式中ｎ—振型数；

ξｎ—管子第ｎ振型的阻尼比。考虑到随机的压力场沿管长的相关性，对小阻尼的结构可得出下列公式式中，Ｊｎ为第ｎ振型的耦合度，无因次，可用来度量湍流力沿管长分布的一致性上述的积分式也可改为各振型管子振幅均方值的求和形式，即式中，将上面公式综合化简后便可得管子振幅的计算公式为为了便于应用，通常取振幅的均方根值。对简支管，

代入上式中，经简化后则有：将上面公式综合化简后便可得管子振幅的计算公式为为了便于应用，

１、共振的条件在管间距较小的管束深处，流体经过曲折流道产生的极度湍流将遏制周期性旋涡的脱落。湍流可能成为激起振动的控制因素。如果湍流抖振主频率接近管子任何一阶的固有频率，也将导致管子共振。共振时应计算管子的最大振幅。１、共振的条件

２、共振时的振幅计算管子在第１振型共振时的振幅可利用在随机振动理论基础上得到的下式，即振幅的限制条件仍然是２、共振时的振幅振幅的限制条件仍然是

3、算例

在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角形排列，管子外径为25mm，壁厚为0.4mm，长1520mm，管间距38mm。假设管子两端为简支。管子材料的弹性模量为2.04×，密度7600kg/m3。管子第１阶振型的总阻尼比

。管外空气的密度为0.64kg/m3，管内烟道气的密度为1.92kg/m3。管间隙处空气的均匀流速为4.6m/s。根据计算已知单位管长的总质量m=0.237kg/m。现按湍流激振机理检验管子的振动计算（1）湍流抖振主频率；（2）振幅3、算例

（１）计算湍流抖振主频率并将其代入湍流抖振主频率的公式得由题可知两端简支的管子，故管子在第１、第２振型时应考虑共振并计算管子的振幅。（１）计算湍流抖振主频率并将其代入湍流抖振主频率的公式得由

（2）振幅的计算仍以第一振型为例进行计算。由激振力系数表可查得，当

代入振幅计算公式得

由于0.02d=0.0005m故因此管子在共振时振幅很小，不会对管子造成损害。（2）振幅的计算仍以第一振型为例进行计算。由激振力系数表可流体弹性不稳定性也称流体弹性激振。流体弹性不稳定性是动态的流体力与管子运动相互作用的结果。当流体速度较高时，流体给予管子的能量大于管子的阻尼所消耗的能量。在流体力作用下，管子将产生大振幅的振动，很短时间内便遭到破坏。无论是气体、液体、还是两相流体当其流过管束时，最常见到的与最具有破坏性的就是流体弹性不稳定性。因此它也是最重要的激振机理。流体弹性不稳定性也称流体弹性激振。流体弹性不稳定性是动态的流管束中任何一根管子的运动都会改变与其相邻管子周围的流场，使流场呈非对称振荡变化，流体力也随着变化。变化的流体力将驱使该管附近的管子也运动起来。这些管子的运动反过来又改变流场以及作用在原先那根管子上的流体力。因此，一根弹性管位移所导致作用在邻近管子上的流体力，使后者也产生弹性位移。管子上的流体力不仅与管子本身位移有关，且与邻近管的位移也有关。这种流体力与弹性位移之间相互作用产生的振动便是通常所称的流体弹性不稳定性，或称为流体弹性激振。（3）流体弹性不稳定性1、特性管束中任何一根管子的运动都会改变与其相邻管子周围的流场，使流

★当横流速度ｖ超过某一界限值，即临界速度ｖｃ时，管子振幅陡然增大，因为管子振幅与成正比，在临界速度前，n=1.5～2.5。在临界速度后为n/4。★管子的大振幅振动是非稳态的，振幅围绕一平均值上下波动。★当横流速度ｖ超过某一界限值，即临界速度ｖｃ时，管子振幅陡

★各管子并非单独运动，而是与邻管一道从流体吸取能量后沿着左图所示的椭圆形轨道作旋转运动的。★限制管子运动或使一管与其它管子的固有频率出现差别，常会提高临界速度，但不会超过４０％。横向流中管子的流体弹性激振形式★各管子并非单独运动，而是与邻管一道从流体吸取能量后沿着左在文献中有时也会看到称为射流转换（jetswitching）的机理。实际上乃是流体弹性激振的另一种表现形式。振动的产生是由于管子本身的运动以及在管子之间出现不断改变喷射方向的射流对。由于管束中的无因次流速v/(fd)一般不会超过75。因而这种振动很少出现。在文献中有时也会看到称为射流转换（jetswitching当管束发生流体弹性激振时，欲要计算临界速度，从实用观点考虑，通常都是利用Connors首先提出的半经验关联式来求得的，即：式中：—临界速度，m/s；ｍ—包括流体附加质量在内单位长度管子的质量，Kg/m；

ρ—管外流体的密度，Kg/m3；ｆ—管子的固有频率，1/s；δ—管子的对数衰减率；Ｋ—经验系数。当管束发生流体弹性激振时，欲要计算临界速度，从实用观点考根据connors在单排管中求得的数据，Ｋ值取9.9显然是过高了。建议在右图所表示的整个质量阻尼参数范围内，对各种排列形式的管束，一律推荐取K=3.3。而ＡＳＭＥ规范建议，当管子在气体中的阻尼比为0.005在蒸汽或液体中的阻尼比为0.015时，可按图中的实线取Ｋ＝2.4。管束的稳定区图根据connors在单排管中管束的稳定区图陈水生根据不同介质（空气，水及两相流体）和不同排列形式管束的实验数据也提出了更为详细的稳定区图。在这些图中实线以下的区域为稳定区，当无因次流速v/(fd)处于此区域内时，管束也不会发生流体弹性振动。间隙流速ｖ若大于ｖｃ时，管束将发生流体弹性激振。陈水生根据不同介质（空气，水及两相流体）和不同排列形式管束的在横向流中，流体弹性不稳定性是最重要的激振机理。已知较高的流速下管子发生流体弹性振动时，管子振幅将非常大，因此必须计算临界速度ｖｃ。流体弹性不稳定的算例在横向流中，流体弹性不稳定性是最重要的激振机理。已知较高的流

在工程设计时，可利用ＴＥＭＡ标准推荐的临界速度计算公式。式中：ｖｃ—临界速度，m/s；δｓ—质量阻尼参数，无因次，可按下式计算：

Ｋ—不稳定常数，可根据管子排列形式、节径比及质量阻尼参数等由下表所列的关系式确定；ｂ—指数，见下表。管束中的流速应小于临界速度，即ｖ＜ｖｃ在工程设计时，可利用ＴＥＭＡ标准推荐的临界速度计算公表K与b值表K与b值

2、算例

在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角形排列，管子外径为25mm，壁厚为0.4mm，长1520mm，管间距38mm。假设管子两端为简支。管子材料的弹性模量为2.04×，密度7600kg/m3。管子第１阶振型的总阻尼比

。管外空气的密度为0.64kg/m3，管内烟道气的密度为1.92kg/m3。管间隙处空气的均匀流速为4.6m/s。根据计算已知单位管长的总质量m=0.237kg/m。现按流体弹性不稳定性机理检验管子的振动计算（1）质量阻尼参数；（2）确定K，b值；（3）计算vc值。2、算例在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角（１）计算质量阻尼参数（２）确定Ｋ、ｂ值由排列角60°与δｓ值，查上表知K=2.8，b=0.5。（３）计算ｖｃ:利用临界速度计算公式计算得故ｖ＜ｖｃ，因此在流速为4.6m/s时，不会发生流体弹性振动。解：（１）计算质量阻尼参数（２）确定Ｋ、ｂ值（３）计算ｖｃ:利用气流横向流过管束时，当周期性的旋涡脱落频率与壳程的声驻波频率一致时，流场与声场耦联且相互加强，便会出现声共振现象。在一般情况下，只产生强烈的噪声，对换热器不会造成多大损害。但若旋涡脱落频率同时与声频以及管子的固有频率合拍，则管子很快便会遭到破坏。气流横向流过管束时，当周期性的旋涡脱落频率与壳程的声驻波频率当旋涡脱落频率或湍流抖振主频率接近ｙ方向上的声驻波频率时，便产生了声共振现象，在置有管束的壳体中便将激起强烈的噪声，声压级可高达１５０～１８０ｄＢ（分贝）。与此相应在壳体外部的声压级还要提高约（２０～５０）ｄＢ，造成了严重的声污染。声压过高，也将损坏壳体。当旋涡脱落频率或湍流抖振主频率接近ｙ方向上的声驻波频率时，便

据报道，在空气预热器、动力锅炉、船用锅炉、核动力设备、化工用换热器及风洞试验装置中都曾出现过声共振事例。介质为空气、烟道气、蒸汽及碳氢化合物或两相流体。壳体中放置的是顺列管束、错列管束、单排管、螺旋管或翅片管。据报道，在空气预热器、动力锅炉、船用锅炉、核动力设备

空壳中声驻波（固有）频率可按下式计算式中—声驻波（固有）频率，Ｈｚ；ｎ—声驻波模态数，无因次，为半波的倍数，ｎ为１，２，３……；Ｗ—反射声波时两壁面之间的距离，ｍ。对矩形壳体取横向尺寸ｂ，对圆形壳体，取直径Ｄ；ｃ—声速，m/s。空壳中声驻波（固有）频率可按下式计算式中—声驻波（固壳体中有管束时，必将阻碍声的传播，声速有所降低,故取式中—实际的声速，ｍ／ｓ；σ—体积比，为管束所占体积与空壳体积之比，如对正三角形排列的管束（下图所示），可取壳体中有管束时，必将阻碍声的传播，声速有所降低,故取

在声共振时，壳程空间最大声压的均方根值可利用下式来计算。式中ｖ—管间隙处流速；Δｐ—流体通过管束的压力降，Ｐａ，其值为：式中：ｖ—管子的排数；μ—摩擦因数，取平均值为0.07；

ρ—流体的密度，Kg/m3。在声共振时，壳程空间最大声压的均方根值可利用下式来计算与上式中的相应的声压级为：式中：—基准声压，pa。

考虑到管子的排列形式和节径比对声压的影响，由上式算出的最大声压级还需按下图予以调整。下图中的数字为加到Ｌｐ上的增（减）值。

壳程空间的声压级应低于１４０ｄＢ，否则在很高的声压作用下，将导致壳体的疲劳破坏。与上式中的相应的声压级为：式中：—基准声压管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件声共振的必要条件是声驻波频率必须与激振频率一致，但这并非是充分条件，还要满足第二个条件，即要求系统还要有足够高的且能克服声阻尼的激振能量。声阻尼是系统结构、几何尺寸及雷诺数等的函数。格罗皍和阿诺德、陈延年、费兹派崔克和唐纳德森、翟阿达等人以及布莱文斯和布雷斯勒等在研究工作的基础上相继提出了判断管束声阻尼的准则。声共振的必要条件是声驻波频率必须与激振频率一致，但这并非是充对顺列管束，陈延年建议声阻尼参数φ可按下式计算（GB151-1999采用的标准）

式中，Re=vd/γ，γ为流体的运动黏度，m2/s。当φ＞600，或2000时，便发生声共振。前一个数字适用于实验设备，后一个数字适用于工业换热器（由于有更大的声阻尼）。

若上式用于错列管束，式中的Ｌ应改为２Ｌ。对顺列管束，陈延年建议声阻尼参数φ可按下式计算（GB151-对顺列管束，声阻尼参数为：式中Ｍ—马赫数，即M=v/ce当满足下列关系式时：便发生声共振。但用于错列管束时是有争议的，所以国标修正时将其只应用于顺列管束对顺列管束，声阻尼参数为：式中Ｍ—马赫数，即M=v/ce便

对顺列管束，声阻尼参数为：

若Ｇｉ值处于图中（a）曲线的右上方，则有声共振。图中纵坐标为。对顺列管束，声阻尼参数为：若Ｇｉ值处于图中（对错列管束，声阻尼参数为：目前国标采用

若Ｇｓ值处于图（ｂ）中曲线的右上方，则有声共振。该图纵坐标为2L/h，其中ｈ为管束中气体喷射的最小宽度，ｍ，其与管间隙ｇ之值有关。对错列管束，声阻尼参数为：目前国标采用若Ｇｓ值处于图（管间隙ｇ当ｇ＞（Ｔｄ）／２时，ｈ＝（Ｔ－ｄ）／２。当ｇ＜（Ｔ－ｄ）／２时，ｈ＝ｇ。管间隙ｇ当ｇ＞（Ｔｄ）／２时，ｈ＝（Ｔ－ｄ）／２。基于声压与声质点速度，沙立文（Sulivan）等提出了能量输入准则的表达式，即式中:Ｍ—马赫数；Δｐ—通过管束的压力降，Ｐａ；ｎ—下标，表示模态数。

公式左方Ｍ与Δｐ的乘积实际上代表了均匀无脉动流体在流动时将释放的能量，其单位为能量/（面积×时间）。基于声压与声质点速度，沙立文（Sulivan）等提出了能量公式右方（Ｍ·Δｐ）ｐ，n为壳程空间产生压力波时所需的能量，其表达式为：且0.0086≤d(W×St)≤0.1548公式右方（Ｍ·Δｐ）ｐ，n为壳程空间产生压力波时所需的能量，为基于声质点速度的能量表达式，即

式中的值可利用下式求得为基于声质点速度的能量表达式，即式中的值可利用当如果（Ｍ·Δｐ）ｎ小于（Ｍ·Δｐ）ｐ，ｎ或（Ｍ·Δｐ）ｖ，ｎ二值中的大者，则壳程空间不会发生声共振。三者的关系也可利用下图来示意说明。图中（Ｍ·Δｐ）ｕｐｐｅｒ，ｎ为处于边界线上的上限值。边界线以上为声共振区，边界线以下为非共振区。当如果（Ｍ·Δｐ）ｎ小于（Ｍ·Δｐ）ｐ，ｎ或（Ｍ·Δｐ）ｖ，利用最大声压级的计算公式可计算最大声压级Ｌｐ，再利用最大声压级Ｌｐ的调整值图调整后，如果最大声压级小于140dB，则不必考虑声共振。利用最大声压级的计算公式可计算最大声压级Ｌｐ，再利用最大声压

在上述的声阻尼计算式中，陈延年公式和费兹派崔克式一般均适用于顺列管束。尽管ＴＥＭＡ标准与建议用２Ｌ值取代Ｌ值后陈延年式就可用于错列管束了，但是否正确还应通过更多的实践予以验证。此次国标采用崔克式。

翟阿达公式与实验数据比较符合，且提供了错列管束中声共振的判据。国标采用

Sulivan-Eisinger公式不仅可用来判断常见的横向模态驻波的声共振，也可用来判断ｘ与ｚ向驻波的声共振。声阻尼参数计算公式的总结在上述的声阻尼计算式中，陈延年公式和费兹派崔克式一般均适用

气体横向流过管束时，在垂直于流动方向的两个方向上均会产生声学驻波，见下图。但是经常遇见的典型的驻波，其传播方向既垂直于流体流动方向，也垂直于管子的轴线。当声波的频率接近旋涡脱落频率或湍流抖振主频率时，便产生声共振。气体横向流过管束时，在垂直于流动方向的两个方向上均会产

在工程设计时，预测管束中的声共振，可按以下三个步骤进行。

1、声共振计算声共振主要是发生在气流中，在水中发生声共振的可能性不大。在工程设计时，预测管束中的声共振，可按以下三个步骤进声频与激振频率一致是声共振的必要条件。如果系统没有足够大的激振能量克服声阻尼，声共振是不会发生的。因此计算出声共振参数，如声阻尼参数，或声能量参数，则就可直接算出系统中的声压级。值得指出的是，目前各个学者提出的不同声共振参数，尚需更多的实验数据予以验证。声频与激振频率一致是声共振的必要条件。如果系统没有足够大的激在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角形排列，管子外径为25mm，壁厚为0.4mm，长1520mm，管间距38mm。假设管子两端为简支。管子材料的弹性模量为2.04×，密度7600kg/m3。管子第１阶振型的总阻尼比

。管外空气的密度为0.64kg/m3，管内烟道气的密度为1.92kg/m3。管间隙处空气的均匀流速为4.6m/s。根据计算已知单位管长的总质量m=0.237kg/m，已知空气的绝压为0.1Mpa，黏度为

。预热器壳体为矩形截面，沿y向的宽度w为2.44m。现欲预测管束中的声共振。（1）计算声速与声频；（2）预测频率计算；（3）声压级计算；（4）声阻尼参数计算2、声共振算例在下图所示的空气预热器中，管子按转角正三角形2、声共振算例2、声共振算例

可取压缩系数Ｚ=1，定压比热容与定容比热容之比γ＝1.4，已知ｐ=0.1ＭＰａ，ρ＝0.64×kg/m3，故空壳中的声速为：（１）计算声速与声频管束的体积比：实际声速：声频：可取压缩系数Ｚ=1，定压比热容与定容比热容之比γ＝知=110.4Hz，=133.6Hz。声共振范围计算为故声共振是可能发生的。（2）激振频率计算由于知=110.4Hz，=133.6Hz。声共振范利用下图知声压级为：SPL=140dB，这正好达到声共振的界限值。（3）声压级计算利用下图知声压级为：SPL=140dB，这正好达到声共振的界①按ＴＥＭＡ标准计算参数φφ＜２００，由此可判断预热器内无声振动。（4）声阻尼参数计算①按ＴＥＭＡ标准计算参数φφ＜２００，由此可判断预热器内无声②按Ｚｉａｄａ方法，参数δ的计算故取喷射宽度h=g=13mm（4）声阻尼参数计算②按Ｚｉａｄａ方法，参数δ的计算故取喷射宽度h=g=13mm利用下图知坐标点（2L/h,δ），落在声共振区内，故预热器内有声振动。这一结论与声压级的计算结果基本相符。（4）声阻尼参数计算利用下图知坐标点（2L/h,δ），落在声共振区内，故预热器内管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件由前面所述的４种激振机理，适用于不同的流体流动状态。其相对的重要性，可以从下表中看出。本章将重点阐述单相流体横向流过管束时产生的振动。由前面所述的４种激振机理，适用于不同的流体流动状态。其相对的流动条件流体弹性不稳定性旋涡脱落激振湍流激振声共振轴向流管内液体气体两相***———************管外液体气体两相****———************横向流单根管外液体气体两相———*************—管束外液体气体两相**********************—***最重要

**应考虑

*有可能—不适用流动条件流体弹性旋涡脱湍流激振声共振管内液体*—*****管3、国内外标准或者计算方法3、国内外标准或者计算方法由于在美国科学界与工程界对流体诱发振动的研究有着较深厚的基础，因此制定相应的标准与规范也先行了一步，并提供了许多有益的经验。早在1941年便开始出版的美国管式换热器制造商协会（TEMA）标准，于1978年发行第六版时，首次将“管束振动”列入标准。尽管是作为推荐性的切实可行的方法，并不要求设计者与制造厂严格遵守执行，但对保证换热器的安全运转，仍然起了很大的作用。经过十年的实践，当TEMA标准在1988年，1998年再版时，便更名为“流体诱发振动”并列入正文第六章，内容也得到补充与完善，而且文字叙述简明精炼，便于应用。一、国内外标准规范介绍与展望一.TEMA标准第六章简介由于在美国科学界与工程界对流体诱发振动的研究有着较深厚的基础TEMA标准主要条目为：

◆振动损坏类型与损坏的部位

◆管子固有频率与阻尼的计算

◆壳程流速的计算

◆管子失稳时临界速度的计算

◆旋涡脱落激振与湍流抖振时的振幅（目前国内没有）

◆检验声振动

◆防止振动的措施TEMA标准主要条目为：TEMA标准重点在解决单相流体横向流诱发的振动。在计算声振动时，主要是解决横向模态声驻波的共振问题。

应用的激振机理有4种，即漩涡脱落激振，湍流抖振，流体弹性不稳定性与声共振。关于管子的固有频率，TEMA标准推荐的是一种简化的计算方法。将多跨管视为多根具有不同支承条件的单跨管，单跨管的最低的固有频率便作为多跨管的固有频率。很显然，计算的结果是偏低的。TEMA标准重点在解决单相流体横向流诱发的振动。在计算声振动值得指出的是TEMA标准提出的计算壳程横流速度的公式，较全面地考虑了流体流动时存在的短路与泄漏，适用于E类换热器壳体、单弓形折流板与单相流体的场合。按其规定，横流速度V的计算式为：

式中－壳程流体的流量，㎏/s；－壳程流体的密度，㎏/m3；计算时涉及的常数有:值得指出的是TEMA标准提出的计算壳程横流速度的公式，较全面

为了适应核电厂设备安全运转与发展的需要，1995年ASME锅炉与压力容器规范开始将“管与管束的流体诱发振动”作为非限定性规范列入第三篇附录N中，并使其成为核电厂设备制造规则以及核电厂操作维护规范的一个组成部分。实际上其基本思路与主要内容早已发表于1991年的文献。二、ASME锅炉与压力容器规范第三篇附录N－1300简介二、ASME锅炉与压力容器规范第三篇附录

附录N中有关流体诱发振动的条目共有26个。主要是检验单相流体在横向流与轴向流中管束的振动，但不包含声振动。故应用的横向流激振机理为旋涡脱落激振、湍流抖振与流体弹性不稳定性。而应用的轴向流激振机理则仅为湍流激振。与TEMA标准不同的是对所推荐的预测振动的计算公式都给以简要的说明并标有出处。还列出设计计算的步骤。这里不再赘述。二、ASME锅炉与压力容器规范第三篇附录N－1300简介二、ASME锅炉与压力容器规范第三篇附录

1992年美国柏柏柯克公司（BabcockComp）联合中心的Sandifer，J.B.根据研究结果与文献资料制定了“防止换热器中流体诱发振动的指南”并发表在WRC公报372号上。这份指南阐明了以下四个问题

1.横向流中流体诱发振动的机理

2.可靠的预测振动的方法

3.数据库与验收准则

4.减少振动最有效的参数三、美国焊接研究委员会公报372号与389号（一）WRC公报372号简介三、美国焊接研究委员会公报372号与389号（美国焊接研究委员会公报关于激振机理，指南的基本观点与TEMA标准是相同的。但来龙去脉阐述得更为详细、清楚。对每一种预测振动的计算方法都附有例题，便于学习应用。报告的作者有这样一种观点，即在流体诱发振动领域中，有许多不可预期的情况，从某种程度上说，流体诱发振动是经验的科学。故应重视收集大量实验数据。而一些计算方程中的常数，就是在实验基础上提出的。这些数据可从公开发表的文献中获得。至于验收准则，与TEMA标准有所不同，多偏于从安全方面来考虑。两者的对比可参见下图所示。

美国焊接研究委员会公报关于激振机理，指南的基本观点与TEMA避免振动的验收准则避免公报发表于1994年，内容涉及两部分，即声共振与两相流诱发振动时管束的阻尼1.换热器管束中的声共振作者Blevins的报告从两方面补充了公报372号中涉及的相应的内容。（1）发表了大量的有关壳体中放有单管、管排特别是管束时声共振的实验数据并提出了计算声压的半经验的关系式。根据实验数据，作者认为在下列节径比较小的管束中，第１振型的声共振将受到抑制。对顺列管束Ｌ／ｄ＝Ｔ／ｄ＜1.４对错列管束Ｌ／ｄ＜1.５，Ｔ／ｄ＜1.6（二）WRC公报389号简介（二）WRC公报389号简介（2）提出声共振设计步骤

第一步收集数据，包括管子外径d，节径比T/d与L/d、管子排列形式，壳体宽度W或直径D，通过管束的压力降，壳程气体的声速C与实际声速，管间隙处的流速V等。第二步计算声频。第三步计算旋涡脱落频率。第四步计算共振时的声压级。第五步必要的防振措施。（2）提出声共振设计步骤2.两相流换热器管束的振动阻尼

进入二十世纪80年代以后，由于核工业的发展与设备安全运转的需要，两相流诱发振动的研究更加受到工程界的关注。因为两相流中管子的阻尼是影响振动的重要参数。故在WRC389号公报中Pettigrew等用了大量篇幅报道这方面的研究成果。报告的多半部分是数据库，发表了大量的两相流中管子阻尼的试验结果。

2.两相流换热器管束的振动阻尼报告的其他部分是数据分析，力图从诸多的影响因素中，分清主次，再经归纳总结，提出计算两相流中管子阻尼的半经验公式。管子总阻尼比ξＴ的计算公式为：

ξＴ＝ξＶ＋ξＳ＋ξＴＰξＶ———黏性的阻尼比；ξＳ———结构的阻尼比；ξＴＰ———两相流中管子的阻尼比报告的其他部分是数据分析，力图从诸多的影响因素中，分清主次，由以上的介绍可以看出TEMA标准与ASME锅炉压力容器规范所制定的关于流体诱发振动的部分均着重于制造与设计方面，而WRC公报No372与No389则着重于使用、服务与技术的推广。各有所长，都有许多值得借鉴之处。由以上的介绍可以看出TEMA标准与ASME锅炉压力容器规范所进入二十世纪七十年代以后，我国不少工厂不断出现换热器管束振动与声共振的事故。试验装置中还曾发生高达125dB的噪声以及三频（声频，管频，激振频率）共存的情况，使管子很快遭到破坏。工业实践提出了尽快解决换热器振动的要求。在我国科学研究工作的基础上并借鉴国外的经验，全国压力容器标准化技术委员会于组织编制钢制管壳式换热器GB151－1989时，以参考件的名目将“管束振动”列入附录。目前GB151-2012仅为参考的版本，一些内容需细化。GB151-2015尚在印刷中，没有见到。四、《管壳式换热器》GB151附录E简介进入二十世纪七十年代以后，我国不少工厂不断出现换热器管束振动

《管壳式换热器》其主要内容为：

1.流体诱发振动的计算。

2.换热管固有频率的计算。与TEMA标准不同的是在计算多跨管的固有频率时无论是直管还是U型管，都是根据不同的支承条件，推荐了较为精确的计算方法。

3.振动的判据。

4.防振措施。《管壳式换热器》其主要内容为：五、存在的问题与待研究的课题尽管目前通过专门的分析方法，在设计阶段便可避免换热器中流体诱发的振动。但因很大程度上是根据经验和有限的实验数据，因此设计准则往往过度地偏于保守。五、存在的问题与待研究的课题尽管目前通过专门的分析方法，在设今后的工作是更深入地研究各种振动机理、建立数据库提供大量可靠的基本数据、拟订更精确的设计准则、发展计算流体力学（CFD）并使其成为解决工程问题的有效手段。今后的工作是更深入地研究各种振动机理、建立数据库提供大量可靠1.在很多情况下，现有的St数图能满足旋涡脱落共振计算要求。但也应看到由于选用的阻尼系数过于保守，很难预测真正的锁定现象究竟在何时发生以及共振强度的大小。

升力系数、相关长度与耦合度也同样存在偏大的问题。

（一）横向流诱发的振动1.在很多情况下，现有的St数图能满足旋涡脱落2.精确地预测湍流抖振，取决于受迫振动方程中实验数据的可靠程度。遗憾的是，目前不少数据是通过间接的方法得来的。如相关函数或相关长度，最好利用动态的压力传感器直接测量的数据。但是将传感器装入小管内，困难很大。如在大型装置中和大管中安装，情况会好转（但受到现场试验的约束）。

2.精确地预测湍流抖振，取决于受迫振动方程中实验数据的可靠程3.利用Connors公式或类似的公式计算临界速度，结果往往偏高。问题还在于对流体弹性失稳的机理、邻管对振动管的耦联作用，管子排列形式与管间距的影响等要作更深入的探讨。3.利用Connors公式或类似的公式计算临界速度，结果往往（二）轴向流诱发的振动从基础方面而言，应在非线性动力学方面开展研究工作。从实际方面而言，需要模拟：柔性壳受旋转流体的作用；壳体在高度封闭下受环向流体、洩漏流体的作用；特别是在用CFD分析时，应尽可能模拟真实的流体边界条件，以及边界条件对动力学的影响。（二）轴向流诱发的振动（三）两相流诱发的振动要进行的工作有：（1）流型区对振动的影响。（2）阻尼的机理。（3）从能耗观点研究管子支承处的摩擦损失。（4）振动研究与传热耦合的影响（三）两相流诱发的振动管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施(一)保定金能公司管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施保定金能公司主要内容5、管壳式换热器防振措施3、国内外标准或者计算方法2、管束流体诱发振动产生的机理1、换热器流体诱发振动的简介4、我国标准关于管束振动的内容6、管束流体诱发振动的计算实例主要内容5、管壳式换热器防振措施3、国内外标准或者计算方法21、换热器流体诱发振动的简介1、换热器流体诱发振动的简介在管壳式换热器中通常用设置折流板的方法，使壳程流体横向流过管束来改善传热。在规定的压力降范围内，最大程度地增大壳程流速。不仅强化了传热，还可减少管子表面上的污垢。但随着流速的提高，又由于高强度材料的应用以及换热器尺寸朝大型化发展，增加了换热管的挠性。换热器振动与破坏的事故便越来越多。早在二十世纪50年代，便有换热器振动破坏的报道，但当时并未引起人们足够的重视。1.1换热器事故调查在管壳式换热器中通常用设置折流板的方法，使壳程流体横向流过管后来随着核能技术的发展，由于核动力部门对设备的安全有着非常严格的要求，并考虑到巨额的设备与维修费用，因此对换热器的振动给予了特别的关注，据统计，1962年到1977年期间，在美国17个反应堆系统中就有蒸汽发生器、堆芯控制棒、燃料棒等因发生振动而导致系统停工或减产。后来随着核能技术的发展，由于核动力部门对设备的安全有着非常严1969年美国原子能委员会反应堆和工艺部（USAE—DRDT）对19个反应堆进行调查，发现其中9个反应堆一回路的换热器有振动。其它如英国安格赛核电站、韩国汉城核电站、日本东海村核电站，加拿大道格拉斯角核电站、意大利特里诺核电站、等也曾发生堆芯或管束振动的事故。仅以英国安格赛核电站为例，由于锅炉炉管振动而停工，用了近三年的时间才得以恢复，每天损失为10万英镑。1969年美国原子能委员会反应堆和工艺部（USAE—DRDT1969年美国管壳式换热器制造商学会（TEMA）调查其下属单位时发现，由11个公司制造的42台换热器中，发生振动的有24台。1972年美国传热研究公司（HTRI）在所调查的66台换热器中，发生振动的竟高达54台。

1969年美国管壳式换热器制造商学会（TEMA）调查其下属单在电厂、石油化工厂、炼油厂、烃加工厂中的换热器、船用废热锅炉的预热器等发生振动、泄漏破坏的事例也屡见不鲜。我国从20世纪70年代开始相继在北京、天津、上海等地的化工厂、电厂、核反应堆系统的换热器、空气预热器中也曾发生过管子的振动与声振动。在电厂、石油化工厂、炼油厂、烃加工厂中的换热器、船用废热锅炉二十世纪60年代，已有较多学者从事换热器中流体诱发振动的研究。70年代初便已具备召开专题学术会议的条件。1970年美国阿贡国家实验室（ANL）主办了“反应堆系统部件中流体诱发振动”会议，美国机械工程师协会（ASME）主办了“换热器中流体诱发振动”会议，标志着一个新阶段的开始。

1.2换热器流体诱发振动的学术会议二十世纪60年代，已有较多学者从事换热器中流体诱发振动的研究由于受到许多国家的学者的重视与参与，此后国际性的专题学术会议接连不断。1972年在德国卡尔斯鲁厄(Karlsruhe)召开了“流体诱发结构振动”会议。1973、1978、1983年相继在英国凯斯韦克（Keswick）召开“工业中的振动问题”会议与“原子能工厂中的振动”会议。历届压力容器技术会议（ICPVT）、反应堆技术中的结构力学国际会议（SMIRT）、流体诱发振动与噪声（FIV+N）国际会议、从1987年开始每年都开的美国压力容器及管道（PVP）会议，都将换热器振动列为重要主题之一。由于受到许多国家的学者的重视与参与，此后国际性的专题学术会议1.3换热管振动破坏的形式碰撞损伤折流板切割管与管板处液漏疲劳破坏声振动换热管振动破坏形式1.3换热管振动破坏的形式碰撞损伤折流板切割管与管板处液换热器的振幅较大时，相邻管之间或管与壳体之间便相互碰撞。位于无支撑跨距中点的管子表面受到磨损而出现菱形斑点，时间长了，管壁变薄甚至破裂。1、碰撞损伤1.3换热管振动破坏的形式换热器的振幅较大时，相邻管之间或管与壳体之间便相互碰撞。位于为了便于换热管在组装时容易穿过所有折流板上的管孔，管孔一般比换热管的外径大0.4～0.7mm。由于存在间隙，管子在振动时不断撞击折流板管孔，犹如遭到折流板的切割。因而导致管壁变薄或出现开口。2、折流板切割为了便于换热管在组装时容易穿过所有折流板上的管孔，管孔一般比用胀管法固定的管子，振动时呈弯曲变形。接合处的管子，受力最大。有可能从胀接处松开或从管孔中脱出造成漏泄甚至断裂1.3换热管振动破坏的形式3、管与管板处液漏4、疲劳破坏

管子在振动时反复的受弯曲应力的作用。如果应力相当高且振动延续时间很长，管壁将因疲劳而破裂。如果管子的材料存在裂纹且裂纹处于应力场中的关键部位，或者管子还同时受到腐蚀与冲蚀的作用，疲劳破坏加速用胀管法固定的管子，振动时呈弯曲变形。接合处的管子，受力最大气体流过管束时，将引起壳程空腔中的气柱振荡而产生驻波。当驻波的频率与周期性的旋涡频率一致，便会激起声振动。这也是一种共振现象。声振动时，会产生令人难以忍受的强烈的噪声。过高的声压级还要损坏换热器的壳体。当声共振的频率与管子的固有频率一致时，管子的振动加剧且很快遭到破坏。飞机起飞时的分贝值大约在110-130；高速的汽车可达到85分贝；换热器有时可达到150分贝；1.3换热管振动破坏的形式5．声振动气体流过管束时，将引起壳程空腔中的气柱振荡而产生驻波。当驻波1.4振动实例扬子石化公司钛冷凝器的失效：PAT装置12台钛冷凝器（1亿元），经过十年左右的运行，均发生了不同程度的泄露等失效形式。严重影响了化工厂生产和循环水系统的稳定运行。泄露还导致了冷凝器壳体、膨胀节、管板、循环水系统装备发生不应该发生的腐蚀与损坏。1.4振动实例扬子石化公司钛冷凝器的失效：管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件管壳式换热器流体诱发振动机理及防振措施01课件若管壳式换热器中不设置折流板，壳程流体为轴向流过管束（a），设置折流板后，壳程流体在折流板之间为横向流过管束（b）。横向流中的管束的危害更大。１、２—流体进口；３—管子；４、５—流体出口易受激振的部位若管壳式换热器中不设置折流板，壳程流体为轴向流过管束（a），管子所有的各个部位都有被振坏的可能。而处于下述部位的管子更易受到流体激振而破坏。通过折流板缺口部位的管子的跨距，明显地要比通过中央部位的管子的跨距来得大。在前一种情况下，管子挠性大，管子的固有频率较低，振动的倾向更大。在U形管换热器中，安置在外侧，愈靠近壳体的U形管1（右图）具有更低的固有频率，受流体激振的影响也更为明显。１—外侧Ｕ形管；２—内侧Ｕ形管；易受激振的部位管子所有的各个部位都有被振坏的可能。而处于下述部位的小直径的壳程流体进出口接管，管束外围与壳体内壁之间的距离T过小图（a），一般设置改变流体流向的障碍物，如防冲挡板、密封条（见下图（b））等，但都会使局部处成为高流速区，很易激起附近管子的振动。

１—壳体；２—管子；３—防冲挡板；４—接管；５—管束外围周线１—密封条；２—管子高流速区的管子１—壳体；２—管子；１—密封条；高流速区的管子换热器中流体诱发的振动作为专门的学术研究领域，从形成、发展到逐渐成熟迄今已有近50年的历史。它的发展还得益于对飞机机翼的颤动以及悬索桥与烟囱的流振研究后所建立的基础。1.4国内外研究概况换热器中流体诱发的振动作为专门的学术研究领域，从形成、发展到自二十世纪60年代到70年代，对单相流体沿横向与轴向绕流管束时诱发的管子振动与声振动的研究，已取得相当大的进展。1977年契诺韦士（Chenoweth）发表的技术报告对此有全面的介绍与总结。TEMA标准顺应工程界的要求，不失时机地于1978年将“流体诱发振动”部分作为推荐性的切实可行的方法予以颁布，使工程技术人员在设计阶段便能注意避免换热器的振动。1.4国内外研究概况自二十世纪60年代到70年代，对单相流体沿横向与轴向绕流管束从二十世纪80年代至今，换热器中流振的研究更趋深入与成熟。Paidoussis(1982)