为满足管壳式废热锅炉高温度和高温差介质的苛刻的工作条件，克服结构复杂、制造困难的缺点，设计了双套管结构。这种结构适用于大蒸发量、大温差、高温度、高蒸汽压力、高传热速率以及高压气体的工况。它用扁圆套管代替管壳式废热锅炉的管板和水室，具有较大的热膨胀差值的补偿能力，同时还具有管子冷却均匀、气侧比较容易清洗、在高压下可不使用大厚度外壳和管板的优越性。
国外应用较多的有，德国的Schmidt施密特废热锅炉(双套结构，德国专利)；日本的M—TLX急冷式废热锅炉(三菱式螺旋管型)和德国的Borsig薄管板型急冷废热锅炉。随着国外先进技术的引进，我国目前已有国产化的小型的内、外管长为3100mm的双套管废热锅炉。哈尔滨锅炉有限责任公司研制的内、外管长为9600mm双套管废热锅炉属国内首台。
1 结构设计特点
1.1 设计参数见表1。
1.2 结构简图如图1所示。
表1 双套管废热锅炉设计参数
设计压
力MPa
工作压
力MPa
设计温
度℃
工作温
度℃
操作
介质
流量
t/h
程数
个
腐蚀裕
度mm
焊缝
系数
有效容
积m3
传热面
积m2
充水质
量kg
绝热层
mm
保温层
mm
壳程
13.63
12.36
350/385
328
汽水混合物
13.874
1
1.5
1.0
0.65
98.44
16270
50/290
130/210/290
管程
0.343
0.070
400/525
329～375
裂解汽
12.1836
1
3/4.5
1.29
1.3 结构改进
此改进主要是对引进的德国施密特结构而言。
1.3.1 引进德国技术时首次将内管由原Φ51、厚5mm改为Φ51、厚5.5mm，外管由原Φ71、厚5mm改为Φ70、厚5.5mm；
1.3.2 用户认为内外管管径及壁厚的改动，引起流通截面积改变，能否影响工艺性能，影响蒸汽的产量。为此，内外套管数增加2根，由原64根增至66根。壳程(套管间)流通截面积由原0.056297m2减到0.04562m2，管程(内管侧)流通截面积由原0.084496m2减到0.08294m2；
1.3.3 水联箱管由原Φ219、厚25mm改为Φ273、厚45mm，汽联箱管由原Φ245、厚42mm改为Φ273、厚45mm。
1.4 主要受压元件设计
1.4.1 集流管(扁圆管)采用15CrMo,Φ108、厚11mm管子制成
集流管是双套管废热锅炉中的主要受压元件。在操作状态下，裂解炉出来的高温裂解气通过内外套管的环形空间蒸发汽化，进行热量交换。套管两端的集流管，将多组套管的环隙连通。集流管的截面有圆形、扁圆形和椭圆形，如图2所示。本台设备集流管采用椭圆形。集流管起着管板的作用，并能象膨胀节一样吸收内、外管之间的热膨胀差，因此能适应工艺过程的高热流密度、高温差和高压的工作条件。
目前，国内外试制的双套管废热锅炉，其集流管截面大多数为扁圆形的(图2的b型)，德国西贝尔(Siebel)教授提出了此元件壁厚的设计公式，并得到了许多国家权威的认可与应用。到目前为止，引进的双套管废热锅炉均是按Siebel公式计算的。
为了寻求Siebel公式的适用范围，国内有关单位对双套管废热锅炉的强度做了一些研究工作，结果发现Siebel公式没有考虑由于内、外管温度差产生的影响，没有考虑由于内压引起管子伸长的影响，也没有建立整个联箱的平衡条件，与理论和实验结果都有一定的差距，按Siebel公式设计的锅炉之所以能够安全使用，是由于该结构的强度有较大的富裕系数，可承受的压力远远超过规定的试验压力。
国内对集流管的强度计算方法研究已取得了一些进展。由于套管排列较密，可采用弹性基础梁的方法近似求解。有关文献中推荐了集流管的应力计算公式。但是，文献中的设计公式只能计算扁圆型集流管(图2中的b型)圆弧中线内、外表面B1/B2点的应力值。然而，在某些情况下，这点并不是应力值最大的位置。而设计公式没有考虑集流管之间组焊以后的应力重新分布，也不适于计算椭圆型集流管(图2中C)的应力。
为此，在本设备设计中采用有限元法对椭圆型集流管进行了应力分析。分析中考虑了两集流管连接焊缝的影响，并按ASMEVⅢ-2规范进行了应力评定和疲劳寿命计算。有限元计算采用Ⅰ-Deas通用软件中的有限元程序对集流管进行应力分析。
a.内、外套管与集流管之间环隙仅承受压力p=13.63MPa的作用；
b.内、外管之间仅承受热膨胀差，经计算Δ=15℃，内管、外管之间的位移差δ=0.972mm;
c.工况a/b的综合作用;
经评定，完全满足强度条件。
1.4.2 合理选用材料
设备裂解气出口端设计温度达525℃，选用耐高温的25Cr2MoVA(原21CrMoV57DIN17240)螺栓材料以满足温度的要求。
1.4.3 法兰螺栓连接
采用通用的法兰螺栓连接计算的程序软件，进行优化设计，用双头螺栓取代六角头螺栓，采用细螺杆的双头螺栓后，降低了法兰的上紧力，既避免了应力集中，又安全可靠。
2 国产化设计的工艺性能参数核算分析
2.1 传热计算分析
传热过程为：管程侧是对流放热，壳程侧是沸腾蒸发放热，而本设计的结构改进，致使管程和壳程的流通面积改变，引起介质流速变化，介质流速变化对对流放热的影响为X=Φ(W0.8=Φ(G/f)0.8(按紊流对流放热考虑)；对沸腾蒸发放热的影响很小，且沸腾侧的放热系数远远大于对流侧放热系数，所以对总的传热系数影响很小，可以略而不计。且原设计：
α1原=1207.14kJ/m2.h.℃
α2原=25166.85kJ/m2.h.℃
k原=886.35kJ/m2.h.℃
热阻R=2.3885×10-5m2h℃/kJ
这样可得出：管程的放热系数α1=α1原(f1原/f1)0.8=1225.23kJ/m2.h.℃
壳程的放热系数α2=α2原=25166.85kJ/m2.h.℃
则原设计的传热系数k原为886.35kJ/m2.h.℃
改动后的传热系数k=875.46kJ/m2.h.℃
传热对数温差Δtcp计算得出191.85℃
原设计计算传热面积f原为97.2m2
改进后的传热计算面积f为98.6m2
原设计的实际传热面积98.44m2
改进后的实际传热面积101.5m2
不论原设计或改进后的设计，其实际传热面积均大于计算传热面积，故都能达到传热要求。
2.2 管程介质阻力计算分析
设计的改进，使管程侧介质流通截面积变动引起流速变化，介质流速的变化对流动阻力的影响为Δp=Ψ(W2)，且Δp=6.86×10-3MPa=6864.7Pa，这样可得出改进后的介质流动阻力Δp
Δp=Δp原(f1原/f1)2=7119.6Pa
则Δp/Δp原=1.037,即阻力增加4%，小于一般设计的计算误差。
2.3 壳程介质(水)循环分析
壳程的水循环属于自然循环，水沿内外管间受热而上升流动，并产生蒸汽，为汽水混合状态进入上联箱管至分离器，进行汽水分离，蒸汽流出，水沿下降管进入下联箱管而进行循环，此循环中的介质流量G与所产生的蒸汽量G1之比为循环倍率K
水循环计算的目的是保证循环可靠，防止上升管管壁温度上升超出允许值，以保证安全。在自然循环中，当水的压力上升时，循环倍率下降。当水的压力达到临界压力时，循环倍率很小，水循环困难，不能保证安全。所以当水的压力接近临界压力时，就不能采用自然循环，而采用强制循环。对中、低压锅炉因水循环倍率很大，可不做水循环计算，即能保证安全；而对废热锅炉由于热源温度较低，也可以不做水循环计算。
本设计水的压力为12.36MPa，饱和温度328℃，循环倍率为8～15，取决于上升、下降管的水流动情况和上升管的受热情况。由于水循环的流程较简单，不会产生大的流动偏差，所以上升管不会有超温的可能。
本设计由于结构的改进，上升管流通截面积减少，将引起上升流速增加，上升阻力增加。假定在下降管压头和循环流量不变的情况下，由于上升管阻力增加，使循环倍率减少，又使下降管压头上升，而达到新的平衡，即循环倍率减小。
从以上分析可知，国产化的设计，能够满足原设计的工艺性能。
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