《化工原理課程設計-換熱器的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《化工原理課程設計-換熱器的設計（32頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 中南大學 《化工原理》課程設計說明書 題目： 煤油冷卻器的設計 學院： 化學化工學院 班級： 化工0802 學號： 1505080802 姓名： ****** 指導教師： 邱運仁 時間： 2010年9月 目錄 一.任務書………………………………………………………

2、……………………………………………-2- 1.1.題目 1.2.任務及操作條件 1.3.列管式換熱器的選擇與核算 二.概 述…………………………………………………………………………………………………..-3- 2.1.換熱器概述 2.2.固定管板式換熱器 2.3.設計背景及設計要求 三.熱量設計…………………………………………………………………………………………………-5- 3.1.初選換熱器的類型 3.2.管程安排（流動空間的選擇）及流速確定 3.3.確定物性數(shù)據(jù) 3.4.計算總傳熱系數(shù) 3.5.計算傳熱面積 四. 機械結構設計………………………

3、…………………………………………………………………..-9- 4.1.管徑和管內(nèi)流速 4.2.管程數(shù)和傳熱管數(shù) 4.3.平均傳熱溫差校正及殼程數(shù) 4.4.殼程內(nèi)徑及換熱管選型匯總 4.4.折流板 4.6.接管 4.7.壁厚的確定、封頭 4.8.管板 4.9.換熱管 4.10.分程隔板 4.11拉桿 4.12.換熱管與管板的連接 4.13.防沖板或導流筒的選擇、鞍式支座的示意圖(BI型) 4.14.膨脹節(jié)的設定討論 五. 換熱器核算………………………………………………………………………………………….…-21- 5.1.熱量核算 5.2.壓力降核算 六.管束振

4、動……………………………………………………………………………………..…………-25- 6.1.換熱器的振動 6.2.流體誘發(fā)換熱器管束振動機理 6.3.換熱器管束振動的計算 6.4.振動的防止與有效利用 七. 設計結果表匯…………………………………………………………………………………….……-28- 八.參考文獻…………………………………………………………………………………………….…..-29- 附：化工原理課程設計之心得體會………………………………………………………………………-30- 一.化工原理課程設計任務書 1.1.題目 煤油冷卻器的設計

5、1.2.任務及操作條件 1.2.1處理能力：40t/h 煤油 1.2.2.設備形式：列管式換熱器 1.2.3.操作條件 (1).煤油：入口溫度160℃，出口溫度60℃ (2).冷卻介質：循環(huán)水，入口溫度17℃，出口溫度30℃ (3).允許壓強降：管程不大于0.1MPa,殼程不大于40KPa (4).煤油定性溫度下的物性數(shù)據(jù)ρ=825kg/m3，黏度7.1510-4Pa.s，比熱容2.2kJ/(kg.℃)，導熱系數(shù)0.14W/(m.℃) 1.3.列管式換熱器的選擇與核算 1.3.1.傳熱計算 1.3.2.管、殼程流體阻力計算 1.3.3.管板厚度計算 1.3.4.膨脹節(jié)計

6、算 1.3.5.管束振動 1.3.6.管殼式換熱器零部件結構 二.概述 2.1.換熱器概述 換熱器是化工、煉油工業(yè)中普遍應用的典型的工藝設備。在化工廠，換熱器的費用約占總費用的10%～20%，在煉油廠約占總費用35%～40%。換熱器在其他部門如動力、原子能、冶金、食品、交通、環(huán)保、家電等也有著廣泛的應用。因此，設計和選擇得到使用、高效的換熱器對降低設備的造價和操作費用具有十分重要的作用。 在不同溫度的流體間傳遞熱能的裝置稱為熱交換器，即簡稱換熱器，是將熱流體的部分熱量傳遞給冷流體的設備。 換熱器的類型按傳熱方式的不同可分為：混合式、蓄熱式和間壁式。其中間壁式換熱器應用最廣泛

7、，如表2-1所示。 表2-1 傳熱器的結構分類 類型 特點 間 壁 式 管 殼 式 列 管 式 固定管式 剛性結構 用于管殼溫差較小的情況（一般≤50℃），管間不能清洗 帶膨脹節(jié) 有一定的溫度補償能力，殼程只能承受低壓力 浮頭式 管內(nèi)外均能承受高壓，可用于高溫高壓場合 U型管式 管內(nèi)外均能承受高壓，管內(nèi)清洗及檢修困難 填料函式 外填料函 管間容易泄露，不宜處理易揮發(fā)、易爆炸及壓力較高的介質 內(nèi)填料函 密封性能差，只能用于壓差較小的場合 釜式 殼體上部有個蒸發(fā)空間用于再沸、蒸煮

8、 雙套管式 結構比較復雜，主要用于高溫高壓場合和固定床反應器中 套管式 能逆流操作，用于傳熱面積較小的冷卻器、冷凝器或預熱器 螺旋管式 沉浸式 用于管內(nèi)流體的冷卻、冷凝或管外流體的加熱 噴淋式 只用于管內(nèi)流體的冷卻或冷凝 板面式 板式 拆洗方便，傳熱面能調(diào)整，主要用于粘性較大的液體間換熱 螺旋板式 可進行嚴格的逆流操作，有自潔的作用，可用做回收低溫熱能 傘板式 結構緊湊，拆洗方便，通道較小、易堵，要求流體干凈 板殼式 板束類似于管束，可抽出清洗檢修，壓力不能太高 混合式 適用于允許換熱流體之間直接接觸 蓄熱式 換熱過程分階段交替進行，適用于從高溫爐氣中

9、回收熱能的場合 2.2.固定管板式 因設計需要，下面簡單介紹一下固定管板式換熱器。 固定管板式即兩端管板和殼體連結成一體，因此它具有結構簡單造價低廉的優(yōu)點。但是由于殼程不易檢修和清洗，因此殼方流體應是較為潔凈且不易結垢的物料。當兩流體的溫度差較大時，應考慮熱補償。有具有補償圈（或稱膨脹節(jié)）的固定板式換熱器，即在外殼的適當部位焊上一個補償圈，當外殼和管束的熱膨脹程度不同時，補償圈發(fā)生彈性變形（拉伸或壓縮），以適應外殼和管束的不同的熱膨脹程度。這種熱補償方法簡單，但不宜用于兩流體溫度差太大（不大于70℃）和殼方流體壓強過高（一般不高于600kPa）的場合。 1-擋板

10、 2-補償圈 3-放氣嘴 圖2.2.1.固定管板式換熱器的示意圖 2.3.設計要求 完善的換熱器在設計和選型時應滿足以下各項基本要求： （1）合理地實現(xiàn)所規(guī)定的工藝條件：可以從：①增大傳熱系數(shù)②提高平均溫差③妥善布置傳熱面等三個方面具體著手。 （2）安全可靠 換熱器是壓力容器，在進行強度、剛度、溫差應力以及疲勞壽命計算時，應遵循我國《鋼制石油化工壓力容器設計規(guī)定》和《鋼制管殼式換熱器設計規(guī)定》等有關規(guī)定與標準。 （3）有利于安裝操作與維修 直立設備的安裝費往往低于水平或傾斜的設備。設備與部件應便于運輸與拆卸，在廠房移動時不會受到樓梯、梁、柱的妨礙，根據(jù)需要可添置

11、氣、液排放口，檢查孔與敷設保溫層。 （4）經(jīng)濟合理 評價換熱器的最終指標是：在一定時間內(nèi)（通常1年內(nèi)的）固定費用（設備的購置費、安裝費等）與操作費（動力費、清洗費、維修費）等的總和為最小。在設計或選型時，如果有幾種換熱器都能完成生產(chǎn)任務的需要，這一標準就尤為重要了。 三.熱量設計 3.4.計算總傳熱系數(shù) 3.4.2.熱流量 以熱介質煤油為計算標準算它所需要被提走的熱量: Q=ms1cp1(T1-T2)=40000x2.2x(160-60)=8800kJ/h=2444.4kw 3.4.3.平均傳熱溫差 計算兩流體的平均傳熱溫差 暫時按單殼程、多管程計算。 逆流時，我們

12、有 煤油：160℃→60℃ 水： 30℃←17℃ 從而， 而此時，我們有： 式中： ——熱流體（煤油）的進出口溫度，℃； ——冷流體（自來水）的進出口溫度，℃； =0.961 ψ>0.9符合要求 則平均傳熱推動力：△tm=△tm,逆ψ=0.961x78.6=75.5℃ 3.4.4.冷卻水用量 由以上的計算結果以及已知條件，很容易算得： Qc==8800000/[4.185x(30-17) ]=161750㎏/h 3.1.初選換熱器的類型 兩流體的溫度變化情況如下： （1）煤油：入口溫度160℃，出口溫度60℃； （2）冷卻介質：

13、自來水，入口溫度17℃，出口溫度30℃； 該換熱器用循環(huán)冷卻自來水進行冷卻，冬季操作時，其進口溫度會降低，考略到這一因素，估計所需換熱器的管壁溫度和殼體溫度之差較大，需考慮熱膨脹的影響，故從安全方便考慮可以采用帶有膨脹節(jié)的管板式換熱器 3.3.確定物性數(shù)據(jù) 定性溫度：對于一般氣體和水等低黏度流體，其定性溫度可取流體進出口溫度的平均值。 殼程流體（煤油）的定性溫度為：T= (160+60)/2=110℃ 管程流體（水）的定性溫度為：t=（30+17）/2=23.5℃ 在定性溫度下，分別查取管程和殼程流體(冷卻水和煤油)的物性參數(shù)，見下表： 密度/（㎏/m3） 比熱容/（kJ/

14、kg?℃） 粘度/（Pa?s） 導熱系數(shù)/（W/m?℃） 煤油 825 2.2 7.1510-4 0.14 水 997.3 4.185 9.2510-4 0.606 3.2.管程安排(流動空間的選擇)及流速確定 已知兩流體允許壓強降分別不大于0.1MPa,40kPa；兩流體分別為煤油和水。與煤油相比，水的對流傳熱系數(shù)一般較大。由于循環(huán)冷卻水較易結垢，若其流速太低，將會加快污垢增長速度，使換熱器的熱流量下降，考慮到散熱降溫方面的因素，應使循環(huán)自來水走管程，而使煤油走殼程。 表3-2.列管式換熱器內(nèi)的適宜流速范圍 流體種類 流速/（m/s） 管程 殼

15、程 冷卻水 1~3.5 0.5~1.5 一般液體(黏度不高) 0.5~3.0 0.2~1.5 低黏油 0.8~1.8 0.4~1.0 高黏油 0.5~1.5 0.3~0.8 由上表，我們初步選用Φ252.5的碳鋼管，則管內(nèi)徑di=25-2.52=20mm管內(nèi)流速取ui=1.6m/s,從管內(nèi)體積流量為： νi =n (π/4) 0.021.636300=161750/997.3=162.6m/h 解得n=90 傳熱面積：A=nπd。L=24444.410/(35075.5)=92.5㎡ 可以求得單程管長L=92.5/3.140.025)=13.09m 若選

16、用4.5m長的管，需要4管程，則一臺換熱器的總管數(shù)為490=360根.查化學工業(yè)出版社第三版譚天恩主編的化工原理附錄十九，可以初步確定換熱器的主要參數(shù)見下表： 項目 數(shù)據(jù) 項目 數(shù)據(jù) 殼徑D(DN) 800mm 管尺寸 Φ25mm2.5mm 管程數(shù)Np(N) 4 管長 4.5m 管數(shù)n 442 管排列方式 組合式排列 中心排管數(shù)nc 23 管心距 32mm 管程流通面積Si 0.0347m 傳熱面積 152.7m 注：由于是多程，故為了方便安裝分程板，采用組合式排列跟方便。 對表中的數(shù)據(jù)進行核算： ①每程的管數(shù)n1 =n/Np=4224

17、=110.5,管程流通面積si =(π/4) 0.02110.5＝0.03471㎡與表中的數(shù)據(jù)0.0347㎡相符的很好 ②傳熱面積 A=πd0 Ln=3.140.0254.5442＝156.2㎡稍大于表中152.7㎡,這是由于管長的一部分需用于在管板上固定管子，應以表中的值為準 ③由于換熱管是組合式排列，除在分程板兩側采用正方形排列外，大部分地方采用的是正三角形排列，故中心排管數(shù)可以按照正三角形排列的形式計算： 中心排管數(shù) nc ≈1.1=1.1=24＞23 阻力的計算 ⒈管程 ① 流速 ui ===1.3m/s ② 雷諾數(shù) Rei ===28032﹥2000 流動形式

18、為湍流 由ε/d=0.005 Rei=28032 帶入經(jīng)驗公式λ=0.1（ε/d+ 68/Re） 可得λi=0.03238 ③管內(nèi)的阻力損失 △Pi =λi(ui)/2=0.032384.51.3997.30.022=6139.6Pa 回彎阻力損失 △Pr=3(ui) /2=31.3 997.32=2528.2Pa 則管程內(nèi)總壓降為：Pt=(△Pi +△Pr)FtNsNp=(6139.6+2528.2) 1.44=48539.7Pa =48.54KPa＜0.1MPa 故殼程的壓降滿足題目中的要求 ⒉殼程 取折流擋板間距為 h=0.2m ①計算截面積 S0 =h(

19、D-ncd0 =0.2(0.8-240.025)=0.04㎡ ②計算流速 u0 ==0.34m/s ③雷諾數(shù)的計算 Re0 = =0.0250.34825(3)=2338 Re0＞500 ④摩擦系數(shù)f0 = 5.0/( Re0)=5.02338=0.85 ⑤則折流擋板數(shù) NB =-1=4.50.2-1=22 ⑥管束的損失△P1=Ff0nc(NB+1) (u0)=0.50.8524(22+1)8250.34 2= 11187Pa ⑦缺口損失△P2=NB(3.5-)(u0)/2=22（3.5-）﹙8250.34 ）/2 =3147Pa 則殼程損失△Ps=△P1+△P2=1118

20、7+3147=14334=14.3KPa＜40KPa 即殼程的壓降也滿足題意 綜上核算初步認為所選的換熱器適用 3.4.5.總傳熱系數(shù)K 總傳熱系數(shù)的經(jīng)驗值見表3-4，有關手冊中也列有其他情況下的總傳熱系數(shù)經(jīng)驗值，可供設計時參考。選擇時，除要考慮流體的物性和操作條件外，還應考慮換熱器的類型。 表3-4 總傳熱系數(shù)的選擇 管程 殼程 總傳熱系數(shù)/[W/（m3℃） 水（流速為0.9～1.5m/s） 水 冷水 冷水 冷水 鹽水 有機溶劑 輕有機物μ＜0.5mPas 中有機物μ=0.5～1mPas 重有機物μ＞1mPas 水（流速為1m/s） 水 水溶液

21、μ＜2mPas 水溶液μ＞2mPas 有機物μ＜0.5mPas 有機物μ=0.5～1mPas 有機物μ＞1mPas 水 水 水 水 水 水 水 水 水（流速為0.9～1.5m/s） 水（流速較高時） 輕有機物μ＜0.5mPas 中有機物μ=0.5～1mPas 重有機物μ＞1mPas 輕有機物μ＜0.5mPas 有機溶劑μ=0.3～0.55mPas 輕有機物μ＜0.5mPas 中有機物μ=0.5～1mPas 重有機物μ＞1mPas 水蒸氣（有壓力）冷凝 水蒸氣（常壓或負壓）冷凝 水蒸氣冷凝 水蒸氣冷凝 水蒸氣冷凝 水蒸氣冷凝 水蒸氣冷凝

22、 有機物蒸氣及水蒸氣冷凝 重有機物蒸氣（常壓）冷凝 重有機物蒸氣（負壓）冷凝 飽和有機溶劑蒸氣（常壓）冷凝 含飽和水蒸氣的氯氣（＜50℃） SO2冷凝 NH3冷凝 氟里昂冷凝 582～698 814～1163 467～814 290～698 116～467 233～582 198～233 233～465 116～349 58～233 2326～4652 1745～3489 1163～1071 582～2908 582～1193 291～582 114～349 582～1163 116～349 58～174 582～1163 174～34

23、9 814～1163 698～930 756 1）.管程傳熱系數(shù)： Rei=28032 Pri= Nui= =0.023 =174.58℃ αi=0.023 = Nui()=174.58()=5289.9 W/m2?℃ 2）.殼程傳熱系數(shù)： 假設殼程的傳熱系數(shù)是： =500 W/m2?℃ 污垢熱阻： Rsi=0.000344m2℃/W Rso=0.000172 m2℃/W 管壁的導熱系數(shù)： =45 m2℃/W 管壁厚度： b=0.0025 內(nèi)外平均厚度： dm=0.02

24、25 在下面的公式中，以外管為基準，代入以上數(shù)據(jù)得： =1(+0.000344++0.000172+) =320W/m2?℃ 3.5計算傳熱面積 由以上的計算數(shù)據(jù)，代入下面的公式，計算傳熱面積： 與換熱器列出的傳熱面積A=152.7比較有 有近34%的裕度，從阻力損失和傳熱面積來看所選的換熱器適用。 四. 機械結構設計 4.1.管徑和管內(nèi)流速 換熱器中最常用的管徑有φ19mm2mm和φ25mm2.5mm。小直徑的管子可以承受更大的壓力，而且管壁較??；同時，對于相同的殼徑，可排列較多的管子，因此單位體積的傳熱面積更大，單位傳熱面積的金屬耗量更少。所以，在管程結垢不

25、很嚴重以及允許壓力降較高的情況下，采用φ19mm2mm直徑的管子更為合理。如果管程走的是易結垢的流體，則應常用較大直徑的管子。 標準管子的長度常用的有1500mm，2000mm，2500mm，3000m,4500,5000,6000m,7500mm,9000m等。換熱器的換熱管長度與公稱直徑之比一般為4—25,常用的為6—10 選用Φ252.5的碳鋼管，管長4.5m,速取ui=1.3m/s 4.2.管程數(shù)和傳熱管數(shù) 根據(jù)傳熱管的內(nèi)徑和流速，可以確定單程傳熱系數(shù)： ns= 按單程計算，所需傳熱管的長度是： 若按單程管計算，傳熱管過長，宜采用多管程結構，可見取傳熱管長l

26、=6m，則該傳熱管程數(shù)為： 則傳熱管的總根數(shù)為： N=Npns=2120=240（根） 4.3.平均傳熱溫差校正及殼程數(shù) 由前面的計算已求得，按單殼程、多管程計算，逆流時： =39.1℃ 而此時，我們有： P= R= 由圖4-19（參見天津大學出版社的《化工原理（上冊修訂版）》233頁）可查得：=0.82﹥0.8，所以，修正后的傳熱溫度差為： = =39.10.82=32℃ 于是，校正后的平均傳熱溫差是32℃，殼程數(shù)為單程，管程數(shù)為2。 4.4.殼程內(nèi)徑及換熱管選型匯總 4.4.1殼體內(nèi)徑 采用多管程（2管程）結構， D=a（b-1）+2e 式

27、中 D——殼體內(nèi)徑，mm； ——管心距，mm； ——橫過管束中心線的管數(shù)，管子按正三角形排列：=1.1；管子按正方形排列：=1.19，n為換熱器的總管數(shù)； e——管束中心線上最外層管中心到殼體內(nèi)壁的距離，一般取e=（1～1.5）d。殼徑的計算值應圓整到最接近部頒標準尺寸，見表4.5。 所以，代入數(shù)據(jù)我們有： D=32*18+2*（1.0~1.5）*25 =626~651mm 取D=600mm 4.4.2.換熱管的選型匯總 根據(jù)以上的計算可以得到如下的計算結果： DN,mm 600 管程數(shù) 2 殼程數(shù)

28、 1 管子規(guī)格 25*2.5 管子根數(shù) 240 中心排管數(shù) 19 管程流通面積，m2 0.03768 換熱面積，m2 100 換熱器長度，mm 6000 通過查表，可以發(fā)現(xiàn)下面的結構尺寸的換熱器和所需的比較接近，故而選擇該種換熱器： DN,mm 600 管程數(shù) 2 殼程數(shù) 1 管子規(guī)格 25*2.5 管子根數(shù) 232 中心排管數(shù) 16 管程流通面積，m2 0.0364 換熱面積，m2 107.5 換熱器長度，mm 6000 4.5.折流板 設置折流板的目的是為了提高流速，增加湍動，改善傳熱，在臥式換熱器中還起支撐管束的作用

29、。常用的有弓形折流板（圖1-20）和圓盤-圓環(huán)形折流板（圖1-21），弓形折流板又分為單弓形[圖1-20（a）]、雙弓形[圖1-20（b）]、三重弓形[圖1-20（c）]等幾種形式。 單弓形折流板用得最多，弓形缺口的高度h為殼體公稱直徑Dg的15%～45%，最好是20%，見圖1-22（a）；在臥式冷凝器中，折流板底部開一90的缺口，見圖1-22（b）。高度為15～20mm，供停工排除殘液用；在某些冷凝器中需要保留一部分過冷凝液使凝液泵具有正的吸入壓頭，這時可采用帶堰的折流板，見圖1-22（c）。 在大直徑的換熱器中，如折流板的間距較大，流體繞到折流板背后接近殼體處，會有一部分液體停

30、滯起來，形成對傳熱不利的“死區(qū)”。為了消除這種弊病，宜采用雙弓形折流板或三弓形折流板。 從傳熱的觀點考慮，有些換熱器（如冷凝器）不需要設置折流板。但為了增加換熱器的剛度，防止管子振動，實際仍然需要設置一定數(shù)量的支承板，其形狀與尺寸均按折流板一樣來處理。折流板與支承板一般均借助于長拉桿通過焊接或定距管來保持板間的距離，其結構形式可參見圖1-23。 由于換熱器是功用不同，以及殼程介質的流量、粘度等不同，折流板間距也不同，其系列為：100mm，150mm，200mm，300mm，450mm，600mm，800mm，1000mm。 允許的最小折流板間距為殼體內(nèi)徑的20%或50mm，取其中較大

31、值。允許的最大折流板間距與管徑和殼體直徑有關，當換熱器內(nèi)流體無相變時，其最大折流板間距不得大于殼體內(nèi)徑，否則流體流向就會與管子平行而不是垂直于管子，從而使傳熱膜系數(shù)降低。 折流板外徑與殼體之間的間隙越小， 殼程流體介質由此泄漏的量越少，即減少了流體的短路，使傳熱系數(shù)提高，但間隙過小，給制造安裝帶來困難，增加設備成本，故此間隙要 求適宜。 折流板厚度與殼體直徑和折流板間距有關，見表5.5.1所列數(shù)據(jù)。 表5.5.1. 折流板厚度/ mm 殼體公稱內(nèi)徑 /mm 相鄰兩折流板間距/mm ≤300 300～450 450～600 600～750 ＞750 200～250

32、3 5 6 10 10 400～700 5 6 10 10 12 700～1000 6 8 10 12 16 ＞1000 6 10 12 16 16 支承板厚度一般不應小于表5.5.2(左)中所列數(shù)據(jù)。 支承板允許不支承的最大間距可參考表5.5.2（右）所列數(shù)據(jù)。 殼體直徑/mm ＜400 400～800 900～1200 管子外徑/mm 19 25 38 57 支承板厚度/mm 6 8 10 最大間距/mm 1500 1800 2500 3400 表4.6.3支承板厚度以及支承板允許不支承的最大間距 經(jīng)

33、選擇，我們采用弓形折流板，取弓形折流圓缺高度為殼體內(nèi)徑的25%，則切去的圓缺高度為： h=160mm 取折流板間距B=0.3D，則： B=0.3650=195mm 可取B=200mm 因而查表可得：折流板厚度為5mm，支承板厚度為8mm，支承板允許不支承最大間距為1800mm。 折流板數(shù)NB= 折流板圓缺面水平裝配。 4.6.接管 4.6.1.殼程流體進出口時接管 取接管內(nèi)油品流速為u=1.0m/s 則接管內(nèi)徑為： d= 所以，取標準管的內(nèi)徑為80mm。 查表得，PN<4.0MPa的接管外伸長度為150mm。 4.6.2.管程流體進出口時的接管 取接

34、管內(nèi)循環(huán)水流速u=1.5m/s，則接管內(nèi)徑： d= 取標準管徑為150mm。 查表得，查表得，PN<6.4MPa的接管外伸長度為200mm。 4.6.3.接管最小位置 換熱器設計之中，為了使換熱面積得以充分利用，殼程流體進出口接管應盡量靠近兩端的管板，而管箱的進出口盡量靠近管箱法蘭，從而減輕設備重量。所以，殼程和管程接管的最小位置的計算就顯得很必要了。 1）.殼程接管位置的最小尺寸 所設計的為帶補強圈的殼程接管，則殼程接管位置的最小尺寸L1可用如下公式計算： L1≧ 式子中：——補強圈的外圈直徑，mm b——管板厚度，mm C——補強圈外緣至管

35、板與殼體焊縫之間的距離，mm。而且，C≧4S且C≧32,S為殼體厚度。 經(jīng)計算易得，殼程接管位置的最小尺寸為：120mm。 2）. 管程接管位置的最小尺寸 所設計的為帶補強圈的管程接管，則管程接管位置的最小尺寸L2可用如下公式計算： L2≧ 式子中：——補強圈的外圈直徑，mm b——管板厚度，mm C——補強圈外緣至管板與殼體焊縫之間的距離，mm。而且，C≧4S且C≧32,S為殼體厚度。 經(jīng)計算易得，管程接管位置的最小尺寸為：140mm。 4.7.壁厚的確定、封頭 4.7.1.壁厚 查GB151-99P21表8得圓筒厚度為：8 mm

36、 查JB/T4737-95，橢圓形封頭與圓筒厚度相等，即8mm 4.7.2.橢圓形封頭 示意圖如下： 查表可得其尺寸數(shù)據(jù)，見下表 公稱直徑DN（mm） 曲面高度（mm） 直邊高度 （mm） 碳鋼厚度 δ（mm） 內(nèi)表面積 A 容積 V 質量 m kg 600 150 25 8 0．4374 0．0353 27．47 4.8.管板 管板除了與管子和殼體等連接外，還是換熱器中的一個重要的受壓器件。 4.8.1.管板結構尺寸 查（《化工單元設備設計》P25-27

37、）得固定管板式換熱器的管板的主要尺寸： 公稱直徑 D b c d 螺栓孔數(shù) 600 730 690 598 645 36 10 23 28 4.8.2管板與殼體的連接 在固定管板式換熱器中，管板與殼體的連接均采用焊接的方法。由于管板兼作法蘭與不兼作法蘭的區(qū)別因而結構各異，前者的結構見圖1-15，其中圖1-15（a）形式是在管板上開槽，殼體嵌入后進行焊接，殼體對中容易，施焊方便，適合于壓力不高、物料危害性不高的場合；如果壓力較高，設備直徑較大，管板較厚時，可采用圖1-15（b）形式，其焊接時較難調(diào)整。 4.8.3.管板厚度 管板在換熱器的

38、制造成本中占有相當大的比重，管板設計與管板上的孔數(shù)、孔徑、孔間距、開孔方式以及管子的連接方式有關，其計算過程較為復雜，而且從不同角度出發(fā)計算出的管板厚度往往相差很大。一般浮頭式換熱器受力較小，其厚度只要滿足密封性即可。對于脹接的管板，考慮脹接剛度的要求，其最小厚度可按表4.8選用?？紤]到腐蝕裕量，以及有足夠的厚度能防止接頭的松脫、泄露和引起振動等原因，建議最小厚度應大于20mm。 表4.8. 管板的最小厚度 換熱器管子外徑/mm ≤25 32 38 57 管板厚度/mm 3/4 22 25 32 換熱管的外徑為25mm，因而管板厚度取為3/4=18.75，取上述的最小

39、厚度20mm。 4.9.換熱管 4.9.1.換熱管的規(guī)格及尺寸偏差 經(jīng)過查表，對于碳鋼、低合金鋼的換熱管的規(guī)格及尺寸偏差見下表： 材料 換熱管標準 管子規(guī)格 高精度、較高精度偏差 外徑，mm 厚度，mm 外徑偏差，mm 壁厚偏差，mm 碳鋼 GB/TB8163 ≧14~30 2~2.5 0.2 +12% 低合金鋼 GB9948 -10% 4.9.2.傳熱管排列和分程方法 管子在管板上的排列方式最常用的為圖1-9所示的（a）、（b）、（c）、（d）四種，即正三角形排列（排列角為30）、同心圓排列、正方形排列（排列角為90）、轉角正方形排列（排

40、列角為45）。當管程為多程時，則需采取組合排列，圖1-10為二管程時管小組合排列的方式之一。 正三角形的排列方式可在同樣的管板面積上排列最多的管數(shù)，故用的最為普遍，但管外不易機械清洗。為了便于清洗管子外表面上的污垢，可采用正方形與轉角正方形排列的管束。在小直徑的換熱器中，常用同心圓排列，在相同直徑的管板上所排列的管數(shù)比按正三角形排 列還多。 圖4.4.管子在管板上的排列方式和組合排列示意圖 采用組合排列法，即每程均按正三角形排列，隔板兩側采用正方形排列。 換熱管的中心距經(jīng)查表可得：（mm） 換熱管外徑d 換熱管中心距 分程隔板槽兩側相鄰管的中心距 25 32 44

41、 4.9.3橫過管束中心線的管數(shù) nc= 4.9.4.布管限定圓 布管限定圓為管束的最外層換熱管中心圓直徑，固定管板式換熱器的布管限定圓如下可得： dm=Di-2b3=600-2*8=584mm 式子中，Di——筒體內(nèi)直徑，mm b3——大小為0.25d，且大于8mm 4.10.分程隔板 4.10.1分程隔板尺寸 經(jīng)查表，分程隔板的尺寸如下表： 公稱直徑 DN/mm 隔板最小厚度/mm 碳素鋼 600 8 4.10.2.管子和分程隔板的連接 分程隔板有單層和雙層兩種，單層隔板與管板的密封結構如圖1-18所示，隔板的密封面寬度最小為（S+2）

42、mm。隔板材料與封頭材料相同。雙層隔板的結構見圖1-19，雙層隔板具有隔熱空間，可防止熱流短路。 4.11拉桿 4.11.1.拉桿的直徑與數(shù)量 各種換熱器的直徑和拉桿數(shù)，可參見下表選用。 表5.11.1拉桿直徑和拉桿數(shù) 殼體直徑/mm 拉桿直徑/mm 最少拉桿數(shù) 殼體直徑/mm 拉桿直徑/mm 最少拉桿數(shù) 200～250 10 4 1100 12 8 273，400，500，600 12 4 ＞1250 12 10 800，1000 12 6 經(jīng)查表易得，拉桿數(shù)為為4，直徑為12 4.11.2.連接與尺寸 拉桿示意圖

43、如下所示： 經(jīng)查表，拉桿尺寸如下： 拉桿公稱直徑/mm 數(shù)量 基本尺寸 拉桿直徑d/mm /mm /mm /mm 12 4 12 15 ≧50 2.0 拉桿孔示意圖如下所示： , 4.12.換熱管與管板的連接 管子與管板的連接是管殼式換熱器制造中最主要的問題。對于固定管板換熱器，除要求連接處保證良好的密封性外，還要求接合處能承受一定的軸向力，避免管子從管板中拉脫。 管子與管板的連接方法主要是脹接和焊接。脹接是靠管子的變形來達到密封和壓緊的一種機械連接方法，如圖1-13所示。當溫度升高時，材料的剛性下降，熱膨脹應力增大，可能引起接頭的脫落或松

44、動，發(fā)生泄露。一般認為焊接比脹接更能保證嚴密性。對于碳鋼或低合金鋼，溫度在300℃以上，蠕變會造成脹接殘余應力減小，一般采用焊接。 焊接接口的形式見圖1-14。圖1-14（a）的結構是常用的一種；為了減少管口處的流體阻力或避免立式換熱器在管板上方滯留的液體，可采用圖1-14（b）的結構；為了不使小直徑管子被熔融的金屬堵住管口，則可改成圖1-14（c）的結構；圖1-14（d）的形式適用于易產(chǎn)生熱裂紋的材料，但加工量大。 脹接和焊接方法各有優(yōu)缺點，在有些情況下，如對高溫高壓換熱器，管子與管板的連接處，在操作時受到反復熱變形、熱沖擊、腐蝕與流體壓力的作用，很容易遭到破壞，僅單獨采用脹接或焊接

45、都難以解決問題，如果采用脹焊結合的方法，不僅能提高連接處的抗疲勞性能，還可消除應力腐蝕和間隙腐蝕，提高使用壽命。目前脹焊結合的方法已得到比較廣泛的應用。 換熱管規(guī)格 外徑壁厚/mm 換熱管最小伸出長度 最小坡口深度 /mm /mm 252.5 1.5 2 4.13.防沖板或導流筒的選擇、鞍式支座的示意圖(BI型) 4.13.1. 防沖板或導流筒的選擇 因為水u<=3.0m/s，煤油流量 ,所以管程和殼程都不設防沖板或導流筒。 4.13.2.鞍式支座(BI型)： 4.14.膨脹節(jié)的設定討論 4.14.1管壁溫度的估算 由于管壁熱

46、阻一般可以忽略，故可以認為管內(nèi)外壁的溫度是相同的，由此可以得到以下的關系：中，to，ti，tw分別為殼程，管程流體的平均溫度和壁溫。采用試差法最終求得tw=78.0℃ 4.14.2管子拉脫力 本換熱器的管子及殼體均采用10號碳鋼，由此可得下表： 管子 殼體 操作壓力，Mpa 1.0 1.0 壁溫，℃ 78.0 35 材料 10 10 線膨脹系數(shù)1/℃ 11.8*10-6 11.8*10-6 彈性模量，Mpa 0.21*106 0.21*106 尺寸，mm 25*2*6000 600*6 管子數(shù) 252 管間距 32

47、 脹接長度，mm 29 許用拉脫力，Mpa 4 管子排布方式 正三角形 在操作壓力下，每平方米脹接周邊所產(chǎn)生的力為： 其中，f=0.866a2=396.16mm2，則 qp=0.0174Mpa 在溫差應力作用下，每平方米脹接周邊所產(chǎn)生的力為： 其中， 而同時，At= 因而，管子拉脫力在許用范圍之內(nèi)，不許用安裝膨脹節(jié)。 五.換熱器核算 5.1熱量核算 5.1.1殼程對流傳熱系數(shù) 對圓缺形的折流板，可采用克恩公式： 計算殼程當量直徑，由正三角形排列可得： = =0.020

48、m 殼程流通截面積： So= =0.01969m 殼程流體流速為： = =0.2167m/s 雷諾準數(shù)為： Reo= 普蘭特準數(shù)為： Pro= Nu=0.36Re。物料被冷卻，粘度校正取1， 將數(shù)值代入上式： ==693W/m2℃ 5.1.2管程對流傳熱系數(shù) = 自來水被加熱，n取0.4，代入已得數(shù)值，有： 管道流通面積： Si=0.7850.022=0.03768m2 管程流體流速： ui= 雷諾準數(shù)為 Rei= 普蘭特準數(shù)為： Pri= =2748

49、W/m2℃ 5.1.3傳熱系數(shù)K 根據(jù)冷熱流體的性質及溫度，在(GB151-99P140-141)選取污垢熱阻： 污垢熱阻： Rsi=0.000344m2℃/W Rso=0.000172 m2℃/W 還有，管壁的導熱系數(shù)： =45 m2℃/W 管壁厚度： b=0.0025 內(nèi)外平均厚度： dm=0.0225 在下面的公式中，代入以上數(shù)據(jù)，可得 = =390W/m2℃ 所以，K的裕度為: h==21.88% 5.1.4傳熱面積S 由K計算傳熱面積 = 該換熱器的實際傳熱面積為： S

50、p= =3.140.025（6-0.06）（232-16） =100m2 則該換熱器的面積裕度為： H==32.9% 5.2流動阻力的計算 因為殼程和管程都有壓力降的要求，所以要對殼程和管程的壓力降分別進行核算。 5.2.1管程流動阻力 管程壓力降的計算公式為： Rei=13670（前面已求），為湍流。 取關閉粗糙度 查 另外，式子中： 殼程數(shù)Ns=1 管程數(shù)Np=2 代入公式中，有： =（368.3+1289.0）12 =3314.6Pa<100kpa 5.2.2殼程流動阻力 由于殼程流體的流動狀況比較地復雜，所以計

51、算殼程流體壓力降的表達式有很多，計算結果也相差很大。下面以埃索法計算殼程壓力降： 殼程壓力降埃索法公式為： ——流體橫過管束的壓力降，Pa； ——流體通過折流擋板缺口的壓力降，Pa； Fs——殼程壓力降的垢層校正系數(shù)，無因次，對于液體取1.15，對于氣體取1.0； Ns——殼程數(shù)； 而=0.139，nc=19，NB=29,uo=0.20m/s。 F——管子排列方法對壓力降的校正系數(shù)，對正三角形排列，F(xiàn)=0.5，對正方形斜轉45o排列，F(xiàn)=0.4，正方形排列，F(xiàn)=0.3; fo——殼程流體的摩擦系數(shù)，當Re﹥500時， nc——橫過管束中心線的管子數(shù)，對正三角形排列nc

52、NB——折流擋板數(shù) 代入數(shù)值得： =0.50.1391930825=653.6Pa 而，其中h=0.2m，d=0.65m，NB=29, D——殼徑，m h——折流擋板間距，m do——換熱器外徑，m uo——按殼程流通截面積S計算的流速，而S=h（D-ncdo） 代入數(shù)值得： =29（3.5-） =1380Pa 對于液體=1.15，于是我們有： =1.151（1380+653.6）=2317Pa<100kpa 經(jīng)過以上的核算，我們發(fā)現(xiàn)，管程壓力降和殼程壓力降都符合要求。 六.管束振動的計算 6.1換熱器的振動 隨著工業(yè)生產(chǎn)的迅速發(fā)展和生產(chǎn)

53、規(guī)模的不斷擴大，管殼式換熱器逐漸趨于大型化，并且，由于換熱器尺寸和管束支撐間距的增大，以及流體流速的增大、運行工況不穩(wěn)定等因素影響，經(jīng)常引起換熱器管束發(fā)生流體誘導振動，造成換熱器的局部失效甚至整體報廢，所以應想法預防振動。 只有當流體誘發(fā)振動的頻率與傳熱元件的固有頻率一致或相當接近時,傳熱元件的振幅激增,才導致破壞。通常,傳熱管是換熱器中撓性最大的部件,對振動也最敏感。在管殼式換熱器的殼程中，流體橫向流過管束時，流體誘發(fā)震動的主要原因是:卡門漩渦（有聲震動或無聲震動）、紊流抖動（有聲震動或無聲震動）、流體彈性不穩(wěn)定。大多數(shù)振動破壞都是換熱器管束的機械損壞，主要的有以下幾點: 6.1.1撞擊

54、破壞　　 當管子振動的振幅大到足以使相鄰管子互相撞擊,或邊緣管不斷擊打殼體,在管子的撞擊部位將產(chǎn)生特有的菱形磨損形式,管壁不斷減薄而至最后開裂。 6.1.2擋板損傷　　 為了便于安裝,一般擋板開孔較管子直徑略大,當擋板較薄時,管子振動會在管壁與擋板孔邊緣之間產(chǎn)生較高的接觸力,對管子有一種鋸割作用,短時間內(nèi)即可將管子切開發(fā)生局部失效。 6.1.3接頭泄漏 管子與管板的連接處是換熱器中十分重要的結構,然而在工程實際中,由于管子振動使管子與管板連接處受力較大,從而導致脹接或焊接點的損壞,造成泄漏。 6.1.4　應力疲勞　　 管子振動的振幅較大時,管子反復彎折的扭彎應力較高,長時間的連續(xù)

55、振動會使管子斷裂。這種損傷還會由于腐蝕作用而加速。 6.1.5冶金失效　　 振動使換熱管產(chǎn)生交變應力,導致管子表層的氧化層脫落,管子表面留下坑點。在坑點處引起應力集中,導致管子失效,縮短了管子壽命。 6.1.6材料缺陷擴展　 振動所引起的應力脈動會使管材中的微觀缺陷擴展,以致產(chǎn)生大裂紋,最終使管子受到破壞。 另外，橫流流動與激振機理與流體介質還有一定的關系，具體見下表： 表6.1.6. 橫流流動與激振機理與流體介質關系表 流動情況 漩渦分離 湍流抖振 流體彈性不穩(wěn)定性 聲共振 液流中 可能發(fā)生 可能發(fā)生 重要 - 氣流中 不能發(fā)生 可能發(fā)生 重要 重要

56、 兩相流中 不可能發(fā)生 不重要 重要 不大可能 因為所涉及的是煤油與冷卻水，均是液體，和湍流抖振漩渦分離、湍流抖振、流體彈性不穩(wěn)定性這三者相關性較大，便主要從這三方面進行分析。 6.2流體誘發(fā)換熱器管束振動機理 管殼式換熱器管束振動主要是由殼程流體流動所引起的,而管程流體流動的影響可忽略不計。產(chǎn)生振動的振源為流體穩(wěn)定流動產(chǎn)生的振動,流體速度的波動,通過管道或其它連接件傳播的動力機械振動等,橫向流是流體誘導管束振動的主要根源。 6.2.1　漩渦脫落誘導振動 卡門漩渦頻率按下面的公式確定： fV=St 式子中： fV——卡門漩渦頻率，Hz St——斯特羅哈數(shù)，

57、無因次，對于按正三角形與正方形排列的管束，可根據(jù)節(jié)徑比xp=S/do計算，St=1/1.16xp， 經(jīng)計算，所設計的換熱器的St =0.6735 V——橫流速度，m/s do——換熱管外徑，m S——換熱管的中心距，m 由此可見，當管束直徑一定時，流速越大，流體誘導頻率越大，當漩渦脫落頻率接或等于管束的固有頻率時，就會產(chǎn)生強烈的振動。 6.2.2紊流抖振　　 紊流抖振是一個由隨機力作用的衰減振動,管子僅在其固有頻率附近產(chǎn)生響應,振動的峰值出現(xiàn)在脈動力的主頻率與管子的固有頻率重合之處。脈動力的主頻率fb為： 式中: fb———紊流脈動的頻率,Hz　　 U———相鄰兩

58、管間的流體平均速度,m/s　　 d0———管子的外徑,m　　 T———管束的橫向管間距,m　　　 L———兩個連續(xù)管排間的中心線距離,m 紊流脈動的頻率范圍較寬且具有很強的隨機性。由紊流抖振而誘發(fā)的振動不很規(guī)律,較少導致大范圍的共振響應。紊流抖振不是導致管子破壞的主要原因,而是產(chǎn)生流體彈性激振的重要因素。 通常認為，當管子間距較小時，由于沒有足夠的空間產(chǎn)生漩渦分離，紊流的影響是主要的。當管子間距與管徑之比小于1.5時，漩渦分離一般不會引起管子大幅度振動。 6.2.3流體彈性激振 換熱器內(nèi)密集的管束中,任何一根管子的運動都會改變周圍的流場。流場的改變則使作用在相鄰管子上的流體發(fā)生相

59、應的改變,從而使受力作用的管子發(fā)生振動,從而進一步改變了作用在其中的流體力。一根管子的位移會對相鄰的管子施加流體力而使其也產(chǎn)生位移。這種流體力與彈性位移的相互作用就叫做流體彈性激振。它一般是在已有其它機理誘發(fā)起管子運動的情況下產(chǎn)生的。其特點是流體速度一旦超過某一臨界速度值并稍有增加時,振幅即有大幅度增加,若阻尼不太大時,形成的振幅將一直增大到管子互相碰撞。這種振動在流體速度減小到遠低于初始速度時仍會持續(xù)。 管束發(fā)生流體彈性不穩(wěn)定時候的臨界橫流速度Vc可以按下面的公式進行計算： 式子中： ——質量阻尼參數(shù)，無因次，可按公式進行計算； do——換熱器的外徑，m： fn——換熱管的固有

60、頻率，Hz； Kc——比例系數(shù) 研究表明,流體速度較低時,振動可能由漩渦脫落或紊流抖振引起,而在速度較高區(qū)域,誘發(fā)振動機理主要是流體激振。 6.3管束振動的計算 通過以上管束振動的分析可知，管子的振動與管子的系統(tǒng)的固有頻率、系統(tǒng)的阻尼和流體流動特性等因素有關。在換熱器中，換熱管兩端與管板連接，中間由等間距布置的多個折流板支撐，但靠近兩端管板的折流板與管板之間的跨距比中間跨距要大。換熱管與管板之間不論采用焊接、脹接或脹接焊接并用，都不能發(fā)生振動和位移，因而在固有頻率分析時可看作剛性固定支撐；管束中間用弓形折流板支撐，管子與折流板管孔之間有很小的的間隙，管子可以轉動，但不能發(fā)生縱向位移，因

61、而可以看作是簡支。換熱管的簡化模型為多跨度梁，因此，求解換熱管的固有頻率歸結為求解多跨度梁的固有頻率，其理論基礎是梁的橫向振動微分方程。 換熱器管束的管子具有多個固有頻率，每一種固有頻率對應一種不同振型。當受其中一種特定頻率的激發(fā)載荷作用時，就可以發(fā)生某種振型的共振。利用管子兩端的固定條件與管子在中間管子簡支處的連續(xù)條件，求解方程組可得到換熱管的各階固有頻率。影響管子振動關鍵是第一二階的固有頻率。對于多跨直管的固有頻率求解方程相當復雜，為方便計算，美國的管殼式換熱器制造者協(xié)會設計了相應的計算公式和振型常數(shù)，將等跨距直管的固有頻率簡化為跨度數(shù)和兩端支撐條件決定的參數(shù)，由下面的式子計算：

62、 換熱管發(fā)生振動的基本條件是各種激振力的頻率等于或接近換熱管的固有頻率。因此，要想有效防振，必須分別算出漩渦脫流頻率f1、紊流抖振頻率f2和管子的固有頻率fn，用下式判斷： a） 當殼程流體是氣體或液體時，0.5vc。 6.4振動的防止與有效利用 換熱器內(nèi)流體誘導振動的機理相當復雜,能夠有效地防止振動的完整的設計準則尚未建立起來。這就需要在運行過程中根據(jù)不同的操作情況,采用不同的措施來防止換

63、熱器的振動。振動是不可避免的但是輕微的振動不但不會帶來損壞,而且還有強化傳熱和減少結垢的作用。但是強烈的振動應該采取必要的防振措施以減緩振動,避免換熱器振動破壞。抗振的根本途經(jīng)是激振力頻率盡量避開管子的固有頻率。工程實踐中常采用以下的抗振措施: (1)制定合理的開停工程序,加強在線監(jiān)測,嚴格控制運行條件,在流體入口前設置緩沖板或導流筒,既可以避免流體直接沖擊管束,降低流速,又可以減小流體脈動。 (2)降低換熱器殼側流體速度是防止管束振動的最直接的方法。因為當傳熱元件的固有頻率不變時,降低流速,可使流體脈動的頻率降低,從而避免共振的產(chǎn)生,但同時傳熱效率也會隨之降低。 (3)提高傳熱元件的固

64、有頻率是防止振動的另一個關鍵因素,減少跨距與有效質量,增加材料的彈性模量與慣性矩,都可以提高傳熱元件的固有頻率。適當增大管壁厚度、增大圓管直徑和折流板厚度,折流板上的管孔與管子采用緊密配合,間隙不要過大,可以優(yōu)化結構設計等。 (4)改變管束支撐形式,采用新型的縱向流管束支撐,例如折流桿式、空心環(huán)式、整圓形異形孔折流板,還可以用折流帶或折流棒來代替折流板等。這些方法都可以有效地防止管束振動。 （5）在換熱管外表面沿周向纏繞金屬絲或沿軸向安裝金屬條，可抑制周期性漩渦的形成。 當然。振動問題最好是在事前預防,而不是待振動出現(xiàn)后再去修正。這就要求我們能在設計過程中充分考慮各種因素,只有這樣才能使

65、設計的產(chǎn)品更加完善,操作使用更加安全可靠。 七.設計結果表匯 換熱器主要結構尺寸和計算結果表 參數(shù) 管程 殼程 進、出口溫度，℃ 30/40 140/40 壓力，MPa 3314 2317 流量，kg/h 67056 12626 物 性 物性溫度，℃ 35 90 密度，kg/m3 994 825 定壓比熱容，kJ/（kg?℃） 4.18 2.22 粘度，Pa?s 0.000725 0.000715 熱導率，W/m?℃ 0.626 0.14 結 構 參 數(shù) 形式 管板式換熱器 殼程數(shù) 1 殼體內(nèi)徑

66、，mm 600 臺數(shù) 1 管徑，mm 管心距，mm 32 管長，mm 6000 管子排列 △ 管數(shù)，根 232 折流板數(shù)，個 29 傳熱面積，m2 100 折流板間距，mm 200 管程數(shù) 2 材質 碳鋼 主要計算結果 管程 殼程 流速，m/s 0.497 0.2176 污垢熱阻，m2℃/W 0.000344 0.000172 熱流量，KW 778.6 傳熱溫差，℃ 32 傳熱系數(shù)，W/(m2K) 390 裕度/% 21.88 八.參考文獻 [1] 夏清，姚玉英,陳常貴,等. 化工原理[M]. 天津：天津大學出版社，2001 [2] 華南理工大學化工原理教研組. 化工過程及設備設計[M]. 廣州：