冷凝换热器的设计.docx
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冷凝换热器的设计
第一章换热器简介
1.1换热器的分类
1.1.1直接传热式换热器
一种不需传热壁面，由冷流体与热流体直接接触进行换热的操作过程的换热器，此类换热器常用于工业生产中。
1.1.2间壁传热式换热器
冷、热流体通过管子、板等壁面进行热量交换的传热操作过程的换热器，是最普通的也最常用的换热器，冷、热流体都是流体，可以是空气、烟气、蒸汽、水。
1.1.3蓄热式换热器
系间歇传热，在废热再生器中是切实可行有效的回收废热的方式，常被用于回收燃烧气体的废热以及蒸汽等用量不均时作为调节手段。
1.2几种换热器的特点及使用
在实际设计选型中，往往是已知高温流体与低温流体的两侧进出口温度，在做工艺设计选型时，需要考虑的是有尽可能小的换热面积下，有尽可能大的换热速率，以及较低的设备造价及施工费。
另外，在操作运行及维护清洗较方便的前提下考虑换热器的设计选型。
1.2.1管壳式换热器
管壳式换热器是最常用的普通结构，它包括：
固定管板式换热器、Ｕ型管壳式换热器、带膨胀节式换热器、浮头式换热器、分段式换热器、套管式换热器等。
固定管板式换热器具有结构简单、重量轻、造价低等优点；缺点就是由于热膨胀而引起管子拉弯。
Ｕ型管壳式换热器就是克服此缺点将管子做成“Ｕ”型，一端固定另一端活动，使得换热器不受膨胀的影响，结构较简单，重量轻，其缺点是不能机械清洗、管子不便拆换、单位容量及单位质量的传热量低，适用于温差大、管内流体介质比较干净的场合。
带膨胀节式换热器可解决膨胀问题[3]，用膨胀接头的结构，故适用温差大的流体和高压流体，因为可将接头拆下来进行清洗，所以可处理易结垢流体，而对低压气体则不适宜，但其缺点就是制造复杂。
浮头式管壳换热器，其浮头不与外壳相连，可自由伸缩，这样既解决了热膨胀的问题，也方便清洗，检修时可将管芯抽出即可。
对于固定管板、列管、套管式换热器每一外壳容积为1ｍ3时，其传热面积约为30～40ｍ3。
对Ｕ型管壳式换热器、浮头式换热器每一外壳容积1ｍ3时，其传热面积为70ｍ2左右。
1.2.2板式换热器
由于板式换热器的传热面上可以压出凹凸形排液槽，在较低的雷诺数条件下既可出现紊流状态，故换热系数较高，与同样流速下的管壳式换热器相比，此值约为管壳式换热器的传热系数的3～5倍，虽然，这时板式换热器的阻力会大一些，如在同样耗功的条件下相比，则板式换热器的放热系数比管壳式的高一倍左右。
1.2.3板翅式换热器
由于翅片的特殊结构，使流体在通道中形成强烈的紊动，就使热阻边界层不断破坏，从而有效地降低了热阻，提高了传热效率，一般沸水的给热系数是1500～30000kcal/（m2∙℃）。
另外板翅式换热器的结构比较紧凑，单位体积的传热面积，一般要比列管式换热器热效率大5倍以上，每一外壳容积为1m3时，其传热面积为160ｍ2左右。
板翅式换热器较轻巧而牢固，由于翅片很薄，一般为0.2～0.3mm，而由于结构紧凑、体积小，一般有用铝制造，因而重量很轻，同时，翅片既是主要的传热表面，又是两隔板的支撑，故强度高。
板翅式换热器适应性强，在同一设备内可允许有2～9种介质换热，且可用于气体—气体、气体—液体、液体—液体之间的热交换。
主要缺点：
因流道狭小，容易引起堵塞而增大阻力降，当换热器结垢以后，清洗十分困难，而且由于换热器的隔板和翅片都是很薄的铝板（箔）作成，故要求介质对铝不产生腐蚀，若一旦腐蚀而造成内部串漏，则很难修补。
1.3热管式换热器
热管是利用封装在密闭容器内液体的蒸发与凝结过程，有效地输送热量的一种传热装置。
用若干热管作为换热元件而组装的换热器称为热管式换热器。
热管式换热器多用于气—气热交，这时，热管两端的受热段和放热段装有翅片，以提高传热效果。
热管式换热器优点在于传热面基本上是等温的，每单位体积的传热面积较大，选择不同的工作工质，可使热管在不同的温度条件下使用，结构比较简单，由热膨胀等引起的问题较小。
但是，热管式换热器的首要问题，是作为传热元件[4]的热管内的工质对于所使用的工作环境是有一定临界热输送量和工作温度的极限的，如果超越这一极限温度继续工作，则蒸发段就会“烧干”而停止工作。
1.4新型换热器
近年来，随着制造技术的进步，强化传热元件的开发，使得新型高效换热器的研究有了较大的发展，根据不同的工艺条件与换热工况设计制造了不同结构形式的新型换热器，并已在化工、炼油、石油化工、制冷、空分及制药各行业得到应用与推广，取得了较大的经济效益。
国外推出的新型换热器有：
ABB公司的螺旋折流板换热器（HelixchangerTM）、HamonLummus公司的SRCTM空冷式冷凝器、Packinox换热器[5]、NTIW列管式换热器、英国CalGavin公司的丝状花内插物换热器（Hitran）、日本的Hybrid混合式换热器，俄罗斯的变形翅片管换热器、喷涂翅片管冷却器、非钎焊金属丝缠绕翅片管换热器和螺旋绕管式换热器、美国Chemineer公司的Kenics换热器（KenicsHeatExchanger）、日本的SM型换热器（内插静态混合器）、美国BrownFintubeLtd.的带扭带插入物的湍流增强式换热器（ExchangerWithTurbulator）和麻花扁管换热器（TwistedTubeHeatExchanger）、美国Yuba公司的Hemilok换热器、澳大利亚RoachHeatExchangers公司的柔性换热器（FlexibleHeatExchanger）等。
此外，还有日本日阪制作所生产的世界单台最大处理能力为5000m3/h的UX2100型板式换热器、法国NordonCryogenieS.N.C.公司生产的6900mm×1525mm×1300mm（长×宽×高）换热面为1500m2的板翅式换热器、英国MichaelWebbProcessEquipmentSupply公司的提箱式全焊板式换热器和其他各种紧凑式换热器（包括半焊式和全焊式板式换热器）、美国传热公司的FIVER2ROD式防振结构换热器。
更值一提的是在今年欧洲化工设备展览会上，法国LeCarbone公司还推出1种称为新奇换热器（ExoticHeatExchanger），它是一种防腐的钽制换热器，光滑如玻璃，供制药工业用，配有防污平管板，避免了任何污物在管接合处聚积。
该换热器尺寸很大。
此外，空冷器方向也有新进展。
其中最先进的要数PACKINOX、SRCTM、Helix-changerTMTwisted-tubeExchanger、Hi-TRAN、Hybrid、ExoticHeatExchanger几种换热器。
美国Brown公司最新推出TwistedtubeExchanger换热器，此换热器原本是瑞士Allares公司产品，Brown公司作了改进。
其螺旋扁管制造过程包括“压扁”、“热扭”两个工序。
由于管子结构独特，使管程与壳程同时处于螺旋流动,促进了湍流程度。
该换热器总传热系数较常规换热器高40%，而压力降几乎相等。
换热器组装时亦可采用螺旋扁管与光管混合方式[6]。
Hi-TRAN换热器，采用丝状花内插物，可使流体在低速下产生径向位移和螺旋流相叠加的三维复杂流动，可提高诱发湍流和增强沿温度梯度方向上的流体扰动，能在不增加阻力的条件下大大提高传热系数。
Hy-brid换热器是日本近几年开发的一种新型换热器，它综合了板式换热器与管壳式换热器两者的优点克服了板式换热器因密封问题而受到限制的弱点[7]，很有发展前途。
第二章换热器工艺尺寸的选择
2.1换热器几何尺寸
在设计过程中可以选择HTFS或HTRI进行设计计算，有时需要使用ASPENPLUS模拟工艺物料的物性数据，先进行设计性计换热器形式、流体走向、卧立式、流体温度、压力、流量及物性数据算，输入基础数据，如[8]等，进行运算得出比较合适的换热器直径和换热管长，再进行校核型和模拟型计算，核算所选换热器是否满足设计要求。
2.2换热器的直径
关于换热器的直径，目前国内已有的标准系列（mm）：
150，200，250，300，（350），400，（450），500，（550），600，（650），700，800，900，1000，（1100），1200，（1300），1400，（1500），1600，（1700），1800，（1900），2000，2200，（2300），2400，2600，2800，3000，3200，3400，3600，3800，4000。
凡是（）记号的换热器直径，尽可能不选[9]。
若换热器直径小于400，可以选用无缝钢管制造换热器，因此可选用的无缝钢管外径规格有：
159，219，273，325，（377）。
2.3换热管长
在换热器设计中基本采用下列管长（mm）：
1500，2000，2500，3000，4500，5000，6000，7500，9000，12000，最常用的管长为1500，2000，3000，6000四种。
一般钢管长6m或12m，选取的换热管长度符合其模数就没有余量，比较节约材料。
同时选用换热管长度时要注意与换热器直径相匹配[10]，换热器的换热管长度与公称直径比在4～25之间，常用的为6～10，立式换热器多为4～6。
2.4换热管标准管径和管间距
在设计中基本采用标准管径（mm）：
不锈钢：
Φ19×210，Φ25×210，Φ32×310，Φ38×310碳钢：
Φ10×115，Φ19×210，Φ25×215，Φ38×310，Φ57×315，换热管的间距最小是换热管外径的1125倍[11]。
特殊情况除外。
2.5换热管排列方式
TEMA标准中换热管有四种排列形式：
30°、45°、60°、90°。
2.6换热管排列形式
一般情况30o和60o排列多排约17%的管子，因而单位面积的金属耗量较低。
一般当换热器直径小于500mm、壳程不易结垢或采用固定管板式换热器，换热器壳程进行化学清洗时，宜采用30o或60°排列；当换热器直径大于500mm、壳程易结垢、采用可拆卸管束的换热器形式，换热器壳程可进行机械清洗时，宜采45°或90o排列。
30o和45°排列为错列，介质流动时形成湍流[12]，对传热有利；60o和90°排列为直列，介质流动时有一部分是层流，对传热有不利影响。
因此对无相变换热器，其传热与介质流动状态关系较大，宜采用30°和45°排列；对有相变换热器，其传热与介质流动的关系较小，却与管壁凝液流动方向关系较大，故凝液流动方向上换热管数量是这类换热器管子排列所应考虑的主要因素，宜采用60°和90°排列。
2.7物料污垢系数
一般情况下，物料污垢系数对换热器的传热系数有较大影响，因此污垢系数的选取也直接影响到换热器的设计[13]。
工艺物料的污垢系数应由专利商在工艺包中提出，在没有数据的情况下可以根据物料特性、清洁度、粘度等选取。
如相料可取（0.0001～0.0002）m2·K/W，比较脏的物料可取（0.0004～0.0005）m2·K/W。
公用工程的污垢系数，除了有具体说明外，可参考以下数据选取：
循环冷却水：
0.00052m2·K/W
冷冻盐水：
0.00026m2·K/W
密封油：
0.00017m2·K/W
蒸汽：
0.000086m2·K/W
氮气：
0.00017m2·K/W
间接冷却水：
0.000086m2·K/W
2.8传热系数
在管侧热阻、壳侧热阻、污垢热阻和管壁热阻中分析导致热阻的主要原因。
一般管壳式换热器的管壁热阻在总热阻中只占很小的比例，对传热系数影响不大。
如是管侧热阻或壳侧热阻起决定作用，应该采取措施有效地增强湍动效果以提高传热系数，如是污垢热阻起决定作用，应该采取措施使换热器有效除垢以提高传热系数。
2.9平均温差
平均温差是对数平均温差，但当多管程或多壳程时，需要修正平均温差。
2.10流体流速
一般流体流速都有合理的范围，特别是对于甲类和乙类流体还有安全流速，因此要分析流速是否合理[14]，操作安全性是否可靠。
2.11流体压降
其实流体压降与流速有密切关联，要分析压降是否合理，是否满足工艺要求。
换热器管程及壳程的流动阻力，常常控制在一定允许范围内。
若计算结果超过允许值时，则应修改设计参数或重新选择其他规格的换热器。
按一般经验，对于液体常控制在104～105Pa范围内，对于气体则以103～104Pa为宜[15]。
此外，也可依据操作压力不同而有所差别。
第三章换热器的工艺设计
3.1物料衡算
3.1.1已知条件
管程：
水温度：
（入/出）32～36℃；
壳程：
氨温度：
（入/出）42～38℃；
密度：
13㎏/m3；
流量[16]：
529m3；
3.1.2物料衡算
表3.1物性参数表
Table3.1Thetableofphysicalparameters
水
氨
液氨
比热容
kJ/（㎏·℃）
0.67×103
导热系数
kw/（m·℃）
0.606
0.432
kcal/（m·h·℃）
密度㎏/m3
994
13
583
黏度Pa·s
0.91×10-3
0.306㎏/（m·h）
冷凝热kJ/㎏
1373
表3.2物料衡算表
Table3.2Theterialbalancesheet
物
料
点号
组份
37
38
39
40
41
氨冷器
出口液氨
氨冷器
出口气体
从界区
来的氨
去氨升压泵
的氨
去高压泵的氨
公斤/小时
%重量
公斤/小时
%重量
公斤/小时
%重量
公斤/小时
%重量
公斤/小时
%重量
NH3
5822
100.00
925
100.00
9429
99.80
15437
99.88
14107
99.88
CO2
0
0.00
0
0.00
0
0.00
0
0.00
0
0.00
Ur
0
0.00
0
0.00
0
0.00
0
0.00
0
0.00
H2O
0
0.00
0
0.00
19
0.20
19
0.13
17
0.12
惰性气（Nm3/h）
0
0.00
165
0
0
0
总计
5822
100.0
925
100.0
9448
100.0
15456
100.00
14124
100.0
温度（℃）
39
39
30
36
36
压力（大气压）
17.30
17.30
21.00
17.20
23.00
平均分子量
17.0
17.0
17.0
17.0
17.0
体积流量（m3/h）
10.0
69.5
15.9
26.4
24.1
密度（㎏/m3）
581.0
13.3
595.0
586.0
586.0
3.2试算和初选换热器的型号
3.2.1管壳式换热器的热负荷计算和冷却水流量的计算
在管壳式换热器的设计中，要根据换热器的工艺条件初步确定换热器的传热系数，以便初步确定换热器的传热面积和结构尺寸。
在初步确定换热器结构尺寸的基础上，对换热器的管程换热系数和壳程换热系数进行传热计算；最后进行核算，其中包括壳、管程压力降的核算，管束壁面温度的核算等。
经过不断地调整换热器的结构尺寸，直至满足设计要求。
因此题目经分析可知，传热过程中涉及到相变化，所以此题目氨冷却放出的热量包括两部分。
一是冷却放出的热量；二是相变化放出的热量[17]。
氨冷却放出的热量Q1为
Q1=W1C1△T=529×13×（43-38）/3600=6400W
（3-1）
氨相变化放出的热量Q2为
Q2=W1r=1373×103×529×13/3600=2622800W
（3-2）
Q=Q1+Q2=262280+6400=2629200
W=Q/Cp（t2-t1）
（3-3）
=
=157㎏/s
W1
氨的流量；
r
氨的冷凝热；
ΔT
氨的进出口温差；
W1
氨的流量；
W2
冷却水的流量；
C2
冷却水的比热容；
t1
冷却水的进口温度；
t2
冷却水的出口温度；
C1
氨的比热容；
式中
3.2.2计算两流体的平均温度差
其中，Δtm=φΔtm′
（3-7）
因ΔΤ/Δt=1.25〈2，所以采用算术平均温差。
则Δtm′=（ΔT+Δt）/2=4.5℃
（3-5）
（3-6）
（3-7）
由查表得：
φ=0.95，则Δt=φΔtm′=0.95×4.5=4.275℃
3.2.3初步确定换热器的传热面积和结构尺寸
换热器的传热面积是由换热器的热负荷、传热系数和换热器冷、热介质的平均对数温差确定的，换热面积确定后，可以初步确定换热器的结构尺寸。
换热器换热面积计算公式如下：
A=Q/KΔtm（3-8）
式中A—换热面积；
K—传热系数；
由资料可知，高温流体为氨，低温流体为水的总传热系数范围为1200～2400W/（m2·℃），取K=1800W/（m2·℃）
m2
由传热面积可查《化工原理》附录二十八表得
换热面积：
349.6m2
壳径：
1000mm
管长：
6000mm
管程流通面积：
0.2352m2
管子总根数：
749
管心距：
32
中心管数：
30
管子规格：
Ф25×2
3.3核算压强降
3.3.1管程压强降
∑Δpi=（ΔP1+ΔP2）FtNP
（3-9）
其中Ft=1.4NP=1
ui=Vs/Ai=157/（994×0.2352）=0.67m/s
（3-10）
Rei=diuiρi/μi
（3-11）
（湍流）
设管壁粗糙度为ε=0.1㎜，ε/di=0.1/20=0.005，由《化工原理》第一章中λ—Re关系图中查得λ=0.035
所以ΔP1=λ（L/d）ρu2/2=0.38×（6/2）×994×0.672/2=2543Pa
（3-12）
ΔP2=3ρu2/2=3×994×0.672/2=669Pa
（3-13）
则ΣΔPi=（2543+669）×1.4×1=4497Pa
（3-14）
3.3.2壳程压强降
ΣΔP0=（ΔP′1+ΔP′2）FsNs（3-15）
其中Fs=1.15Ns=1
ΔP′1=Ff0nc（NB+1）ρu2/2（3-16）
管子转角为60o正三角形，F=0.5
取折流板间距h=600mm
NB=L/h-1=6/0.6-1=9
壳程的流通面积A0=h（D-ncd0）=0.6×（1-30×0.25）=0.15m2
（3-17）
m2
（3-18）
（3-19）
f0=5.0Re0-0.228=5.0×（17209）-0.228=0.54
（3-20）
所以ΔP′1=0.5×0.54×30×（9+1）×583×0.982/2=22676Pa
经核算管程、壳程压强降符合要求。
3.4核算换热系数计算
3.4.1管程换热系数αi
可由下式计算：
Rei=18321（湍流）
Pri=Cpμ/λ=4.187×103×0.727×10-3/0.626=4.86
（3-21）
αi=0.023（λ/di）Re0.8Pr0.4
（3-22）
=0.023×（0.626/0.02）（18321）0.8（4.86）0.4
=3841W/（m2·℃）
式中Rei为管程内换热介质的雷诺数；
Pri为管程换热介质的普朗特数；
λ为管程内介质的导热系数；
Cp为管程内介质的比热容；
μ为管程内介质的黏度；
3.4.2壳程换热系数α0的计算
因壳程内发生相变化[17]，则可由下式计算：
（3-23）
（3-24）
式中
Gg
为蒸汽自进口到出口质量流量算术平均值；
α0
为壳程内介质的传热系数；
L
为换热管的长度；
N
为换热管的数量；
λ
为壳程内介质的导热系数；
ρ
为壳程内介质的液相密度；
μ
为壳程内介质的黏度；
3.4.3总传热系数
（3-25）
式中d0为换热管的外径；
di为换热管的内径；
Rso为壳程内的污垢内阻；
Rsi为管程内的污垢内阻；
通过对换热器管程和壳程换热系数的计算，K0/K=1.21，说明换热器初步结构设计是合理的。
设计结果为：
选用固定管板式换热器。
查表可知换热器壳体壁厚为12mm。
第四章式换热器的机械设计
4.1已知条件
管程：
水0.4MPa
壳程：
氨1.62MPa密度：
13㎏∕m3
壳程介质温度：
42～38℃；
管程介质温度：
32～34℃；
由工艺计算求得的换热面积为346.9m2。
4.2换热器封头的选择
上下封头均选用标准椭圆形封头，根据JB/T4737-2002标准，封头为DN1000×12，曲边高度h1=40mm，如图4-1所示，材料选用20R钢。
图4-1封头
Fig4-1Theendplate
4.3容器法兰的选择
材料选用16MnR。
根据JB4703-92标准，选用DN1000，PN1.6（MPa）的密封长颈对焊法兰。
4.4管板尺寸确定
选用固定式管板，由《钢制列管式固定管板换热器结构设计手册》4.11.7节，查得Pt=Ps=1.6MPa（取管板的公称压力为MPa）的碳钢管板尺寸，如图4-2所示。
图4-2管板
Fig4-2Thetubesheet
4.5管子拉脱力计算
在操作压力下，每平方米胀街周边所产生的力：
（4-1）
式中f=0.866a2-πd0/4=0.866×322-3.14×252=396mm2
（4-2）
p=0.4MPa
l=50mm
m2
温差应力导致的每平方米胀接周边上的拉脱力[18]：
（4-3）
式中
（4-4）
As=3.14D中×Sn=1012×3.14×12=37906mm2
（4-5）
At=3.14（d02-di2）n/4=3.14×（252-202）×749=132292mm2
（4-6）
MPa
MPa
由已知条件可知，与的作用方向相同，都使管子受力，则和拉脱力：
q=qp+qt=0.04+1.24=1.28Mpa<[q]=4.0MPa
因此，拉脱力在许用范围内。
计算是否安装膨胀节。
管、壳壁温差所产生的轴向力：
（4-7）
压力作用于壳体上的轴向力：
（4-8）
其中Q=3.14[（Di2-nd02）×ps+n（d0-2St）2pt]/4
（4-9）
=3.14×[（10002-749×252）×ps+749×（25-2×2.5）×0.4]
=0.77×106N
则
N
压力作用于管子上的轴向力：
（4-10）
MPa
（4-11）
（4-12）
根据《钢制管壳式换热器设计规定》
σs=100.88MPa<2Φ[σ]st=180MPa
σt=-23.1MPa<2[σ]tt=206MPa
q<[q]=4.0MPa
条件成立，故本
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