管壳式换热器设计课程设计Word下载.docx
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（5）选定流动方式，确定流体的流动空间。
（6）求出平均温差。
（7）初选传热系数K0，并初计算传热面积F。
（8）设计换热器的结构包括：
选取管径和管程流体流速；
确定每程管数、管长、总管数；
确定管子排列方式、管间距、壳体内径和连接管直径等；
确定壳侧程数及折流板的数目、间距、尺寸等壳程结构尺寸；
初确定传热面积。
（9）管程换热器计算及阻力计算。
当换热系数远大于初选传热系数且压降小于允许压降时，才能进行下一步计算。
（10）壳程换热计算。
根据采用结构，假定壁温和计算换热系数。
（11）校核传热系数和传热面积。
根据管、壳程换热系数及污垢热阻、壁面热阻等，算出传热系数K及传热面积F。
（12）核算壁温。
要求与假定的壁温相符。
（13）计算壳程阻力，使之小于允许压降。
第四章工艺计算
在换热器设计中，根据所选换热器类型和所给已知条件，计算出煤油的流速和水的流速等，然后计算出传热面积。
工艺设计中包括了物性数据的确定、传热量及平均温差、初选传热系数、估算传热面积其具体运算如下所述。
物性参数的确定
表3-1水和煤油的操作参数
冷却水
煤油
进口温度
（℃）
出口温度
26
40
180
定性温度：
对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可以取流体进出口温度的平均值。
煤油的定性温度为：
（1）
水的定性温度：
（2）
由定性温度条件下查物性表得出水与煤油的物性参数，如比热、密度、黏度导热系数。
所查结果见表2-2：
表3-2水与煤油的物性参数
名称
定性温度
比热
密度
黏度
导热系数
水
33
110
核算换热器传热面积
选择热水走壳程，冷水走管程。
这是因为：
被冷却的流体走壳程可便于散热，而传热系数大的流体应走管程，这样可降低管壁的温差，减少热应力。
由煤油的每小时产量（一天24小时连续运行）可以计算出煤油流量：
（3）
式中M表示煤油的年产量；
M1表示煤油流量；
t表示时间。
煤油的普朗特常数：
（4）
式中Pr1表示煤油的普朗特常数；
μ1表示煤油的黏度；
cp1表示煤油的比热；
λ1表示煤油的导热系数。
水的普朗特常数：
（5）
式中Pr2表示煤油的普朗特常数；
μ2表示煤油的黏度；
cp2表示煤油的比热；
λ2表示煤油的导热系数。
一般情况下，工程上常用热损失系数ηc来估算损失的热量。
ηc通常取～。
ηL取用。
由上面的计算结果和已知条件代入下式可以得出煤油的传热量：
（6）
式中Q表示传热量；
ηL热负荷修正系数。
由以上的计算结果及已知条件，可以计算出冷却水量：
（7）
式中M2代表冷却水量；
cp2代表水的比热；
计算两种流体的平均传热温差时按单壳程，两管程计算。
按逆流设计换热器：
煤油180℃40℃
水40℃26℃
从而，
（8）
温差修正系数Ψ取决于两个无量纲参数P及R：
（9）
（10）
式（9）中，参数R具有两种流体热容量之比的物理意义。
式（10）中参数P的分母表示换热器中水理论上所能达到的最大升温，因而P的值代表该换热器中水的实际升温与理论上所能达到的最大升温之比。
所以，R的值可以大于1或小于1，但P的值比小于1。
（11）
式中Ψ表示温度修正系数。
（12）
式中Δt1m,c表示有效平均温差。
根据题意，初选传热系数，传热系数的选择依据经验数值表3-3
表3-3传热系数的选择依据经验数值表
热交换器型式
热交换流体
传热系数
备注
内侧
外侧
管壳式（光管）
气
高压气
清水
高粘度液体
高温液体
低粘度液体
水蒸气冷凝
气体
10～35
170～160
170～450
20～70
200～700
1000～2000
2000～4000
100～300
30
200～450
常压
20～30Mpa
液体层流
根据表3-3初选传热系数K0=240W/（m2.℃）
由以上的计算结果及已知条件可以估算出传热面积：
（13）
式中
表示估算的传热面积；
K0表示初选传热系数；
Δtm表示有效平均温差；
Q表示传热量。
由于㎡面积过大，所以需要两台换热器，才能符合工业设计要求。
实际的传热面积要考虑一定的裕度，此换热器考虑的裕度为10%。
则一台换热器面积为51㎡。
第五章管壳式换热器结构计算
换热管计算及排布方式
管子构成换热器的传热面，它的材料应根据工作压力、温度和流体腐蚀性、流体对材料的脆化作用及毒性等决定，可选用碳钢、合金钢、铜、石墨等。
小直径的管子可以承受更大的压力，而且管壁较薄；
同时，对于相同的壳径，，可排列较多的管子，因此单位体积的传热面积更大，单位传热面的金属秏量更少。
所哟，在管程结垢不很严重以及允许压力降较高的情况下，采用较小直径的管子。
如果管程走的是易结垢的流体，则应选用较大直径管子。
表4-1换热管的规格及排列方式/mm
换热管外径×
壁厚
排列形式
管心距
碳素钢，低合金钢
不锈耐酸钢
25×
2
正三角形
32
19×
25
在此，选用25×
的碳钢管，采用无缝焊接工艺。
管程内水流速可以在表4-2选用：
表4-2热交换器内常用流速范围m/s
流体
管程
壳程
循环水
新鲜水
低粘度油
高粘度油
～
5～30
2～15
管程内水的流速选用ω2=1m/s。
由以上计算结果可以算出管程所需流通截面:
（14）
式中At表示管程流通面积；
M2表示冷却水量；
ρ2表示水的密度；
ω2表示管程内水流速。
根据传热管的内径和管程所需流通截面积，可以单程管数：
（15）
式中At表示管程所需流通面积；
di表示传热管的内径。
管子在管板上的排列方式最常见的如图（a）、（b）、（c）、（d）所示四种，即正三角形排列（排列角为30度）、转角三角形（排列角为60度）、转角正方形排列（排列角为45度）、正方形排列（排列角为90度）。
当管程为多程时，则需要采取组合排列。
设计的换热器的管程为2，则应采取组合排列法，即每程均按正三角形排列，隔板两侧采用正方形排列。
（a）（b）（c）（d）
图管子的排列方式
根据表4-1选取正三角形排列为管子的排列方式。
表4-3换热管中心距
换热管外径
19
20
22
35
28
38
44
42
50
52
56
选取管中心距s=32㎜，分程隔板槽两侧相邻管中心距LE=44㎜。
由管中心距可以计算出平行于流向的管距以及垂直于流向的管距。
平行于流向的管距：
（16）
垂直于流向的管距：
（17）
由管子布置图可知每程管子数为57根；
由管子布置图可以计算出管束中心至最外层管中心距为。
管束外缘直径：
（18）
传热管的总根数：
（19）
因换热器是按单壳程，两管程设计的，所以按两管程计算，所需传热管的长度是：
（20）
式中d0表示管内径，d0=；
Zt=2表示两管程。
按标准管长6m。
壳体内径的估算
壳体内径可以用下述公式粗估：
（21）
（22）
（23）
当管子按正三角形排列时，可以按上述公式计算：
（24）
式中Ds表示壳体内径；
nt表示传热管根数；
s表示管中心距；
d0传热管外径。
计算得到的内径应圆整到标准尺寸，按照钢制压力容器标准可确定：
壳体内径=。
目前所采用的换热管长度与壳体直径比，一般在4～25㎜之间：
（25）
表示传热管长度；
Ds表示壳体内径。
所以换热器的壳体内径和管子长度符合设计要求。
进出口连接管直径的计算
确定连接管直径的基本公式仍可用连续性方程，经简化可以用以下公式：
（26）
将（26）式结果圆整到最接近的标准管径，取150×
5。
折流板
流动外，还有支撑管束、防止管束振动和弯曲的作用。
它的装设不如纵向隔板那样困难，而且装设后可使流体横向流过管束，故此获得普遍应用。
折流板的常用形式有：
弓形折流板、盘环形折流板两种，弓形折流板有单弓形、双弓形和三弓形三种。
在弓形折流板中，流体流动中的死角较小，结构也简单，因而用的最多。
而盘环形结构比较复杂，不便清洗，一般在压力较高和物料比较清洗场合。
在此，换热器设计中，折流板形式选弓形。
弓形折流板的缺口和板间距的大小是影响传热效果和压降的两个重要因素。
弓形折流板缺口高度应使流体通过缺口时与横过管束时的流速接近，缺口大小是按切去的弓形弦高占壳体内径百分数确定的。
缺口弦高一般为壳体内径的20%～45%。
为了防振并能够承受拆换管子时的扭拉作用，折流板须有一定厚度，该值在GB-1999中具体规定见表4-4
表4-4折流板和支持板的最小厚度㎜
公称直径
换热管无支撑跨距
≤300
>
300～600
600～900
折流板或支撑板最小厚度
<
400
400～≤700
3
4
5
6
折流板厚度取6㎜。
折流板的材料应比管子软，较硬会磨损管子，导致管子破裂。
若材料过软，则使管子磨损折流板，将相邻管子间部分磨损，形成穿有数根管子的大孔，使这些管子失去了这一位置的折流板支撑，引起自振频率降低，从而使管子易振进而损坏。
故此，材料取用14Cr1MoR。
折流板缺口弦高度：
（27）
由折流板缺口弦高度和壳体内径可以计算出折流板的圆心角：
折六班圆心角=120度。
表4-5折流板间距/mm
管长
折流板间距
≤500
≤3000
100
200
300
450
600
4500～6000
—
600～800
1500～6000
150
折流板数目：
（28）
式中Nb表示折流板数目。
折流板上的管孔数为112个，由国家标准可知，折流板上管孔直径dH=，折流板直径Db=。
由管子排布图可知：
通过折流板上的管子数为99根，这流管缺口处管子数为18根。
弓形折流板的缺口高度应保证流体在缺口处的流通截面积与流体在两折流板间错流的流通面积接近，以免因流动速度变化引起压降。
当选好壳程流体流速后，就可以确定保证流速所需的流通截面积。
由上面的计算出的已知结果可以由下面的方程式求得折流板的缺口面积：
（29）
式中Awg表示折流板缺口面积；
Ds表示壳体外径；
θ表示折流板圆心角。
错流区内管数占总管数的百分数：
（30）
式中Fc表示错流区内管数占总管数的百分比；
DL表示壳体内径；
h表示缺口弦高度。
缺口处管子所占面积：
（31）
式中d0表示传热管外径；
nt表示传热管的总管子根数；
Fc表示错流区内管数占总管数的百分数。
流体在缺口处流通面积：
（32）
式中Ab表示流体在缺口处流通面积；
Awg表示折流板缺口面积；
Awt表示缺口处管子所占面积。
流体在两折流板间错流流通截面积：
（33）
式中Ac表示两折流板间错流流通截面积；
Ds表示壳体内径；
DL表示管束外圆直径；
d0表示传热管外径；
s表示管中心距。
壳程流通截面积：
（34）
式中As表示壳程流通面积；
Ab表示流体在缺口处流通面积；
Ac表示流体在两折流板间错流流通面积。
壳程接管直径：
（35）
式中D1表示壳程接管直径；
As表示壳程流通面积。
将（37）式结果圆整到最接近的标准管径，取203×
6。
由管子布置图，可以知道错流区一排管束：
Nc=12根。
每一缺口内的有效错流管排数：
（36）
式中Ncw表示每一缺口内的有效错流管排数；
h表示缺口弦高度；
sp表示平行于流向的管距。
在<
1-2>
管壳式换热器设计中，可使旁通流道数为1，取旁通挡板数为3对。
错流面积中旁流面积所占分数：
（37）
式中Fbp表示错流面积中旁流面积所占分数；
NE表示旁流通道数；
Ac表示流体在两折流板间错流流通截面积。
一块折流板上管子和管孔间泄面积：
（38）
式中Atb表示一块折流板上管子和管孔间泄面积；
dH表示折流板管孔直径；
Fc表示错流区内管数占总管数的百分数；
nt表示传热管总根数。
折流板外缘与壳体内壁间泄面积：
（39）
式中Asb表示折流板外缘与壳体内壁间泄面积；
Db表示折流板直径；
第六章换热系数的计算
管程换热系数
管程的雷诺数：
（40）
式中Re2表示管程的雷诺数；
ω2表示管程内水流速；
μ2表示水的黏度；
管程换热系数：
（41）
式中α2表示管程换热系数；
λ2表示水的导热系数；
di表示传热管内径；
Re2表示管程的雷诺数；
Pr2表示水的普朗特数。
壳程换热系数
壳程雷诺数：
（42）
式中Re1表示壳程雷诺数；
d0表示传热管的外径；
假定壳程流体全部错流流过管束，在此理想管束中纯错流时的柯尔本传热因子，可由《热交换器原理与设计》图查出：
理想管束传热因子js=。
折流板缺口校正因子jc可由《热交换器原理与设计》图查出：
折流板缺口校正因子jc=。
（43）
（44）
Atb表示一块折流板上管子与管孔间泄面积；
Ac表示流体在两折流板之间错流流通面积。
折流板泄露影响的校正因子是等式（43）和（44）的函数，可由《热交换器原理与设计》图查取折流板泄露影响的校正因子jl=。
管束旁通影响的校正因子jb，它是Fbp和Nss/Nc（Nss为每一错流区内旁路挡板对数，Nc为错流区内管排数）的函数，可由可由《热交换器原理与设计》图查取jb=。
壳程传热因子：
（45）
式中j0表示壳程传热因子；
jb表示管束旁通影响的校正因子；
jl折流板泄露影响的校正因子；
jc表示折流板缺口校正因子；
js表示理想管束传热因子。
壳程质量流速：
（46）
式中Gs表示壳程质量流速；
As表示壳程流通截面积。
假定壳侧壁面温度tw=55℃。
壁温下的煤油黏度μw1，查物性表μw1=
Kg/（㎡＊s）。
壳侧换热系数：
（47）
式中α1表示壳侧换热系数；
j0表示壳程传热因子；
Gs表示壳程质量流速；
cp表示定性温度下的煤油比热；
Pr表示定性温度下的煤油普朗特常数；
μ表示定性温度下的煤油黏度；
μw1表示定性壁温下煤油的黏度。
第七章需用传热面积
表6-1水的污垢热阻经验数据m2*℃/W
水的种类
加热流体温度≤115℃
加热流体温度116～205℃
水温≤52℃
水温≥53℃
水速≤1m/s
水速>
1m/s
干净的软水
自来水
井水
表6-2煤油油品及溶液的污垢热阻经验数据㎡＊℃/W
种类
污垢热阻
粗煤油
成品煤油
换热器设计中使用的冷却水为自来水。
由表6-1可知冷却水的污垢热阻rs2=㎡＊℃/W。
由表6-2，可选成品煤油的污垢热阻rs1=㎡＊℃/W。
校正传热系数：
（48）
式中K表示校正传热系数；
α1表示壳侧换热系数；
rs1表示成品煤油污垢热阻；
rs2表示冷却水污垢热阻；
di表示传热管内径。
由以上计算结果，可以计算出传热面积：
（49）
K表示校正传热系数；
Δtm表示有效平均温差。
（50）
由等式（50）可知换热器设计面积符合设计要求。
检验壳侧壁温：
（51）
式中tw1表示检验壳侧壁温；
tm1表示煤油定性温度；
第八章流动阻力计算
换热器内流动阻力引起的压降，是衡量运行经济效益的一个重要指标。
如果压降大，消耗的功率多，就需要配备功率较大的动力设备来补偿因压力降低所消耗的能量。
由流体力学可知，产生流动阻力的原因与影响因素可归纳为：
流体具有黏性，流动时存在着内摩擦，是产生流动阻力的根源；
固定的管壁或其他形状的固体壁面，促使流动的流体内部发生相对运动，为流动阻力的产生提供了条件。
所以流动阻力的大小与流体本身的物理性质、流动状况及壁面的形状等因素有关。
换热器中的流动阻力可分为两部分，即流体与壁面间的摩擦阻力；
流体在流动过程中，由于方向改变或速度突然改变所产生的局部阻力。
管壳式换热器的管程阻力和壳程阻力必须分别计算，由于阻力单位可表示为压力的单位，故一般用压降ΔP表示。
管壳式换热器允许的压降如表2-10所示。
表7-1管壳式换热器允许的压降范围
换热器的操作压力（Pa）
允许的压降（Pa）
P<
105（绝对压力）
ΔP=
P=0～105（表压）
P>
105（表压）
ΔP<
5×
104
管程阻力计算
管壳式换热器管程阻力包括沿程阻力、回弯阻力和进出口连接阻力等三部分组成，因而
（52）
式中ΔPt表示管程总阻力；
ΔPi表示沿程阻力；
ΔPr表示回弯阻力；
ΔPN表示进出口连接管阻力。
沿程阻力：
（53）
式中fi表示管内摩擦因子；
L表示管程总长；
ω2表示管程内水流速度；
μ2表示冷却水黏度；
μw2表示壁温下的水黏度。
回弯阻力：
（54）
式中ρ2表示水的密度；
Zt表示传热管的总根数。
进出口连接管阻力：
（55）
ω2表示管程内水流速度。
管程总阻力：
（56）
壳程阻力计算
对于相同的雷诺数，壳程摩擦系数大于管程摩擦系数，因为流过管束的流动有加速、方向变化等。
但壳程的压降不一定大，因压降与流速、水力直径、折流板数、流体密度等有关，因此在相同的雷诺数时壳程压降有可能壁管程低。
查《热交换器原理与设计》图可知理想管束摩擦系数。
理想管束错流段阻力：
（57）
式中ΔPbk表示理想管束错流段阻力；
fk表示理想管束摩擦系数；
M1表示煤油质量流量；
Nc表示错流区排管数；
Ac表示流体在两折流板间错流流通截面积；
ρ1表示煤油的定性密度；
μ1表示煤油的定性黏度；
μw1表示壁温下的煤油黏度。
理想管束缺口处阻力：
（58）
式中ΔPwk表示理想管束缺口阻力；
Ncw表示每一缺口内的有效错流管排数。
上述两项阻力应对折流板泄露造成的影响和旁路所造成的影响以及进出口段折流板间距不同造成的影响分别予以校正，其中：
折流板泄露对阻力影响的校正系数R1可由《热交换器原理与设计》图查得，R1=。
旁路校正系数Rb可由《热交换器原理与设计》图查得，Rb=。
进出口段折流板间距不同对阻力影响的校正系数R
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