热交换器的选型和设计指南三.docx
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热交换器的选型和设计指南三
热交换器的选型和设计指南三
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11管壳式换热器的设计要点
换热器的设计过程包括计算换热面积和选型两个方面。
有关换热器的选型问题，前面已经讲过了，下面主要介绍管壳式换热器的设计要点及如何分析计算结果、调整计算，而设计出满足工艺需要的、传热效率高的换热器。
11.1设计计算的基本模型及换热器的性能参数
换热器的性能主要是通过下列公式来描述的。
a.冷、热两流体间热量平衡
Qreq=（WCpΔT）hot=（WCpΔT）cold
W--流体质量流量
Cp--流体的比热
hot--热流体
cold--冷流体
ΔT--进出口温度差
b.传热率方程
Qact=（A）（ΔTm）（1/ΣR）
ΣR=（1/hi）o+（1/ho）o+（Rf）o+（Rw）o
ΣR--总热阻
A--传热面
hi、ho--分别为两流体的传热膜系数
Rf--两流体的污垢热阻
Rw--金属壁面热阻
ΔTm--平均温度差
O--通常换热计算以换热管外表面为基准
c.传热率的估算
Qact≥Qreq
d.对压力降的限制条件
（ΔPi）act≤（ΔPi）allow
（ΔPo）act≤（ΔPo）allow
ΔP--压力降
下标i表示管内
下标o表示管外
11.2换热器的计算类型
换热器的计算类型常分为设计计算和校核计算两大类。
换热器计算一般需要三大类数据：
结构数据、工艺数据和物性数据，其中结构数据的选择在换热器中最为重要。
在管壳式换热器的设计中包含有一系列的选择问题，如壳体型式、管程数、管子类型、管长、管子排列、折流板型式、冷热流体流动通道方式等方面的选择。
工艺数据包括冷、热流体的流量、进出口温度、进口压力、允许压降及污垢系数等。
物性数据包括冷、热流体在进出口温度下的密度、比热容、粘度、导热系数、表面张力。
a.设计计算Design
设计计算就是通过给定的工艺条件，来确定一台未知换热器的结构参数，并使其结构最优、尺寸最小。
对设计计算应先确定下列基本的几何参数：
－－管长
－－管间距
－－流向角
－－换热管外径及管壁厚
b.校核计算Rating
校核计算就是评估一台已知换热器的传热性能，即通过校核设备的几何尺寸来看其是否能满足传热要求。
校核计算应已知下列基本的几何参数：
－－管程数
－－壳内径/管数
－－折流板间距/折流板数
－－管长/管间距
－－流向角
－－管内径/管壁厚
11.2.1设计元素的选取
设计计算时应考虑下列的几个基本设计元素：
－－壳体型式：
TEMAE，F，G，J，K，X。
－－壳内径：
通常最大为2米。
－－换热管几何尺寸：
光管、翅片管
管径（19mm,25.4mm等）
管长系列（3m,5m,6m,7.2m等）
－－管子排列角：
30°，60°，45°，90°
－－管间距：
1.25~1.50倍的管子外径
－－折流板型式：
单圆缺、双圆缺、管窗内不排管及为防止管子振动而加的支承板。
11.3最终计算结果的分析
目前，换热器计算常用的计算软件为美国的HTRI和英国的HTFS，这两大软件均为在国际上享有盛誉的传热设备专用计算软件。
当设计计算结束后，如何根据实际的工况，来判断计算结果是否满足要求，出现问题后如何解决，这对设计者来说都是很重要的,在评价最终设计计算时应考虑并校核以下各项。
11.3.1总体设计尺寸
细长型的换热器比短粗型要经济，通常情况下管长和壳径之比为5~10，但有时根据实际需要，长、径之比可增到15或20，但不常见。
对立式热虹吸再沸器，要控制其长、径比在3~10之内。
11.3.2热阻大小
首先根据流体的物系及实际经验来推断一下传热系数值是否合理，应特别注意管内雷诺数的大小。
在层流流动（管侧Re<2000,壳侧Re<300）和过渡区流动中，应使用分段计算的方式（HTFS程序无此功能），以确保传热系数值计算的正确。
在评估计算结果的同时，应考虑程序计算的精确度。
如果热阻在管侧和壳侧分布平衡，则该设计是好的，如果一侧热阻值过大，应该分析原因，分析管、壳侧冷、热流体的分布是否合理，如果是由于某一侧污垢系数过大而引起的，则可不必进一步修改原设计。
11.3.3设计余量
换热器设计计算时设计余量值的大小取决于计算精度、实际经验及对现场的操作控制等。
例如：
对冷却水换热器，当水流速大于1.5m/s时，没必要给出过大的设计余量，过大的余量反而会造成水流速的降低。
但对层流和过渡区流动，由于计算精度不好，故需要给出较大的设计余量，通常需要在考虑了传热阻力值的大小和程序的计算精度后决定。
对再沸腾器，过大的设计余量反而是无益的，特别是在设备运转初期，会发生如控制困难等操作问题。
另外，有些设计计算，为了满足允许压降值的限制，可能会造成设计余量较大，此时应根据实际经验来判定计算结果是否正确或对允许压降值的大小作适当的调整。
11.3.4压降的利用和分布
允许压降必须尽可能加以利用，如果计算压降与允许压降有实质差别，则必须尝试改变设计参数。
在校核了计算所得压降值是否小于允许值之后，应对压降的分布作进一步的校核，这其中包括有进、出口接管处压降、错流和管窗流的压降,压力降必须大部分分布在换热率高的地方，如横掠管束的错流流动处；如果在接管或管窗处的压降占总压降的比例较大，应考虑增大接管尺寸及折流板间距。
一般对进、出口接管的压降希望控制在总压降的30％左右。
特别对有轴向接管的换热器，接管部分的压降最好控制在总压降的30％以下，否则会造成管子进口处的偏流。
为防止物流对壳程入口处的管子进行冲击，引起振动和腐蚀，一般均在换热器壳程进口处设置防冲板或分布器，在计算压降时要有所考虑。
另一个必须记住的事实是，允许压降是人为给定的，所以，如果在设计中允许压降得到了充分利用，而增加一点压降会增加很大的经济性，则应再行设计并考虑增加允许压降的可能性。
11.3.5流速
需校核管子进出口处、壳侧进口处和接管内的流速。
一般来说流体流速在允许压降范围内应尽量选高一些，以便获得较大的换热系数和较小污垢沉积，但流速过大会造成腐蚀并发生管子振动，而流速过小则管内易结垢。
对冷却水系统，设计计算时可参考下表中推荐的值（碳钢管）。
最小流速
最大流速
推荐值
管侧
1.0m/s
3.0m/s
大于1.5m/s
壳侧
0.5m/s
1.5m/s
0.7~1.0m/s
如果冷却水的流速低于上表中的最小流速，最好征得工艺工程师的同意增大允许压降或变化冷却水的流率。
对冷却水以外的单相和两相流用ρv2值判断。
对壳侧进口流速，按TEMA规定ρv2值不能超过5950Kg/MS2（碳钢管）。
对管窗内不排管换热器，管窗流速应为错流速度的2~2.5倍，气体和蒸汽的流速可在8~30m/s之间。
11.3.6壳侧流路分析
HTRI程序在计算结果中对壳侧各流路给出了较详细的分析，可以参考下表中给A,B,C,E,F流的推荐值。
流路A－－折流板管孔和管子之间的泄漏流路；
流路B－－错流流路；
流路C－－管束外围和壳内壁之间的旁流流路；
流路E－－折流板与壳内壁之间的泄漏流路；
流路F－－管程分程隔板处的中间穿流流路。
流路名称
FlowFraction
B
错流
>0.6（湍流，Re>300）
>0.4（层流，Re>300）
B流路对传热有利，其值应尽量大。
C
F
旁流
0.1
C，F值最好不超过0.1,为满足这一条
件，可使用密封装置。
对浮头式或小壳
径壳体的换热器，如果C值较大，应使
用密封装置。
对U型管或管程数较多的
换热器，通常F值会较大，应考虑在管
程分程隔板处使用密封装置（如密封垫
或密封杆）或改变管子排列方式和折流
板圆缺位置。
A
泄漏流
0.15
应尽量减少泄漏，但当污垢系数超过
0.0008m2h°C/kcal时，由于污垢可能会
将管子和折流板管孔之间的间隙堵塞，因此，A值较大也无妨，但此时对壳侧压
力损失应留有余量，最好计算一下。
一
但间隙被堵塞，壳侧压降为多大。
E
泄漏流
0.05
E值会造成温度剖面的变形，如果E值大
于0.15,可使用双圆缺折流板。
最大限度地加大B－stream（错流），减少泄漏流，而事实上漏流不可能也不必要被全部阻止，因为安装换热器时总需要有间隙。
11.3.7对折流板的设计分析
单圆缺和双圆缺折流板为管壳式换热器中常用的折流板型式，换热器中折流板的布置对设计计算有很大影响，一般从下面几各方面来检查原设计是否合理。
a.从流体流动、传热和污垢系数等方面考虑，最好将折流板的圆缺高度控制在壳体直径的20~30％，而板间距则控制在壳体直径30~50％之间,并不应小于50mm。
b.避免大圆缺小间距或小圆缺大间距的设计。
应优化选取折流板圆缺的大小和板间距大小，通常β值（折流板圆缺修正系数）最好在0.9~0.92之间。
c.除了管窗内不排管以外，流体的错流速度和在管窗内的流动速度不应相差太大，流体在X－flow和Window内的速度大并且越接近越好。
d.如果壳侧压降受到允许压降的限制，考虑使用双圆缺折流板，若还是不行，考虑变化壳体型式，选用TEMA的J、G、H、X型壳体。
11.3.8有效平均温差
在HTRI程序中是这样描述有效平均温差的:
EffectiveMTD=（LMTD）（F）（DELTA）
其中：
LMTD为对数平均温差
F＝（TUBE）（BAFFLES）（F/G）（HOT/COLD）
TUBE:
即Ft，是对管侧多管程流动的修正系数。
通常设计计算时应保证Ft大于0.8。
当Ft小于0.8时,换热器的经济效益是不合理的，此时应另选其它流动型式，以提高Ft值。
如：
增加管程数或壳程数，或着用几台换热器串联，必要时亦可调整温度条件。
但在特殊情况下，如温度有0.5~1.0°C交叉时，Ft＝0.75,也能接受。
BAFFLE:
即折流板数修正系数。
当折流板数较少时，壳侧流体的混合流动性能较低，故需进行修正。
通常此值等于1.0。
DELTA:
温度变形系数。
这个系数是用来计算E流对温度差的影响大小的。
设计计算时希望δA>0.8,若δA<0.8,应考虑采用E流路小的折流板型式，也可增加换热器的串联数。
HOT/COLD：
是对由于物性参数变化而造成的总传热系数变化的修正，通常为0.98~1.0。
F/G：
在TEMAF型壳体和G型壳体中，有一纵向横隔板，F/G就是对通过此板的热量泄漏的修正。
如果F/G<0.95,考虑使用保温板或增加壳程串联数。
11.3.9总传热系数
首先从流体的相态、物性和以往经验上来分析计算结果是否合理。
另外，污垢系数的选取对传热系数也有很大的影响，对计算结果应综合分析，并结合实际经验来评定。
11.3.10管子振动
换热管的管束属于弹性体，被流过的流体扰动，离开其平衡位置，管子产生振动。
在壳侧，拉杆和隔板也有振动的倾向，但这些部件的刚性比管子大，所以不容易被激起振动。
设计计算结束后为保证换热器的稳定操作，应校核计算结果中的有关管振动各项数值，如：
临界流动速度（criticalvelocity）、涡流脱落（vortexshedding）、湍流抖振（turbulentbuffeting）、声音共振（acousticresonance）和振幅等。
通常当折流板间距（包括进、出口处）超过400mm时，有可能发生管子振动。
当壳侧物流为液体时，需仔细检查临界流动速度及涡流脱落频率值的大小；而当壳侧物流是气体时，应仔细检查临界流动速度、涡流脱落、湍流抖振、声音共振和振幅等值是否满足无振动的要求。
如果因为在进、出口处的折流板间距过大而造成了振动，可通过在接管口下增加支撑板来避免。
另外为避免振动的发生，折流板间距应小于TEMA最大不支撑长度的80％。
11.4如何调整设计方案，得到最佳计算结果
通常情况下，象温度、压降和传热系数等设计计算控制要素很少彼此较好地相配合，经常是某一设计要素为设计计算的控制因素，由于一个简单的设计变更能带来设备尺寸的减小，因此找出控制因素能尽快有效的帮你解决问题。
11.4.1传热系数为控制因素时
总传热阻力的大小主要是由壳侧、管侧、污垢和管子的金属阻力来决定的，为了提高总传热系数的大小，应分析是哪一侧的传热系数影响了它，采用何种方法，可以提高传热系数值。
a.提高壳侧传热系数的方法
－使用低翅管
－减小换热管外径和管间距
－提高B流速度（可使用密封设备或减小壳体和折流板之间的间距）
－选用F型或G型壳体
b.提高管侧传热系数的方法
－减小管外径
－增加管长
－变换流动分布，管侧流动改为壳侧流动
11.4.2压力降为控制因素时
a.可通过下述方法来减小壳侧压力降
－使用双圆缺折流板或管窗内不排管
－选用TEMAJ型壳体
－增加管间距
－改变流向角，可选用45°或90°
b.可通过下述方法来减小管侧压力降
－增大管子外径
－减小管长
11.4.3温差推动力为限制因素时
为提高温差推动力，最好选用纯逆流型设备。
－增加壳程数
－减小E流的大小
11.4.4设计中预料到振动时应采取什么措施
应采取以下措施中的一种或多种，以降低扰动频率或增加自然频率。
1）减小管子跨距长度：
这可以增加自然频率同时也使错流速度增加。
2）减小壳侧流体速度：
可以用减小流量和改变管距或流向角的方法达到这个目的，结果是使扰动频率降低。
3）改变折流板型式：
折流板窗中无管的设计，使所有的管子都受到支撑，因此，将折流板改变成这种形式，可以减少最长跨距的管子，因而可以增加自然频率。
4）降低壳体入口流速：
如果对进口区域的可靠性有疑问，应使用较大的进口管直径、防冲板，并环绕壳体安装一个挡板，以便提供较大的进口面积，这样可以减少干扰频率。
5）增加折流板厚度。
6）将管与折流板孔之间的间隙减至最小。
7）折流板材料不应比管子材料硬。
8）使用厚壁管并使管子紧固。
9）如果预计有声学振动，则可采用解谐隔板。
10）堵塞所有旁路流和流程分隔漏流，因为这些地方流速高（由于流动阻力），可能局部损坏管子。
在上面1）~3）项中，换热器的热力性能和压降都必须重新计算。
第4）~9）项不明显影响换热器的热力性质。
第5）~8）项增加了自然频率。
第10）项可以加强热力性能。
12空冷器的设计要点
空冷器主要由管束、风机和构架组成。
设计计算的目的是要估算出换热面积的大小、设备占地面积及电机功率。
空冷器的管束通常是由几排以30度角排列的管子组成的矩形管束，与空气进行逆流传热，即热流体进入管束的上部，而空气则垂直向上通过管束，设计计算时要考虑运输条件对管束最大宽度和层数的限制，通常单片管束的宽度可到3.6米，最大层数为8。
尽管在管子系列中可供选择的管子有很多，但多数情况下常选用9米长的换热管。
另外，选长管子和多管层的管束在单位面积上所占的空间较小。
12.1空冷器的优缺点
在3.7.1中已对空冷器的选用原则作了描述，为进一步了解空冷器的优缺点，选择合适的空冷器，现将其优缺点列表如下：
优点
缺点
1.空气不计费用，随地可取
1.空气比热小，要求换热面积大
2.装置地点不受气源限制
2.只能冷却到干球温度，热流体出口温度较高
3.空气很少有腐蚀性，不需要防
垢和清扫（海边情况除外）
3.风机有噪音和振动
4.操作费用低，因为压降仅为12
~25mm水柱
4.受气候影响大
5.对环境污染少
5.安装时要考虑周围其他设备或建筑物的影响，
防止形成热环流
6.维修费用低，仅为水冷的20~
30％
6.热流体出口温度波动较大，精确控制较困难
7.设计时技巧性强
12.2风机型式
空冷器按通风方式分类有鼓风式（forceddraft）和引风式（induceddraft）两种，每种型式都有其特点，在选用前要仔细权衡考虑。
鼓风式空冷器的优点:
1）当空气侧温升大于28°C时，风机功率通常较小;
2）风机可设于地面，装置紧凑，维修方便，并因风机和V形皮带组合件不暴露于装置出口的热空气流中，结构费用较低，机械使用寿命较长;
3）空气侧传热膜系数由于风扇叶片的扰动而增大，相对可节省功率消耗;
4）可通过控制空气的再循环，来避免冷冻物和凝固物的产生;
5）当空气出口温度超过93°C或进口工艺物料的温度超过121°C时，推荐使用鼓风式风机，而在空气出口温度较高，风机停止或在低空气流量的情况下运行时，若选用引风式风机会造成叶片、轴承和V形皮带的损坏；
6）在冷气候下易采用热空气再循环调节。
鼓风式空冷器的缺点:
1）在整个管束上的空气分配不均；
2）由于出口流速低，造成热风循环，受气候因素的影响较大;
3）当由于停电或其他原因造成风机不工作时，由于缺少自然抽力，故自然通风不好;
4）管束全部暴露在雨水、冰雹和阳光下，对工艺物料温度的控制和稳定性操作造成困难。
引风式空冷器的优点:
1）当空气侧温升小于28°C时，风机功率通常较小;
2）在整个管束上气流分布均匀;
3）由于出口风速大（是鼓风式出口空气速度的2~3倍），热风循环小;
4）在突然的温度变化可能引起产品破坏和损失的操作中，引风式装置可给予更好的防护，由于引风式的烟囱自然抽力作用比较大，增强了风扇故障时的抽气能力。
另外，与鼓风式相比仅有小部分表面暴露于太阳、降雨、冰雹和雪中。
引风式空冷器的缺点：
1）空气出口温度不得超过93°C，以保护放在管束上方的风机叶片、轴承和V形皮带不受损坏;
2）由于风扇安装在热空气中，要求风机的功率较大，安装较困难;
3）如果将风机、齿轮和V形皮带放在管束下方，则风机的轴被设计成通过管束，这样将要增大管束的宽度。
12.3管束
管束的主要部件是翅片管和顶盖。
管束的迎风面积是它的长度乘宽度，空气通过管束的净有效面积约为管束迎面面积的50％。
标准空气的迎面速度（FV）是标准空气穿过管束的速度，通常的变化范围为:
1.5~3.6m/s。
12.4管子
常用的管子外径为25.4mm，翅片高度为12.7~15.9mm，翅片间距为3.6~2.3mm，管子三角形节距为50.8~63.5mm。
扩展表面与光管外表面的比值约为7~20。
管子的长度是不同的，可以长达18.3米，当管长超过12.2米时，在每个机区通常安装三台通风机，经常使用的管长为6.1~12.2米。
12.5翅片管结构
通常应用的翅片管结构如下：
1.嵌入型（mechanicallyembeddedfin）：
在拉力作用下缠绕的矩形截面的铝翅片，用机械方法被嵌入深0.25±0.05mm的凹槽中，呈螺旋形切入管子外表面，金属设计温度低于399°C。
2.整体型（extrudedfin）：
用机械方法将已挤压成型的由翅片制成的铝外管结合在内管或衬管上，金属设计温度低于288°C。
3.重叠L型（overlappedfootedtensionwoundfin）：
将L型铝翅片在拉力作用下缠绕在管子外表面上，同时管子被在翅片下边和两翅片之间的重叠根部所完全覆盖，金属设计温度低于232°C。
4.L型：
（footedtensionwoundfin）将L型铝翅片在拉力作用下，缠绕在管子的外表面上，同时管子被两翅片间的根部完全覆盖，金属设计温度低于177°C。
12.6风机
风机通常装有四或六个叶片，较大的风机可能有更多的叶片，风机直径通常较机区的宽度略小些，总的风机效率约为75％。
可通过调整叶片角和转动速度，变化空气流量。
叶片角可以是固定的；手动调整的或是自动调整的。
风机安装，对于送风式空冷器，在风机和地面之间，最低应保持在直径的二分之一到四分之三距离；对于抽风式空冷器，管子和风机之间，最低距离应保持在直径的二分之一。
12.7风机驱动装置
最常用的是电动机或蒸汽透平，用齿轮或V形皮带连接。
V形皮带传动一般用于风机直径小于3米、功率小于22.4KW的电动机；而直齿轮传动则用于风机直径超过3米的风机，对于超过22.4KW的电动机，用蒸汽透平驱动。
13空冷器设计基础数据
13.1空冷器设计温度的选取
设计计算时应对空气入口温度选择合理，使得空冷器面积在夏天不会太紧张，而冬天又不致太富裕。
一般有以下几种选择：
1.最热月最高温度的平均值
2.设计温度较大气最高干球温度低10~20︒F（5.56~11.11︒C）
3.在全年最热三个月中处于设计温度以上的时间占5％（4~5天），考虑到涡流的影响还要加上5︒F（2.78︒C）
4.全年1~3％时间处于设计温度以上
5.7、8两月中，日最高气温的月平均值，再加上该值的10％
在下表中给出了不同地区空气设计温度的参考值：
地区
最大干球
温度︒F
年干球温度或超过
这个温度的时间
年平均干
球温度︒F
推荐设计
温度︒F
1％
2％
3％
Beaumont,Texas
102
93
91
90
69
91
Victoria,Texas
110
89
96
95
71
96
NewOrleans,La.
102
92
91
89
70
91
Wilmington,Del.
106
88
85
84
55
85
GrandRapids,Mich.
99
83
80
78
47
80
注：
1％＝88小时，2％＝175小时，3％＝263小时
气温
︒C
每年不超过5天的最高气温︒C
城市
极端最高
最热月、日最高
气温的月平均值
最热月、日平均
气温的月平均值
干球
湿球
哈尔滨
36.4
28.2
23.3
28.8
24.1
北京
39.6
30.9
26.1
31.1
26.4
上海
38.9
32.3
27.2
32.4
28.6
武汉
39.4
33.0
28.8
34.0
28.5
广州
38.7
32.6
28.3
31.6
27.8
成都
37.3
30.2
26.4
30.0
26.5
昆明
31.5
24.3
20.1
24.4
19.9
西安
40.8
32.3
27.6
33.0
25.8
兰州
39.1
29.7
22.8
28.3
20.2
乌鲁木齐
38.1
29.0
23.8
29.6
18.1
拉萨
29.4
23.0
20.5
13.2
注：
设计周围环境空气温度通常认为是干球温度。
13.2空气再循环
空冷器组应放在较开扩地带，远离热源，至少距离高大建筑物或妨碍空气进入的物体23~31米（75~100ft），使空气再循环减至最低程度。
如果距离近，排出的热空气造成的热风循环会将进口空气的
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