1、化工原理課程設計學院： 化學工程學院 班級： 09級化工<1>班 姓名： 楊 永 強 學號： 0921105070 日期： 2011年12月11日前 言隨著我國工業的不斷發展，對能源利用、開發和節約的要求不斷提高，因而對換熱器的要求也日益加強。換熱器的設計、制造、結構改進及傳熱極力的研究十分活躍，一些新型高效換熱器相繼面世。 在工業生產中，由于用途、工作條件和物料特性的不同，出現了不同形式和結構的換熱器。按照傳熱方式的不同，換熱器可分為三類：1.直接接觸式換熱器又稱混合式換熱器，它是利用冷、熱流體直接接觸與混合的作用進行熱量的交換。這類換熱器的結構簡單、價格便宜，常做成塔狀，但僅適

2、用于工藝上允許兩種流體混合的場合。2.蓄熱式換熱器在這類換熱器中，熱量傳遞是通過格子磚或填料等蓄熱體來完成的。首先讓熱流體通過，把熱量積蓄在蓄熱體中，然后再讓冷流體通過，把熱量帶走。由于兩種流體交變轉換輸入，因此不可避免地存在著一小部分流體相互摻和的現象，造成流體的“污染”。蓄熱式換熱器結構緊湊、價格便宜，單位體積傳熱面比較大，故較適合用于氣-氣熱交換的場合。3.間壁式換熱器這是工業中最為廣泛使用的一類換熱器。冷、熱流體被一固體壁面隔開，通過壁面進行傳熱。按照傳熱面的形狀與結構特點它又可分為：（1） 管式換熱器：如套管式、螺旋管式、管殼式、熱管式等；管殼式換熱器的應用已經有悠久的歷史，而且管殼

3、式換熱器被當作一中傳統的標準的換熱設備在很多工業部門中大量使用。尤其在化工、石油、能源設備等部門所使用的換熱設備中，管殼式換熱器仍處于主導地位，因此本次畢業設計特針對這類換熱器中的浮頭式換熱器的工藝設計以及結構設計進行介紹。（2） 板面式換熱器：如板式、螺旋板式、板殼式等；（3） 擴展表面式換熱器：如板翅式、管翅式、強化的傳熱管等。 目 錄管殼式換熱器概述4列管式換熱器設計方案8化工原理課程設計任務書9一、課題名稱：9二、課題條件：91、設計任務：92、操作條件：93、設備型式：10三、設計任務10四、設計方案的確定：101、熱力學計算：102、估算傳熱面積：113、工藝尺寸計算：114、面積

4、核算：135、壁溫核算與冷凝液流型：146、壓降校核：151、冷凝器的安裝：162、管子的設計：163、管心距的設計：174、管板的設計：185、折流板設計：196、殼體設計：197、殼程接管的設計：208、封頭設計：209、法蘭設計：2010、支座設計2111、其他21七、換熱器主要結構尺寸和計算結果列表22八、設計結果評價：23九、討論：24十、結語：27參考文獻：27管殼式換熱器概述管殼式換熱器按結構特點分為固定管板式換熱器、浮頭式換熱器、U 型管式換熱器、雙重管式換熱器、填料函式換熱器和雙管板換熱器等。前3 種應用比較普遍。1、固定管板式換熱器固定管板式換熱器的結構：主要有外殼、管板、

5、管束、頂蓋（又稱封頭）等部件構成。在圓形外殼內，裝入平行管束，管束兩端用焊接或脹接的方法固定在管板上，兩塊管板與外管直接焊接，裝有進口或出口管的頂蓋用螺栓與外殼兩端法蘭相連。它的特點是結構簡單，沒有殼側密封連接，相同的殼體內徑排管最多，在有折流板的流動中旁路最小，管程可以分成任何管程數，因兩個管板由管子互相支撐， 故在各種管殼式換熱器中它的管板最薄，造價最低，因而得到廣泛應用。這種換熱器的缺點是：殼程清洗困難，有溫差應力存在。當冷熱兩種流體的平均溫差較大，或殼體和傳熱管材料膨脹系數相差較大，熱應力超過材料的許用應力時，在殼體上需設膨脹節，由于膨脹節強度的限制，殼程壓力不能太高。這種換熱器適用于

6、兩種介質溫差不大， 或溫差較大但殼程壓力不高及殼程介質清潔，不易結垢的場合。2、浮頭式換熱器浮頭式換熱器的結構：兩端管板中只有一端與殼體固定，另一端可相對殼體自由移動，稱為浮頭。浮頭由浮動管板、鉤圈和浮頭端蓋組成，是可拆連接，管束可從殼體內抽出。管束與殼體的熱變形互不約束，因而不會產生熱應力。它的特點是殼體和管束的熱膨脹是自由的，管束可以抽出，便于清洗管間和管內。其缺點是結構復雜，造價高（比固定管板高20%），在運行中浮頭處發生泄漏，不易檢查處理。浮頭式換熱器適用于殼體和管束溫差較大或殼程介質易結垢的場合。3、U 形管式換熱器U 形管式換熱器的結構：它只有一塊管板，管束由多根U 形管組成，管的

7、兩端固定在同一塊管板上，管子可以自由伸縮。當殼體與U 形換熱管有溫差時，不會產生熱應力。它的特點是結構比較簡單、價格便宜，承壓能力強，適用于管、殼壁溫差較大或殼程介質易結垢需要清洗，又不適宜采用浮頭式和固定管板式的場合。特別適用于管內需清潔而不易結垢的高溫、高壓、腐蝕性大的物料。其缺點是由于受彎曲率半徑的限制，其換熱管排布較少，管束最內層管間距較大，管板的利用率較低。殼程流體易形成短路，對傳熱不利。當管子泄漏損壞時，只有管束外圍處的U 形管才便于更換，內層換熱管壞了不能更換，只能堵死，而壞一根U 形管相當于壞兩根管，報廢率較高。在設計時，要在滿足工藝過程要求的前提下， 換熱器應達到安全與經濟的

8、目標。換熱器設計的主要任務是參數選擇和結構設計、傳熱計算及壓降計算等。設計主要包括殼體形式、管程數、換熱管類型、管長、管子排列、管子支承結構、冷熱流體的流動通道等工藝設計和封頭、殼體、管板等零部件的結構、強度設計計算。換熱器的工藝設計計算，依據設計任務的不同可分為設計計算和校核計算兩種，包括計算換熱面積和選型兩個方面。一般已知冷、熱流體的處理量和它們的物性。進出口溫度、壓力由工藝要求確定。設計中需選擇或確定的數據有三大類，即物性數據、結構數據和工藝數據。設計計算是由已知數據計算換熱面積，進而決定換熱器的結構，可選定標準形式的換熱器；校核計算是對已有換熱器，核定一些運行參數，校核它是否滿足預定的

9、換熱要求。對管殼式換熱器的設計, 應從以下方面考慮：1、管殼程流體流徑的確定；主要依據兩流體的操作溫度和壓力、允許壓力降及腐蝕性等, 考慮流體適宜走哪一程。一般不潔凈和易結垢、腐蝕性、壓強高、有毒易污染的流體宜走管程飽和蒸汽被冷卻、流量小或粘度大的流體宜走殼程。但在實際選擇時, 常常不能兼顧, 應抓住主要矛盾。應著眼于提高傳熱系數和最充分的利用壓力降上來確定流體流徑。如首先要考慮流體的壓力、腐蝕性和清洗等要求, 然后再校核對流傳熱系數和阻力系數等, 最終作出合理的選擇。2、流體流速的選擇；流速是換熱器設計的重要變量。提高流速有兩個好處一是提高總傳熱系數, 從而減小傳熱面積二是減少在管子表面生成

10、污垢的可能性。但提高流速同時會增加阻力和動力消耗, 因此, 適宜的流速需通過技術經濟核算來確定。充分利用系統的允許壓力降來提高流速是換熱器設計的一個重要原則。在選擇流速時, 除了經濟核算以外, 還應考慮換熱器結構上的要求。為了避免設備的嚴重磨損, 所算出的流速不應超過最大允許的經驗流速。不同流體的流速范圍可參考相關書籍。3、流體允許壓力降的選擇；對于無相變的換熱, 流速越高, 換熱強度越大, 則所選換熱器的面積越小, 制作費用越低, 并且有利于抑制污垢的生成, 但流速過高, 可引起壓力降增大, 動力消耗增加, 對傳熱管的沖蝕加劇。因此, 在換熱器的設計中要將壓力降控制到允許范圍之內。當殼程的熱

11、阻是控制側時, 可通過增加折流板數或縮小殼徑的辦法, 來增加殼側流體流速, 減少傳熱熱阻。但是減少折流板間距是有限制的,一般不能小于殼徑的1/5或50mm。當管程的熱阻是控制側時, 則可依靠增加管程數來增加流體流速。管程數有1、2、4、5管程等, 對壓力降的影響較大, 設計時必須注意滿足允許壓力降的要求。4、換熱終溫的選擇；換熱終溫一般由工藝過程的需要確定。當換熱終溫可選擇時, 其數值對換熱器是否經濟合理有很大的影響。在熱流出口溫度與冷流出口溫度相等的情況下, 熱量利用效率最高, 但是有效傳熱溫差最小, 換熱面積最大。例如用冷水冷卻某熱流體, 冷水的進口溫度可根據當地的氣溫條件作出估計, 而其

12、出口溫度則可根據經濟核算來確定。為節省冷水量, 可使出口溫度提高些, 但是換熱面積需要增加為減小傳熱面積, 則需要增加冷水量。兩者是相互矛盾的。一般來說, 設計時可采取冷卻水兩端溫差為510 。缺水地區選用較大的溫度差, 水源豐富地區選用較小的溫度差。5、管程和殼程數的確定；當換熱器的換熱面積較大而管子又不能很長時, 為提高流體在管內的流速, 需將管束分程。但程數過多, 導致管程流動阻力和動力能耗增大, 同時使平均傳熱溫差下降, 設計時應權衡考慮。管殼式換熱器系列標準中管程數有1、2、4、6四種。當溫差校正系數必t 小于0.8時, 應采用多殼程。殼方多程可通過安裝與管束平行的隔板來實現。但由于

13、殼程隔板在制造、安裝和檢修方面都很困難, 故一般不宜采用。常用的方法是將幾個換熱器串聯使用, 以代替殼方多程。6、設備結構的選擇對于一定的工藝條件, 首先應確定設備的類型, 例如選擇固定管板式還是浮頭形式等。設計時應遵循的原則是：在管殼式換熱器的設計中, 還有一些常規問題需要考慮。比如在物流的安排上, 一般應遵循以下原則:(1) 不潔凈或易于分解結垢的物料應流經易清洗的一側；(2) 需要提高流速以增大對流傳熱系數的流體應當走管程；(3) 具有腐蝕性的物料走管程；(4) 壓力高的物料走管程, 以使外殼不承受高壓；(5) 溫度很高(或很低) 的物料走管程,以減少熱量(或冷量) 的散失, 如果為了更

14、好地散熱, 則應讓高溫物料走殼程；(6) 蒸汽一般通入殼程, 以便于排除冷凝液, 而且蒸汽較清潔, 其對流傳熱系數又與流速關系較小；(7) 粘度大的流體( > 115 ×10- 3 Pa·s)一般走殼程, 因為在設有擋板的殼程中流動時,流道截面和流向都在不斷改變, 在低Re數(Re> 100) 下即可達到湍流, 有利于提高殼程流體的對流傳熱系數。列管式換熱器設計方案設計流程確定隔板間距并估計殼層傳熱系數技術要求定義目標如果需要計算未指定的流速或溫度需要做能量平衡 計算含垢因子在內的總傳熱系數Ko收集物理性質%假設總傳熱系數K設確定殼、管程數計校正因子 是估計管側

15、和殼層壓降確定傳熱面積A=Q/K壓降在規定范圍內？ 否確定類型、管徑，材料清單為殼管分配流體估計換熱器成本計算管數能否優化降低成本計算殼徑 是估計管側傳熱系數設計成功化工原理課程設計任務書專業班級： 09化工<1>班 學生姓名： 楊永強 學號： 0921105070 發題時間： 2011年12月11日 一、課題名稱：正戊烷冷凝器的設計二、課題條件：1、設計任務：（1）設計一冷凝器，冷凝正戊烷蒸氣；（2）處理能力：5.16×104 噸/年；（3）正戊烷蒸氣冷凝溫度52，冷凝為液體于飽和溫度，即52 °C下離開冷凝器；（4）冷卻劑：井水，進口溫度t1=30.2 ；（

16、5）冷卻劑用量：42000kg/h。2、操作條件：（1）生產方式：連續操作；（2）生產時間：每年以330天計算，每天24小時；（3）冷凝器操作允許壓強降不大于1×105kpa。3、設備型式： 管殼式換熱器三、設計任務1、選定管殼式換熱器的種類和工藝流程；2、管殼式換熱器的工藝計算和主要工藝尺寸設計；3、設計結果概要或設計結果一覽表；4、設備簡圖（要求按比例畫出主要結構及尺寸）；5、對本設計的評述及有關問題的討論。四、設計方案的確定： 1、熱力學計算：a、熱力學數據的獲取： 正戊烷液體在定性溫度（52）下的物性數據： =592.58kg/m3,=1.8×10-4Pas,Cp=

17、2.34kJ/kg， =0.13W/m， =347.5kJ/kg。b、計算熱負荷： ms1=5.156×107330×24=6510.10 ( kg/h)=1.81( kg/s) Q=ms1r=6510.10 ×347.53600=628.41( kW)c、水出口溫度t2： ms2=QCpt=628.414.08×t=42000 ( kgh)=11.66(kgs) 即得：t=QCpms2=628.414.08×11.6613.2() t=t2-t1=t2-30.2=13.2() 即得：t2=30.2+13.2=43.4()d、循環水定性溫度：

18、tm=30.2+43.412=36.81()兩流體溫差Tm-tm=52-36.8=15.2<50，故選固定管板式換熱器。兩流體在定性溫度下的物性數如下： 物性流體溫度（）密度(kg/m3)粘度（mPas）比熱容（kJ/（kg）導熱系數（W/(m)）正戊烷52.0592.580.182.340.16循環水36.8993.320.704.170.632、估算傳熱面積：a、計算有效平均溫差： 逆流溫度tm,逆=52-30.2-（52-43.4）ln(52-30.2)(52-43.4)=14.2()b、選取經驗傳熱系數K值: 根據管程走循環水，殼程走正戊烷，總傳熱系數K現暫取： K=600Wm2

19、c、估算換熱面積： Ap=QKtm,逆=628.41×103600×14.2=73.75(m2)3、工藝尺寸計算： a、管徑和管內流速： 選用25×2.5mm較高級冷拔傳熱管（碳鋼），去管內流速為： u1=0.7ms。 b、管程數和傳熱管數： 可依據傳熱管內徑和流速確定單程傳熱管數： ns=V4di2u=11.66993.320.785×0.022×0.654(根) 按單程管計算，所需傳熱管長度為： L=Apd0ns=76.963.14×0.025×5419(m) 取傳熱管長l=4.5m,則該換熱器的管程數為： np=Ll=

20、194.5=4 傳熱管總根數：N=54×4=216 d、平均傳熱溫差校正及殼程數： 平均溫差校正系數有： R=0 P=43.4-30.252-30.2=0.61 單殼程，雙管程結構，查得： t=1.0 平均傳熱溫差：tm=ttm,逆=1.0×14.2=14.2（） 由于平均傳熱溫差校正系數大于0.8，同時殼程流體流量較大，故采用單殼程合適。 e、殼體內徑： 采用多管程結構，殼體內徑可按下式估算。 取管板利用率=0.7，則殼體內徑為： D=1.05tN=1.05×36.8×2160.7=590(mm) 按卷制殼體的進級檔，可取D=600mm。 則橫過管數中

21、心線管得根數為： nc=1.19N=1.19×216=18(根) 臥式固定管板式換熱器的規格如下： 公稱直徑D600mm 公稱換熱面積66.8m2 管程數4 管數216 官長4.5m管子直徑25×2.5mm管子排列方式正三角形 f、折流板: 采用弓形折流板，去弓形折流板圓缺高度為殼體內徑的20%,則切去的圓缺高度為：h=0.20×600=120(mm)。 取折流板間距B=0.3D,則： B=0.3×600=180(mm)，可取B=200mm。 折流板數為： N=傳熱管長/折流板間距1=5000/2001=24(塊) 4、面積核算： a、殼程表面傳熱系數：

22、 *=0（22g3）-13=1.5Re-13 M=m1Lns，Re=4M，ns=2.08Nt0.495 ns=2.08Nt0.495=2.08×2160.495=29.76 *=1.51×4×m1Lns×1-13 =1.51×（4×6510.10/36005×29.76×10.00018）-13=0.23 0=(*)312/(2g13)13=(0.23)30.000182/(592.582×9.81×0.1573)13=1710.67 b、管內表面傳熱系數： i=0.023idiRe0.8Pr0

23、.4 管程流體流通截面積： Si=0.785×0.022×2164=0.0169(m2) 管程流體流速： ui=11.66/993.320.0169=0.69(ms) Rei=0.02×0.69×993.320.70×10-3=19582.59 普朗特數： Pr=4.17×103×0.70×10-30.63=4.63 i=0.023×0.630.02×19582.590.8×4.630.4=3628.83W(m2) c、污垢熱阻和管壁熱阻： 管外側污垢熱阻： Rso=0.000172m

24、2/W 管內側污垢熱阻： Rsi=0.00021m2/W 管壁熱阻計算，碳鋼在該條件下的熱導率為50.29W/(mK),所以： Rw=0.002550.29=0.00005m2/W d、傳熱系數K有： K=1(d0idi+Rid0di+Rwd0dw+R0+10) =1(0.0253628.83×0.020+0.00021×0.0250.020+0.00005×0.0250.0225+0.000172+11710.67) =704.2W/ (m2) e、傳熱面積欲度：可得所計算傳熱面積Ap為: Ap=QKtm=628.41×103704.2×14

25、.2=62.84(m2) 該換熱器的實際傳熱面積為： Ac=d0LN=3.14×0.025×216×4.5-0.06=75.28(m2) 則 K0=QS0tm=628.41×10375.28×14.2=587.86W/ (m2) 則安全系數為： 704.2-587.86587.86×100%=19.79% 該換熱器的面積欲度為： H=AC-ApAp=75.28-62.8462.84×100%=19.79% 傳熱面積欲度合適，該換熱其能夠完成生產任務。 5、壁溫核算與冷凝液流型： 核算壁溫是夢一般忽略壁溫熱阻，按以下近似計算公

26、式計算： T-tw10+Rso=t-tw1i+Rsi52-tw11710.67+0.000172=tw-36.811710.67+0.00021 tw=44.58，與假設相差不大，可以接受。 核算流型： 冷凝負荷： M=msb=6510.10/36003.14×0.025×216=0.107kg/ms Re=4M=4×0.1070.00070=611.43<1800符合層流假設 6、壓降校核：a、計算管程壓降： pi=p1+p2FiNpNs(Fi結垢校正系數，Np管程數，Ns殼程數) 取碳鋼的管壁粗糙度為0.1mm，則e/d=0.005，而Rei=21662

27、,于是： =0.1（ed+68Rei）0.23=0.1×（0.120+6819582.59）0.23=0.033 p1=Ldiui22=0.033×4.50.020×993.32×0.6922=1755.71Pa p1=3×ui22=3×993.32×0.6922=709.38Pa 對25×2.5mm的管子Fi=1.5，Np=2，Ns=1 pi=p1+p2FiNpNs =1755.71+709.38×1.5×2×1=7395.27<30KPa 故，管程壓降在允許范圍之內。b、計算

28、殼程壓降 按式計算：pi=p1+p2FiNs，Fi=1，Ns=1 流體流經管束的阻力： pi=F0NTCNB+1u022，F=0.5 S0=BD1-d0t=0.2×0.6×1-2536.8=0.038(m2) 殼程流體流速及其雷諾數分別為： 取u0=10m/s, Re=deu0氣氣=0.02×10×4.760.00008=11900 0=5×11900-0.288=0.335 NTC=1.1NT0.5=1.1×2160.5=16.16 NB=22 p0=0.5×0.335×16.16×22+1×

29、4.76×1022=14817Pa 流體流過折流板缺口的阻力： pi=NB3.5-2BDu022，B=0.2m，D=0.6m pi=14×3.5-2×0.20.6×4.76×1022=9429Pa 總阻力：ps=14817+9429=24246Pa<30KPa 由于該換熱器殼程流體的操作壓力較高，所以殼程流體的阻力比較適宜。五、結構設計： 1、冷凝器的安裝：a、采用臥式換熱器臥式換熱器相對立式換熱器，其占地面積雖然大一些，但其傳熱系數高，不易積氣，易于安裝和維修等。為了減少液膜在列管上的包角及液膜的厚度，管板在裝配時留有1%左右的坡度，或

30、者將其軸線與設備水平線偏轉一定的角度，其計算公式為： sin30-=d02t=252×36.8=0.34 得： =30-arcsin0.34=10° b、隨蒸汽冷凝，流通截面積逐漸縮小，以保持蒸汽的流速。 c、冷凝器的組合方式：單臺。d、冷凝器內部安裝折流板在對流傳熱的換熱器中，為了加強殼層流動的速度和湍流程度，以提高傳熱效率，再在殼層內可安置折流板，折流板還起支撐的作用。e、通入蒸汽前要用一排氣管排出里面的空氣和不凝氣，但傳熱冷凝過程中必須關閉。2、管子的設計：a、采用光滑管光滑管結構簡單，制造容易。缺點是它強化傳熱的性能不足。為了提高換熱器的傳熱系數，可采用結構形式多樣

31、化的管子，如異性管，翅片管，螺紋管等。 b、選用25×2.5mm的管子。c、管長 我國生產的無縫鋼管長度一般為 6m，故系列中換熱管的長度分為 1.5m，2m,3m,4.5m,6m幾種，本設計中采用4.5m長的管子。d、 管子的排列形式管子的排列方法常用的有正三角形直列，正三角形錯列，正方形直列和正方形錯列。 正三角形排列比較緊湊，在一定的殼徑內可排列較多的管子，且傳熱效果好，但管外清洗較為困難。而正方形排列，管外清洗方便，適用于殼程中的流體易結垢的情況，其傳熱效果較正三角形差些。以上排列方式中最常用的是正三角形錯列，用于殼側流體清潔，不易結垢，后者殼側污垢可以用化學處理掉的場合。本

32、設計中采用正三角形錯列的排列方式，而在隔板兩側采用正方形直列。 e、管數： 標準管數為216根。 3、管心距的設計： t=32mm 采用脹接法固定時，管心距過小會造成脹接在擠壓作用下發生變形，失去管子與管板之間的連接力，故采用焊接法。 根據經驗公式： t=1.25d0=1.25×25=32(mm) 隔板中心距其最近一排管中心距離為： s=t2+6=36.82+6=24(mm) 各程相鄰管得管心距為： 2S=48(mm)4、管板的設計：a、管板的作用：固定作為傳熱面的管束，并作為換熱器兩端的間壁，將管程流體分隔開來。b、管板上的管孔數：即為殼體中的傳熱系數（包括圓缺形板區安置的）。 c

33、、管板上的孔間距不宜過大，避免布管疏松，不利傳熱；也不宜過小，避免焊接時引起較大的應力，影響焊接質量，另外也不利于清掃殼程管束。d、管板與殼體連接采用不可拆式，即直接焊在殼體上，稍微延伸，兼作法蘭，便于對脹口進行檢查和維修以及清洗管子。e、管板直徑與厚度管板與殼體直徑應保持一致。管板厚度與材料強度，介質壓力，溫度和壓差，溫差以及管子和外殼的固定方式和受力因素有關。對于管子與管板脹接時，為保證脹接的可靠性，管板的最小厚度為0.75d0 。管子與管板焊接時，由于焊接可以達到甚至超過管子本身的強度，只要管子強度足夠，管子厚度可不受限制，而由焊接工藝及焊接變形等要求來確定。本設計中選用由于管子與管板采

34、用T=0.75d0+C=0.75×25+4=22.75(mm) ，但焊接式，故取T=22mm。f、采用多管程，故管板中間要留有隔板的位置。h、管子在管班上的固定方法，必須保證管子和管板連接牢固，不會在連接處產生泄漏。連接方式一般有三種：脹接法，焊接法，脹焊并用法；一般采用的事脹接法和焊接法。由于焊接法在高溫高壓下仍能使用，保持連接的緊密性，管孔加工要求低節約空的加工工時，同時焊接工藝比脹接工藝簡單等優點，故本設計中采用焊接法。根據標準規定，管子外徑為25mm時，管板孔的直徑為25.8mm,允許偏差 0.2mm；相鄰孔中心距32mm，管孔中心距偏差：相鄰孔間 0.3mm，任意孔間 0.

35、1mm；支撐板孔直徑25.6mm,允許偏差 0.4mm。管子露出管板的長度l2，采用1.5mm。 5、折流板設計：a、采用圓缺形性折流板。b、圓缺形折流板在臥式換熱器中的排列分為圓缺上下方向和圓缺左右方向兩種。上下方向排列者可造成液體的劇烈湍動，增大傳熱膜系數，這種結構最為常用。故本設計中選用圓缺上下方向排列。c、圓缺折流板的圓缺高度一般為10%至40%Di，本設計中采用： h=20% D i=20%×600mm=120mmd、允許折流板的間距與管徑有關，取折流板間距 B=0.3D，則： B=0.3×600mm=180mm，取B為200mm。 折流板數目NB=傳熱管長折流板

36、間距-1=4.50.2-1=22 折流板圓缺面水平裝配。e、折流板外徑為 600-5=595（mm）f、折流板厚度為5mm。6、殼體設計：殼體厚度計算： d=pDi2t-p+C1+C2其中 Di=600mm， p =0.735MPa， t=113MPa，=0.85（雙面焊縫） C1=4mm，C2=0.8mm 故：d=600×0.7352×113×0.85-0.735+4+0.8=7.1(mm)考慮到開孔的削弱及安全，以及開孔的強度補償措施，取殼體厚度為 11mm。殼體總重約 155Kg。 7、殼程接管的設計：a、殼程流體進口接管：取接管內氣體流速為 u1=10m/

37、s，則接管內徑為： D1=4V=4×6510.10/36003.14×4.76×10=0.22(m) 圓整后可取接管規格為260×6mm。b、管程流體進出口接管：取接管內液體流速 u2=2.0m/s，則接管內徑為: D2=4×11.66/993.323.14×2.0=0.0865(m) 圓整后可取接管規格為108×4mm。c、殼層流體出口接管，為方便計算，取與管程進出口管規格相同。 d、接管的外伸長度l=250mm.8、封頭設計：由于橢圓形封頭制造方便，結構合理，用材較少，故本設計采用標準橢圓形封頭： d=pDi2t-0.5

38、p+C1+C2=0.735×6002×113×0.85-0.5×0.735+4+0.8=7.1（mm） 為了與筒體配套和焊接方便，標準橢圓形封頭內徑為600mm，厚度為 10mm，曲面高度為120mm，直徑高度為30mm，重量約為15.5Kg。9、法蘭設計：a、殼層流體進出口接管法蘭，查表得： Dg=250mm, D=400mm, D1=350mm, D2=328mm，f=5mm, b=20mm,d=20mm,重量=5.0Kg,螺栓8個，直徑M20,焊縫K=8mm，H=10mmb、管層流體進出口接管法蘭，查表得： Dg=120mm, D=25mm, D1

39、=200mm, D2=168mm，f=5mm, b=20mm,d=20mm,重量=3.0Kg,螺栓4個，直徑M20,焊縫K=30mm，H=20mm10、支座設計化工設備中的支座是支撐設備位置用的一種必不可少的部件，在某些場合，支座還可以承受設備操作時的震動，地震載荷，風雪載荷等。支座的結構形式和尺寸往往取決于設備的型號，載荷情況及構造材料。常用的有：懸掛式支座，支撐式支座和鞍式支座。本設計中采用鞍式支座，以滿足臥式冷凝器的要求。查表得選用Dg 400-BIM-200支座一個。11、其他a、拉桿數量與直徑選取，本換熱器殼體內徑為 600mm,故其拉桿直徑為12拉桿數量不得少于 10。殼程入口處，

40、應設置防沖擋板。b、其他附屬部件可根據國家標準的有關規定及容器設計規范進行選用，計算和制造。六、換熱器材質的選擇在進行換熱器設計時，換熱器各種零、部件的材料，應根據設備的操作壓力、操作溫度、流體的腐蝕性能以及對材料的制造工藝性能等的要求來選取。當然，最后還要考慮材料的經濟合理性。一般為了滿足設備的操作壓力和操作溫度，即從設備的強度或剛度的角度來考慮不周，選材不妥，不僅會影響換熱器的使用壽命，而且也大大提高設備的成本。至于材料的制造工藝性能，是與換熱器的具體結構有著密切關系。一般換熱器常用的材料，有碳鋼和不銹鋼。a、 碳鋼 價格低，強度較高，對堿性介質的化學腐蝕比較穩定，很容易被酸腐蝕，在無耐腐

41、蝕性要求的環境中應用時合理的。如一般換熱器用的普通無縫鋼管，其常用的材料為10號和20號碳鋼。b、 不銹鋼奧氏體系不銹鋼以1Cr18Ni9為代表，它是標準的18-8奧氏體不銹鋼，有穩定的奧氏體組織，具有良好的耐腐蝕性和冷加工性能。七、換熱器主要結構尺寸和計算結果列表如下：項目結果單位換熱器公稱直徑 D600mm換熱器管程數 n p4-換熱器管子總數 Nt212根換熱器單管長度 L4.5m換熱器管子規格ö 25× 2.5mm換熱器管子排列方式正三角形錯列-管心距 t32mm隔板中心到最近管中心距 S22mm各程相鄰管管心距 2S44mm管板厚度 T22mm折流板間距 B200

42、mm折流板個數 NB22根折流板外徑595mm折流板厚度5mm殼體厚度ä d12mm殼程流體進口接管規格ö 260× 6mm殼程流體出口接管規格ö108 × 4mm管程流體進出口接管規格ö108 × 4mm封頭厚度ä d10mm封頭內徑600mm封頭曲面高度120mm封頭直徑高度30mm傳熱負荷 Q804.3KW正戊烷蒸汽流量 m12.31Kg/s循環水流量 m213.1Kg/s初選總傳熱系數 Ko6502W/m .K初步估算傳熱面積 A66.82m管程流速 u0.79m/s殼程傳熱系數á o15582W

43、/m .K管程傳熱系數á i39402W/m .K總傳熱系數 K690.62W/m .K所需傳熱面積 Ap62.92m實際傳熱面積 Ac74.82m傳熱面積裕度 F19.06%-校核壁溫 tw39.2oC管程壓降 Pt9495.2Pa殼層壓降 Ps24108Pa八、設計結果評價： a、通過分析管殼式換熱器殼程傳熱與阻力性能特點,說明在采用能量系數/來評價強化傳熱時,應更著眼于提高其換熱性能。本設計中： K=704.2W /(m2) ，=1+2+3+4=24246Pa K/N=0.0290滿足要求，性能良好。b、本設計通過對面積校核，壓降校核，壁溫校核等計算可知均滿足要求，且傳熱效率為

44、 70%，能很好的完成任務。c、經濟和環境效益評價：生命周期方法是一種針對產品或生產工藝對環境影響進行評價的過程,它通過對能量和物質消耗以及由此造成的廢棄物排放進行辨識和量化,來評估能量和物質利用對環境的影響,以尋求對產品或工藝改善的途徑。這種評價貫穿于產品生產、工藝活動的整個生命周期,包括原材料的開采和加工、產品制造、運輸、銷售、產品使用與再利用、維護、再循環及最終處置。本設計中使用水作冷卻劑，無污染，耗資少，無有害氣體產生，整個過程簡單，易操作，環境和經濟效益良好。d、本設計中面積，傳熱系數，壓降等均有比較好的裕度保證，即使生產使用中出現比較大的誤差，設備結構也能保證不出現打的安全損傷的事

45、故，具有良好可靠的安全保證。九、討論：在此設計中查閱了部分文獻，做以下總結。管殼式換熱器的傳熱能力是由殼程換熱系數、管程換熱系數和換熱器冷、熱介質的對數平均溫差決定的,因此,提高管殼式換熱器傳熱能力的措施從強化管程傳熱與強化殼程傳熱入手。管程強化傳熱技術可歸結為兩個方面:改變傳熱面的形狀和在傳熱面上或傳熱流路徑內設置各種形狀的插入物。1、改變傳熱面形狀其強化傳熱機理為:通過對管子進行各種細微的加工,以期在管子壁面上形成有規律或無規律分布的凸起物,或將管壁本身沿軸向制成波紋狀或螺旋凹肋等,這些傳熱面上的各種形狀的凸起物既是無源擾動的促進體,又起斷續阻斷邊界層發展的作用。這些強化傳熱管主要有螺旋槽

46、紋管、波紋管、橫紋管、V 型縱槽水平螺旋管、變形翅片管、三維內肋管、針翅管、旋流管、縮放管等。2、管內加內插物用插入物強化管內單相流體傳熱,尤其是對強化氣體、低雷諾數流體或高粘度流體的傳熱更為有效。各種插入強化機理不同,但都主要以改變流道來達到強化傳熱目的。目前管內插入物很多,如螺旋線、紐帶、錯開紐帶、螺旋片和靜態混合器等。殼程的傳熱強化研究包括管型與管間支撐物的研究。根據不同的管束支承結構可分為板式支承、桿式支承、空心環支承、管子自支承等幾種形式。傳熱管外表面形狀的改變主要是在其外表面上加工出溝槽和翅片,外表面有溝槽的傳熱管主要包括螺旋槽管、橫紋管、波紋管等。1、板式支撐結構傳統的管殼式換熱

47、器大多采用弓形隔板支撐,這種結構形式存在一些弊端:阻力大、死角多、傳熱面積無法被充分利用,還可能引發流體流動振動等。為了使折流板的性能得到改進,又研發出了多弓形折流板、整圓形折流板、異形孔折流板、網狀板等。2、桿式支撐結構美國菲利浦石油公司于20 世紀70 年代,為改進傳統換熱器中管子與折流板的切割破壞和流體誘導作用,開發了殼程流體縱流折流桿式換熱器。縱流形支承結構的特征是殼程流體的流動方向與管束平行,這類換熱器基本實現了殼程、管程流體的完全逆流,增大了有效平均溫差,提高了傳熱效果。3、空心環管殼式換熱器空心環支承是由華南理工大學研發的,它是由直徑較小的鋼管截成短節,均勻分布在換熱管之間的同一

48、截面上,呈線性接觸,其結構如圖4 所示。研究表明,空心環管殼式換熱器取代折流板式換熱器使換熱器鋼材減少35 %50 %,氣體壓降減少30 %40 %,已成功應用于硫酸工業與石化工業。4、螺旋折流板換熱器螺旋折流板換熱器,國外稱Heliexchanger 換熱器,是ABB 公司的新產品,它突破了殼程介質Z 形折返的傳統方式。從結構上看該換熱器主要包括2大類:一類是沒有中心管,折流板為非整體連續的螺旋結構,其設計原理為: 將圓截面的特制板安裝在“虛擬螺旋折流系統”中,每塊折流扳占換熱器殼程橫剖面的1/ 4 ,傾角朝向換熱器的軸線,使殼程流體做螺旋運動,減少了管板與殼體之間易結垢的死角,從而提高了換

49、熱效率。在氣- 水換熱的情況下,傳遞相同熱量時,該換熱器可減少30 %40 % 的傳熱面積,節省材料20 %30 %。另一類是設有中心管,折流板為整體連續的螺旋結構。其設計形式是折流板圍繞中心管螺旋纏繞,形成整體連續的螺旋折流板結構。5、自支承結構管子自支承的共同特點是靠管子自身變形的突出部位相互支承,同時又達到了強化傳熱功能,主要有刺孔膜片式、螺旋扁管式、變截面管式、新型的管束自支承結構等形式。隨著科學技術以及新工具的使用，加大的解放了生產力。伴隨著計算機科學與技術的發展,為換熱器的設計帶來了革命性變化。計算機在換熱器的設計方面主要經歷了三個階段或者說開展了三個方面的工作: 開發通用的、考慮

50、換熱器標準的工藝和機械設計等程序,建立換熱器的計算機輔助設計系統以代替繁瑣的手工設計；除了考慮換熱器的工藝和機械設計外,還將工程最優化理論引入設計程序,以年度投資操作和維護費用最低、換熱器面積最小以及年凈收益最大等為目標函數,建立換熱器的優化設計軟件包；以計算流體動力學(ComputationalFluid Dynamics ,簡稱CFD)為基礎,開展換熱器的三維流動和傳熱行為的數值模擬,以解決設計和放大問題。其中,前兩方面的工作起步較早,進展較快,并且已有許多市售軟件。目前比較常用的有HTRI、HTFS、BJAC、THREM、CCTherm和HEATDESIGN等設計軟件包。這些計算程序和軟

51、件已成為換熱器工藝計算的主要手段,在國內也得到了廣泛應用。但是,換熱器的CFD模擬開始相對較晚,由Patankar于1972年提出,由于物理數學模型的復雜性和受計算機速度和容量的限制而進展緩慢。管殼式換熱器內的流動是一個復雜的三維流動,要完全準確模擬出工業規模換熱器內部的每一個流動和傳遞細節,從而確定出流動阻力和傳熱系數,目前尚難以實現,因此,這方面的工作大多數處于學術研究階段。如果要模擬一些簡單的實際工況,需要借助于假設和模型。雖然換熱器的工藝設計已取得了一定的成果，但仍然存在一些問題問題。在管殼式換熱器的工藝設計中,最重要的是傳熱系數和壓降的計算,因此,管殼式換熱器的研究也主要圍繞此中心內容展開。從目前掌握