管壳式换热器的设计要点.docx

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管壳式换热器的设计要点

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。

板式换热器与套管换热器的简单区别

（1）板式换热器属于高效换热设备。

在实际应用中有两种，一种是旋压法制造的伞板式换热器，另一种是冲压法制造的平板换热器，其结构特点如下：

 板式换热器体积小、占地面积少。

 板式换热器占地面积为同样换热能力的列管换热器的30%左右，若与淋洒式的排管冷却器相比就更优越。

  板式换热器传热效率高。

 板式换热器能使两种热交换流体处于较低的流速下，增强扰动，激起湍流，从而强化传热，传热系数值K可达16720J/（m2•h•℃）（水对水），较之列管换热器高2~4倍。

 板式换热器组装灵活。

 当生产上要求改变工艺条件和产量时，板式换热器只要增减板片数量或改变板片组装流程通道形式，即可满足要求。

 板式换热器金属消耗量低。

 板式换热器主要由不锈钢或钛合金压制的传热片、密封胶垫、夹紧螺栓和压紧板整机框架等零部件组成。

板式换热器的板片每平方米消耗金属为8kg左右，而同样参数的螺旋板式换热器则需要20kg左右，其他管壳式换热器就更多了。

 板式换热器热损失小。

 板式换热器由于仅是板片周围边暴露在大气中，所以热损失仅1%左右，不需要采用保温层。

 板式换热器拆卸、清洗、检修方便。

 松开压紧螺母即可进行清洗维护,更换胶垫或板片。

对于容易结垢的介质，一方面由于板式换热器中的介质有激烈的湍流，其湍流临界雷诺数比一般列管式换热器低10倍左右，因而不易结垢。

（2）套管式换热器是为中小型冷水（热泵）机组设计制造的专用产品。

广泛应用于水环热泵机组，水源冷水（热泵）机组，空气源冷水（热泵）机组，地源冷水（热泵）机组等制冷设备。

套管式换热器结构全面优化整合，使结构更合理，性能更稳定。

与套穿其内铜管管束一起弯制成层叠螺旋形状的套管主体，并以钢制的固定支架与套管式主体焊接巩固成型，套管两端各自导出制冷剂和冷却水连接套路

压缩机的用途及分类

一、定义：

压缩机是用来提高气体压力和输送气体的机械。

二、主要用途：

⒈动力用压缩机:

⑴压缩气体驱动各种风动机械，如：

气动扳手、风镐。

⑵控制仪表和自动化装置。

⑶交通方面：

汽车门的开启。

⑷食品和医药工业中用高压气体搅拌浆液。

⑸1、纺织业中，如喷气织机。

⒉气体输送用压缩机⑴管道输送--为了克服气体在管道中流动过程中，管道对气体产生的阻力。

⑵瓶装输送--缩小气体的体积，使有限的容积输送较多的气体。

⒊制冷和气体分离用压缩机如氟里昂制冷、空气分离。

⒋石油、化工用压缩机⑴用于气体的合成和聚合，如：

氨的合成。

⑵润滑油的加氢精制。

三、压缩机的分类

⑴按作用原理分：

容积式和速度式（透平式）

⑵按压送的介质分类：

空气压缩机、氮气压缩机、氧气压缩机、氢气压缩机等

⑶按排气压力分类：

低压（0.3-1.0MPa）中压（1.0-10MPa）高压（10-100MPa）超高压（＞100MPa）

⑷按结构型式分类：

压缩机----容积式、速度式。

容积式----回转式（包括螺杆式、滑片式、罗茨式）、往复式（包括活塞式、隔膜式）。

速度式----离心式、轴流式、喷射式、混流式。

如何选怎换热器的换热管？

管子必须能够承受：

内、外侧的压力；两侧的温度；由管、壳膨胀差所引起的热应力；管侧和壳侧流体的腐蚀性。

   1.1管型

常用换热管为光管和外翅片管，近几年一种新型换热管－波节管也常被用于采暖、供热上，另外，高通量强化管也被用于某些特定的场合。

在选取换热管时要充分考虑其可用性、适应范围及管材价格。

管壳式换热器通常惯例使用光管作换热管，它可以用任何材料做成，并满足有较宽的管壁范围，这种型式的换热管适用于所有管壳式换热器。

低翅管的翅片可将光管的外表面积增大约2.5倍。

当壳侧污垢系数小于0.00053m2.K/W时使用低翅管较为经济，但它不可用在腐蚀速率超过0.05mm/年的场合，由于此时翅片的寿命将只有3年或更短。

对同样长度和壁厚的光管来说，翅片管的价格要高出其50%~70%，因此，只有当光管的管外总阻力与管内总阻力之比大于或等于3时，需要采用外翅片管。

这种情况经常会发生在用蒸汽加热的再沸器、预热器、水冷器和处理有机流体的冷凝器中。

但若光管的管外总阻力与管内总阻力之比小于3时，可作一下具体的经济比较，因若采用外翅管可减小壳径，降低成本，故哪种管型较合理需具体情况具体分析。

翅片管的另一个特殊用途是解除瓶颈问题，扩大现有设备的能力。

而当传热壁两侧传热膜系数都很小时，宜用两面带翅的设备，如板翅式换热器或外翅管内加麻花条或螺旋线强化器。

   1.2管长

管长的选取是受到两方面因素限制的，一个是材料费用，另一个是可用性。

长一点的管子（12.2m的碳钢管，21.3m的铜合金管）通常只在美国可以得到。

但是6m长的换热管则是很普遍的。

无相变换热时，管子较长则传热系数也增加，在相同传热面时，采用长管较好，一是可减少管程数，二是可减少压力降，三是每平方米传热面的比价低。

但是管子过长给制造带来困难，因此，一般选用4~6m的换热管。

对于大面积、或无相变的换热器可以选用8~9m的管长。

在冷凝器中选用长管子的一个缺点是会增大设备放置平台的钢结构，增加费用。

另外，长管束也需要有较大的管子抽出空间，因此需要增加设备的占地面积。

   1.3管径和壁厚

管径愈小换热器愈紧凑、愈便宜。

但是管径愈小换热器的压降将增加，为了满足允许的压降，一般推荐选用19mm的管子。

对于易结垢的物料，为了清洗方便，采用外径为25mm的管子。

对于有气－液两相流的工艺物流，一般选用较大的管径，例如再沸器、锅炉，多采用32mm的管径，直接火加热时多采用76mm的管径。

常用国内换热管的规格见表10－1。

表10－1常用国内换热管的规格

材料

钢管标准

外径x厚度mm

10x1.5

14x2

19x2

25x2

碳钢

GB8163-87

25x2.5

32x3

38x3

45x3

57x3.5

10x1.5

14x2

19x2

不锈钢

GB2270-80

25x2

32x2

38x2.5

45x2.5

57x2.5

   2折流板的选取

   折流板可以改变壳程流体的方向，使其垂直于管束流动，增加流体速度，以增强传热；同时起支撑管束、防止管束振动和管子弯曲的作用。

    2.1折流板型式

   折流板的型式有圆缺形、环盘形和孔流性等。

通常为圆缺形折流板，并可分为单圆缺形、双圆缺形和三圆缺形。

在要求压降小的情况下，也可选用环盘形折流板，但传热较差，应用较少。

孔流形折流板使流体穿过折流板孔和管子之间的缝隙流动，压降大，仅适用于清洁流体，应用更少。

    2.2 折流杆

   折流杆换热器是由许多折流杆在不同位置支撑管子的结构。

杆子之间用圆环相连，四个圆环组成一组，因而能牢固地将管自支撑住，有效地防止管束的振动。

同时又起到了强化传热、防止污垢沉积和减小阻力的作用，其应用正在不断增加。

    2.3 折流板圆缺位置

水平放置的折流板适用于无相变的对流传热，防止壳程流体平行于管束流动，减少壳程底部液体沉积。

而在带有悬浮物或结垢严重的流体所使用的卧式冷凝器、换热器中，一般采用垂直型折流板。

   2.4折流板圆缺高度

   单圆缺型折流板的开口高度为直径的10~45％，双圆缺型折流板的开口高度为直径的15~25％。

   2.5 折流板间距

折流板的间距影响到壳程物流的流向和流速，从而影响到传热效率。

最小的折流板间距为壳体直径的1/5并大于50mm。

然而，对特殊的设计考虑可以取较小的间距。

由于折流板有支撑管子的作用，所以，通常最大折流板间距为壳体直径的1/2并不大于TEMA规定的最大无支撑直管跨距的0.8倍。

   3防旁流设施

    3.1密封条

   密封条也称旁路挡板，主要防止物流由壳体和管束之间的旁流。

密封条沿着壳体嵌入到已铣好的凹槽的折流板内，它一般是成对设置的，数量推荐如下：

公称直径DN≤500mm时，一对挡板；

500mm

DN≥1000mm时，三对挡板

   固定管板式和U型管式换热器不必使用密封条，因为这些设备壳体于OTL的间隙不大。

在有相变发生的设备中，即使间隙很大也不使用密封条，因为密封条会影响汽相和液相的分离，而且再沸器与冷凝器等设备的性能主要不是由错流流动决定的。

    3.2盲管

   可