换热器培训讲学.docx
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换热器培训讲学
3.3换热器选择
3.3.1换热器的类型
换热器种类很多，按热量交换原理和方式，可分为混合式、蓄热式和间壁式三类。
其中间壁式换热器按传热面的形状和结构可分为：
管壳式、板式、管式、液膜式、板壳式与热管。
目前，在换热设备中，使用量最大的是管壳式换热器。
管壳式换热器又称列管式换热器，该类换热器具有可靠性高、适应性广等优点，在各工业领域中得到最广泛的应用。
近年来，尽管受到了其他新型换热器的挑战，但反过来也促进其自身的发展。
在换热器向高参数、大型化发展的今天，管壳式换热器仍占主导地位。
列管式换热器可根据其结构特点，分为固定管板式、浮头式、U形管式、填料函式和釜式重沸器五类。
各类换热器特性如下表。
表3-1各类换热器特性
分类
名称
特性
相对费用
耗用金属kg/m³
管壳式换热器
固定管板式
刚性结构；用于管壳温差较小的情况（一般≤50°C），管间不能清洗。
1.0
30
浮头式
管内外均能承受高压，可用于高温高压场合。
1.22
46
调料
函式
外填料函；管间容易漏泄，不宜处理易挥发、易爆易燃及压力较高的介质。
1.28
内填料函；密封性能差，只能用于压差较小的场合。
U形
管式
管内外均能承受高压，管内清洗及检修困难。
1.01
釜式
壳体上都有个蒸发空间，用于蒸汽与液相分离
1.30
3.3.2换热器选型原则
换热器选型时需要考虑的因素很多，主要是流体的性质；压力、温度及允许压力降得范围；对清洗、维修的要求；材料价格；使用寿命等。
本项目选用目前应用最广泛的列管式换热器。
列管式换热器中常用的是固定管板式和浮头式两种。
一般要根据物流的性质、流量、腐蚀性、允许压降、操作温度与压力、结垢情况和检修清洗等要素决定选用列管换热器的型式。
从经济角度看，只要工艺条件允许，应该优先选用固定管板式换热器。
但遇到以下两种情况时，应选用浮头式换热器。
①壳壁与管壁的温差超过70℃；壁温相差50～70℃。
而壳程流体压力大于0.6MPa时，不宜采用有波形膨胀节的固定管板式换热器。
②壳程流体易结垢或腐蚀性强时不能采用固定管板式换热器。
综合考虑本次设计任务及制造、经济等个方面，本次设计主要采用浮头式和固定管板式换热器。
3.3.3换热管规格选择
①管子的外形：
列管换热器的管子外形有光滑管和螺纹管两种。
一般按光滑管设计。
当壳程膜系数低，采取其他措施效果不显著时，可选用螺纹管，它能强化壳程的传热效果，减少结垢的影响。
②管子的排列方式：
相同壳径时，采用正三角形排列要比正方形排列可多排布管子，使单位传热面积的金属耗量降低。
一般壳程流体不易结垢或可以进行化学清洗的场合下，推荐用正三角形排列。
必须进行机械清洗的场合，则采用正方形排列。
③管子直径：
管径越小换热器越紧凑、越便宜。
但管径越小换热器压降越大。
越大，为了满足允许的压力降一般选用Ф19mm的管子。
对于易结垢的物料，为方便清洗，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。
直径小的管子可以承受更大的压力，而管壁较薄，有利传热；相同的壳径，可以排较多的小管子，使传热面积增大，单位传热面积的金属耗量降低。
所以，在管程结垢不是很严重，又允许压力降较高的情况下，采用Φ19mm×2mm的管子是合理的。
④管长：
无相变换热时，管子较长，传热系数增加。
在相同传热面时，采用长管管程数较少，压力降小，而且每平方米传热面的比价也低。
但是，管子过长给制造带来困难。
壳径较大的换热器采用较长的管子可降低单位传热面积的金属耗量，更为经济。
因此，一般选用管长4~6m。
对于大面积或无相变的换热器可以选用8~9m的管长。
管心距：
管心距小、设备紧凑，但将引起管板增厚、清洁不便、壳程压降增大，一般选用范围为管外径的1.25~1.5倍。
上述情况，在选用标准系列设备或设计非定型设备时，结合任务的要求，作出适当的选择。
3.4工艺条件选择
3.4.1流体通道
流体通道的选择可参考以下原则进行：
①不洁净和易结垢的流体宜走管程，以便于清洗管子；
②腐蚀性流体宜走管程，以免管束和壳体同时受腐蚀，而且管内也便于检修和清洗；
③高压流体宜走管程，以免壳体受压，并且可节省壳体金属的消耗量；
④饱和蒸汽宜走壳程，便于及时排出冷凝液，且蒸汽较洁净，不易污染壳程；
⑤被冷却的流体宜走壳程，可利用壳体散热，增强冷却效果；
⑥有毒流体宜走管程，以减少流体泄漏；
⑦粘度较大或流量较小的流体宜走壳程，因流体在有折流板的壳程流动时，由于流体流向和流速不断改变，在很低的雷诺数（Re＜100）下即可达到湍流，可提高对流传热系数。
但是有时在动力设备允许的条件下，将上述流体通入多管程中也可得到较高的对流传热系数。
在选择流体通道时，以上各点常常不能兼顾，在实际选择时应抓住主要矛盾。
如首先要考虑流体的压力、腐蚀性和清洗等要求，然后再校核对流传热系数和阻力系数等，以便作出合理的选择。
3.4.2流速
换热器中流体流速的增加，可使对流传热系数增加，有利于减少污垢在管子表面沉积的可能性，即降低污垢热阻，使总传热系数增大。
然而流速的增加又使流体流动阻力增大，动力消耗增大。
因此，适宜的流体流速需通过技术经济核算来确定。
充分利用系统动力设备的允许压降来提高流速是换热器设计的一个重要原则。
在选择流体流速时，除了经济核算以外，还应考虑换热器结构上的要求。
表3-2给出的是工业上常用的流速范围。
除此之外，还可按照液体的粘度或压力选择流速，按材料选择容许流速以及按照液体的易燃、易爆程度选择安全允许流速。
表3-2常用流体流速取值范围
流体类型
介质
工作范围
流速（m/s）
气体
气氨
≤0.3MPa
15～25
饱和蒸汽
≤1MPa
15～20
1～4MPa
20～40
空气
≤0.3MPa
2～5
压缩气体
≤0.3MPa
8～12
烟道气
管道内
3～4
液体
水及粘度相似的液体
0.1～0.3
0.5～2
蒸汽冷凝水
—
0.5～1.5
液氨
≤0.6
0.3～0.8
浓硫酸
浓度93～100%
1.2
油及粘度较大的液体
粘度0.05Pa·s
0.5～1.6
粘度0.10Pa·s
0.3～0.5
粘度1.00Pa·s
0.1～0.3
3.4.3温度
若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，则不存在确定流体两端温度的问题。
若已知流体的进口（出口）温度，则出口（进口）温度则可参考以下原则确定：
①冷却水的出口温度不宜高于60℃，以免结垢严重；
②高温端的温差不应小于20℃，低温端的温差不应小于5℃。
当在两工艺物流之间进行换热时，低温端的温差不应小于20℃；
③在冷却或者冷凝工艺物流时，冷却剂的入口温度应高于工艺物流中易结冻组分的冰点，一般高5℃；
④在对反应物进行冷却时，为了控制反应，应维持反应物流和冷却剂之间
⑤当冷凝带有惰性气体的工艺物料时，冷却剂的出口温度应低于工艺物料的露点，一般低5℃；
⑥换热器的设计温度应高于最大使用温度，一般高15°C；
3.4.4压降
增强工艺物流流速，可增大传热系数，使换热器结构紧凑，但增加流速将关系到换热器的压力降，磨蚀和振动破坏加剧等。
压力降增加使动力消耗增强，因此，最大允许的压力降范围一般限制如下表。
表3-3允许的压力降范围
工艺物流的压力/Pa
允许压力降△P/Pa
＜9.8×104
9.8×103
9.8×104～16.7×104
3.98×103～3.3×104
＞16.7×104
＜9.8×104
3.4.5管程与壳程
当流体的流量较小而所需的传热面积较大时，需要管数很多，这可能会使流速降低，对流传热系数减小。
为了提高流速，可采用多管程。
但是管程数过多将导致流动阻力增大，平均温差下降，同时由于隔板占据一定面积，使管板上可利用的面积减少。
设计时应综合考虑。
采用多管程时，一般应使各程管数大致相同。
当列管式换热器的温差修正系数较大时，可采用多壳程，如在壳体内安装与管束平行的隔板。
但由于在壳体内纵向隔板的制造、安装和检修都比较困难，故一般将壳体分为两个或多个，将所需总管数分别装在直径相等而较小的壳体中，然后将这些换热器串联使用。
3.4.6折流板
折流板又称折流挡板，安装折流板的目的是为了提高壳程流体的对流传热系数。
其常用型式有弓形折流板、圆盘形折流板以及螺旋折流板等。
常用型式为弓形折流板。
折流板的形状和间距对壳程流体的流动和传热具有重要影响。
通常弓形缺口的高度约为壳体直径的10～40%，一般取20～25%。
两相邻折流板的间距也需选择适当，间距过大，则不能保证流体垂直流过管束，流速减小，对流传热系数降低；间距过小，则流动阻力增大，也不利于制造和检修。
一般折流板的间距取为壳体内径的20～100%。
3.5换热器（E0411）设计
3.5.1工艺模拟数据
在初步选定换热器的形式后，根据任务要求利用Aspen进行模拟计算，模拟出来的换热器（E0411）工艺参数如图所示。
表3-4E0411工艺参数
操作条件
参数
壳程
管程
物流
冷流体
热流体
介质
锅炉给水
浓硫酸
质量流量/（kg/h）
801.83
36897
进口温度/℃
170.48
214.72
出口温度/℃
176.58
190
进口压力/MPa
0.8
0.105
出口压力/MPa
0.8
0.105
3.5.2类型选择
该换热器位于吸收塔塔底，为HRS热回收系统中的热量交换设备，具有专利设计。
由于该换热器构造类似釜式再沸器，因此按照釜式再沸器的规格对此换热器进行设计。
3.5.3类型选择
该换热器的作用是用从吸收塔出来的高温浓硫酸来加热锅炉给水，生产低压蒸汽，以收集余热，提高热能利用率，同时使浓硫酸冷却。
由于工艺物料均为液相，因此选择浓硫酸走管程，一方面能与壳程的锅炉给水换热，另一方面在管程内也能减少空气接触而发生的热量损失。
3.5.4设计温度
该换热器壳程工作温度为170.48～176.58℃，管程工作温度为190～214.72℃，进出口温差大于10℃，符合工业实际。
设计温度以工作温度为依据。
这里取壳程的设计温度为200℃，管程的设计温度为200℃。
3.5.5设计压力
这里取壳程设计压力为0.30MPa，管程的设计压力为0.90MPa。
EDR中换热器的压降设置为自动默认值，也可自己设置压降，出口绝压小于0.1MPa（真空条件），压降不大于进口压强的40%，出口绝压大于0.1MPa，压降不大于进口压强的20%。
3.5.6尺寸
根据EDR推荐的设计方案，选择其中较为合理的一组。
结合《热交换器形式与基本参数》（GB/T28712.2-2012）第3部分：
《U型管板式热交换器》规定，选择换热管内径为19mm，壁厚2mm，管心距25mm，排列方式为正三角形，壳程工程直径（内径）为325mm，壁厚10mm，换热管长度3000mm，折流板间距450mm。
管程数为2，换热管数量38根。
其余参数为EDR默认值。
图3-1E0411计算结果表
由计算结果可以看出，换热管换热面积为13.4m2，设计余量为36%，符合设计要求；流态分布均匀，无气液混合进出料，且压降均在合理范围内。
总传热系数为1247.9W/（m2·K），进而确定换热器E0411型号为
其表示意义为（按前后顺序）：
BKU—封头管箱；325—换热器公称直径（mm）；0.30—管程设计压力（MPa）；
0.90—壳程设计压力（MPa）；13.4—换热面积（m2）；3—换热管长（m）；
19—换热管外径（mm）；2—双管程；Ⅱ—Ⅱ级管束。
3.5.7设备条件图
换热器设备结构图如下：
图3-2E0411设备尺寸图
图3-3E0411列管布置图
3.5.8设计校核说明书
设计初步完成后，使用SW6-2011强度校核软件对换热器进行强度校核。
表3-5输入数据值
项目
设计数据
设计压力/MPa
0.3/0.9（管程/壳程）
设计温度/℃
260/260（管程/壳程）
设备直径/mm
19/325（管程/壳程）
计算长度/mm
3000
设备材料
316L/Q345R（管程/壳程）
折流板形式
单弓形折流板
折流板间距/mm
450
由SW6-2011计算结果如下：
表3-6计算结果表
项目
计算结果/mm
备注
设备筒体壁厚
7
见表3-8、表3-10、表3-12
上封头壁厚
6
见表3-9
下封头壁厚
6
见表3-11
换热管壁厚
2
见表3-13、表3-14
设备法兰复核
合格
见表3-15
具体计算报告如下：
表3-7设计计算条件表
固定管板换热器设计计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
设计计算条件
壳程
管程
设计压力Ps
0.9
MPa
设计压力Pt
0.3
MPa
设计温度ts
260
设计温度tt
260
壳程圆筒内径Di
325
mm
管箱圆筒内径Di
325
mm
材料名称
Q245R
材料名称
Q245R
简图
计算内容
壳程圆筒校核计算
前端管箱圆筒校核计算
前端管箱封头（平盖）校核计算
后端管箱圆筒校核计算
后端管箱封头（平盖）校核计算
管板设计计算
表3-8前端管箱筒体计算结果表
前端管箱筒体计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
筒体简图
计算压力Pc
0.30
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
325.00
mm
材料
Q245R（板材）
试验温度许用应力[σ]
148.00
MPa
设计温度许用应力[σ]t
115.20
MPa
试验温度下屈服点σs
245.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数φ
0.80
厚度及重量计算
计算厚度
δ=
=0.53
mm
有效厚度
δe=δn-C1-C2=4.70
mm
名义厚度
δn=7.00
mm
重量
32.27
Kg
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=1.25P
=0.4818（或由用户输入）
MPa
压力试验允许通过
的应力水平[σ]T
[σ]T≤0.90σs=220.50
MPa
试验压力下
圆筒的应力
σT=
=21.12
MPa
校核条件
σT≤[σ]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=2.62755
MPa
设计温度下计算应力
σt=
=10.52
MPa
[σ]tφ
92.16
MPa
校核条件
[σ]tφ≥σt
结论
筒体名义厚度大于或等于GB151中规定的最小厚度7.00mm,合格
表3-9前端管箱封头计算结果表
前端管箱封头计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
椭圆封头简图
计算压力Pc
0.30
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
325.00
mm
曲面深度hi
81.25
mm
材料
Q245R（板材）
设计温度许用应力[σ]t
115.20
MPa
试验温度许用应力[σ]
148.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数φ
0.80
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=1.25Pc
=0.4818（或由用户输入）
MPa
压力试验允许通过的应力[σ]t
[σ]T≤0.90σs=220.50
MPa
试验压力下封头的应力
σT=
=26.60
MPa
校核条件
σT≤[σ]T
校核结果
合格
厚度及重量计算
形状系数
K=
=1.0000
计算厚度
δh=
=0.53
mm
有效厚度
δeh=δnh-C1-C2=3.70
mm
最小厚度
δmin=3.00
mm
名义厚度
δnh=6.00
mm
结论
满足最小厚度要求
重量
6.68
Kg
压力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=2.08654
MPa
结论
合格
表3-10后端管箱筒体计算结果表
后端管箱筒体计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
筒体简图
计算压力Pc
0.30
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
325.00
mm
材料
Q245R（板材）
试验温度许用应力[σ]
148.00
MPa
设计温度许用应力[σ]t
115.20
MPa
试验温度下屈服点σs
245.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数φ
0.80
厚度及重量计算
计算厚度
δ=
=0.53
mm
有效厚度
δe=δn-C1-C2=4.70
mm
名义厚度
δn=7.00
mm
重量
34.90
Kg
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=1.25P
=0.4818（或由用户输入）
MPa
压力试验允许通过
的应力水平[σ]T
[σ]T≤0.90σs=220.50
MPa
试验压力下
圆筒的应力
σT=
=21.12
MPa
校核条件
σT≤[σ]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=2.62755
MPa
设计温度下计算应力
σt=
=10.52
MPa
[σ]tφ
92.16
MPa
校核条件
[σ]tφ≥σt
结论
筒体名义厚度大于或等于GB151中规定的最小厚度7.00mm,合格
表3-11后端管箱封头计算结果表
后端管箱封头计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
椭圆封头简图
计算压力Pc
0.30
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
325.00
mm
曲面深度hi
81.25
mm
材料
Q245R（板材）
设计温度许用应力[σ]t
115.20
MPa
试验温度许用应力[σ]
148.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数φ
0.80
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=1.25Pc
=0.4818（或由用户输入）
MPa
压力试验允许通过的应力[σ]t
[σ]T≤0.90σs=220.50
MPa
试验压力下封头的应力
σT=
=26.60
MPa
校核条件
σT≤[σ]T
校核结果
合格
厚度及重量计算
形状系数
K=
=1.0000
计算厚度
δh=
=0.53
mm
有效厚度
δeh=δnh-C1-C2=3.70
mm
最小厚度
δmin=3.00
mm
名义厚度
δnh=6.00
mm
结论
满足最小厚度要求
重量
6.68
Kg
压力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=2.08654
MPa
结论
合格
表3-12壳程圆筒计算结果表
壳程圆筒计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算所依据的标准
GB150.3-2011
计算条件
筒体简图
计算压力Pc
0.90
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
325.00
mm
材料
Q245R（板材）
试验温度许用应力[σ]
148.00
MPa
设计温度许用应力[σ]t
115.20
MPa
试验温度下屈服点σs
245.00
MPa
钢板负偏差C1
0.30
mm
腐蚀裕量C2
2.00
mm
焊接接头系数φ
0.80
厚度及重量计算
计算厚度
δ=
=1.59
mm
有效厚度
δe=δn-C1-C2=4.70
mm
名义厚度
δn=7.00
mm
重量
171.93
Kg
压力试验时应力校核
压力试验类型
液压试验
试验压力值
PT=1.25P
=1.4453（或由用户输入）
MPa
压力试验允许通过
的应力水平[σ]T
[σ]T≤0.90σs=220.50
MPa
试验压力下
圆筒的应力
σT=
=63.37
MPa
校核条件
σT≤[σ]T
校核结果
合格
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=2.62755
MPa
设计温度下计算应力
σt=
=31.57
MPa
[σ]tφ
92.16
MPa
校核条件
[σ]tφ≥σt
结论
筒体名义厚度大于或等于GB151中规定的最小厚度7.00mm,合格
表3-13换热管内压计算结果表
换热管内压计算
计算单位
合肥工业大学开拓者团队
计算条件
换热管简图
计算压力Pc
0.30
MPa
设计温度t
260.00
︒C
内径Di
15.00
mm
材料
16Mn（管材）
试验温度许用应力[σ]
181.00
MPa
设计温度许用应力[σ]t
150.40
MPa
钢板负偏差C1
0.00
mm
腐蚀裕量C2
0.00
mm
焊接接头系数φ
1.00
厚度及重量计算
计算厚度
δ=
=0.01
mm
有效厚度
δe=δn-C1-C2=2.00
mm
名义厚度
δn=2.00
mm
重量
2.52
Kg
压力及应力计算
最大允许工作压力
[Pw]=
=35.38823
MPa
设计温度下计算应力
σt=
=1.28
MPa
[σ]tφ
150.40
MPa
校核条件
[σ]tφ≥σt
结论
换热管内压计算合格
表3-14换热管外压计算结果表
换热管外压计
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