固定管板式换热器设计结构设计.doc

沈阳化工大学学士学位论文 第一章 绪论固定管板式换热器设计结构设计第一章 绪论1 研究的目的和意义 随着现代工业的发展，以能源为中心的环境、生态等问题日益加剧。世界各国在寻找新能源的同时，也更加注重了节能新途径的研发。强化传热技术的应用不但能节约能源、保护环境，而且能大大节约投资成本。换热器由于其在化工、石油、动力和原子能等工业部门的广泛应用，使得换热器的强化传热技术一直以来受到研究人员的重视，各种研究成果不断涌现1。 换热器是一种实现物料之间热量传递的节能设备,在石油、化工、冶金、电力、轻工、食品等行业应用普遍。在炼油、化工装置中换热器占总设备数量的40%左右,占总投资的30%一45%。近年来随着节能技术的发展,换热器的应用领域不断扩大,带来了显著的经济效益2。 目前,在换热设备中,管壳式换热器使用量最大。因此对其进行研究就具有很大的意义。 换热器换热过程是为了实现下列目的：通过减小设计传热面积来减小换热器的体积和质量提高已有换热器的换热能力使换热器能在较低额温差下正常工作通过减小换热器的流体阻力来减少换热器的动力消耗2 国内外发展状况2.1管程强化传热研究进展 换热管是管壳式换热器的主要组成部分，以下是列举的集中国内外新型高效换热管以及它们的作用2.1.1螺旋槽管 螺旋槽管是一种管壁上具有外凸和内凸的异形管,管壁上的螺旋槽能在有相变和无相变的传热中明显提高管内外的传热系数,起到双边强化的作用。根据在光管表面加工螺旋槽的类型螺旋槽管有单头和多头之分,其主要结构参数有槽深e、槽距p和槽旋角。美国、英国、日本从1970年至1980年间对螺旋槽管进行了大量的研究12.1.2横纹管 华南理工大学曾研究过1974年前苏联提出的一种换热管，研究表明：在相同流速下，横纹管的流体阻力较单头螺旋槽管的流体阻力要小。22.1.3螺旋扁管 梁龙虎3经实验研究,表明螺旋扁管管内膜传热系数通常比普通圆管大幅度提高,在低雷诺数时最为明显,达23倍;随着雷诺数的增大,通常也可提高传热系数50%以上。这是由瑞士Allares公司首先提出的一种换热管。管子具有独特结构,流体在管内处于螺旋流动,促使湍流程度。2.1.4管内插入物 英国CalGavin公司研制一种叫Heatex的插入物,它由一组延伸至管壁的圆态体组成,可使管侧传热效率提高215倍4。 该公司还开发了一种叫HitranMatrixElements的花环式插入物,能在不增大压降的条件下大大提高传热系数。用于液体工况,可使管壳式换热器管程传热效率提高25倍;用于气体工况,可使相应值提高5倍。此外,与正常流速相比,这种插入物使换热管的防垢能力提高810倍52.1.5内翅片管 内翅片管的特点是通过在换热管管内扩大换热面积，强化管内传热途径来提高换热效率。该换热管在1971年由美国提出，日本，俄罗斯等国家进行过大量研究，研究表明：内翅片管的可以使管内换热系数提高到光管的25倍62.1.6缩放管 缩放管是由依次交替的多节渐缩段和渐扩段构成,流体在该管结构的作用下引起湍动,从而提高传热效率。缩放管应用于单相流的研究已开展很多。华南理工大学提出一种改型缩放管,将每个缩放单元段中的扩张段减到最小,并采用外凸圆弧、内凹弧和直线相连接的方式。同时还对该改进型管进行自然对流沸腾换热特性的实验研究,表明了改进型缩放管的自然对流沸腾换热性能优于普通缩放管7。陈颖8,9经实验和模拟计算,表明该改进型缩放管有较好的强化传热效果。2.1.7三维内肋管 三维内肋管是通过专用的工具经过一定的方法对普通圆管内壁加工而成的高效强化传热元件。流体在管内受到三维肋的作用而使其热边界层的厚度减薄,从而提高对流传热膜系数。在某些烟气管对流换热中,三维内肋管具有独特的自清灰功能,李清方10经实验,发现烟气与三维内肋管的对流换热系数可达光管的3.2倍,比其它强化管如螺纹管的传热效果好。2.2壳程强化换热研究进展2.2.1杆式支撑结构11 美国菲利浦石油公司于20世纪70年代,为改进传统换热器中管子与折流板的切割破坏和流体诱导作用，开发了壳程流体纵流折流杆式换热器。纵流形支承结构的特征是壳程流体的流动方向与管束平行,这类换热器基本实现了壳程、管程流体的完全逆流,增大了有效平均温差,提高了传热效果。2.2.2螺旋折流板12-13 从结构上看该换热器主要包括2大类:一类是没有中心管,折流板为非整体连续的螺旋结构,其设计原理为:将圆截面的特制板安装在“虚拟螺旋折流系统”中,每块折流扳占换热器壳程横剖面的1/4,倾角朝向换热器的轴线,使壳程流体做螺旋运动,减少了管板与壳体之间易结垢的死角,从而提高了换热效率。在气-水换热的情况下,传递相同热量时,该换热器可减少30%40%的传热面积,节省材料20%30%。另一类是设有中心管,折流板为整体连续的螺旋结构。其设计形式是折流板围绕中心管螺旋缠绕,形成整体连续的螺旋折流板结构,这种结构文献中报道较少,张正国等14和英国公司15均有相关专利。另外辽宁石油化工大学陈世醒16又提出了一种特殊形式的折流板。商利艳17等分别对螺旋角为12、18、30、40的单螺旋板折流换热器性能进行了实验研究,随着螺旋角的减小传热效果增强,但压降增大,得出螺旋角为18的综合性能最好。王树立18等实验结果表明最佳的螺旋角与壳程流体的雷诺数有关.2.2.3空心环支撑19空心环支承是由华南理工大学研发的,它是由直径较小的钢管截成短节,均匀分布在换热管之间的同一截面上,呈线性接触,其结构如图4所示。研究表明,空心环管壳式换热器取代折流板式换热器使换热器钢材减少35%50%,气体压降减少30%40%,已成功应用于硫酸工业与石化工业。广东鹤山市磷肥厂年产4104t硫酸的工业过程中,应用该换热器比传统换热器节省换热面积50%,节省钢材40%。空心环常常与强化传热管配合使用,能够同时强化管程、壳程传热,可获得比普通光管高80%100%的传热膜系数。但空心环支承的扰流作用不如折流杆支承,而且管束固定工艺相对较复杂。3 发展方向 管壳式换热器是当今应用最广泛的换热设备,它具有高的可靠性和简单易用性。特别是在较高参数的工况条件下,管壳式更显示了其独有的长处“目前在提高该类换热器性能所开展的研究主要是强化传热,适应高参数和各类有腐蚀介质的耐腐材料以及为大型化的发展所作的结构改进。综上所述,随着强化传热理论的研究,加强管壳式换热器的改进,将高效传热管与壳程强化传热的支撑结构相结合是今后换热器发展的一个重要方向。不仅要重视加强换热器传热元件的研究,而且防腐措施的强化同样具有举足轻重的作用,综合考虑各方面因素,生产高质量、低成本的换热器,在推动生产发展的同时,也会获得较高的经济效益。沈阳化工大学学士学位论文 第二章 传热工艺计算第二章 传热工艺计算2.1原始数据壳程煤油的流量壳程煤油的进口温度 120壳程煤油的进口温度壳程柴油的工作压力管程冷却水的进口温度管程冷却水的出口温度管程冷却水的工作压力2.2 定性温度及物性参数管程冷却水定性温度=30管程冷却水密度查物性表得=995.7管程冷却水比热查物性表得=4.174管程冷却水导热系数查物性表得=0.618 管程冷却水的粘度=801.510-6Pa.s管程冷却水普朗特数查物性表得Pr2=5.41壳程煤油定性温度=40+0.3(12040)=64壳程煤油密度查物性表得壳程煤油比热查物性表得壳程煤油导热系数查物性表得壳程煤油黏度壳程煤油普朗特数查物性表得Pr1=10001Cp11=12.12.3传热量与柴油的出口温度及柴油的定性温度取定换热效率为则设计传热量:冷却水流量: 2.4有效平均温度= 参数P：参数R：换热器按单壳程四管程设计， 则查管壳式换热器原理与设计图 2-6（a） 得： 温差校正系数： 有效平均温差：2.5管程换热系数计算 参考表27管壳式换热器原理与计算初选传热系数： 则初选传热面积为：选用 不锈钢的无缝钢管作换热管。 则 管子外径 管子内径 管子长度 则所需换热管根数：=380可取换热管根数为400 根 则管程流通面积为（四管程）管程流速为： 管程质量流速为： 管程雷诺数为管程传热系数为：2.6结构的初步设计：查GB1511999知管间距按取：管束中心排管数为： 取 22根则壳体内径为： 故内径为0.8m则长径比为（合理）折流板由书可知可以选择弓形折流板。则弓形折流板的弓高为： 折流板间距为： 折流板数量为： 2.7壳程换热系数计算壳程流通面积为： 壳程流速为： 壳程质量流速为： 壳程当量直径为：壳程雷诺数为： 切去弓形面积所占比例按查得为0.145 壳程传热因子由管壳式换热器原理与设计书图2-12可查得：管外壁温度假定值为：壁温下油的黏度为： 黏度修正系数为：壳程换热系数为： 2.8传热系数计算查GB1511999书第138页可知：壳程选用煤油、管程选用冷却水污垢热阻为： 由于管壁比较薄，管壳层阻力损失都不超过0.3103N/m3所以管壁的热阻可以忽略不计。所以可以计算出总传热系数为：则传热系数比为：(合理)所以假设合理。2.9管壁温度计算 管外壁热流温度计算为：管外壁温度为：误差校核：因为误差不大，所以合适。2.10管程压降计算壁温下油的黏度为：黏度修正系数：查得管程摩擦系数为：管程数 管内沿程压为：回弯压降为：取进出口处质量流速为：进出口管处压降为：管程污垢校正系数为：管程压降：2.11壳程压降计算壳程当量直径为：m壳程雷诺数为：经查壳程的摩擦系数为：0.47管束压降为：取进口管处质量流速为：取进口管压降为：取导流板阻力系数为：5导流板压降为：壳程结垢修正系数 壳程压降为：管程、壳程允许压降为： 符合压降条件沈阳化工大学学士学位论文 第三章 强度计算第三章 强度计算3.1换热管材料及规格的选择和根数确定序号项目符号单位数据来源及计算公式数值1换热管外径GB151-1999管壳式换热器252管长GB151-1999管壳式换热器30003传热面积管壳式换热器设计原理89.344换热管根数个4005拉杆个GB151-1999管壳式换热器表43.4416/86材料GB150-1998钢制压力容器20#3.2管子的排列方式1正三角形排列GB151-1999管壳式换热器图112换热管中心距GB151-1999管壳式换热器323隔板板槽两侧相邻中心距GB151-1999管壳式换热器443.3确定筒体直径1换热管中心距GB151-1999管壳式换热器表12322换热管根数根4003分程隔板厚同上104管束中心排管的管数根同上225筒体直径同上7726实取筒体直径考虑防冲板向上取800 3.4筒体壁厚的确定序号项目符号单位数据来源及计算公式结果1工作压力给定0.252材料GB150-1998钢制压力容器Q235R3材料许用应力GB150-1998钢制压力容器2354焊接接头系数过程装备设计0.855壳程设计压力0.2756筒体计算厚度0537设计厚度2.538名义厚度3.539实取名义厚度GB151-1999管壳式换热器表8610负偏差过程装备设计111腐蚀余量过程装备设计212计算厚度313设计厚度下圆筒的计算应力35.5 14校核263.9合格15设计温度下圆筒的最大许用工作压力1.243.5液压试验序号项目符号单位根据来源及计算公式数值1试验压力0.412圆筒薄膜应力 41.23校核 合格3.6封头厚度的计算序号项目符号单位根据来源及计算公式数值1设计压力0.2752材料GB150-1998钢制压力容器Q235R3材料许用应力GB150-1998钢制压力容器2354焊接接头系数过程装备设计0.855封头计算厚度0.536设计厚度2537名义厚度3.538实取名义厚度GB151-1999管壳式换热器表869有效厚度510设计厚度下封头的计算应力 35.511校核12设计温度下封头的最大许用工作压力1.2513 合格3.7法兰的选择3.7.1 设备法兰的选择按其条件 设计温度 设计压力 由压力容器法兰选择甲型平焊法兰，相关参数如下： 单位（）螺柱规格螺柱数量81578075074073736M1628由压力容器法兰选择相应垫片：非金属软垫片 JB/T47042000其相应尺寸为：D=739mm d=703mm 3.7.2 接管法兰的选择1管程接管的公称直径相同设为，设进出口质量流量为 则同理 故取a =b=100mm故取公称直径 公称压力为 2壳程接管的公称直径相同设为，设进出口质量流量为 则同理故取公称直径 公称压力为 由钢制管法兰，垫片，紧固件选择板式平焊法兰 a.b相关参数如下DNA/ 法兰理论重量100114.3/ 108210170418M1618143.5/ 13517.4由钢制管法兰，垫片，紧固件选择板式平焊法兰 c.d相关参数如下DNA/ 法兰理论重量8088.9/ 89190150418M161877.5/ 7817.43.8、管板的设计管板尺寸的确定及强度计算:本设计为管板延长部分兼作法兰的形式，即GB151-1999项目5.7中，图18所示e型连接方式的管板。A、确定壳程圆筒、管箱圆筒、管箱法兰、换热管等元件结构尺寸及管板的布管方式；以上项目的确定见项目一至七。B、计算、Kt、Q、；序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1筒体内径Di8002筒体内径横截面积AA=/45026553筒体厚度64圆筒内壳壁金属截面积（+）151925管子金属总截面积=706866换热管根数4007换热管外径258换热管壁厚2.59换热管材料的弹性模量GB150-1998表F518500010换热管有效长度L292011沿一侧的排管数20012布管区内未能被管支撑的面积104243.213管板布管区面积458956.814管板布管区当量直径=764.4415换热管中心距SGB151-19993216隔板槽两侧相邻管中心距GB151-19994417管板布管内开孔后的面积=306305.518系数=/0.6119壳体不带膨胀节时换热管束与圆筒刚度比QQ=/As3.220壳程圆筒材料的弹性模量GB150-1998表F519000021系数=/0.2122系数=4.423系数=6.524管板布管区当量直径与壳程圆筒内径比PtPt=/0.9625管子受压失稳当量长度GB151-1999图32200826设计温度下管子受屈服强度GB150-1998表F2232.527管子回转半径8C.对于延长部分兼作法兰的管板，计算和序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1垫片接触宽度NGB150-1998表9-1252垫片基本密度宽度=N/212.53垫片比压力yGB150-1998表9-2114垫片系数m2.05垫片有效密封宽度bB=2.5396垫片压紧力作用中心圆直径DGDG =D-2b6267预紧状态下需要的最小螺栓载荷N=3.14 DG194598.368操作状态下需要的最小螺栓载荷N=(0.78DG26.28 DGby)0.5127126.59常温下螺栓材料的许用应力GB150-1998表F4272.510预紧状态下需要的最小螺栓面积=/714.111操作状态下需要的最小螺栓面积= /466.512需要螺栓总截面积mm2=max，714.113法兰螺栓的中心圆直径Db68014法兰中心至作用处的径向距离=(Db- DG)/22715基本法兰力矩N=5253990.7516筒体厚度617法兰颈部大端有效厚度=1.7510.518螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交的径向距离29.519螺栓中心处至FT作用位置处的径向距离= (+)/233.520作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力N=0.785Pc49311.421流体压力引起的总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力差N=-7520.922操作状态下需要的最小垫片压力N=6.28bmPc9613.223法兰操作力矩N=+2.4810624螺栓中心距FD作用处的径向距离=0.5（Db-）40D、假定管板的计算厚度为，然后按结构要求确定壳体法兰厚度，计算K，k、和Kf。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1假定管板计算厚度402壳体法兰厚度323管板材料弹性模量GB150-1998表F51901034换热管材料的弹性模量GB150-1998表F51911035管板刚度削弱系数GB151-19990.46换热管有效程度29207管板强度削弱系数Gb151-19990.48管子金属总截面积37444.59换热管加强系数KK=()0.5 4.2110管板布管区的当量直径与壳程圆筒内径之比=0.92811管板周边布管区的无量纲参数kk=K（1-）0.30312管束模数=/（L3174.613壳体法兰材料弹性模量GB150-1998表F519010314壳体圆筒材料弹性模量GB150-1998表F519010315壳体法兰宽度=/257.516系数GB151-1999图260.000417壳体法兰与圆筒的选装刚度=9.69418旋转刚度无量纲参数=/（4）0.0024E、由GB151-1999 P51图27按照K和查，并计算值，由图29按照K和查G2值 序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1管板第一矩系数GB151-1999图270.152系数=/（K）14.83系数GB151-1999图292.2F、计算M1，由GB151-1999图30按照K和Q查，计算，、。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1管箱法兰材料的弹性模量GB150-1998表F51911032管箱法兰厚度JB/T4702-2000323系数GB151-1999图260.00044管箱圆筒与法兰的旋转刚度参数=9.6945管板边缘力矩的变化系数=1/（/ +）0.986法兰力矩变化系数=/ 0.987管板第二弯矩系数GB151-1999图28（a）2.95G、按壳程设计压力，而管程设计压力=0，膨胀变形差r，法兰力矩的的危险组合（GB151-1999项目5.7.3.2分别讨论）a、 只有壳程设计压力，而管程设计压力=0，不计膨胀节变形差（即r=0）。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1当量压力组合0.332有效压力组合1.4523基本法兰力矩系数0.0344管程压力下的法兰力矩系数0.0165管板边缘力矩系数0.0376管板边缘剪切系数0.54767管板总弯矩系数1.08系数0.329壳体法兰力矩系数-2.62210-310管板径向应力系数=0.02311管板的径向应力118312管板布管区周边外径向的应力系数0.05813管板布管区周边外径向的应力22.2414管板布管区周边剪切应力系数0.0715法兰的外径与内径之比1.1916系数YGB150-1998表9-510.7517壳体法兰应力7.918换热管的轴向应力=0.99819壳程圆筒的轴向应力=6.4920一根换热管管壁金属的横界面积176.621换热管与管板连接的拉托应力0.061b、只有壳程设计压力，而管程设计压力Pt=0，并且计入膨胀变形差。序号项目符号单位数据来源和计算公式数值1壳程圆筒材料线膨胀系数GB150-199811.6210-62换热管材料线膨胀系数GB150-199810.8810-63换热管与壳程圆筒的膨胀变形差-6.47610-44沿长度平均的壳程圆筒金属温度工艺给定1605沿长度平均的换热管金属温度工艺给定1106制造环境温度207当量压力组合0.338有效压力组合Pa-23.7079基本法兰力矩系数-0.002110管程压力下的法兰力矩系数-9.7910-411管板边缘力矩系数5.33410-312管板边缘剪切系数0.078913管程总弯矩系数0.36614系数=max，0.215壳体法兰力矩系数-3.196210-316管板径向应力系数9.9910-317管板的径向应力839318管板布管区周边外径向的应力系数0.01319管板布管区周边外径向的应力33.1520管板布管区周边的剪切应力系数0.0521管板布管区周边的剪切应力259822换热管的轴向应力=Pc-Pa-39.1423换热管与管板连接的拉托应力-2.38c、只有管程设计压力Pt，而壳程设计压力Ps=0，不计膨胀节变形差时：序号项目符号单位数据来源和计算公式数值备注1当量压力组合-0.4662有效压力组合Pa=sPt+rEt-2.503管板边缘力矩系数0.0234管板边缘剪切系数0.345管板总弯矩系数0.866系数0.23757管板的径向应力-13.38管板布管区周边外径向的应力系数0.0389管板布管区周边外径向的应力-4.2510管板布管区周边的剪切应力系数0.06211管板布管区周边的剪切应力-3.412换热管的轴向应力=Pc-Pa0.2313壳程圆筒的轴向应力=A/AsPa-9.6714换热管与管板连接的拉托应力-0.588d、只有管程设计压力Pt，而壳程设计压力Ps=0，同时计入膨胀变形差时：序号项目符号单位数据来源和计算公式数值备注1换热管与壳程圆筒的膨胀变形差r-6.4710-42当量压力组合Pc-0.4663有效压力组合Pa-28.484基本法兰力矩系数172710-65管板边缘力矩系数4.9610-36管板边缘剪切系数0.07347管程总弯矩系数0.348系数=max，02159管板布管区周边外径向的应力系数 0.01210管板布管区周边外径向的应力系数-30.7411管板布管区周边的剪切应力系数0.0512管板布管区周边的剪切应力-31.2113换热管的轴向应力 =Pc-Pa47.1314换热管与管板连接的拉托应力2.87H、由管板计算厚度来确定管板的实际厚度：序号项目符号单位数据来源和计算公式数值备注1管板计算厚度22.62壳程腐蚀裕量23管程腐蚀裕量24结构开槽深度根据结构确定35管板的实际厚度23考虑圆整是否安装膨胀节的判定 由G，a、b、c、d计算结果可以看出：四组危险组合工况下，换热管与管板的连接拉托力均没超过设计许用应力，并且各项应力均没超过设计许用应力。所以，不需要安装膨胀节。3.9. 折流板的选择3.9.1 选型根据GB1511999管壳式换热器图 37 选择单弓形水平放置的折流板。 3.9.2 折流板尺寸缺口弦高值，一般取0.200.45倍的圆筒内直径，取 3.9.3 换热管无支撑跨距或折流板间距由GB1511999表42知，但换热管为外径钢管时，换热管的最大无支撑跨距为 ，且折流板最小间距一般不小于圆筒内直径五分之一且不小于由传热计算得到折流板间距 3.9.4 折流板厚度由GB1511999表34， 查得折流板最小厚度为 ，实取折流板厚度 由GB1511999表36查得管孔直径为 允许偏差为 3.9.5 折流板直径 由GB1511999表 41 查得折流板名义外直径为 允许偏差为3.10 管箱短节壁厚的计算序号项目符号单位数据来源及计算公式数值1设计压力0.3852选材GB150-1998钢制压力容器选Q345R3计算厚度0.84设计厚度2.85名义厚度386实取名义厚度67有效厚度5注：其符号意义及取值同筒体壁厚计算的符号及意义。水压试验比较筒体的水压试验和短节的水压试验同样可以满足要求。3.11 拉杆和定距管的确定序号项目符号单位数据来源及计算公式数值1拉杆直径GB151-1999管壳式换热器表43162拉杆数量GB151-1999管壳式换热器表4443定距管规格GB151-1999管壳式换热器取4拉杆在管板端螺纹长度GB151-1999管壳式换热器表45605拉杆在折流板端螺纹长度GB151-1999管壳式换热器表45206拉杆上倒角高GB151-1999管壳式换热器表452.03.12 分程隔板厚度选取根据GB151-1999管壳式换热器，分层隔板厚度取3.13 支座的选择及应力校核3.13.1 支座的选择根据钢制管法兰 垫片 紧固件 鞍式支座的选择重型BI型焊制鞍式支座（表7） 当取鞍式支座的相关尺寸如下：序号项目符号单位数值1公称直径6002允许载荷1653鞍座高度2004底板550150105腹板86筋板30014012087垫板弧长7102006368螺栓间距4009带垫板鞍座质量2410包角12011型号BI6003.13.2 鞍座的应力校核（1）原始数据表序号项目符号单位数值1设计压力0.3852设计温度353物料密度8154筒体内径6005筒体长度30906公称厚度67厚度附加量28鞍座型号BIF，S型各一个9鞍座中心线离封头切线的距离84810鞍座腹宽17011腹板厚度1012鞍座包角12013容器与封头的材料Q345R 14容器与封头的许用应力17015鞍座材料16鞍座材料许用应力12517容器自重200018物料重量150019总重量3500沈阳化工大学学士学位论文 参考文献参考文献1 崔海亭,姚仲鹏,等.螺旋槽纹管研究及应用J.石油化工设备,2001,30(2):34-362 方书起,祝春进,吴勇,等.强化传热技术与新型高效换热器研究进展J.化工机械,2004,31(4):249-253 梁龙虎.螺旋扁管换热器的性能及工业应用研究J.炼油设计,2001,31(8):28-33.4 CynthiaFabianMascone.CPIstrivetoimproveheattransferintubeJ. ChemicalEngineering,1986,93(3)5 MukherjeeRajiv.BroadenYourHeatExchangerDesignSkillsJ. 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The experi-mental investigation for the proposed model and the ori-ginal segmental baffle heat exchanger are conducted. Theoperation performances of the two heat exchangers are also compared. The results suggest that, under the same con-ditions, the overall performance of the new model is2030% more efficient than that of the segmental baffleheat exchanger.1 IntroductionHeat exchanger is a very important apparatus in manyfields, such as petroleum refining, power generation,chemical engineering, process industry, food industry, etc.Among the different types of heat exchangers, shell-and-tube heat exchanger (STHX) has many advantages such asreliable structure, mature techniques and wide applicability, which make it widely utilized in various industries 1 .The baffle element plays very important roles in STHX,such as supporting the tube bundles and disturbing the fluidof shell side. According the direction of fluid flow of shellside, the STHX can be divided into three groups: transverse flow, longitudinal flow and helical flow. The characteristicsof pressure drop and heat transfer in shell side of the STHX vary under different flow states, which have a heavy impacton the performance of the heat exchangers.The traditional shell-and-tube heat exchanger with seg-mental baffles (SB-STHX) have many disadvantages, such as high pressure drop, low heat transfer efficiency, harmful vibration caused by the shell-side flow which is normal to tube bundles. When the traditional segmental baffles areused in STHX, higher pumping power is often required tooffset the higher pressure drop under the same heat load