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头式 换热器

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浮头式换热器,头式,换热器

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毕业设计(论文)题 目 36万吨滑油系统浮头式换热器设计 学院名称 机械工程学院 指导教师 段小林 职 称 讲师 班 级 过控0902班 学 号 20094420243 学生姓名 杜杰 2013年 5月 31日南华大学本科生毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目36万吨滑油系统浮头式换热器设计设计（论文）题目来源自选课题设计（论文）题目类型工程设计类起止时间2013/1/7-2013/6/1一、 设计（论文）依据及研究意义： 本设计为浮头式换热器设计；设计参考的前提是常减压装置中的工艺条件，根据装置工艺条件选择具体的流量、温度、压力等参数。换热器是国民经济和工业生产领域中应用十分广泛的热量交换设备，它的性能对产品质量、能量利用率以及系统运行的经济性和可靠性起着重要乃至决定性的作用。然而随着能源问题的日趋严重，石油化工的深度加工和能源的综合利用显得愈加重要。对浮头式换热器的研究，不仅能带来传热理论和装备水平的提高,还能更好地促进工业经济发展,在节约能源和保护环境方面也会产生无法估量的意义。二、 设计（论文）主要研究的内容、预期目标：（技术方案、路线）主要研究的内容：1、工艺计算 2、结构设计3、换热器核算4、筒体和封头计算5、换热器零部件结构设计（包括钩圈、分层隔板、折柳板、拉杆、定距杆、防冲板、接管等）6、换热器机械机构设计（包括管板、管箱、法兰、垫片、支座等）7、强度校核预期目标：（技术方案、路线）浮头式换热器是由管箱、筒体、管板、封头、折流板、换热管等零部件组成，根据换热管材料、尺寸、管数、管程压力、管壁温度、管程数以及壳体材料、内径、厚度、壳程压力、温度等条件下确定管板的厚度、折流板的形状、尺寸与数量、折流板的布置情况和确定换热器的结构尺寸。 工艺设计蒸发、换热器的结构和强度设计施工图绘制使用说明书制订三、设计（论文）的研究重点及难点：研究重点是结构设计以及筒体和封头的计算，这不仅要求我们对换热器有一定了解，而且要有严密的计算能力。研究的难点在于换热器零部件结构设计，以及换热器机械机构设计，这要求我们熟悉换热器的设计制造要求，同时也考量了对整个专业知识的运用。四、 设计（论文）研究方法及步骤（进度安排）：研究方法：首先阅读大量相关文献资料,教材及新闻背景资料,包括换热器制造的原理及方法，质量管理应用换热器现有技术水准,国际水平探讨方面的书籍,报刊.以了解可靠性的内容,质量管理的概况和换热器领域的基本知识体系.然后通过调研,进一步了解企业现状及需求.接下来进行分析与设计.确定数据来源的真实准确.再进行系统设计步骤：（进度安排）、准备阶段（1月10号2月10号）搜集有关资料，准备参考资料2、完成开题报告及论文大纲交老师批阅（2月11日2月25日）3、按所给设计参数完成浮头式换热器的结构尺寸计算、强度计算校核（2月26号4月26号）；4、绘制设计图纸总计3张零号以上，其中要求手工绘图1张壹号以上（4月27号5月10号）；5、设计说明书字数不少于1.5万字，并要求统一用A4纸打印（5月11号5月20号）；6、翻译3千左右汉字量的与毕业设计有关的英文资料；（5月21号5月25号）7、撰写相当于3百汉字的英文摘要（5月26号5月30号）。五、 进行设计（论文）所需条件：1、要有充分的资料（在图书馆查阅与浮头式换热器相关的书籍，进行筛选，选出有用的信息）。2、具备手工和电脑绘图的能力以及相应的压力容器理论知识，同时还要有老师的指导。六、 指导教师意见： 签 名： 年 月 日 南华大学机械工程学院毕业设计（论文）浮头式换热器设计摘要： 本次设计的题目是浮头式换热器。浮头式换热器是管壳式换热器的换热器系列中的一种，它的特点是两端管板只是一端与外壳固定，另一端可相对壳体滑移，称为浮头式。浮头由浮动管板钩圈和浮头端盖组成。它不会因为管束之间的差胀而产生温差热效应，同时还具有拆卸方便、易清洗的优点，另外与其他类型的管壳式换热器一样，能在高温、高压下工作，所以在化工工业方面应用广泛。本设计中的浮头式换热器主要参照GB151在给定的设计条件下进行工艺设计，然后对筒体、管束、浮头端进行详细的机械结构设计、计算和校核，对于换热器的一些零部件则根据设计参数查找标准。对于具体的设计步骤与准则在设计说明书中有详细的说明。关键字:换热器；浮头；管板；钩圈The design of floating-head heat exchangerAbstract: The topic of my study is the design of floating-head heat exchanger. The floating-head heat exchanger is a special type of tube and shell heat exchanger. It is special for its floating head. One of its tube sheet is fixed， while another can float in the shell， so called floating head. The floating head floating tube sheet hook and loop and floating head cover. It is not because of the differential expansion between the tubes and the temperature difference between the thermal effects, but also has to facilitate the demolition, the advantages of easy to clean, but in addition it can work in high temperature and high pressure same as the other tube and shell heat exchanger, so widely used in the chemical industry. The design of the floating head heat exchanger major reference GB151,first make process design in a given design conditions, and then on the cylinder, tube, floating head end, a detailed mechanical structural design, calculation and check, for some of the heat exchanger components according to the design parameters. The specific design steps and design criterion is described in design specification.Keywords: heat exchanger; floating head; tube plate; hook and loop目 录前言11. 概述 21.1 研究的目的和意义 21.2 国内外的研究现状以及发展趋势 21.3本次设计研究的主要内容 32. 换热器工艺设计 42.1 设计参数 42.2设计方案 42.3物性参数的确定 42.4 估算传热面积 52.5 确定工艺结构尺寸 62.5.1传热管的选择 6 2.5.2传热管数与管程数 62.5.3平均传热温差的校正以及壳程数 62.5.4传热管的排列以及分程 82.5.5壳体内径 9 2.6 换热器的核算 92.6.1 热流量的核算 92.6.2 壁温的核算 13 2.6.3 换热器内流体流动阻力的核算153. 换热器机械设计 193.1 结构设计 193.2 管箱与圆筒 203.3 分程隔板 223.3.1分程隔板厚度 223.3.2分程隔板槽 223.4 换热管 223.5 接管 233.6 浮头管板与钩圈法兰的结构设计243.7 管法兰 263.8 布管限定圆 273.9 拉杆的尺寸、数量以及布置 283.10 折流板与支承板 30 3.10.1折流板 303.10.2支撑板 333.11 防冲板与导流筒 333.12 支座 333.13 外头盖侧法兰 353.14 管箱法兰以及管箱侧壳体法兰 363.15 固定端管板 373.16 排气管与排液管 373.17 防短路结构 38 3.17.1旁路挡板 383.17.2挡管39 3.18 连接 394. 换热器的强度校核 414.1 筒体的壁厚校核 414.2 外头盖短节与封头厚度校核 414.3 管箱短节与封头厚度校核 434.4 管箱短节开孔补强的校核 444.5 壳体接管开孔补强校核 454.6 固定管板的校核464.7 浮头管板以及钩圈的校核 494.8 无折边球封头的计算 514.9 浮头法兰计算 52 参考文献 55 外文翻译 56 谢辞 73vi南 华 大 学毕业设计(论文)综述报告 题 目 36万吨滑油系统浮头式换热器设计 学院名称 机械工程学院 指导教师 段 小 林 职 称 班 级 过 控 092 学 号 20094420243 学生姓名 杜杰 2012年 3 月 24 日1. 研究的目的和意义在化工、炼油、制药等工业生产中，绝大部分的工艺过程都有加热、冷却和冷凝的过程，这些被总称为换热过程，而使这些换热过程得以实现的设备称为换热设备。据统计，在化工厂，换热设备的投资约占总投资的10%20%；在炼油厂中，约占总投资的35%40%。可以看出在提高传热效率的同时，促进换热设备的结构紧凑性以及产品的系列化、标准化与专业化不仅可以对现有生产技术进行提高，还能节约企业生产成本。2.国内外的研究现状以及发展趋势 上个世纪70年代初发生世界性能源危机，有力地促进了传热强化技术的发展。当今换热器技术的发展以CFD（计算流体力学技术）、模型化技术、强化传热技术等形成一个高技术体系。最近十几年，强化传热技术受到了工业界的广泛重视，得到了十分迅速的发展，国内外先后推出了板式、螺旋板式、板翅式等高效的传热设备。 近年来，国内的换热器制造技术已经有了长足的发展，但与国外有不小的差距，特别是在新型高效换热器领域。 现如今，虽然板式换热器发展迅速，市场竞争力不断上升，但管壳式换热器仍占住着主导地位。随着动力、石油化工工业的发展，换热设备也渐渐向着高温、高压、大型化方向发展。3.本次设计研究的主要内容 本次设计的是浮头式换热器，是管壳式换热器的一种，具有高度的可靠性和广泛的适应性，在现如今的各种换热器中占住着主导地位。 该换热器设计参考的前提是常减压装置中的工艺条件，根据装置工艺条件选择具体的流量、温度、压力等参数。浮头式换热器的主要优点是管束可以抽出，以方便清洗管、壳程；介质间温差不受限制；可在高温、高压下工作，一般温度小于等于450，压力小于等于6.4MPa；可用于结垢比较严重的场合；可用于管程易腐蚀场合。但结构复杂，成本高，制造安装要求高。浮头式换热器是由管箱、筒体、管板、封头、折流板、换热管等零部件组成，根据换热管材料、尺寸、管数、管程压力、管壁温度、管程数以及壳体材料、内径、厚度、壳程压力、温度等条件下确定管板的厚度、折流板的形状、尺寸与数量、折流板的布置情况和确定换热器的结构尺寸。根据已知的工作状况，选定换热器所在的化工工艺过程，从而根据工艺条件，以确定换热器内介质的物性参数；根据工艺结构尺寸结合已知条件，进一步计算换热器结构参数；最后进行换热器核算。4. 阅读的主要参考文献及资料名称 1 郑津洋、董其伍、桑芝富.过程设备设计.化工工业出版社.2010 2 GB150-1998.钢制压力容器.中国标准出版社.2003 3 GB151-1999.管壳式换热器.中国标准出版社.2004 4 钱颂文.换热器设计手册.化工工业出版社.2002 5 王志魁.化工原理.化学工业出版社.20006 贺匡国主编.压力容器分析设计基础.机械工业出版社. 19957 朱聘冠. 换热器原理及计算.清华大学出版社.1987 8 石油和化学工业设备设计手册-标准零部件.全国化工设备设计技术中心站.20039 阮黎祥、曹文辉、林杰编纂.标准零部件.全国化工设备设计技术中心站.200310 秦叔经、叶文邦主编.化工设备设计全书-换热器.化学工业出版社.200311 匡国柱、史启才主编.化工单元过程及设备课程设计.化学工业出版社.2002南华大学机械工程学院毕业设计（论文）前 言 换热器是实现热量传递的一种设备，在工业生产中起着重要的作用，在各个化工相关领域得到了广泛的应用。 在工业生产中，人们通过换热器来将热量从一温度较高的物料传递到另一温度较低的物料。例如，在合成氨的生产中，通过废热锅炉来降温以实现控制温度的目的；在精馏塔结构中设置冷凝器；用换热器来实现飞机发动机的散热等等。这都是换热器在工业生产中的应用。 换热器按结构形式分成好几种，其中管壳式换热器应用最为广泛。本次设计的是浮头式换热器，是管壳式换热器的一种，和其他管壳式换热器一样，能适应高温、高压的工作环境，同时，还容易清洁，但造价比较贵。在设计的过程中，我根据设计说明书，翻阅了相关资料，查了相关的国家标准，从工艺计算、结构设计以及强度校核等方面设计出了符合条件的浮头式换热器，并绘制了图纸。 本次设计是对我大学四年学习成果的检验，但因为本人水平有限、知识比较匮乏，设计中难免有错误以及不当之处，希望各位老师、同学能给予指正。 1. 概述1.1 研究的目的和意义在化工、炼油、制药等工业生产中，绝大部分的工艺过程都有加热、冷却和冷凝的过程，这些被总称为换热过程，而使这些换热过程得以实现的设备称为换热设备,作为通用工艺设备被广泛应用于化工、炼油、动力、原子能和其他许多工业部门。据统计，在化工厂，换热设备的投资约占总投资的10%20%；在石油炼厂中，约占全部工艺设备投资的35%40%。可以看出在提高传热效率的同时，促进换热设备的结构紧凑性以及产品的系列化、标准化与专业化不仅可以对现有生产技术进行提高，还能节约企业生产成本。1.2 国内外的研究现状以及发展趋势 上个世纪70年代初发生世界性能源危机，有力地促进了传热强化技术的发展。当今换热器技术的发展以CFD（计算流体力学技术）、模型化技术、强化传热技术等形成一个高技术体系。最近十几年，强化传热技术受到了工业界的广泛重视，得到了十分迅速的发展，国内外先后推出了板式、螺旋板式、板翅式等高效的传热设备。 早期，我国换热器的制造技术远远落后于国外，由于工艺以及技术的限制，当时的换热器只能采用简单的结构，不但传热面积小，而且体积大、笨重。近年来，借着国内经济迅猛发展良好机遇，的国内的换热器制造技术已经有了长足的发展，各种类型和种类的换热器发展猛烈，使用新结构、新材料的换热器不断涌现，但与国外有不小的差距，特别是在新型高效换热器领域。 未来，国内市场需求将会有以下特点：产品质量水平应有更高的要求，特别是在环保与节能方面，更是发展的重点方向；产品的性价比应该更高；产品的多样化与系列化；产品品牌的需求；生产厂家的大型化与集团化。 在国外二十世纪20年代出现了板式换热器，一出现就应用在了食品行业。板式换热器的结构紧凑、传热效果好，后来被发展出了多种结构形式。30年代初，瑞典制成了螺旋板换热器，接着英国用钎焊法制成了由铜及其合金材料制造的板翅式换热器，并应用于飞机发动机散热。30年代末，瑞典又首次制成了板壳式换热器，并应用于纸浆工厂。同时，腐蚀问题渐渐被人们重视，越来越多的人注意到了新材料的应用。到了60年代，随着制造工艺的进一步完善，紧凑型板面式换热器得到了蓬勃的发展和广泛的应用，同时为了满足在高温、高压条件下的工艺要求，典型管壳式换热器也得到了进一步发展，增加了强化传热。70年代，逐渐向体积减小、重量减小、消耗减少、适应性增强方面发展。 在国外市场，现如今，虽然板式换热器发展迅速，市场竞争力不断上升，但管壳式换热器仍占住着主导地位。随着动力、石油化工工业的发展，换热设备也渐渐向着高温、高压、大型化方向发展。1.3本次设计研究的主要内容 本次设计的是浮头式换热器，是管壳式换热器的一种，具有高度的可靠性和广泛的适应性，在现如今的各种换热器中占住着主导地位。 该换热器设计参考的前提是常减压装置中的工艺条件，根据装置工艺条件选择具体的流量、温度、压力等参数。浮头式换热器的主要优点是管束可以抽出，以方便清洗管、壳程；介质间温差不受限制；可在高温、高压下工作，一般温度小于等于450，压力小于等于6.4MPa；可用于结垢比较严重的场合；可用于管程易腐蚀场合。但结构复杂，成本高，制造安装要求高。浮头式换热器是由管箱、筒体、管板、封头、折流板、换热管等零部件组成，根据换热管材料、尺寸、管数、管程压力、管壁温度、管程数以及壳体材料、内径、厚度、壳程压力、温度等条件下确定管板的厚度、折流板的形状、尺寸与数量、折流板的布置情况和确定换热器的结构尺寸。根据已知的工作状况，选定换热器所在的化工工艺过程，从而根据工艺条件，以确定换热器内介质的物性参数；根据工艺结构尺寸结合已知条件，进一步计算换热器结构参数；最后进行换热器核算。 2. 换热器工艺设计2.1设计参数滑油流量50m3/h， 进口温度45,出口温度40,冷却水流量54m3/h,进口温度33，管程壳程操作压力为0.435MPa。2.2设计方案 换热器按设计要求选择浮头式换热器。 如下图所示，循环冷却水容易结垢，而且，当流速慢的时候，结垢的速度还会增长，从而导致换热器的流量下降。综合考虑，水走管程，滑油走壳程，选择逆流。 图2.1 并、逆流示意图2.3物性参数的确定 对于一般滑油和水，粘度低，定性温度可以取进出口温度的平均值，则滑油的定性温度为： T=42.5 查取滑油在42.5下的物性参数有： 密度 876 kg/ 定压比热容 =1.955 kJ/(kgK) 热导率 =0.144 W/(mK)粘度 =0.21 pas 则热流量为： =qv=1.95550876(45-40)=428145kJ/h 即=119 kw 其中，qv体积流量 /h 假设冷却水的出口温度为35 则水的定性温度为： T=34 查物性表可得水在34下的物性参数为： 密度 994.3 kg/ 定压比热容 =4.174 kJ/(kgK) 热导率 =0.624 W/(mK) 粘度 =0.742 Pas 由热流量得冷却水的温差： =/（qv）=428145/(4.17454994.3)=1.9 故假设比较合理。 则总传热系数K取经验值为： K=510 W/(K)2.4估算传热面积 按纯流体计算，由于 =(45-35)/(40-33)=1.42 所以tm=(10+7)/2=8.5 K 可求换热面积为： =/(K)=119/(5108.5)=27.5 2.5确定工艺结构尺寸2.5.1传热管的选择 小管径的结构紧凑，单位体积传热面积大，成本少，故选192较高级冷拔换热管(材质为碳钢)，取管内流速为u=1.3m/s。2.5.2传热管数与管程数 单程传热管数为： V/(u)=65.3根 则传热管长度为： L/27.5/（3.140.01565）= 8.98 m 一般按四管程设计会使传热管长度适中，则取管长为： L=2.25 m 则传热管总根数为： =654260 根2.5.3平均传热温差的校正以及壳程数 换热器采用的是多壳程，则流体的流动形式不是纯粹的并流与逆流，使得平均温差的计算变得复杂。对于错流或复杂流动的流体的平均温差，查设计手册知，常用图算法，过程如下：R= (-)/(-)=(45-40)/(35-33)=2.5 P= (-)/(- )=(35-33)/(45-33)=0.167 其中 R热流体的温降/冷流体的温升 P冷流体的升温/两流体最初温差、热流体进、出口温度 、冷流体进、出口温度 按单壳程、四管程结构，查圆筒和管子几何参数计算图有： 图2.2 单壳程管子参数图 图2.3 四壳程管子参数图 则平均传热温差校正系数为： 0.960.8，故单壳程合适 求得平均传热温差为： =tm=0.968.5=8.16 2.5.4传热管的排列以及分程 换热管排列方式主要有正三角形、正方形和转角正三角形、转角正方形。正三角形排列可以在同样的管板面积上排更多的管子，但是管外不易清理，故采用组合排列法。即管程内按正三角形排列，隔板两侧用正方形排列，如下图所示。图2.4 传热管排列方式 换热管中心距宜不小于1.25倍的换热器外径，根据常用的换热器中心距表有：表2.1 换热器中心距 换热器中心距为： S=25 mm 分程隔板槽两侧相邻管中心距为： Sn=38 mm 结构如图所示： 图2.5 分程隔板槽结构2.5.5壳体内径 壳体内径为：D= 1.05t 其中， t 管心距 mm N 传热管的总根数 传热管外径 mm 管板利用率 换热器采用多管程结构，取=0.6，则 D=1.0525=546.4 mm 圆整可取 D=600 mm2.6换热器的核算 2.6.1 热流量的核算 当量直径为：=4(/2)-0.785/(3.140.019)=0.017 m 壳程流通截面积为： =BD(1-/t)=0.180.6(1-0.019/0.025)=0.0259 壳程流体流速为： =/=(50/3600)/0.0259=0.54 m/s 则雷诺数为： =/=0.0150.54876/0.21=33.792300，层流 普兰特数为：/19550.21/0.144= 2851 又因为285133.790.015/2.25=642.210 努塞特数公式为 Nu=.d/ 其中 传热系数 d 流体特征常数 热导率 则传热系数为： 其中，粘度校正1 所以=1.86(285133.790.015/2.25=154W/(K) 对管内，假设冷却水为湍流流动，则 Nu=0.023 得 = 根据化工原理可知： 自来水被加热时，n=0.4 所以，管程流体流通截面积为： =(/4)d2ns=0.785=0.012 求得管程流体流速为：=1.25 m/s 可得雷诺数为： Re= d2/=25125.5100000 所以，假设成立，即冷却水为湍流 普兰特数为： /=4.96 代入公式可得：=0.023(25125.5=6013 W/(K) 查GB151-1999管壳式换热器F7.1表F1有： 管外侧污垢热阻 =0.000176/W 管内侧污垢热阻 =0.0006/W 又查表F3得碳钢在给定设计条件下的热导率约为51.8 W/(m) 则管壁热阻为： =0.00004 /W 其中 b传热管厚度 m； 管壁热导率 W/(m) 由公式得 传热系数为： K= =514 w/m2K 由公式得： =28.4 又换热器的实际换热面积为： 3.140.0192.25260=34.9 所以换热器的面积裕度为： H=22.920 所以传热面积裕度合适，能够完成生产任务。 2.6.2 壁温的核算 该换热器的管壁比较薄，而且管壁热阻非常小，所以管壁温度公式为： 又因为该换热器用循环水冷却，在冬季工作时，循环水的进出口温度会比较低。取循环冷却水进口温度15、出口温度39来计算传热管壁温。 同时，由于传热管内侧污垢热阻比较大，这会使得传热管壁温升高，从而降低了传热管与壳体之间的壁温差。但是，在操作初期，传热管内侧污垢热阻比较小，则传热管与壳体之间壁温差会比较大。计算时，应该按最不利的操作条件来考虑，故，取两侧的污垢热阻为零来计算传热管壁温。 所以，公式可以写为： 其中 热流体的平均温度， 冷流体的平均温度，热流体侧的表面传热系数，W/(K)冷流体侧的表面传热系数，W/(K) 液体的平均温度为：=34=42.5其中 热流体进口温度，热流体出口温度， 冷流体进口温度，冷流体出口温度， 所以传热管的平均壁温为： =34.2 壳体壁温可以近似的取壳程流体的平均温度为： T=42.5 所以，壳体壁温与传热管壁温之差为： t=42.5-34.2=8.3 该温差较小，实际上可以不使用浮头式，但是按设计要求选用浮头式。 2.6.3 换热器内流体流动阻力的核算 管程流体总阻力为： 其中 单程直管阻力；局部阻力；壳程数；管程数管程结构校正系数，可近似的取值为1.5 由前面可得 =1 ， =4 又=25125，则传热管的相对粗糙度为： =0.013 查化工原理摩擦系数与雷诺数以及相对粗糙度的关联图可得： =0.04 又流体速度u=1.25 m/s,=994.3 kg/ ,局部阻力系数=3.0 所以 =4661 Pa =2330 Pa =(4661+2330)141.5=41946 Pa 管程流体总阻力在允许范围内（小于50KPa）。 对壳程，总阻力按公式计算 由前面有 Ns=1 , Fs=1.15 管束采用正三角形，则 F=0.5 Re=33.79 =0.224 NT =260（传热管的总根数）NTC=1.1NT0.5=1.12600.5=17.7=11 （折流板数） 0.54m/s 故流体流经管束的阻力为：=3038 Pa 对折流板有 B=0.18 m ， D=0.6 m 则流体流过折流板缺口的阻力为： =4074 Pa 所以总阻力为： =8178.8 Pa 故壳程流体的总阻力在允许范围内。小结换热器主要结构尺寸和计算结果如下表所示：表2.2 换热器结构尺寸数据参数管程壳程流量/（/h）5450进/出口温度/33/3545/ 40压力/MPa0.50.5定性温度/3442.5密度/(kg/)994.3876定压比热容/kj/(kgk) 4.1741.955粘度/(pas)0.742 0.21导热率/W/(mk)0.6240.144普兰特数4.962851形 式浮头式台数1壳体内径/mm600壳程数1管径/mm19管子排列/mm管长/mm2250折流板/个11管数目/根260折流板间距180传热面积/34.9材质碳钢管程数4管心距/mm25主要计算结果管程壳程流速/(m/s)1.30.54表面传热系数/W/(K)1546013污垢热阻/(K/W)0.00060.000176阻力/MPa0.0419460.0081788热流量/KW119传热温差/K8.3传热系数/W/(K)417.9裕度/22.9 3. 换热器机械设计3.1结构设计 换热器的设计压力为P=0.435MPa 1.6MPa，操作时温度小于350，所以封头材料选用Q235-B，封头的结构形式采用最常用的椭圆封头。查标准JB/4737-95有，椭圆封头厚度与圆筒厚度相等，再查GB151-1999管壳式换热器5.3.2表8有：表3.1 封头厚度 则取厚度为=8 mm 封头结构形式如下：图3.1 封头结构图 其尺寸为：表3.2 封头尺寸1公称直径DN/mm曲面高度h1/mm直边高度h2/mm碳钢厚度/mm内表面积A/m2容积V/m36001502580.43740.0353 凸形封头尺寸为：表3.3 封头尺寸2公称直径DN/mm曲面高度h1/mm直边高度h2/mm碳钢厚度/mm内表面积A/m2容积V/m37001752580.5480.04423.2管箱与圆筒 用前面可知，筒体直径D=600mm,则500mm800mm,因此选用封头管箱。 查GB151-1999管壳式换热器可知，管箱圆筒(短节)的最小厚度与圆筒最小厚度相同，即为8mm。 管箱的最小长度为：（按B形管箱的流通面积计算） 其中 封头厚度，mm封头直边段高度，mm各程平均管数，根E各相邻管程间分程处物料流通的最小宽度，mm 查得E=600mm,代入公式有： =52 mm 接着按相邻焊缝间的距离计算最小距离为： 其中 接管位置尺寸，mm且(无接管补强时4S，且50)接管至壳体与封头连接焊缝距离，mm封头高度，mm接管内径，mm 代入公式得到： 387 mm 对与之间取较大值 则管箱最小长度为=387 mm3.3分程隔板 3.3.1分程隔板厚度 对分程隔板厚度，查GB151-1999管壳式换热器有：表3.4 分程隔板厚度 则，取分程隔板的最小厚度为：=8 mm 3.3.2分程隔板槽 分程隔板槽槽深不小于4mm 又因为所用材料为碳钢，所以取分程隔板槽的宽度为12mm, 隔板槽拐角处倒角为45，倒角宽度b可以看作近似等于分程垫片的圆角半径R，结构图如下： 图3.2 分程垫片3.4换热管 所选换热管的尺寸及偏差为： 表3.5 换热管尺寸材料钢管标准外径壁厚/mmmm外径偏差/mm壁厚偏差/mm碳钢GB/T81631920.20+12%3.5接管 本次设计中接管的基本要求有：1) 接管与壳体内表面平齐2) 接管应该尽量的沿换热器的径向或轴向设置 对于接管的尺寸，壳程流体的流速为0.54m/s,则： =188 mm 管程流体的流速为1.3m/s,则： =117 mm 按管高度来确定，查取标准得到=200mm 则壳程接管位置的最小尺寸如下图所示： 图3.3 壳程接管位置 且，=185.5 mm 管箱接管位置的最小尺寸如下图所示： 图3.4 管箱接管位置 且，=209 mm 上面两幅图中 C4S，且C30mm DH 补强圈外径 , mm dh 接管外径 , mm S 壁厚 ，mm b 管板厚度 , mm3.6 浮头管板与钩圈法兰的结构设计 因为换热器的内径已经确定下来，所以浮头管排列外径以及结构尺寸均采用标准内径来决定。查GB151-1999管壳式换热器表14、表15、图13有：图3.5 浮头管板结构图及尺寸 取b=3mm , =3mm , =12mm 则其结构尺寸如下： 浮头管板外径为： =600-23=594 mm 浮头管板外径与壳体内径间隙为： =3mm 垫片宽度为： =12mm 浮头管板密封面宽度为： =12+1.5=13.5 mm 浮头法兰与钩圈外直径为： =680 mm 浮头法兰与钩圈内直径为： =570 mm 外头盖的内径为: =700 mm 螺栓中心圆直径为： =637 mm 其浮头管板与钩圈法兰结构如下图：（选择B型钩圈） 图3.6 钩圈结构图 3.7 管法兰 按照标准GB/T9113.1-2000得到尺寸如下表：表3.6 管法兰尺寸滑油进出口循环水进出口管子直径/mm219108法兰内径/mm221110螺栓孔中心圆直径/mm280170公称直径/mm200100螺栓孔直径/mm2222螺栓孔数量n/个88法兰外径/mm340210法兰厚度/mm2418密封面d/mm254144密封面f/mm22螺纹规格M16M16 其结构图如下: 图3.7 管法兰结构图 3.8 布管限定圆 其尺寸按GB151-1999管壳式换热器表13有：表3.7 布管限定圆尺寸 则=561 mm 其结构如下：图3.9 布管限定圆结构 3.9拉杆的尺寸、数量以及布置 因为换热管的直径为19mm,所以采用的拉杆定距管结构形式如下图所示：图3.10 拉杆结构图 因为换热器壳体内径为600mm,选拉杆直径为12mm,数量为4根，选定的拉杆尺寸如下：（螺纹连接）图3.11 拉杆尺寸标注图表3.8 拉杆尺寸拉杆螺纹公称直径/mm数量基本尺寸拉杆直径d/mm/mm/mm/mm1241215502.0因为是螺纹连接，需求螺纹深度为： =18 mm 其结构如下： 图3.12 拉杆孔结构图 拉杆应该尽可能的均匀布置在管束的外边缘。而且对于大直径的换热器，应该在布管区内或者靠近折流板缺口处布置适当数量的拉杆，并且任何折流板均应不少于3个支承点。 3.10 折流板与支承板 3.10.1折流板 折流板常用形式有弓形和圆盘-圆环形，弓形又分单弓形、双弓形与三弓形，该换热器采用单弓形折流板。折流板的流动方式与结构形式如下： 图3.13 折流板流动图图3.14 折流板结构图 弓形折流板缺口高度应使流体通过缺口时与横向流过管束的流速相近，缺口大小用切去的弓形弦高占壳体内直径的百分比来确定。单弓形折流板常用的是0.25倍壳体内直径，则： h=0.25600=150 mm 因为折流板间距B的最小距离为壳体内直径的，且不小于50mm,在这里取B=0.3，则： B=0.3600=180 mm 折流板数为： =-1=11.511块 因为壳体的公称直径=600mm，所以选取换热管无支撑跨距300mm，查换热器设计手册表1-6-26有： 折流板或支撑板的最小厚度为4mm，这里取折流板的厚度为6mm。折流板名义外直径为：D=-4.5=595.5 mm，允许偏差为因换热器的壳程流体为单相洁净流体，所以折流板缺口应水平上下布置,折流板圆缺面水平装配数量应不少于4个，缺口分布如下所示：图3.15 折流板缺口管束两端的折流板应该尽可能靠近壳程进、出口接管，而其余折流板应等距布置，其中，靠近管板的折流板与管板的距离为：其中 =接管外径 ， mmc=4S，且mmS 壁厚 , mm取c=50mm,当无防冲板时，取防冲板长度=219 mm则代入公式得： +50=191.5 mm =269 mm折流板切口尺寸为： h=0.2600=120 mm靠近管板的折流板与管板的距离如图：图3.16 折流板与管板间距图 3.10.2支撑板 对支撑板，当换热器无支撑跨距小于最大跨距时，无需设置支撑板，但是浮头式换热器需要设置支承板，可选用加厚的环板来作为支承板。 3.11 防冲板与导流筒 管程内水的流速小于3.0m/s,而对滑油有： =255.42230 kg/(m) 所以，管程和壳程都不需要设防冲板与导流筒。 3.12支座 鞍座所用材料是Q235-B，查标准JB/T4712-2007，选取B型鞍式支座，支座结构如下图：图3.17 支座结构图1图3.18支座结构图2 具体尺寸如下表：表3.9 支座的尺寸公称直DN/mm允许载荷Q/KN鞍座高度h/mm底板/mm腹板2/mm600165200550150108筋板/mm垫板/mm螺栓间距弧长e3001208710200636400 3.13 外头盖侧法兰 公称直径为=700mm,参照工艺条件、壳侧压力以及操作温度，按照JB4703-92长颈法兰标准来选取，选定法兰结构尺寸如下：图3.19 法兰结构图表3.10 法兰尺寸 mm公称直径DND7008408007657557525010525螺栓规格螺栓数量M2032171412221223 3.14 管箱法兰以及管箱侧壳体法兰 公称直径为=600mm,参照工艺条件、管侧压力、操作温度以及壳侧压力的最大值，按照JB4703-92长颈法兰标准来选取，其各部分尺寸与结构如下：表3.11 管箱法兰尺寸 mm 公称直径DND6007407006656556524410525螺栓规格螺栓数量M2028171412221223图3.20 管箱法兰位置 3.15 固定端管板 根据上面所选用的管法兰以及管箱侧法兰的结构尺寸，确定了固定端最大外径为：D=638mm。 3.16 排气管与排液管 排气口与排液口直径应该不小于15mm,位置应该分别设置在壳体中的最高点和最低点。 由于换热器采用了四管程结构，则设置的位置应该有一定的偏离，但排气（液）管的端部必须与壳体或者接管内壁平齐。 图3.21 排气（液）口3.17防短路结构 3.17.1旁路挡板 在浮头式换热器中，为了防止壳程流体流动在某些区域时发生短路，从而降低传热效率，需要使用防短路结构。常用的防短路结构有旁路挡板和挡管。 对旁路挡板，当壳体公称直径为500mm1000mm时，需要增设两对挡板，挡板厚度与折流板的厚度相等，其结构如下：图3.22 旁路挡板示意图 3.17.2挡管 对挡管，挡管就是两端被堵死的换热管，与换热管的规格相同，但布置在分程隔板槽背面的两管板之间，可与折流板点焊固定，也可以用拉杆(带定距管或不带定距管)来代替。 挡管应每隔3-4排换热管就设置一根，但不设置在折流板缺口处，如图所示。挡管伸出第一块和最后一块折流板或者支持板的长度应不大于50mm，且应与任意一块折流板焊接固定。图3.23 挡管示意图 3.18 连接 对于换热管与管板之间的连接，因为没有较大的振动以及间隙腐蚀，所以可采用强度焊接，且焊接时，管板的最小厚度应在满足结构设计和制造的要求下，不小于12mm。如图所示:表3.12 换热管的连接换热管规格外径壁厚/mm换热管最小伸长量/mm最小坡口深度 /mm1921.52图3.24 焊接示意图 对于管板与壳体、管箱之间的连接如下图所示：图3.25 管板与壳体、管箱之间的连接示意图 其中，=28mm 4. 换热器的强度校核4.1筒体的壁厚校核取设计温度为55，设计压力为0.435MPa,取压力为0.5MPa，筒体选用低合金钢板Q235-B卷制。材料在55下的允许应力=113MPa，取焊接系数=1.0，腐蚀裕量=2mm，钢材的厚度负偏差=0.3mm,则有：计算厚度为 =1.33 mm设计厚度为 =1.33+2=3.33 mm名义厚度为 =3.33+0.3=3.63 mm,因为低合金钢不包括腐蚀裕量的最小厚度应不小于3mm,加上2mm的腐蚀裕量，名义厚度至少应该取5mm,由钢材标准规格，取名义厚度为6mm。有效厚度为 =6-0.3-2=3.7 mm水压实验应力为： =0.625 MPa所选材料的屈服应力=235MPa水压实验校核： =51 MPa因为0.9=0.93251=292.5MPa ,又=51MPa292.5MPa 所以水压强度满足要求。 又因为换热器介质为非易燃物，毒性程度为非极度且允许微量泄露，所以不需要进行气密性实验。4.2外头盖短节与封头厚度校核外盖头内径为=700mm，其余条件、参数与筒体同。短节壁计算厚度为 =1.32 mm短节壁设计厚度为 1.32+2=3.32 mm短节壁名义厚度为 =3.32+0.3=3.52 mm,同上，应该取名义厚度为6mm。短节壁有效厚度为 =6-0.3-2=3.7 mm压力实验压力为： =0.625 MPa 压力实验的应力校核： =59.4 MPa因为0.9=0.93251=292.5MPa，又=59.4MPa292.5MPa所以，压力实验满足强度要求。由前面可知:外头盖封头用的是标准椭圆封头封头计算厚度为 S=1.55mm封头设计厚度为 1.55+2=3.55 mm封头名义厚度为 =3.55+0.3=3.85 mm,由前面知，取名义厚度为=8mm，符合计算结果。则封头有效厚度为 =8-2-0.3=5.7 mm压力实验的应力校核： =38.7 MPa292.5MPa故，压力实验满足强度要求。4.3管箱短节与封头厚度校核取工艺设计温度为45，设计压力取0.5MPa,选用Q235-B钢板，材料的许用应力为=113 MPa，屈服强度为=235 MPa,取焊缝系数=0.85，钢材的负偏差=0.3mm,腐蚀裕度=2mm。计算厚度为 =1.55 mm设计厚度为 =1.55+2=3.55 mm名义厚度为 =3.55+0.3=3.85 mm，综合考虑开孔补强、国家标准规定以及结构需要，取名义厚度为=8mm则有效厚度为 =8-0.3-2=5.7 mm计算过程同上，则压力实验在该条件下一定能满足强度条件。4.4管箱短节开孔补强的校核开孔补强采用等面积补强法，因为接管规格为108 5mm，同时考虑到实际情况，选用20号热轧碳素钢管，其材料许用应力=130MPa,腐蚀裕量=1mm，钢材负偏差=0.3mm。接管计算厚度为 =0.21 mm接管设计厚度为 =0.21+1=1.21 mm接管有效厚度为 5-1-0.3=3.7 mm接管的开孔直径为 d=108-25+22=102 mm则，接管的有效补强宽度为： B=2d=2102=204 mm接管外侧的有效补强高度为： =22.6 mm需要补强面积为： A=dS=1021.55=158.1 其中，S为管箱厚度可以作为补强的面积的大小为：=(B-d)（)=(204-102)(5-1.55)=351.9 mm2=222.6(3.7-0.21)=120.6 mm2 其中，A1壳体多余金属面积 A2接管多余金属面积则，+=351.9+120.6=472.5 mm2A所以，该接管补强的强度足够，不需要设置补强圈。4.5壳体接管开孔补强校核开孔补强采用等面积补强法，因为接管规格为21910mm，考虑实际情况，选取20号热轧钢管，材许用应力=137MPa,腐蚀裕量=1mm，取钢材负偏差C1=1.5mm。接管计算壁厚为 =0.4 mm接管有效厚度为 =10-1-1.5=7.5 mm接管的开孔直径为: d=+2C=219-102+2(1+1.5)=204 mm 接管的有效补强宽度为： B=2d=2204=408mm接管外侧的有效补强高度为： =45.1mm需要的补强面积为： A=dS=2041.33=271.32 其中，S为壳体厚度可以作为补强的面积大小为：=(B-d)( )=(408-204)(2-1.33)=136.7mm2=245.1(7.5-0.4)=489.7mm2其中，A1壳体多余的金属面积 A2接管多余的金属面积则+=136.7+489.7=626.4 mm2A所以，该接管补强的强度足够，不需要设置补强圈。4.6固定管板的校核使用BS法来对固定管板的厚度进行计算： 假设管板厚度为 b=30mm总换热管数量为 n=260根任意一根管壁金属部分的截面积为：0.785=106.76 换热器是四管程结构，则开孔强度消弱系数为 =0.5两管板之间换热管的有效长度(去掉两管板厚度)为： L=2158 mm计算系数K：= 其中，b管板厚度（不包括厚度的附加量）D筒体内径将数代入公式有 =22.6 则 K=4.7按管板简支考虑，根据K值查系数得到： =3.3， 0.68， =3.5筒体内径截面积为： A= 0.7856002=282743 管板上管孔所占的总截面积为： C=n/4=2601919/4=73680 则有，系数 =系数 =0.132又壳程压力为=0.5MPa，管程压力为0.5MPa则当量压差为： pa=pspt(1+)=0.50.5(1+0.132)= 0.66 MPa管板最大应力为：=13.09 MPa管子的最大应力为： =17.35 MPa管板采用16Mn锻 ，则=150MPa换热管采用20号碳素钢，则130MPa所以有：=13.09 MPa1.5=1.5150=225 MPa=-17.35 MPa DPmax is verified, any configuration with a larger number of passes also results in an infeasible solution, A4) for an even-numbered NC, sides I and II have the same number of channels and therefore the same allowable numbers of passes. In this case, (DP, v) will have the same value for Yh = 1 and Yh = 0. Once set RS is obtained, the effectiveness Constraint (2f) is used to select the optimal set of configurations, OS. However, it is not necessary to thermally simulate all elements in RS because of the following:B1) there are equivalent configurations with the same effectiveness; thus only one needs to be simulated, B2) if a search is conducted in increasing order of NC, when the optimal set is found, all remaining configurations with higher values of NC can be neglected. Since the influence of parameter Yf on the convective coefficients and friction factor is usually unknown, this parameter may be fixed prior to optimization, thus reducing the number of possible configurations by 50 %. Moreover, it is not possible to change the type of flow in an existing exchanger.Based on these principles, a screening algorithm is developed for the solution of the PHE configuration problem. The steps of the screening algorithm are as follows. For this algorithm, Yf must have a given value (Yf = 0 or 1). If there is available data on the influence of Yf on the heat exchange and friction correlations, this algorithm can be used once for each case and the results compared.1. The required data for plate (corrugation pattern, dimensions, area enlargement factor and thermal conductivity), hot and cold fluids (flow rate, inlet temperature, fouling factor and correlations for friction factor, convective heat transfer coefficients and physical properties) and constraints (lower and upper bounds for Constraints (2a) to (2f) are read. 2. Initialization: RS = , NC(k) = NCmin , k = 1. 3. All allowable numbers of passes for sides I and II (PIi, PIIj) are obtained for NCk. 4. Verification of constraints on pressure drop and channel flow velocities: 4.1 The (DP, v) pair is calculated for the cold fluid located on side I for each one of the numbers of passes PIi (in increasing order). If the constraints of (DP, v) are satisfied, the cold-fluid/sideI-pass pair is selected. If DPmax is exceeded, there is no need to evaluate larger numbers of passes. This procedure is applied to the cold fluid located on side II for all the numbers of passes, PIIj, thereby selecting the cold-fluid/sideII-pass pairs. 4.2 The same procedure as that in step 4.1 is applied to the hot fluid, obtaining the hot-fluid/sideI-pass and hot-fluid/sideII-pass pairs. 5. The selected pairs of cold-fluid/sideI-pass and hot-fluid/sideII-pass are combined to generate all possible configurations with Yh = 0. Each combination results in four configurations since f has four values equivalent to (DP, v). The same procedure is applied to the selected hot-fluid/sideI-pass and cold-fluid/sideII-pass pairs, yielding configurations with Yh = 1. All generated configurations are stored in RS. 6. If NC(k) = NCmax, then proceed to step 7. Otherwise, NC(k+1) = NC(k) + 1, k = k + 1 and return to step 3. 7. Set RS is now complete. It contains all the configurations that satisfy the constraints on pressure drop and channel velocity for both sides. Now the optimal set, OS, must be obtained. 8. The configurations in RS with the minimum value of NC are selected. 9. The equivalent configurations are detected and grouped using the methodology shown in Tab. (1). 10. The simplified thermal model (the overall heat transfer coefficient is constant) is used to simulate one of the configurations in each group, obtaining the corresponding thermal effectiveness. 11. If one or more groups of equivalent configurations satisfy the effectiveness constraint, they are stored in set OS and there is no need to simulate other elements of RS. Otherwise, proceed to the next value of NC in set RS and return to step 9. 12. The rigorous thermal model is used to simulate the nonequivalent elements in OS to verify the effectiveness results. In case of discrepancy (|Esimplified Erigorous| / Erigorous e ), the rigorous model should be used in the previous simulations after step 8. Otherwise, the optimal solution is achieved. OPTIMIZATION RESULTSIt was verified that the number of channels per pass has a strong effect on the pressure drop, and consequently, about 98 % of the elements in IS are eliminated in the first part of the screening (steps 1 through 8). Compared to an exhaustive enumeration procedure, the screening method demands approximately 5 % of the required evaluations of (DP, v). Further, to obtain set OS only a few elements are thermally simulated (approximately 1 % of the elements in IS or 20 % of the elements in RS).As an example to show the efficiency of the screening method, consider the selection of a configuration for a process-water (26.0 kg/s, 67 C) / cooling-water (62.5 kg/s, 22 C) PHE with 1.4 m chevron plates with crossed channel flow (Yf = 1). The constraint bounds are shown in Constraints (4a) to (4f).In this problem, IS has 26,240 elements and only 1.8 % of the (DP, v) calculations and 0.06 % of the simulations were necessary for the solution of the problem by the screening method. The comparative performance of the screening and enumeration methods is shown in Fig. (4). The set RS obtained contains 84 configurations, ranging from NC = 43 to NC = 144, with pass arrangements of 1/2, 2/3 and 2/4 for hot fluid/cold fluid. The problem solution consists of two pairs of equivalent configurations, all with 120 channels, two passes for the hot fluid and three passes for the cold fluid, as shown in Tab. (2). The required CPU time in a DEC-Unix workstation for the simulations of the simplified model was under 1 min, and 5 min were necessary to validate the results using the rigorous model (the deviations in E were under 1 %).CONCLUSIONSThe configuration of a gasketed plate heat exchanger (PHE) was represented by a set of six distinct parameters and a methodology to detect equivalent configurations was presented. The problem of optimizing the PHE configuration was formulated as the minimization of the heat transfer area, subject to constraints on the number of channels, the pressure drop and channel flow velocities for hot and cold fluids and the exchanger thermal effectiveness as well as the PHE simulation model. Since it is not possible to derive a mathematical model of the PHE that is explicitly a function of the configuration parameters, a mixed-integer nonlinear programming (MINLP) approach could not be used. A screening procedure was then proposed to solve the optimization problem. In this procedure, subsets of the constraints were successively used to eliminate infeasible and nonoptimal elements from the set defined by the bounds on the number of channels. An algorithm was developed to perform the screening with minimum computational effort. Examples show that this algorithm can successfully select a group of optimal configurations (rather than a single solution) for a given application using a very reduced number of thermal simulations.中文翻译：板式换热器构型的最佳选择的筛选方法J.M.Pinto和J.A.W.GutUSP圣保罗大学化学工程系摘要：一种确定垫片式板式换热器的最佳配置的优化方法。目标是选择仍然满足约束条件的信道数目的最小传热面积的配置，两种流体的压力降，该通道的流速和换热器的热效率。热交换器的结构由6个参数，如下定义的信道数目，通行证的每一侧的流体的位置，进给位置和不同的流中的信道的数目。生成的配置优化问题转化为尽量减少换热面积，并提出了其解决方案的筛选程序。在此过程中，依次施加约束的子集，以消除不可行的和非最佳的解决方案。实施例表明，该优化方法能够成功地确定一组最优的配置与最小数量的热交换器评估。约5的压力降和信道的速度计算和1的热模拟所需的解决方案。关键词：板式热交换器，热交换器的配置，优化，筛选方法。 简介板式换热器（PHE）由一包垫圈的金属波纹板，在一个框架中压合在一起。通过一系列的平行流动通道进行热交换，通过薄金属波纹板构成的流体。板的垫圈设计和关闭的端口确定的流体流动装置，它可以是平行的，串联或几种可能的组合的两个。流板，分布，数量型垫片和进料位置交换配置的特点。 构型表征为了表征的PHE配置，六个不同的参数用于NC，PI，PII，F，YH，YF，描述如下：NC：通道数PI和PII：两侧的传球数I和IIF：进给连接的相对位置YH：热流体地点YF：通道中的流量类型。这个二进制参数定义了不同的内部流动通道，它可以是直链或划线根据对垫片的类型（图1）。交叉流可避免形成的停滞区，但直路的流类型是更容易组装。一起使用这两种类型，这是不可能的。如果Yf的=1，则流程的所有通道中的交叉。如果Yf的=0时，流程是直链的所有通道中。6个参数可以表示任何常规配置和九板的板式换热器的配置的一个例子示于图。 （2）。对于任何给定的信道数，NC，五个其它参数允许值的有限集合，这限制了可能的配置数，在图所示。 （3）。分散模式是由于NCI和NCII数量的整数因子的变化。如果在2和500之间的信道数的范围内，有284976个不同的组态。图3：通道数可能出现的常规组态的函数等效配置对于一个给定的信道和一个固定的不同的流数的值，等效的构型（即具有相同的热效率和压力下降）的存在是可能的。相当于配置的识别是很重要的，以避免不必要的热交换器评价。两个或两个以上的配置等价的发生是由于流量可逆性的财产（Pignotti Tamborenea，1988），单通的存在或几何相似（构型可以自由旋转或镜像）。一种方法来检测同等构型标签。 （1）。对于每一组的NC，PI，PII和Yf各组的值，结果在相当于构型参数f。在偶数NC的情况下，有可能是YH= 0和YH=1之间的适合的，因为I和II两侧具有相同的信道数，因此可以有相同的遍数。考虑例如图中所示的热交换器。 （2），它被设置为f= 1，YH= 1;为制表。 （1），改变流体的两侧（YH= 1（R）YH= 0）将产生不同虽然等效的构型。 构型优化配制成的信道的数目，NC，这相当于最小化的换热面积或者其固定费用（式1）的最小化的构型的最优化问题。通道（NC），流体压力的的下降（DPhot DPcold），通道的流速（vhot，vcold）和换热效率（E）的数量上有限制，如图以约束（2A）（2F）。优化模型也受到PHE模型，计算上述变量（约束3）所必需的。得到（2a）中的信道数目的约束有关的可利用的数字板和交换容量。流体压力降的最低值，避免了大的变化，可以弯曲板之间的平均流体压力。下界通道的流速避免的优先路径或通道内的停滞区的形成。筛选方法建议优化程序是基于的筛选方法，Daichendt之外，格罗斯曼（1994）也采用换热网络优化。在此过程中，依次使用约束除去不可行的和非最佳的MINLP问题的解决方案，从而降低了它的大小和复杂性。在板式换热器的构型的最优化，约束的数量的信道（2a）中定义的初始设置，IS，可能的构型，形成的5个其它参数组合。穷举程序，可以被用来获得该组合内的最佳构型，但是，此过程需要一个大