各种换热器设计详细说明书-原稿

1、化 工 设 计说 明 书设计题目： 煤油冷却器的设计 设 计 人： 专业班级： 学 号： 指导老师： 二 九 年 六 月 八 日前言化工原理课程设计是化工原理教学的一个重要环节，是综合应用本门课程和有关先修课程所学知识，完成以单元操作为主的一次设计实践。通过课程设计使学生掌握化工设计的基本程序和方法，并在查阅技术资料、选用公式和数据、用简洁文字和图表表达设计结果、制图以及计算机辅助计算等能力方面得到一次基本训练，在设计过程中能够培养学生树立正确的设计思想和实事求是、严肃负责的工作作风。化工原理课程设计是化工原理课程教学的一个实践环节，是使学生得到化工设计的初步训练，为毕业设计奠定基础。围绕以某

2、一典型单元设备(如板式塔、填料塔、干燥器、蒸发器、冷却器等)的设计为中心，训练学生非定型设备的设计和定型设备的选型能力。设计时数为3周，其基本内容为：(1)设计方案简介：对给定或选定的工艺流程、主要设备的型式进行简要的论述。(2)主要设备的工艺设计计算(含计算机辅助计算)：物料衡算，能量衡量，工艺参数的选定，设备的结构设计和工艺尺寸的设计计算。(3)辅助设备的选型：典型辅助设备主要工艺尺寸的计算，设备的规格、型号的选定。(4)工艺流程图：以单线图的形式绘制，标出主体设备与辅助设备的物料方向，物流量、能流量，主要测量点。(5)主要设备的工艺条件图：图面应包括设备的主要工艺尺寸，技术特性表和接管表

3、。(6)设计说明书的编写。设计说明书的内容应包括：设计任务书，目录，设计方案简介，工艺计算及主要设备设计，辅助设备的计算和选型，设计结果汇总，设计评述，参考文献。整个设计由论述，计算和图表三个部分组成，论述应该条理清晰，观点明确；计算要求方法正确，误差小于设计要求，计算公式和所有数据必需注明出处；图表应能简要表达计算的结果。在化工、石油、动力、制冷、食品等行业中广泛使用各种换热器，且是上述这些行业的通用设备，占有十分重要的地位。随着我国工业的不断发展，对能源利用、开发和节约的要求不断提高，因而对换热器的要求也日益加强。换热器的设计制造结构改进以及传热机理的研究十分活跃，一些新型高效换热器相继问

4、世。完善的换热器在设计或选型时应满足以下基本要求：（1） 合理地实现所规定的工艺条件；（2） 结构安全可靠；（3） 便于制造、安装、操作和维修；（4） 经济上合理。 随着换热器在工业生产中的地位和作用不同，换热器的类型也多种多样，不同类型的换热器各有优缺点，性能各异。在换热器设计中，首先应根据工艺要求选择适用的类型，然后计算换热所需传热面积，并确定换热器的结构尺寸。目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc232825670 设计任务书 各程中最小（或最大）管数。总管数：222管程数：4平均每程管数：Ncp=55各程管数：=51（3程），=60（1程）中心一行的管数

5、Nr=587.5/32=18采用正三角形排列，层数为8层管程分布：第三节 进出口设计在换热器的壳体和管箱上一般均装有接管或接口以及进出口管。在壳体和大多数管箱的底部装有排液管，上部设有排气管，壳侧也常设有安全阀接口以及其他诸如温度计、压力表、液位计和取样管接口。对于立式管壳式换热器，必要时还应设置溢流管。由）于在壳体、管箱壳体上开孔，必然会对壳体局部位置的强度造成削弱。因此，壳体、管箱壳体上的接管设置，除考虑其对传热和压降的影响外，还应考虑壳体的强度以及安装、外观等因素。1、接管外伸长度接管外伸长度也叫接管伸出长度，是指接管法兰面到壳体（管箱壳体）外壁的长度。可按下式计算： 式中l接管外伸长度

6、，mm； h接管法兰厚度，mm； hl接管法兰的螺母厚度，mm； 保温层厚度，mm。除按上式计算外，接管外伸长度也可由表4-3-1的数据选取表4-3-1 PN4.0MPa的接管外伸长度 DN05051757610010112512615015117517620080150150200200250250300150200200200200250250300由于是冷却器，不需要设置保温层故=0mm。因此壳程接管外伸长度为150mm，管程接管外伸长度为200mm。2、接管与筒体、管箱壳体的连接1）结构型式接管与壳体、管箱壳体（包括封头）连接的结构型式，采用插入式焊接结构。一般接管不得凸出于壳体的内表

7、面。 2）开孔补强（1）补强设计原则等面积补强法的设计原则 局部补强的金属截面积必须大于或等于开孔所减去的壳体截面积，其含义在于补强壳壁的平均强度，用与开孔等截面的外加金属来补偿被削弱的壳壁强度。但是这种补强方法并不能完全解决应力集中问题。当补强金属集中于开孔接管的根部时，补强效果良好；当补强金属比较分散时，即使100%等面积补强，仍不能有效地解决应力集中系数。塑性失效补强原则 开孔容积在接管处达到全域塑性时的极限压力等于无孔壳体的屈服压力；同时，按弹性计算的最大应力应不超过2s，即：而代入上式，得该式表明：如果将薄膜应力控制在许用应力以下，那么应力集中区的最大应力集中系数可以允许达到3.0。

8、应该指出，这种补强方法只允许采用整体锻件补强结构。（2）补强形式内加强平齐接管 将补强金属加在接管或壳体的内侧。外加强平齐接管 将补强金属加在接管或壳体的外侧。对称加强凸出接管 采用凸出（插入）接管，接管的内伸与外伸部分实行对称加强。密集补强 将补强金属密集地加在接管和壳体的连接处。理论和实验研究结果表明，从强度角度来看，密集补强最好，对称凸出接管补强次之，内加强平齐接管补强第三，而外加强平齐接管补强最差。而从制造角度来看，密集补强必须从接管根部和壳体连接处做成一个整体结构，这就给制造加工带来了困难，而且容器和开孔的直径越大，加工越困难；凸出接管对称加强形式，连接处的内侧焊接困难，且容器和开孔

9、越小越困难；对于内加强平齐接管来说，除加工制造困难外，还会给工艺流程带来一些其它问题。因此，一般不采用这种形式。我们这里选择采用外加强平齐接管的补强形式。（3）补强结构补强结构是指补强金属采用什么样的结构方式与被补强的壳体或接管连成一体。主要有以下几种：补强圈补强结构 以补强圈作为补强金属焊接在壳体与接管连接处。补强圈的材料一般与器壁的材料相同，其厚度一般也与器壁厚度相同。补强板与被补强的器壁之间要很好地焊接，使其与器壁能同时受力，否则起不到补强作用。为了检验焊缝的紧密性，补强板上开有一个M10的小螺纹孔，从这里通入压缩空气，并在补强圈与器壁的连接焊缝外涂抹肥皂水，如果焊缝由缺陷，就会在该处吹

10、起肥皂泡。而这种结构由于补强板和壳体或接管金属煤油形成一个整体，温差应力大，抗疲劳的能力差。由于这些缺点，补强圈补强结构只适用与一般中、低压容器。而且采用补强圈补强结构时，应遵循以下规定：钢材的标准抗拉强度下限值；补强圈厚度小于或等于1.5Sn（Sn为壳体开孔处的名义壁厚，mm）；壳体名义厚度不大于38mm；加强元件补强结构 将接管或壳体开孔附近需要补强的部分，做成加强元件，然后再与接管和壳体焊在一起。整体补强结构 增加壳体的厚度，或用全焊透的结构形式将厚壁接管或整体补强锻件与壳体相焊。在这里我们采用补强圈补强。 （4）不另行补强的最大开孔直径壳体开孔满足下面全部要求时，可不另行补强设计压力不

11、大于2.5MPa；两相邻开孔中心的间距（对于曲面间距以弧长计算）应不小于两孔直径之和的两倍；接管公称外径不大于89mm；接管最小壁厚满足表4-3-2要求表4-3-2 接管最小壁厚接管公称外径253238454857657689最小壁厚3.54.05.06.0因此壳程接管可以不补强。5）管程等面积补强计算补强圈外径补强圈补强厚度一般与器壁厚度相等，故取补强圈厚度为8mm，则补强圈外径DH=2d=2150=300mm3、排气、排液管 为提高传热效率，排除或回收工作残液（气）及凝液，凡不能借助其他接管排气或排液的换热器，应该在其壳程和管程的最高、最低点，分别设置排气、排液接管。排气、排液接管的端部必

12、须与壳体或管箱壳体内壁平齐，其结构如下图。排气口和排液口的尺寸一般不小于15mm。卧式换热器的排气、排液口多采用（a）结构，设置的位置分别在壳体、管箱壳体的上部和底部。在立式换热设备中，当公称压力PN2.5MPa时，则选用（c）、（d）结构。即壳程排气、排液口采用在管板上开设不小于16mm的小孔，管端采用螺塞或焊上接管法兰。（c）结构通道易堵塞，螺塞易锈死，对于不清洁、有腐蚀性的物料，不宜采用这种结构。换热器管间为蒸汽时，排气、排液孔可采用（e）结构。图4-3-1 换热器排液、排气接管结构4、接管最小位置在换热器的设计中，为了使传热面积得以充分利用，壳程流体进、出口接管应尽量靠近两端管板，而管

13、箱进、出口接管应尽量靠近管箱法兰，可缩短管箱壳体长度，减轻设备重量。然而，为了保证设备的制造、安装，管口距管板或管箱法兰的距离也不能靠得太近，它受到最小位置的限制。 1）壳程接管位置的最小距离图4-3-2 壳程接管位置壳程接管位置的最小尺寸，见图4-3-2，可按下式进行计算：带补强圈接管 mm不带补强圈接管 mm以上两式中取C4S（S为管箱壳体厚度，mm），且30mm。 2）管箱接管尺寸的最小位置图4-3-3 管箱接管位置管箱接管位置的最小尺寸，见图4-3-3，可按下式进行计算：带补强圈接管 mm不带补强圈接管 mm以上两式中取C4S（S为管箱壳体厚度，mm），且30mm。以上四式中b，hf管

14、板厚度，mm； L1/L2壳程/管箱接管位置最小尺寸，mm； C补强圈外缘（无补强圈时，为管外壁）至管板（或法兰）与壳体连接焊缝之间的距离，mm； DH补强圈外圆直径，mm； dH接管外径，mm。取C=4S=32mm。壳程接管不带补强圈，故壳程接管位置的最小尺寸为 ，取L1=120mm。管箱接管带补强圈，且补强圈外圆直径为DH=300mm，故管箱接管位置的最小尺寸为：，取L2=230mm。第四节 壳体与管板、管板与法兰及换热管的连接管板与壳体的连接型式分为两类，一是不可拆卸式，如固定管板式换热器，管板与壳体是用焊接连接的。一是可拆卸式，如U型管式、浮头式及填料函式和滑动管板式的换热器。对于不可

15、拆卸式换热器，其壳体与管板采用焊接型式的连接。由于设备直径的大小，壳体壁的厚薄，以及管板的型式（如管板兼作法兰），所以必须考虑不同的焊接方式及焊接接点。目前，换热器管板与壳体的焊接型式较多，对于结构的优劣，施焊的难易，因各制造厂的生产工艺和装配不同，所以对各种焊接接点的看法亦不一。可拆卸式换热器，如浮头式、U型、填料函式等换热器，管板本身不直接与壳体焊接，而是通过壳体上的法兰或夹持在两法兰之间固定。1、壳体与管板的连接结构由于温度、压力及物料性质的差异，所以管板与壳体的固定型式要求也不尽相同。对于不可拆卸式的固定管板式换热器，从结构上看有两种型式，一种是管板兼作法兰（见图4-4-1（a），另一

16、种是夹持式固定管板。当材料为碳钢时，一般都采用管板兼作法兰；在直径较大，材料为不锈钢及有色金属作管板时，也可考虑采用夹持式固定管板，这样有利于节省材料。图中管板背面不开槽，结构简单，当直径较小时，在壳体内进行焊接的情况下，可采用图4-4-1（b）型式。 （a） DN600 （b） DN600图4-4-1 壳体与管板焊接 管板两端采用相同的结构，对于大直径设备，人可以进入壳体内焊接时，则可将壳体长度分为两段，当与管板焊接好后，再将两半壳体焊接起来，这比做两个短节方便，尤其是当壳体较长时，这样做可以较少焊接的工作量。显然设计出的换热器不属于此列。那么对于小直径的换热器，无法在壳体内进行焊接时，则可

17、采用两个短节与管板焊接后，在进行与壳体的焊接，这种结构的优点是焊接强度好。如图。图4-4-2 双壳体对焊接图4-4-3 DN600时管板与壳体的焊接型式当DN3006006009009001200120015001500折流板或支持板最小厚度400700456101012 3）折流板或支持板管孔刚换热管级管束（适用于碳素钢、低合金钢和不锈钢换热器）折流板或支持板管孔直径及允许偏差应符合表4-5-2。表4-5-2换热管外径或无支撑跨距d32或l900l900且d32管孔直径d+0.8d+0.4允许偏差+0.40级管束（适用于碳素钢、低合金钢）折流板或支持板管孔直径及允许偏差应符合表4-5-3表4

18、-5-3换热管外径1416192532384557管孔直径14.616.619.625.832.838.845.858.0允许偏差+0.400+0.450+0.500折流板或支持板外直径及允许偏差表4-5-4公称直径DN4004005005009009001300130017001700200020002300kg/(ms2)者；（2）其他液体，包括沸点下的液体，u2740kg/(ms2)者；对壳程进出口接管距管板较远，液体停滞区过大时，应设置导流筒，以减少流体停滞区，增加换热管的有效换热长度。第七节 拉杆与定距管1、拉杆的结构和尺寸（1）拉杆的结构型式拉杆常用的结构型式有：拉杆定距管结构，见

19、图4-7-1（a）。此结构适用于换热管外径d19mm的管束且l2La（La按表4-5-5规定）拉杆与折流板点焊结构，见图4-7-1（b）。此结构适用于换热管外径d14mm的管束且l1d；当管板较薄时，也可采用其他的连接结构。图4-7-1 拉杆结构型式这里我们选用拉杆定距管结构。（2）拉杆的尺寸拉杆的长度L按实际需要确定，拉杆的连接尺寸由图4-7-2和表4-7-1确定。图4-7-2 拉杆连接尺寸表4-7-1 拉杆的尺寸拉杆直径d拉杆螺纹公称直径dnLaLbb101013401.5121215502.0161620602.0（3）拉杆的直径和数量拉杆直径和数量按表4-7-2和表4-7-3选用。表4

20、-7-2 拉杆直径选用表换热管外径d10d1414d2525d57拉杆直径dn101216表4-7-3 拉杆数量选用表拉杆直径dn，mm壳体公称直径d，mm40040070070090090013001300150015001800180020002000230023002600拉杆数量10461012161824283212448101214182024164466810121216由于换热管外径为25mm，壳体公称直径为600mm，故选取直径为16mm的拉杆，其数量为4。2、拉杆的位置拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘，对于大直径的换热器，在布管区内或靠近折流板缺口处应布置适当数量的拉杆，任

21、何折流板不应少于3个支承点。3、定距管尺寸定距管的尺寸，一般与所在换热器的换热管规格相同。对管程是不锈钢，壳程是碳钢或低合金钢的换热器，可选用与不锈钢换热管外径相同的碳钢管作定距管。定距管的长度，按实际需要确定。第八节 防短路结构在换热器壳程，由于管束边缘和分程部分都不能排满换热管，所以在这些部位形成旁路。为了防止壳程物料从这些旁路大量短路，降低换热效率，可在管束边缘的适当位置安装旁路挡板和在分程部位的适当地方安装假管或带定距管的拉杆来增大旁路的阻力，以迫使壳侧介质通过管束与换热管内流体进行换热。旁路挡板或假管是否需要、需要数量以及安装部位等，应根据使用条件和工艺计算来确定。一般应考虑以下因素

22、：卧式、左右缺边者流换热器，壳程物料从旁路短路的可能性大，应根基需要考虑安心黄旁路挡板或假管。当壳程的传热膜系数远小于管程的传热膜系数时，壳程传热膜系数其控制作用，此时安装旁路挡板或假管能显著提高总的传热系数。旁路面积与壳程流通面积之比愈大，旁路的泄露就愈大，安装盘路挡板或假管的效果也愈显著；在较小的壳体直径（DN400）中安装旁路挡板或假管比在较大的壳体直径中更加有效。旁路挡板或假管超过一定数量后。对提高传热系数的作用下降，而对压力降的影响较大。以上因素综合考虑，通过之前的计算和比较后，该换热器需要安装旁路挡板或假管。1、旁路挡板结构尺寸安装在换热器中的旁路挡板应与折流板焊接牢固，如图4-8

23、-1。1折流板 ；2旁路挡板图4-8-1 旁路挡板安装图 旁路挡板的厚度可取与折流板相同的厚度。旁路挡板的数量推荐如下：公称直径DN500mm时，一对挡板；公称直径500DN1000mm时，两对挡板；公称直径DN1000mm时，三对挡板。2、假管假管（也称挡管）为两端堵死的换热管，设置在分程隔板槽背面的两管板之间而不穿越管板，假管与换热管的规格相同，可与折流板点焊固定，也可用拉杆（带定距管或不带定距管）代替。一般应每隔34排换热管设置一根，但不应该设置在折流板缺口处。如图4-8-2。假管伸出第一块及最后一块折流板或支持板的长度应不大于50mm。假管的设置是为了减少死区。图4-8-2 假管布置图

24、本换热器采用20根假管。第九节 膨胀节固定管板式换热器换热过程中，管束和壳体有一定得温差存在，而管板、管束与壳体之间是刚性地连接在一起的，当温差达到某一个温度值时，由于过大的温差应力往往会引起壳体的破坏或造成管束弯曲。当温差很大时，可以选用浮头式、U型管及填料函式换热器。但上述换热器的造价较高，若管间不需要清洗时，也可采用固定管板式换热器，但需要设置温差补偿装置，如膨胀节。1、膨胀节膨胀节时装在固定管板式换热器壳体上的挠性构件，依靠这种易变形的挠性构件，对管束与壳体间的变形差进行补偿，以此来消除壳体与管束间因温度而引起的温差应力。膨胀节的型式较多，通常有波形膨胀节、平板膨胀节、形膨胀节。在生产

25、实际中，应用最多也最普遍的是波形膨胀节。图4-9-1 波形膨胀节波形膨胀节一般单层和多层两种型式。在波形膨胀节中，每一个波形的补偿能力与使用压力、波高、波长及材料等因素有关，如波高越低，耐压性能越好而补偿能力越差；波高越高，波距越大，则补偿量越大，但耐压性能越差。采用多层膨胀节的结构比单层膨胀节具有很多的优点，因多层膨胀节的壁薄且多层，故弹性大，灵敏度高，补偿能力强，承载能力及疲劳强度高，而且结构紧凑。表4-9-1 波形膨胀节规格系列表膨胀节类型公称压力PN，MPa6.4公称直径DN，mmZX型膨胀节单层、多层25020001201200120800150350ZD型膨胀节单层15020015

26、01200150350HF型膨胀节HZ型膨胀节表4-9-2 波形膨胀节型式代号型式代号说明结构代号ZX表示整体成型小波高膨胀节ZD表示整体成型大波高膨胀节HF表示膨胀节由两半波零件焊接而成HZ表示膨胀节由带直边两半波零件焊接而成使用代号L表示用于立式设备上LC表示带内衬套用在立式设备上W(A) (B)A型：表示带丝堵，适用于单层无疲劳设计要求的膨胀节B型：表示无丝堵，适用于单层或多层有疲劳设计要求的膨胀节WC(A) (B)表4-9-3 波纹管材料代号名称材料设计压力，MPa设计温度范围，C标准号波纹管牌号代号Q235-AiA3jC1.00350GB700，GB912，GB3427iAy3jY内

27、衬管同设备壳体材料端管2、膨胀节计算管子拉脱力计算在换热器中承受流体压力换热管壳壁的温差应力的联合作用，这两个力在管 子与管板的连接接头处产生了一个拉托力，使管子与管板由脱离的倾向。拉脱力是管子平均每平方米胀接周边所受到的力，单位为Pa。对于管子与管板是焊接连接的接头，实验表明，接头的强度高于管子本身金属的强度，拉脱力不足以引起街头的破坏。由于管子和管板采用的是焊接连接，因此在这里我们不需要计算管子拉脱力。2）膨胀节设置计算必须设置膨胀节的条件：对于固定管板式换热器，用下式计算壳体和管子中的应力：若满足下述条件之一者，必须设置膨胀节：式中F1是由壳体和管子之间的温差所产生的轴向力，N； F2是

28、由于壳程和管程压力作用于壳体上的轴向力，N； 其中 F3是由于壳程和管程压力作用于管子上的轴向力，N； At,As分别为管程和壳程的横截面积，mm2； 。 分别为管子和壳体材料的温度膨胀系数，； t0安装时的温度； tt,ts分别为操作状态下管壁温度和壳壁温度，oC；壳体和管子的材质都为碳素钢，其物性常数如下：查外压圆管、管子和球壳厚度计算图（屈服点大于207MPa的碳素钢）2得：B=110MPa。st=113MPa，tt=112MPa，=0.85。2st=21130.85MPa=192.1MPa2tt=224MPa由此可知此换热器并不必设置膨胀节。第五章 管束振动计算在管壳式换热器中，为了强

29、化传热，通常设置了折流板，壳体中的流体是以横向即垂直于管束轴线方向通过管束。流体横向载荷对换热器的影响主要是引起管束振动和强度破坏。在管束横向流流速的影响下，换热器管子会有出现振动的趋向。如果振动幅度达到足够大，则可能会为某一种或者更多种激振动机理所破坏：由于折流支撑板间跨中反复的震荡而管壁减薄在管子界面和折流板处碰撞而磨损由于高的磨损率而造成疲劳或腐蚀疲劳。保证管壳式换热器避免在一切操作条件下出现流动诱发振动式十分重要的。第一节 概述1、流动诱发振动的三种基本情况要激发起换热管振动，必须对管子给以激振能，壳程流体流动就是诱发和维持管子振动的激振能源。换热管时换热器中细长弹性元件，壳程流体流动

30、破坏了他们的平衡位置，并遭受振动运动。管子振动表明了管子离开其平衡位置做周期性运动。增加壳程横流速度，管子运动可以有以下三种情况：在低横流速度下，管子以低振幅随机运动；当横流速度增加，管子就会在挡板孔内发生咔哒咔哒地摩擦声响； 当横流速度超过某一值，管子就发生高振福运动（振动）。当管子固有频率与激振频率相接近时，发生震动声响。管子与刚性结构间例如折流支承板的相对运动有可能引起管子的撞击磨损。2、管子最可能破坏的区段尽管管子在换热器中任何地方都可能产生破坏，但是最容易引起流动诱发振动的区域是流动高速区。诸如：管束中两块折流支承板间最大的无支承中间跨；管束周边区的在弓形折流板缺口区的那些管子；U型

31、管束U型弯头区；位于进口接管之下的管子；位于管束旁流面积和管程分程隔板流道内的管子；在管子与换热器结构部件有相对运动的区段界面，诸如包括管子与折流板和管子与管板。3、破坏机理引起管子破坏的主要机理是：碰撞磨损（管子与管子，管子与折流支承板）管子与折流支承板界面，由于管子在支承板管孔间碰撞和或滑动而磨损破坏；撞击和破损的联合作用下的破坏。4、流动诱发振动机理流动诱发振动响应的激振激励通常是：漩涡分离或流动的周期性；湍流振动；流体弹性稳定性FEI(Fluid Flasticity Instability)；声振动相应。漩涡分离、湍流振动和声激振动是振动相应现象，当激振频率与管子频率同步时就产生振动

32、响应。流体弹性不稳定性的发生，是管子在课程流体横流达到临界流速或速度阀，而导致管子振动响应振幅足够的大，造成与相邻管子的碰撞而破坏。在流体横流流速低于流体弹性不稳定临界速度之下时，不会发生流体弹性不稳定振动现象；但流体输入到管子质量阻尼系统的能量超过阻尼系统消耗的能量时，就达到了不稳定性振动状态，这实际上是流速达到或超过了临界流速。换热管振动响应曲线见图5-1-1。图5-1-1 流体诱发振动管子振动响应理想横流流速u与位移关系图；铝管在水横流下，管子节距比1.5装置正方形排列管束的振动响应5、横流下管束动力行为流体在弹性管管束中流动，会导致流体动力效应或流动振动（声振动）和流动结构偶联。这些效

33、应引起流体动力作用和流体结构偶联作用力。一圆柱束在增长的横流流速（u）下的动力行为有三种不同现象。如下所示：低流速下圆管或圆柱体对湍流振动的基本响应：随着流速的增加，管子会圆柱体振动振幅增加，均为流速u的平方关系；在较高的流速下，会引起不同类型的振动响应条件，诸如漩涡分离、湍流振动和气柱声振动。当管子在管束内由于流体的作用在其平衡位置作弹性位移时引起的与运动有关的流体力。6、流体动力作用力引起流动诱发振动（FIV）的流体动力作用力主要有以下三类：由于压力场的湍流波动产生的力；管子后面形成冯卡曼（Von Karman）涡街的周期性漩涡分离作用力；当管子在管束内有流体的作用在其平衡位置作弹性位移时

34、引起的与运动有关的流体力。第二节 流动诱发振动机理对于流动诱发的各种不同激振机理，只有流体弹性不稳定性才是主要涉及到所有各种流体介质，而其它的激振机理在某些流体介质中则是不重要的。例如，湍流振动因为气体的密度低，不会导致非常高的流体流动作用力，故其在气体介质中就不会是主要的了，因此，流体振动设计主要是限制声共振和流体弹性不稳定性（FEI）这两个方面。表5-2-1表示换热管束每一种流体介质对流动诱发振动的重要性界限。表5-2-1 横流流动激振机理与流体介质关系流动情况漩涡分离湍流抖动流体弹性不稳定性声共振液流中可能发生可能发生重要气流中不能发生可能发生重要重要两相流中不可能发生不重要重要不大可能

35、此换热器是属于液流，因此只需要分析漩涡分离、湍流抖动和流体弹性不稳定性这三个方面。1、漩涡分离1）管束斯托拉哈数计算管束斯托拉哈数Su可有陈氏管束斯托拉哈数，也可由Fitz-Hugh图来确定，这些图都是描绘承Su与管节距的关系。另外，也可以从Zukauskas或Katinas以及Weaver等关系式来计算确定。见图5-2-1。图5-2-1 Y.N.陈氏斯托拉哈数图（a）直排管束；（b）错排管束（取自管式换热交换器制造协会TEMA，1988）Weaver et.al关系式，不同管束排列方式的Su数表达式：，正三角形排列（60o）；，转角正三角形排列（30o）,正方形及正方形转角（90o，45o）

36、式中xp换热管节径比，P/D； P管节距； D管外径。2）避免产生漩涡分离共振准则避免产生漩涡分离共振的准则是Pettigrew和Gorman准则。他们采用对比频率fnD/u,这一参数当对比频率大于2Su时不会发生漩涡分离共振。Au-Yang准则：该准则规定，必须是对比频率小于0.2Su时才不会发生漩涡分离共振。Au-Yang等准则避免壳程管束中第1、2、3排管不产生漩涡分离锁定的准则必须是：对于基本振型（振型数n=1），如对比速率下条件u/fD64时则该振型的锁定被抑止；对任一既定振型对比速度u/fD1.2，则升力方向锁定可以避免，且阻力方向锁定被抑止。2、湍流抖振换热器壳程管箱中的湍流抖动

37、有时也称结构振动，它是指由于不稳定流体作用力在流场中，高的湍流力对换热管的作用，而在流体达到临界速度之前和远离漩涡锁定范围的换热管低振幅动响应。湍流流动具有随机速度扰动，加上湍流漩涡环绕一中心主频分布在宽度的频率范围内。当流场中的中心主频与管束中管子最低固有频率相一致时，就会产生很大的能量，导致换热管共振和高的振动振幅。即使未发生共振，湍流抖振也会引起管子磨损和疲劳破坏。欧文湍流抖振频率表达式：3、弹性不稳定性弹性不稳定性模型认为，弹性不稳定性是由下列二种机理引起的：流体弹性不稳定性与换热管位移的关系，这发生在相当高的流速下。该不稳定性称为位移机理；流体阻尼型不稳定性，发生在低流速下，该不稳定

38、性称为速度机理。在大多数情况下，速度机理或位移机理或是两种机理的联合作用都是重要的。第三节 振动分析：流体横向载荷引起管束振动主要有阻尼弹性振动、共振两种型式。1、阻尼稳定性理论：阻尼稳定性理论亦称能量理论，是假定流体横向流经管子所产生的激振力对管子所作的功，等于管子系统阻尼振动力衰减所消耗的能量。此时称之为振动的临界状态，对应的流体流速称为不稳定临界流速（uc）。当流体的流速大于uc时，即流体激振力所作的功大于管子阻尼能量，管子便会产生不稳定的弹性振动。由此可知，通过计算一定管束结构条件下的阻尼能量和流体流经管束时所作的功，可确定不稳定临界流速uc。fn为一阶固有频率。D值如下，为质量阻尼参

39、数。2、共振当载荷扰动频率与管束的管束自振频率相等时，管束发生共振。共振主要在下面几种情况下发生。1）卡漫漩涡流体流经管束时，管子背后有卡漫漩涡产生，当漩涡子管子表面脱落频率与管束自振频率相等时，管束发生共振。卡漫漩涡脱落频率fv可计算式中V为参考横流速度； St为斯特哈罗数； do为换热管外径2）紊流抖动对于节径比小于1.5的密排管束，满意发生卡漫漩涡脱落，但是壳体紊流漩涡使管子受到随机波动的作用力，而且紊流有一个相当宽的频带，当频带中某一频率与管子任一自振频率接近或相等时，会导致管子大幅度振动。这一频率称为紊流抖动主频率ft。计算式中V为参考横流速度；为横向管间距与管外径之比为纵向管间距与

40、管外径之比3）声振动当壳体介质为气体或蒸汽时，在与流体流动方向和管子轴线方向都垂直的方向上会形成声学驻波，如果声学驻波的频率与管束的自振频率、卡漫漩涡脱落频率或紊流抖动频率一致，便激发起声学驻波的振动，因而产生强烈的噪声。3、横向载荷校核1）稳定校核为防止管束发生不稳定的弹性振动，换热器管束间流体应小于不稳定临界流速，即uuc。2）共振校核对于一定结构的管束，操作条件下，换热器不应发生共振，及卡漫漩涡、紊流抖动、声学驻波频率应远离管束自振频率。因此，要求换热器满足下面条件fvf0.5,ftf0.5,0.8f/fa1.2.3）发生强度核算换热管束强度校核包括管子弯曲、剪切及碰撞三种情况，但实际上

41、管子很少发生弯曲破坏，通常在发生弯曲破坏前，管子与管板连接处已出现泄露。因此工程应用时，可仅考虑剪切与碰撞两种破坏。换热器管束间流体流速应小于剪切及碰撞两种情况下的临界流速：uuc2，uuc3。第四节 管束振动计算介质与特性系数管程壳程介质水煤油工作压力，MPa1.00.6平均温度，C3590密度，kg/m3997825换热管外径：0.025mm，间距0.032mm；单位长管子的有效重量为列管按转角30度正三角形排列，横向间距为0.032mm，纵向间距为0.0277mm取对数衰减率为0.031、求斯特罗哈数2、求临界速度系数D3、求临界状态时漩涡分离振频率与管子固有频率之比4、求临界状态时紊流

42、抖动振频率与管子固有频率之比可见Ks和Ktb均远大于1.75。因此结论是：此换热器，即使在横流速度达到临界值时也不会产生危险地共振。 第六章 流程图设计流程图确定物性常数，热负荷、冷却剂用量及平均温差，确定换热器类型及流体流动空间确定物性常数，热负荷、冷却剂用量及平均温差，确定换热器类型及流体流动空间估计传热总数，计算传热面积初值计算估计传热总数，计算传热面积初值计算选择传热管参数，并计算管程相应参数选择传热管参数，并计算管程相应参数计算值与假定值相差较大计算值与假定值相差较大估计冷凝给热系数估计冷凝给热系数计算值与假定值相差较大计算值与假定值相差较大压降大于设计压力压降大于设计压力裕度过大或过小核算冷凝给热系数计算管内给热系数裕度过大或过小核算冷凝给热系数计算管内给热系数总传热系数核算总传热系数核算计算值与假定值相差不大计算值与假定值相差不大折流板计算折流板计算壳侧压降和管侧压降计算，并与设计压力比较壳侧压降和管侧压降计算，并与设计压力比较压降小于设计压力压降小于设计压力裕度系数校验裕度系数校验考虑夏冬季的温度差异，改变冷流体进口温度考虑夏冬季的温度差异，改变冷流体进口温度裕度合适裕度合适计算换热器其余零件确定换热器基本尺寸计