《热交换器原理与设计》管壳式热交换器设计-2.4-2.8

第二章管壳式热交换器1与换热系数有关的几个问题

定性温度取法流体的平均温度壁面温度流体和壁面的平均温度油类高粘度流体卡路里温度流体进出口的算数平均温度分段计算2卡路里温度特点传热系数可以被视为常量传热系数和平均对数平均温差的乘积等于变化的传热系数和实际温差的乘积。卡路里温度公式热流体的平均温度冷流体的平均温度卡路里分数FC3壳侧流体被冷却时Fc=0.3；壳侧流体被管程的水蒸气加热时Fc=0.55壳侧和管侧均为油时Fc＝0.45粘度在10-3Pas以下的低粘性液体Fc=0.5定型尺寸选取原那么对流体运动或传热发生主要影响的尺寸圆管内的换热过程取管子内径di圆管管外强迫流动换热管子外径d04非圆形管道当量直径d0当量直径A——流体的流通截面积式中：U——湿周边或热周边长阻力它是全部湿润周边传热参与传热的周边5粘度修正非定温流动热流方向因子修正项Pr的不同方次加热冷却壁温未知试差法近似值液体冷却气体加热6液体加热冷却气体同时存在对流换热与辐射换热的处理具有辐射能力的气体温度较高辐射对流总换热系数7辐射C0——黑体辐射常数，其值为5.67W/(m2k4)εn——换热系统的组合黑度；ψ——角系数T1,T2——两辐射物体的绝对温度式中：8三、壁温的计算放热侧壁温吸热侧壁温式中：rs,1,rs,2——分别为放热侧、吸热侧污垢热阻K，α应在同一基准外表计算注意：9试算法壁温换热系数步骤假定一侧壁温(如tw1)求这侧的换热系数〔α1〕计算另一侧壁温〔tw2〕算另一侧的换热系数α2算另一侧的单位面积传热量〔q2〕假定壁温正确q1=q2q1≠q2结束重新假定壁温(如tw1)10注意假设壁温时，假设值应接近α值大的那种流体的温度。如果要考虑污垢热阻时，应该参加污垢热阻的因素。牛顿迭代法。作图方法11在某一钢制立式管壳式热交换器中用饱和温度ts=111.38℃的蒸汽加热某种溶液，其管径为Φ32×2mm，管高l=1.5m，材料的导热系数λ=52w/(m℃),管内溶液的平均温度t2=68℃,换热系数α2=3348w/(m2℃)求蒸汽侧的管壁温度tw1。溶液侧单位传热面的传热量解凝结液膜的平均温度12蒸汽与壁面温差蒸汽凝结的换热系数蒸汽侧单位面积的传热量比较q1与q2是否相等最终求得壁温tw1=98℃,q≈89000w/m213第四节管壳式热交换器的流动阻力计算黏性流动阻力产生的根源流动阻力产生的条件固体壁面流动阻力大小的决定因素物理性质流动状况壁面因素热交换器流动阻力分类摩擦阻力局部阻力14管壳式热交换器的阻力管程阻力壳程阻力阻力不允许超过允许范围一、管程阻力的计算沿程阻力△Pi回弯阻力△Pr进出口连接管阻力△PN15沿程阻力△Piλ——莫迪圆管摩擦系数wt——管内流体流速式中：φi——管内流体粘度校正因子当Re>2100φi＝〔μ/μw〕-0.14当Re<2100φi＝〔μ/μw〕-0.2516回弯阻力△Przt——管程数进出口连接管阻力气体非等温流动附加阻力△Pa内阻力△Ps

总阻力△P＝△Pi＋△Pl＋△Pa+△Ps17

p1—流体流经直管的压力降，N/m2；

p2—流体流经回弯管时的压力降，N/m2；Ft—结垢修正系数，

25×2.5mm

1.4，

19×2mm

1.5；Ns—串联的壳程数；

Np—管程数。直管压力降

p1可按流体力学的一般公式进行计算；回弯管中的压力降

p2由下面的经验公式估算：

对于多管程换热器，流体总阻力应等于各程直管阻力、回弯阻力及进、出口阻力之和〔通常忽略进、出口阻力〕：18二、壳程阻力的计算无折流板管程阻力公式计算壳程阻力壳程的摩擦系数管程摩擦系数>壳程的压降管程的压降≯壳程的压降管程的压降＜雷诺数相同光滑管圆管错流Re=102~5*104顺列管束19错列管束式中：N——表示流体横掠过管排的数目wmax——最窄流通截面处的流速，m/s弓形折流板的壳程阻力贝尔法理想管束的摩擦系数图查取理想管束的摩擦系数fk计算每一理想错流段阻力△PbkMs——壳程流体质量流量，Kg/s.20计算每一理想缺口阻力△Pwk当Re≥100时Re＜100折流板泄漏旁路进出口段折流板间距校正21折流板泄漏旁路折流板泄漏对阻力的影响校正系数图2.37旁路对阻力的影响的校正系数图2.38进出口段折流板间距当Re≥100时，n′=1.6当Re＜100时，n′=122壳程的总阻力23埃索法计算壳程压降

p0的公式：

p1’—流体横过管束的压力降，N/m2；

p2’—流体通过折流板圆缺时的压力降，N/m2；Fs

—壳程压力降的结垢修正系数，对于液体取1.5,对于气体或可凝蒸汽取1.0。式中：24F—管子排列方法对压力降的修正系数，对于正三角形排列F=0.5，对于正方形排列F=0.3，对于正方形斜转45度F=0.4；f0—壳程流体的摩擦系数；nC—横过管束中心线的管子数；NB—折流挡板数；

h—折流板间距；u0—按壳程流通截面积计算的流速，通常，液体流经换热器的压力降为0.1～1atm,气体为0.01～0.1atm,设计时，换热器的工艺尺寸应在压力降与传热面积之间予以权衡，使既能满足工艺要求，又经济合理。式中：25第五节管壳式热交换器的合理设计一、流体在热交换器内流动空间的选择

原那么1、提高传热系数受到限制的那一侧的换热系数，使传热面两侧的传热条件尽量接近。2、节省金属材料3、清洗污垢方便4、减少热量，冷量损失5、减少壳体和管子因受热不同而产生的温差应力6、在高压下工作的热交换器，使密封简单可靠7、便于流体的流入，分配和排出26流体流动通道的选择1、不清洁或易结垢的物料应当流过易于清洗的一侧，对于直管管束，一般通过管内，直管内易于清洗；2、需通过增大流速提高对流换热系数的的流体应选管程，因管程流通截面积小于壳程，且易采用多程来提高流速；3、腐蚀性流体宜走管程，以免管束和壳体同时受腐蚀；4、压力高的流体宜选管程，以防止壳体受压5、饱和蒸汽宜走壳程，冷凝液易于排出，其α与流速无关；6、被冷却的流体一般走壳程，便于散热7、粘度大、流量小的流体宜选壳程，因壳程的流道截面和流向都在不断变化，在Re>100即可到达湍流。27不可能同时满足，应抓住主要矛盾进行选择从流体的压力、腐蚀性及清洗等方面的要求来考虑，再考虑满足其他方面的要求。

二、流体温度和终温确实定流动方式传热面积平均温差传热单元数法28可以参考数据选择流体度和换热终温:

热端温差不小于20℃冷端温差不小于5℃冷却器冷凝器冷流体的初温应高于热流体的凝固点含有不凝结气体冷凝，冷流体的终温要求低于被冷凝气体的露点以下5℃空冷式热交换器热流体出口和空气进口之间的温差不低于20℃29多管程热交换器尽量防止温度交叉，必要时可将较小一端温差加大到20℃以上三、管子直径的选择小管径优点：增强传热增大单位体积传热面积缺点：流动阻力增大管子与管板连接处的泄漏的可能性增大容易积垢管长与管径的比例关系：30单管程流速一定，流通截面积At，管子数为传热面积F,管长L应为略去内径与计算直径的差异31四、流体流动速度的选择流体的流动速度要尽量使流体呈湍流状态防止产生过大压降考虑机械条件与结构要求机械条件限制流速的提高应当防止发生水力冲击，振动以及冲蚀等现象提高流速时，管数少，为保证所需要的传热面积必须增大管子的长度，增加程数。但是要考虑到清洗和拆换的不便。实际选用的流速低于最正确流速，但流速的低限应该保持在湍流范围内。32五、管壳式热交换器的热补偿问题热交换器所受的应力周向力轴向力温差应力拉脱力周向力、轴向力产生原因：热交换器内压外压壳壁管壁周向力轴向力33内压薄壁圆筒周向力pD/2s0D为平均直径s0为计算壁厚s0为计算壁厚p——筒体的设计压力，paDi——筒体的内径，ms——筒体的壁厚，mφ——焊缝系数；【σ】——在设计温度下筒体材料的许用应力，Pa；

式中：34轴向力压力引起的轴向力值为ps、pt——壳侧压力、管侧压力，padi,d0——管子的内外径，mn——管子的根数壳程流体压力作用于管板的净外表上管程压力作用于两端封头和包括管截面在内的管板上式中：轴向力壳体管子F1和35壳体与管子的应力分配与弹性模数成正比壳体应力管子应力式中：f-截面积，m2E-弹性模数，Pa36一、温差应力计算

2.产生原因1)结构因素：即换热器的管束与壳体是刚性连接;2)温差因素：即换热器的管壁温度与壳壁温度差;3)材质因素：即换热器的管束与壳体材料的线膨胀系数大小的影响.1.温差应力：仅由管壁与壳壁温差引起的应力。3.产生后果：1)管子的弯曲变形;2)造成管子与管板连接局部泄漏;3)使管子从管板上拉脱.37设一固定管板式换热器的壳体与管子在安装温度下，它们的长度均为L，如图〔a〕所示。处于操作状态时如图〔b〕：壳体壁温为，管子壁温为，且，同时考虑壳体与管子材料相同，那么：壳体的自由伸长量管子的自由伸长量〔a〕安装温度状况〔b〕操作温度且未安装状态〔c〕协调变形情况（5-4）（5-5）t38温差应力的计算温差轴向力F由于温差而使壳体被拉长的总拉伸力应等于所有管子被压缩的总压缩力，总拉伸力〔或总压缩力〕就是温差轴向力。符号规定F为+，表壳体被拉，管子被压；反之那么反之。虎克定律

管子被压缩的量为壳体被拉伸的量为t39δt,δs——分别为管子与壳体材料的弹性模数，Pa；ft,fs——分别为所有管子、壳体的断面积，m2；F2——管子所受的压缩力与壳体所受到的拉伸力，N；合并，整理温差应力管壁所受到的压应力为壳壁所受到的拉应力为40温差产生的轴向应力性质41影响温差应力的因素⑴△T愈大.那么温差应力愈大⑵ft/fc愈大,那么温差应力愈大工程上常采用的措施①减少壳体与管束间的温度差②装设挠性构件：膨胀节③使壳体和管束自由热膨胀双套管温度补偿消除温差应力的方法目的是解决①壳体与管束膨胀的不一致性②消除壳体与管束间的刚性约束。③使壳体与管束都能自由胀、缩。42压力与拉力的联合作用下，管子中所产生的应力为σt拉脱力管子每平方米胀接周边上所受到的力破坏性对于焊接接头，拉脱力缺乏以引起接头的破坏。对于胀接接头，拉脱力那么可能引起接头处密封性的破坏或使管子松动。计算在温差应力作用下，管子每平方米胀接周边所产生的力qt为43σt——管子的合成应力，Paa——单根换热管管壁的横截面积，m2l——胀接深度或焊接高度，m式中：在操作压力下，每平方米胀接周边所受到的力qp为：式中：p——设计压力，取管程压力pt和壳程压力ps二者中较大值，Mpa；f——每四根管子之间的面积44管子拉脱力由温差产生的管子周边力与压力产生的管子周边力可能是作用在同一方向的，也由可能是作用在相反方向的。假设两者作用于管子周边力方向相同，管子的拉脱力为qp＋qt；反之，管子拉脱力为|qt－qp|，方向同qp和qt两者中较大者。校核如果所计算出的拉脱力超过允许范围，那么需要采取相应措施以减少拉脱力管子拉脱力必须小于许用拉脱力，即q＜[q]胀接法的许用拉脱力管端不卷边，管板孔不开槽胀接管端卷边，管板孔开槽胀接[q]=0.2MPa[q]=0.4MPa45焊接法的许用拉脱力[q]=0.5[σt]tt[σt]——管子材料的许用应力，Pa；热补偿措施考虑热补偿的条件当管子与壳体用同种材料，在壳壁与管壁的温差大于50℃时，就要考虑热补偿以解决膨胀的差异。方法减小管子与壳体的温差46管壁的温度总是接近于换热系数大的流体温度，让换热系数大的流体通过壳程，如果壳体温度低于管束温度时可以对壳体进行保温以减小与壳体的温差。采用膨胀节设置膨胀节的作用：〔1〕膨胀节是挠性构件，其轴向柔度大，在不大的轴向力作用下，可产生较大的轴向变形，可以有效地减小壳体和换热管由于温差产生的热应力。47〔2〕防止管子与管板连接处不被拉脱。膨胀节的形式4849各种膨胀节的特点及用途(a)U形膨胀节(b)夹壳式膨胀节(c)平板焊接式膨胀节5051U形：应用普遍，结构简单，制造安装方便，热补偿能力大，使用可靠，缺乏之处造价相对较高。适用于壳程压力较高的场合,但造价偏高,安装较复杂结构简单,制造方便,但热补偿能力较弱,只适用于常低压的工作场合。51判断是否需要设置膨胀节1、温差引起的轴向力F1522、介质压力引起的轴向力F2和F3PsPt533、应力评定壳壁应力管壁应力拉脱力管子稳定性54σs、σt——壳体、管子的轴向总应力，Pa；[σs]、[σt]——壳体、管子材料的许用应力，Pa；当一个波不能满足需要时，可以用多波膨胀节膨胀节的波数nexδ1——一个波的最大补偿量L——管子有效长度〔即两管板内侧间的距离〕。式中：式中：φ——焊缝系数[q]——许用拉脱力，Pa55使管束和壳体均能自由膨胀浮头式热交换器U形管式热交换器填料函式热交换器弹性管板补偿椭圆管板在管板上开了假设干管孔的椭圆形盖56过程设备设计椭圆形管板以椭圆形封头作为管板，与换热器壳体焊接在一起。受力情况比平管板好得多，可以做得很薄，有利于降低热应力；适用于高压、大直径的换热器。57挠性管板膨胀差管板与壳体之间有一个弧形过渡连接，薄，有弹性，能够补偿壳体与管束之间的热值。圆弧有一个最适宜的曲率半径，过大增大壳体半径，过小不能有效进行热补偿，会造成局部应力集中58双套管温度补偿管程流体出入口与一个环形空间相连接，使外套管内的流体与壳程流体的温差减小，具有与U形管式热交换器相类似的补偿能力，完全消除热应力。59标准JB1121-83对U形膨胀节作了相应规定。1)适用于各类固定管板式换热器和压力容器的U形膨胀节设计。2)膨胀节的结构形式有立式、卧式、内衬套式(立、卧式)3种。3)膨胀节的材料有碳钢、低合金钢和不锈耐酸钢,4)设计压力小于或等于2.5MPa,设计温度范围为-20℃-200℃(对Q235-A及16MnR)或小于350℃(对不锈耐酸钢)。5)膨胀节的公称直径不超过2000mm。〔四〕U形膨胀节的相关标准管壳式换热器设计的有关标准20世纪70年代：《列管式固定管板换热器型式与根本参数》〔JB1145-73)《立式热虹吸式重沸器型式与根本参数》(JB1146-73)20世纪80年代初：《浮头式换热器、冷凝器型式与根本参数》(JB1168-80)《U型管式换热器型式与根本参数》(JB2207-80)20世纪80年代末：《钢制管壳式换热器》(GB151-89)60六、管束的振动和防振纵向流体诱导振动横向流体诱导振动流体诱发振动的原因壳侧或管侧流体流动所引起的振动；流体速度的波动或脉动引起的振动；通过管道或支架传播的动力机械振动61振动起因热交换器的振动主要是壳侧流体的流动所引起，管侧流体流动所引起的振动常可忽略。在壳侧流体中，与管轴方向平行流动的纵向流所激发的振动的振幅小，由振动造成结构破坏的概率，也比横向流动要小得多。62振动产生的不利后果机械失效噪音管子与管板连接处发生泄漏管子发生严重弯曲；交变应力导致管子发生疲劳破坏；换热管的摩擦和碰撞；管子通过折流板处的自踞作用；壳程流体压力将增大；产生强烈的噪音（通常大于150分贝）63激振机理卡曼涡街圆柱绕流问题：随着雷诺数的增大边界层首先出现别离，别离点并不断的前移，当雷诺数大到一定程度时，会形成两列几乎稳定的、非对称性的、交替脱落的、旋转方向相反的旋涡，并随主流向下游运动，这就是卡门涡街。64流体弹性激振流体弹性激振的特点自激性（1）壳程流体的流速达到或超过临界流速（2）有其它的激振机理存在流体弹性激振的条件65湍流颤振湍流颤振主频率与换热管自振频率相等时会引起换热管共振66一、驻波的产生

驻波——两列振幅相同的相干波在同一直线上沿相反方向传播时形成的叠加波。1.驻波的演示2.驻波的形成

驻波---波形不传播，是媒质质元的一种集体振动形态。

"驻"字的第一层含义。6768声振动涡流脱落产生噪声，在一定条件下它会激起气室两壁面间有一个即垂直于管子又垂直于流动方向的某阶驻波，驻波在管束所处的壁面之间来回反射，不能向外界传播能量，而涡流脱落又不断的输入能量，当驻波频率和涡流频率耦合时会发生气振，产生很大噪声。6970

关于声振动应注意的几点（1）由于声振强度随壳程流体流速的增大而增大，但达到共振点以后，会随壳程流体流速的增大而减小，所以声振强度不会无限制地增大。（2）壳程流体的物理性质决定声速，壳程流体为液体时，由于声音在液体中传播速度很高，很少会发生声振动。（3）声振动在顺排管中比在错排管中更容易发生，在转角正方形排列的管束中最容易发生。71横流速度较低时卡曼涡街声振动横流速度较高时流体弹性激振横流速度很高时射流转换72换热管振动破坏的形式73换热管的固有频率单跨管的自振频率多跨管的自振频率U形管的自振频率74〔1〕适当降低流速〔流量↓，管间距↑〕。〔2〕改变管束系统的自振频率。①减小跨距。②管子间插入杆状物或板条。③增大管子的强度和刚度〔如增大壁厚〕。④增大管子支承的强度和刚度〔如增大折流板的厚度、采用折流杆等〕。〔3〕设置消声隔板。〔4〕破坏卡曼涡街的形成。〔5〕设置防冲板或导流筒。防振措施75防振措施76防振措施77防振措施78防振措施792.7管壳式冷凝器与蒸发器的特点2.7.1.卧式壳管式冷凝器种类和特点801、纯洁饱和蒸汽冷凝1〕膜状冷凝热阻大，需采用强化传热手段；2〕一般采用卧式〔横管传热系数高〕，饱和蒸汽走管外；3〕一般采用多管程812、过热蒸汽冷凝过热蒸汽—饱和蒸汽饱和蒸汽—饱和液体饱和液体—过冷液体分段计算换热量，防止温度变化太大823、含不凝性气体需要配置装置除去不凝性气体排气阀834、混合蒸汽冷凝1〕非等温的冷凝过程〔温度滑移〕2〕液体和蒸汽组分比例不断变化，需分段计算平均温度3〕后冷凝的蒸汽形成气膜，影响换热84卧式壳管式冷凝器1-出口2-端盖3-垫片4-管板5-放空气阀接头6-气态制冷剂进口7-挡气板8-管架10-平安阀接头11-水室放气旋塞12-水室放水旋塞13-泄放阀接头14-冷却管15-液态制冷剂出口16-水入口冷凝器85(1)平安阀：冷剂压力过高翻开，通过管路将冷剂泄往舷外。冷凝器86(2)放空气阀：装在壳体最高处，泄放不凝性气体。注意：应在压缩机停车时进行放气。冷凝器87(3)水室放气旋塞：装在端盖最高处，泄放水侧空气。冷凝器88(3)水室泄水旋塞：装在端盖最低处，检修或长期停用时泄放存水。冷凝器89冷凝器

卧式壳管式冷凝器种类〔1〕氨用4～10个水程；淡水流速0.8～1.2m/s,海水0.7m/s，技术数据〔2〕氟利昂用薄壁低肋片铜管〔螺纹管〕，提高放热系数高，技术数据90冷凝器常用制冷换热设备传热参数表8-1常用制冷换热设备总传热系