《化工原理》课程设计说明书煤油冷却器的设计

1、中南大学化工原理课程设计说明书题目： 煤油冷却器的设计 学院： 化学化工学院 班级： 化工0802 学号： 姓名： * 指导教师： 时间： 2010年9月 目录一.任务书-2-1.1.题目 1.2.任务及操作条件 1.3.列管式换热器的选择与核算 二.概 述.-3-2.1.换热器概述 2.2.固定管板式换热器2.3.设计背景及设计要求 三.热量设计-5- 3.1.初选换热器的类型 3.2.管程安排（流动空间的选择）及流速确定3.3.确定物性数据3.4.计算总传热系数3.5.计算传热面积四. 机械结构设计.-9-4.1.管径和管内流速4.2.管程数和传热管数4.3.平均传热温差校正及壳程数4.4

2、.壳程内径及换热管选型汇总4.4.折流板4.6.接管4.7.壁厚的确定、封头4.8.管板4.9.换热管4.10.分程隔板4.11拉杆4.12.换热管与管板的连接4.13.防冲板或导流筒的选择、鞍式支座的示意图(bi型)4.14.膨胀节的设定讨论五. 换热器核算.-21-5.1.热量核算5.2.压力降核算六.管束振动.-25- 6.1.换热器的振动6.2.流体诱发换热器管束振动机理6.3.换热器管束振动的计算6.4.振动的防止与有效利用七. 设计结果表汇.-28- 八.参考文献.-29- 附：化工原理课程设计之心得体会-30-一.化工原理课程设计任务书1.1.题目煤油冷却器的设计 1.2.任务及

3、操作条件1.2.1处理能力：40t/h 煤油1.2.2.设备形式：列管式换热器1.2.3.操作条件(1).煤油：入口温度160，出口温度60(2).冷却介质：循环水，入口温度17，出口温度30(3).允许压强降：管程不大于0.1mpa,壳程不大于40kpa(4).煤油定性温度下的物性数据=825kg/m3，黏度7.1510-4pa.s，比热容2.2kj/(kg.)，导热系数0.14w/(m.)1.3.列管式换热器的选择与核算1.3.1.传热计算1.3.2.管、壳程流体阻力计算1.3.3.管板厚度计算1.3.4.膨胀节计算1.3.5.管束振动1.3.6.管壳式换热器零部件结构二.概述2.1.换热

4、器概述换热器是化工、炼油工业中普遍应用的典型的工艺设备。在化工厂，换热器的费用约占总费用的10%20%，在炼油厂约占总费用35%40%。换热器在其他部门如动力、原子能、冶金、食品、交通、环保、家电等也有着广泛的应用。因此，设计和选择得到使用、高效的换热器对降低设备的造价和操作费用具有十分重要的作用。在不同温度的流体间传递热能的装置称为热交换器，即简称换热器，是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备。换热器的类型按传热方式的不同可分为：混合式、蓄热式和间壁式。其中间壁式换热器应用最广泛，如表2-1所示。表2-1 传热器的结构分类类型特点间壁式管壳式列管式固定管式刚性结构用于管壳温差较小的情况（一般

5、50），管间不能清洗带膨胀节有一定的温度补偿能力，壳程只能承受低压力浮头式管内外均能承受高压，可用于高温高压场合u型管式管内外均能承受高压，管内清洗及检修困难填料函式外填料函管间容易泄露，不宜处理易挥发、易爆炸及压力较高的介质内填料函密封性能差，只能用于压差较小的场合釜式壳体上部有个蒸发空间用于再沸、蒸煮双套管式结构比较复杂，主要用于高温高压场合和固定床反应器中套管式能逆流操作，用于传热面积较小的冷却器、冷凝器或预热器螺旋管式沉浸式用于管内流体的冷却、冷凝或管外流体的加热喷淋式只用于管内流体的冷却或冷凝板面式板式拆洗方便，传热面能调整，主要用于粘性较大的液体间换热螺旋板式可进行严格的逆流操作，

6、有自洁的作用，可用做回收低温热能伞板式结构紧凑，拆洗方便，通道较小、易堵，要求流体干净板壳式板束类似于管束，可抽出清洗检修，压力不能太高混合式适用于允许换热流体之间直接接触蓄热式换热过程分阶段交替进行，适用于从高温炉气中回收热能的场合2.2.固定管板式因设计需要，下面简单介绍一下固定管板式换热器。固定管板式即两端管板和壳体连结成一体，因此它具有结构简单造价低廉的优点。但是由于壳程不易检修和清洗，因此壳方流体应是较为洁净且不易结垢的物料。当两流体的温度差较大时，应考虑热补偿。有具有补偿圈（或称膨胀节）的固定板式换热器，即在外壳的适当部位焊上一个补偿圈，当外壳和管束的热膨胀程度不同时，补偿圈发生弹

7、性变形（拉伸或压缩），以适应外壳和管束的不同的热膨胀程度。这种热补偿方法简单，但不宜用于两流体温度差太大（不大于70）和壳方流体压强过高（一般不高于600kpa）的场合。1-挡板 2-补偿圈 3-放气嘴图2.2.1.固定管板式换热器的示意图2.3.设计要求完善的换热器在设计和选型时应满足以下各项基本要求：（1）合理地实现所规定的工艺条件：可以从：增大传热系数提高平均温差妥善布置传热面等三个方面具体着手。（2）安全可靠换热器是压力容器，在进行强度、刚度、温差应力以及疲劳寿命计算时，应遵循我国钢制石油化工压力容器设计规定和钢制管壳式换热器设计规定等有关规定与标准。（3）有利于安装操作与维修直立设备

8、的安装费往往低于水平或倾斜的设备。设备与部件应便于运输与拆卸，在厂房移动时不会受到楼梯、梁、柱的妨碍，根据需要可添置气、液排放口，检查孔与敷设保温层。（4）经济合理评价换热器的最终指标是：在一定时间内（通常1年内的）固定费用（设备的购置费、安装费等）与操作费（动力费、清洗费、维修费）等的总和为最小。在设计或选型时，如果有几种换热器都能完成生产任务的需要，这一标准就尤为重要了。三.热量设计3.4.计算总传热系数3.4.2.热流量以热介质煤油为计算标准算它所需要被提走的热量:q=ms1cp1(t1-t2)=40000x2.2x(160-60)=8800kj/h=2444.4kw3.4.3.平均传热

9、温差计算两流体的平均传热温差 暂时按单壳程、多管程计算。逆流时，我们有煤油：16060水： 3017从而， 而此时，我们有： 式中：热流体（煤油）的进出口温度，；冷流体（自来水）的进出口温度，； =0.9610.9符合要求则平均传热推动力：tm=tm,逆=0.961x78.6=75.53.4.4.冷却水用量由以上的计算结果以及已知条件，很容易算得：qc=8800000/4.185x(30-17) =161750/h3.1.初选换热器的类型两流体的温度变化情况如下：（1）煤油：入口温度160，出口温度60；（2）冷却介质：自来水，入口温度17，出口温度30；该换热器用循环冷却自来水进行冷却，冬季

10、操作时，其进口温度会降低，考略到这一因素，估计所需换热器的管壁温度和壳体温度之差较大，需考虑热膨胀的影响，故从安全方便考虑可以采用带有膨胀节的管板式换热器3.3.确定物性数据定性温度：对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可取流体进出口温度的平均值。壳程流体（煤油）的定性温度为：t= (160+60)/2=110管程流体（水）的定性温度为：t=（30+17）/2=23.5在定性温度下，分别查取管程和壳程流体(冷却水和煤油)的物性参数，见下表：密度/（/m3）比热容/（kj/kg）粘度/（pas）导热系数/（w/m）煤油8252.27.1510-40.14水997.34.1859.2510-4

11、0.6063.2.管程安排(流动空间的选择)及流速确定已知两流体允许压强降分别不大于0.1mpa,40kpa；两流体分别为煤油和水。与煤油相比，水的对流传热系数一般较大。由于循环冷却水较易结垢，若其流速太低，将会加快污垢增长速度，使换热器的热流量下降，考虑到散热降温方面的因素，应使循环自来水走管程，而使煤油走壳程。表3-2.列管式换热器内的适宜流速范围 流体种类流速/（m/s）管程壳程冷却水13.50.51.5一般液体(黏度不高)0.53.00.21.5低黏油0.81.80.41.0高黏油0.51.50.30.8由上表，我们初步选用252.5的碳钢管，则管内径di=25-2.52=20mm管内

12、流速取ui=1.6m/s,从管内体积流量为：i =n (/4) 0.021.636300=161750/997.3=162.6m/h解得n=90传热面积：a=nd。l=24444.410/(35075.5)=92.5可以求得单程管长l=92.5/3.140.025)=13.09m若选用4.5m长的管，需要4管程，则一台换热器的总管数为490=360根.查化学工业出版社第三版谭天恩主编的化工原理附录十九，可以初步确定换热器的主要参数见下表：项目数据项目数据壳径d(dn)800mm管尺寸25mm2.5mm管程数np(n)4管长4.5m管数n442管排列方式组合式排列中心排管数nc23管心距32mm

13、管程流通面积si0.0347m 传热面积152.7m 注：由于是多程，故为了方便安装分程板，采用组合式排列跟方便。对表中的数据进行核算：每程的管数n1 =n/np=4224=110.5,管程流通面积si =(/4) 0.02110.50.03471与表中的数据0.0347相符的很好传热面积 a=d0 ln=3.140.0254.5442156.2稍大于表中152.7,这是由于管长的一部分需用于在管板上固定管子，应以表中的值为准由于换热管是组合式排列，除在分程板两侧采用正方形排列外，大部分地方采用的是正三角形排列，故中心排管数可以按照正三角形排列的形式计算：中心排管数 nc 1.1=1.1=24

14、23阻力的计算管程 流速 ui =1.3m/s 雷诺数 rei =280322000 流动形式为湍流 由/d=0.005 rei=28032 带入经验公式=0.1（/d+ 68/re） 可得i=0.03238 管内的阻力损失 pi =i(ui)/2=0.032384.51.3997.30.022=6139.6pa 回弯阻力损失 pr=3(ui) /2=31.3 997.32=2528.2pa则管程内总压降为：pt=(pi +pr)ftnsnp=(6139.6+2528.2) 1.44=48539.7pa=48.54kpa0.1mpa故壳程的压降满足题目中的要求壳程 取折流挡板间距为 h=0.2

15、m计算截面积 s0 =h(d-ncd0 =0.2(0.8-240.025)=0.04计算流速 u0 =0.34m/s雷诺数的计算 re0 = =0.0250.34825(3)=2338re0500摩擦系数f0 = 5.0/( re0)=5.02338=0.85则折流挡板数 nb =-1=4.50.2-1=22管束的损失p1=ff0nc(nb+1) (u0)=0.50.8524(22+1)8250.34 2= 11187pa缺口损失p2=nb(3.5-)(u0)/2=22（3.5-）8250.34 ）/2=3147pa则壳程损失ps=p1+p2=11187+3147=14334=14.3kpa4

16、0kpa即壳程的压降也满足题意综上核算初步认为所选的换热器适用3.4.5.总传热系数k总传热系数的经验值见表3-4，有关手册中也列有其他情况下的总传热系数经验值，可供设计时参考。选择时，除要考虑流体的物性和操作条件外，还应考虑换热器的类型。表3-4 总传热系数的选择管程壳程总传热系数/w/（m3）水（流速为0.91.5m/s）水冷水冷水冷水盐水有机溶剂轻有机物0.5mpas中有机物=0.51mpas重有机物1mpas水（流速为1m/s）水水溶液2mpas水溶液2mpas有机物0.5mpas有机物=0.51mpas有机物1mpas水水水水水水水水水（流速为0.91.5m/s）水（流速较高时）轻有

17、机物0.5mpas中有机物=0.51mpas重有机物1mpas轻有机物0.5mpas有机溶剂=0.30.55mpas轻有机物0.5mpas中有机物=0.51mpas重有机物1mpas水蒸气（有压力）冷凝水蒸气（常压或负压）冷凝水蒸气冷凝水蒸气冷凝水蒸气冷凝水蒸气冷凝水蒸气冷凝有机物蒸气及水蒸气冷凝重有机物蒸气（常压）冷凝重有机物蒸气（负压）冷凝饱和有机溶剂蒸气（常压）冷凝含饱和水蒸气的氯气（50）so2冷凝nh3冷凝氟里昂冷凝5826988141163467814290698116467233582198233233465116349582332326465217453489116310715

18、8229085821193291582114349582116311634958174582116317434981411636989307561）.管程传热系数：rei=28032pri=nui= =0.023=174.58i=0.023= nui()=174.58()=5289.9 w/m22）.壳程传热系数：假设壳程的传热系数是： =500 w/m2污垢热阻： rsi=0.000344m2/wrso=0.000172 m2/w管壁的导热系数： =45 m2/w管壁厚度： b=0.0025内外平均厚度： dm=0.0225在下面的公式中，以外管为基准，代入以上数据得： =1(+0.0003

19、44+0.000172+)=320w/m2 3.5计算传热面积由以上的计算数据，代入下面的公式，计算传热面积：与换热器列出的传热面积a=152.7比较有 有近34%的裕度，从阻力损失和传热面积来看所选的换热器适用。四. 机械结构设计4.1.管径和管内流速换热器中最常用的管径有19mm2mm和25mm2.5mm。小直径的管子可以承受更大的压力，而且管壁较薄；同时，对于相同的壳径，可排列较多的管子，因此单位体积的传热面积更大，单位传热面积的金属耗量更少。所以，在管程结垢不很严重以及允许压力降较高的情况下，采用19mm2mm直径的管子更为合理。如果管程走的是易结垢的流体，则应常用较大直径的管子。标准

20、管子的长度常用的有1500mm，2000mm，2500mm，3000m,4500,5000,6000m,7500mm,9000m等。换热器的换热管长度与公称直径之比一般为425,常用的为610选用252.5的碳钢管，管长4.5m,速取ui=1.3m/s4.2.管程数和传热管数根据传热管的内径和流速，可以确定单程传热系数：ns=按单程计算，所需传热管的长度是：若按单程管计算，传热管过长，宜采用多管程结构，可见取传热管长l=6m，则该传热管程数为：则传热管的总根数为：n=npns=2120=240（根）4.3.平均传热温差校正及壳程数由前面的计算已求得，按单壳程、多管程计算，逆流时：=39.1而此

21、时，我们有：p=r=由图4-19（参见天津大学出版社的化工原理（上册修订版）233页）可查得：=0.820.8，所以，修正后的传热温度差为：= =39.10.82=32于是，校正后的平均传热温差是32，壳程数为单程，管程数为2。4.4.壳程内径及换热管选型汇总4.4.1壳体内径采用多管程（2管程）结构，d=a（b-1）+2e式中 d壳体内径，mm； 管心距，mm； 横过管束中心线的管数，管子按正三角形排列：=1.1；管子按正方形排列：=1.19，n为换热器的总管数； e管束中心线上最外层管中心到壳体内壁的距离，一般取e=（11.5）d。壳径的计算值应圆整到最接近部颁标准尺寸，见表4.5。所以，

22、代入数据我们有： d=32*18+2*（1.01.5）*25 =626651mm取d=600mm4.4.2.换热管的选型汇总根据以上的计算可以得到如下的计算结果：dn,mm600管程数2壳程数1管子规格25*2.5管子根数240中心排管数19管程流通面积，m20.03768换热面积，m2100换热器长度，mm6000通过查表，可以发现下面的结构尺寸的换热器和所需的比较接近，故而选择该种换热器：dn,mm600管程数2壳程数1管子规格25*2.5管子根数232中心排管数16管程流通面积，m20.0364换热面积，m2107.5换热器长度，mm60004.5.折流板设置折流板的目的是为了提高流速，

23、增加湍动，改善传热，在卧式换热器中还起支撑管束的作用。常用的有弓形折流板（图1-20）和圆盘-圆环形折流板（图1-21），弓形折流板又分为单弓形图1-20（a）、双弓形图1-20（b）、三重弓形图1-20（c）等几种形式。单弓形折流板用得最多，弓形缺口的高度h为壳体公称直径dg的15%45%，最好是20%，见图1-22（a）；在卧式冷凝器中，折流板底部开一90的缺口，见图1-22（b）。高度为1520mm，供停工排除残液用；在某些冷凝器中需要保留一部分过冷凝液使凝液泵具有正的吸入压头，这时可采用带堰的折流板，见图1-22（c）。在大直径的换热器中，如折流板的间距较大，流体绕到折流板背后接近壳体

24、处，会有一部分液体停滞起来，形成对传热不利的“死区”。为了消除这种弊病，宜采用双弓形折流板或三弓形折流板。从传热的观点考虑，有些换热器（如冷凝器）不需要设置折流板。但为了增加换热器的刚度，防止管子振动，实际仍然需要设置一定数量的支承板，其形状与尺寸均按折流板一样来处理。折流板与支承板一般均借助于长拉杆通过焊接或定距管来保持板间的距离，其结构形式可参见图1-23。由于换热器是功用不同，以及壳程介质的流量、粘度等不同，折流板间距也不同，其系列为：100mm，150mm，200mm，300mm，450mm，600mm，800mm，1000mm。允许的最小折流板间距为壳体内径的20%或50mm，取其中

25、较大值。允许的最大折流板间距与管径和壳体直径有关，当换热器内流体无相变时，其最大折流板间距不得大于壳体内径，否则流体流向就会与管子平行而不是垂直于管子，从而使传热膜系数降低。折流板外径与壳体之间的间隙越小， 壳程流体介质由此泄漏的量越少，即减少了流体的短路，使传热系数提高，但间隙过小，给制造安装带来困难，增加设备成本，故此间隙要求适宜。折流板厚度与壳体直径和折流板间距有关，见表5.5.1所列数据。表5.5.1. 折流板厚度/ mm壳体公称内径/mm相邻两折流板间距/mm300300450450600600750750200250356101040070056101012700100068101

26、2161000610121616支承板厚度一般不应小于表5.5.2(左)中所列数据。支承板允许不支承的最大间距可参考表5.5.2（右）所列数据。壳体直径/mm4004008009001200管子外径/mm19253857支承板厚度/mm6810最大间距/mm1500180025003400表4.6.3支承板厚度以及支承板允许不支承的最大间距经选择，我们采用弓形折流板，取弓形折流圆缺高度为壳体内径的25%，则切去的圆缺高度为：h=160mm取折流板间距b=0.3d，则：b=0.3650=195mm可取b=200mm因而查表可得：折流板厚度为5mm，支承板厚度为8mm，支承板允许不支承最大间距为1

27、800mm。折流板数nb=折流板圆缺面水平装配。4.6.接管4.6.1.壳程流体进出口时接管取接管内油品流速为u=1.0m/s则接管内径为：d=所以，取标准管的内径为80mm。查表得，pn4.0mpa的接管外伸长度为150mm。4.6.2.管程流体进出口时的接管取接管内循环水流速u=1.5m/s，则接管内径：d=取标准管径为150mm。查表得，查表得，pn6.4mpa的接管外伸长度为200mm。4.6.3.接管最小位置换热器设计之中，为了使换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的管板，而管箱的进出口尽量靠近管箱法兰，从而减轻设备重量。所以，壳程和管程接管的最小位置的计算就显得很

28、必要了。1）.壳程接管位置的最小尺寸所设计的为带补强圈的壳程接管，则壳程接管位置的最小尺寸l1可用如下公式计算：l1式子中：补强圈的外圈直径，mm b管板厚度，mm c补强圈外缘至管板与壳体焊缝之间的距离，mm。而且，c4s且c32,s为壳体厚度。经计算易得，壳程接管位置的最小尺寸为：120mm。2）. 管程接管位置的最小尺寸所设计的为带补强圈的管程接管，则管程接管位置的最小尺寸l2可用如下公式计算：l2式子中：补强圈的外圈直径，mm b管板厚度，mm c补强圈外缘至管板与壳体焊缝之间的距离，mm。而且，c4s且c32,s为壳体厚度。经计算易得，管程接管位置的最小尺寸为：140mm。4.7.壁

29、厚的确定、封头4.7.1.壁厚查gb151-99p21表8得圆筒厚度为：8 mm 查jb/t4737-95，椭圆形封头与圆筒厚度相等，即8mm4.7.2.椭圆形封头示意图如下：查表可得其尺寸数据，见下表公称直径dn（mm）曲面高度（mm）直边高度（mm）碳钢厚度（mm）内表面积 a 容积 v 质量mkg600150258043740035327474.8.管板管板除了与管子和壳体等连接外，还是换热器中的一个重要的受压器件。4.8.1.管板结构尺寸 查（化工单元设备设计p25-27）得固定管板式换热器的管板的主要尺寸：公称直径dbcd螺栓孔数600730690598645361023284.8.

30、2管板与壳体的连接在固定管板式换热器中，管板与壳体的连接均采用焊接的方法。由于管板兼作法兰与不兼作法兰的区别因而结构各异，前者的结构见图1-15，其中图1-15（a）形式是在管板上开槽，壳体嵌入后进行焊接，壳体对中容易，施焊方便，适合于压力不高、物料危害性不高的场合；如果压力较高，设备直径较大，管板较厚时，可采用图1-15（b）形式，其焊接时较难调整。4.8.3.管板厚度管板在换热器的制造成本中占有相当大的比重，管板设计与管板上的孔数、孔径、孔间距、开孔方式以及管子的连接方式有关，其计算过程较为复杂，而且从不同角度出发计算出的管板厚度往往相差很大。一般浮头式换热器受力较小，其厚度只要满足密封性

31、即可。对于胀接的管板，考虑胀接刚度的要求，其最小厚度可按表4.8选用。考虑到腐蚀裕量，以及有足够的厚度能防止接头的松脱、泄露和引起振动等原因，建议最小厚度应大于20mm。表4.8. 管板的最小厚度换热器管子外径/mm25323857管板厚度/mm3/4222532换热管的外径为25mm，因而管板厚度取为3/4=18.75，取上述的最小厚度20mm。4.9.换热管4.9.1.换热管的规格及尺寸偏差经过查表，对于碳钢、低合金钢的换热管的规格及尺寸偏差见下表：材料换热管标准管子规格高精度、较高精度偏差外径，mm厚度，mm外径偏差，mm壁厚偏差，mm碳钢gb/tb8163143022.50.2+12%

32、低合金钢gb9948-10%4.9.2.传热管排列和分程方法管子在管板上的排列方式最常用的为图1-9所示的（a）、（b）、（c）、（d）四种，即正三角形排列（排列角为30）、同心圆排列、正方形排列（排列角为90）、转角正方形排列（排列角为45）。当管程为多程时，则需采取组合排列，图1-10为二管程时管小组合排列的方式之一。正三角形的排列方式可在同样的管板面积上排列最多的管数，故用的最为普遍，但管外不易机械清洗。为了便于清洗管子外表面上的污垢，可采用正方形与转角正方形排列的管束。在小直径的换热器中，常用同心圆排列，在相同直径的管板上所排列的管数比按正三角形排列还多。图4.4.管子在管板上的排列方

33、式和组合排列示意图采用组合排列法，即每程均按正三角形排列，隔板两侧采用正方形排列。换热管的中心距经查表可得：（mm）换热管外径d换热管中心距分程隔板槽两侧相邻管的中心距2532444.9.3横过管束中心线的管数nc=4.9.4.布管限定圆布管限定圆为管束的最外层换热管中心圆直径，固定管板式换热器的布管限定圆如下可得：dm=di-2b3=600-2*8=584mm式子中，di筒体内直径，mmb3大小为0.25d，且大于8mm4.10.分程隔板4.10.1分程隔板尺寸经查表，分程隔板的尺寸如下表：公称直径 dn/mm隔板最小厚度/mm碳素钢60084.10.2.管子和分程隔板的连接分程隔板有单层和

34、双层两种，单层隔板与管板的密封结构如图1-18所示，隔板的密封面宽度最小为（s+2）mm。隔板材料与封头材料相同。双层隔板的结构见图1-19，双层隔板具有隔热空间，可防止热流短路。4.11拉杆4.11.1.拉杆的直径与数量各种换热器的直径和拉杆数，可参见下表选用。表5.11.1拉杆直径和拉杆数壳体直径/mm拉杆直径/mm最少拉杆数壳体直径/mm拉杆直径/mm最少拉杆数2002501041100128273，400，500，60012412501210800，1000126经查表易得，拉杆数为为4，直径为124.11.2.连接与尺寸拉杆示意图如下所示：经查表，拉杆尺寸如下：拉杆公称直径/mm数量

35、基本尺寸拉杆直径d/mm/mm/mm/mm1241215502.0拉杆孔示意图如下所示：,4.12.换热管与管板的连接管子与管板的连接是管壳式换热器制造中最主要的问题。对于固定管板换热器，除要求连接处保证良好的密封性外，还要求接合处能承受一定的轴向力，避免管子从管板中拉脱。管子与管板的连接方法主要是胀接和焊接。胀接是靠管子的变形来达到密封和压紧的一种机械连接方法，如图1-13所示。当温度升高时，材料的刚性下降，热膨胀应力增大，可能引起接头的脱落或松动，发生泄露。一般认为焊接比胀接更能保证严密性。对于碳钢或低合金钢，温度在300以上，蠕变会造成胀接残余应力减小，一般采用焊接。焊接接口的形式见图1

36、-14。图1-14（a）的结构是常用的一种；为了减少管口处的流体阻力或避免立式换热器在管板上方滞留的液体，可采用图1-14（b）的结构；为了不使小直径管子被熔融的金属堵住管口，则可改成图1-14（c）的结构；图1-14（d）的形式适用于易产生热裂纹的材料，但加工量大。胀接和焊接方法各有优缺点，在有些情况下，如对高温高压换热器，管子与管板的连接处，在操作时受到反复热变形、热冲击、腐蚀与流体压力的作用，很容易遭到破坏，仅单独采用胀接或焊接都难以解决问题，如果采用胀焊结合的方法，不仅能提高连接处的抗疲劳性能，还可消除应力腐蚀和间隙腐蚀，提高使用寿命。目前胀焊结合的方法已得到比较广泛的应用。换热管规格

37、外径壁厚/mm换热管最小伸出长度最小坡口深度/mm/mm252.51.524.13.防冲板或导流筒的选择、鞍式支座的示意图(bi型)4.13.1. 防冲板或导流筒的选择因为水u=3.0m/s，煤油流量 ,所以管程和壳程都不设防冲板或导流筒。4.13.2.鞍式支座(bi型)：4.14.膨胀节的设定讨论4.14.1管壁温度的估算由于管壁热阻一般可以忽略，故可以认为管内外壁的温度是相同的，由此可以得到以下的关系：中，to，ti，tw分别为壳程，管程流体的平均温度和壁温。采用试差法最终求得tw=78.04.14.2管子拉脱力本换热器的管子及壳体均采用10号碳钢，由此可得下表：管子壳体操作压力，mpa1

38、.01.0壁温，78.035材料1010线膨胀系数1/11.8*10-611.8*10-6弹性模量，mpa0.21*1060.21*106尺寸，mm25*2*6000600*6管子数252管间距32胀接长度，mm29许用拉脱力，mpa4管子排布方式正三角形在操作压力下，每平方米胀接周边所产生的力为：其中，f=0.866a2=396.16mm2，则qp=0.0174mpa在温差应力作用下，每平方米胀接周边所产生的力为：其中，而同时，at=因而，管子拉脱力在许用范围之内，不许用安装膨胀节。五.换热器核算5.1热量核算5.1.1壳程对流传热系数对圆缺形的折流板，可采用克恩公式：计算壳程当量直径，由正

39、三角形排列可得：= =0.020m壳程流通截面积：so= =0.01969m壳程流体流速为： = =0.2167m/s雷诺准数为：reo=普兰特准数为：pro= nu=0.36re。物料被冷却，粘度校正取1， 将数值代入上式： =693w/m25.1.2管程对流传热系数 =自来水被加热，n取0.4，代入已得数值，有： 管道流通面积：si=0.7850.022=0.03768m2管程流体流速：ui=雷诺准数为rei=普兰特准数为：pri= =2748 w/m25.1.3传热系数k根据冷热流体的性质及温度，在(gb151-99p140-141)选取污垢热阻：污垢热阻： rsi=0.000344m2

40、/wrso=0.000172 m2/w还有，管壁的导热系数： =45 m2/w管壁厚度： b=0.0025内外平均厚度： dm=0.0225在下面的公式中，代入以上数据，可得 = =390w/m2所以，k的裕度为:h=21.88%5.1.4传热面积s由k计算传热面积=该换热器的实际传热面积为：sp= =3.140.025（6-0.06）（232-16） =100m2则该换热器的面积裕度为：h=32.9%5.2流动阻力的计算因为壳程和管程都有压力降的要求，所以要对壳程和管程的压力降分别进行核算。5.2.1管程流动阻力管程压力降的计算公式为：rei=13670（前面已求），为湍流。取关闭粗糙度查另

41、外，式子中：壳程数ns=1管程数np=2代入公式中，有：=（368.3+1289.0）12=3314.6pa100kpa5.2.2壳程流动阻力 由于壳程流体的流动状况比较地复杂，所以计算壳程流体压力降的表达式有很多，计算结果也相差很大。下面以埃索法计算壳程压力降：壳程压力降埃索法公式为：流体横过管束的压力降，pa；流体通过折流挡板缺口的压力降，pa；fs壳程压力降的垢层校正系数，无因次，对于液体取1.15，对于气体取1.0；ns壳程数；而=0.139，nc=19，nb=29,uo=0.20m/s。f管子排列方法对压力降的校正系数，对正三角形排列，f=0.5，对正方形斜转45o排列，f=0.4，

42、正方形排列，f=0.3;fo壳程流体的摩擦系数，当re500时，nc横过管束中心线的管子数，对正三角形排列ncnb折流挡板数代入数值得：=0.50.1391930825=653.6pa而，其中h=0.2m，d=0.65m，nb=29,d壳径，mh折流挡板间距，mdo换热器外径，muo按壳程流通截面积s计算的流速，而s=h（d-ncdo）代入数值得： =29（3.5-） =1380pa对于液体=1.15，于是我们有：=1.151（1380+653.6）=2317pa100kpa经过以上的核算，我们发现，管程压力降和壳程压力降都符合要求。六.管束振动的计算6.1换热器的振动随着工业生产的迅速发展和

43、生产规模的不断扩大，管壳式换热器逐渐趋于大型化，并且，由于换热器尺寸和管束支撑间距的增大，以及流体流速的增大、运行工况不稳定等因素影响，经常引起换热器管束发生流体诱导振动，造成换热器的局部失效甚至整体报废，所以应想法预防振动。只有当流体诱发振动的频率与传热元件的固有频率一致或相当接近时,传热元件的振幅激增,才导致破坏。通常,传热管是换热器中挠性最大的部件,对振动也最敏感。在管壳式换热器的壳程中，流体横向流过管束时，流体诱发震动的主要原因是:卡门漩涡（有声震动或无声震动）、紊流抖动（有声震动或无声震动）、流体弹性不稳定。大多数振动破坏都是换热器管束的机械损坏，主要的有以下几点:6.1.1撞击破坏

44、当管子振动的振幅大到足以使相邻管子互相撞击,或边缘管不断击打壳体,在管子的撞击部位将产生特有的菱形磨损形式,管壁不断减薄而至最后开裂。6.1.2挡板损伤为了便于安装,一般挡板开孔较管子直径略大,当挡板较薄时,管子振动会在管壁与挡板孔边缘之间产生较高的接触力,对管子有一种锯割作用,短时间内即可将管子切开发生局部失效。6.1.3接头泄漏管子与管板的连接处是换热器中十分重要的结构,然而在工程实际中,由于管子振动使管子与管板连接处受力较大,从而导致胀接或焊接点的损坏,造成泄漏。6.1.4应力疲劳管子振动的振幅较大时,管子反复弯折的扭弯应力较高,长时间的连续振动会使管子断裂。这种损伤还会由于腐蚀作用而加

45、速。6.1.5冶金失效振动使换热管产生交变应力,导致管子表层的氧化层脱落,管子表面留下坑点。在坑点处引起应力集中,导致管子失效,缩短了管子寿命。6.1.6材料缺陷扩展振动所引起的应力脉动会使管材中的微观缺陷扩展,以致产生大裂纹,最终使管子受到破坏。另外，横流流动与激振机理与流体介质还有一定的关系，具体见下表：表6.1.6. 横流流动与激振机理与流体介质关系表流动情况漩涡分离湍流抖振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 因为所涉及的是煤油与冷却水，均是液体，和湍流抖振漩涡分离、湍流抖振、流体弹性不稳定性这三者相关性较

46、大，便主要从这三方面进行分析。6.2流体诱发换热器管束振动机理管壳式换热器管束振动主要是由壳程流体流动所引起的,而管程流体流动的影响可忽略不计。产生振动的振源为流体稳定流动产生的振动,流体速度的波动,通过管道或其它连接件传播的动力机械振动等,横向流是流体诱导管束振动的主要根源。6.2.1漩涡脱落诱导振动卡门漩涡频率按下面的公式确定：fv=st式子中：fv卡门漩涡频率，hzst斯特罗哈数，无因次，对于按正三角形与正方形排列的管束，可根据节径比xp=s/do计算，st=1/1.16xp，经计算，所设计的换热器的st =0.6735v横流速度，m/sdo换热管外径，ms换热管的中心距，m由此可见，当

47、管束直径一定时，流速越大，流体诱导频率越大，当漩涡脱落频率接或等于管束的固有频率时，就会产生强烈的振动。6.2.2紊流抖振紊流抖振是一个由随机力作用的衰减振动,管子仅在其固有频率附近产生响应,振动的峰值出现在脉动力的主频率与管子的固有频率重合之处。脉动力的主频率fb为：式中: fb紊流脉动的频率,hzu相邻两管间的流体平均速度,m/sd0管子的外径,mt管束的横向管间距,ml两个连续管排间的中心线距离,m紊流脉动的频率范围较宽且具有很强的随机性。由紊流抖振而诱发的振动不很规律,较少导致大范围的共振响应。紊流抖振不是导致管子破坏的主要原因,而是产生流体弹性激振的重要因素。通常认为，当管子间距较小

48、时，由于没有足够的空间产生漩涡分离，紊流的影响是主要的。当管子间距与管径之比小于1.5时，漩涡分离一般不会引起管子大幅度振动。6.2.3流体弹性激振换热器内密集的管束中,任何一根管子的运动都会改变周围的流场。流场的改变则使作用在相邻管子上的流体发生相应的改变,从而使受力作用的管子发生振动,从而进一步改变了作用在其中的流体力。一根管子的位移会对相邻的管子施加流体力而使其也产生位移。这种流体力与弹性位移的相互作用就叫做流体弹性激振。它一般是在已有其它机理诱发起管子运动的情况下产生的。其特点是流体速度一旦超过某一临界速度值并稍有增加时,振幅即有大幅度增加,若阻尼不太大时,形成的振幅将一直增大到管子互

49、相碰撞。这种振动在流体速度减小到远低于初始速度时仍会持续。管束发生流体弹性不稳定时候的临界横流速度vc可以按下面的公式进行计算：式子中：质量阻尼参数，无因次，可按公式进行计算；do换热器的外径，m：fn换热管的固有频率，hz；kc比例系数研究表明,流体速度较低时,振动可能由漩涡脱落或紊流抖振引起,而在速度较高区域,诱发振动机理主要是流体激振。6.3管束振动的计算通过以上管束振动的分析可知，管子的振动与管子的系统的固有频率、系统的阻尼和流体流动特性等因素有关。在换热器中，换热管两端与管板连接，中间由等间距布置的多个折流板支撑，但靠近两端管板的折流板与管板之间的跨距比中间跨距要大。换热管与管板之间不论采用焊接、胀接或胀接焊接并用，都不能发生振动和位移，因而在固有频率分析时可看作刚性固定支撑；管束中间用弓形折流板支撑，管子与