化工原理课程设计煤油冷却器的设计

1、化工原理课程设计题目： 煤油冷却器的设计 学院： 化学化工学院 摘要壳式换热器结构由壳体、传热管束、管板、折流板和管箱等部件组成。壳体多为圆筒形，内部装有管束，管束两端固定在管板上。进行换热的冷热两种流体，一种在管内流动，称为管程流体；另一种在管外流动，称为壳程流体。为提高管外的传热流体的传热系数，通常在壳体内安装若干挡板。挡板可提高壳程流体速度，迫使流体按规定路程多次横向通过管束，增强流体湍流程度。换热管在管板上可按等边三角形或正方形排列。等边三角形排列比较紧凑，管外流速湍动程度高，传热系数大，但管外清洗较困难；正方形直列，管外清洗方便，但传热系数较小，适用于易结垢的流体；正方形错列的效果介

2、于正方形直列和正三角形排列之间。流体每通过管束一次称为一个管程；每通过壳体一次称为一个壳程。为提高管内流体速度，可在两端管箱内设置隔板，将全部管子均分成若干组。这样流体每次只通过部分管子，因而在管束中往返多次，这称为多管程。同样，为提高管外流速，也可以在壳体内安装纵向挡板，迫使流体多次通过壳体空间，称为多壳程。多管程和多壳程可配合应用。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.任务及操作条件1.2.1处理能力：10万吨/年煤油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140，出口温度40(2).冷却介质：自来水，入口温度30，出口温度40

3、(3).允许压强降：不大于100kpa(4).煤油定性温度下的物性数据：密度825kg/m3，黏度7.1510-4pa.s，比热容2.22kj/(kg.)，导热系数0.14w/(m.)(5).每年按330天计，每天24小时连续运行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.u形膨胀节计算 1.3.5.管束振动1.3.6.管壳式换热器零部件结构1.4.绘制换热器装配图（见a2图纸另附）二.热量设计2.1.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140，出口温度40；（2）冷却介质：自来水，入口温度3

4、0，出口温度40；该换热器用循环冷却自来水进行冷却，冬季操作时，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，相应地进行热膨胀的补偿，故而初步确定选用带有膨胀节的管板式换热器。2.2.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不大于100kpa；两流体分别为煤油和自来水。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2-1.列管式换热器内的适宜流速范围 流体种类流速/（m/s）管程壳程一般液

5、体0.530.51.5易结垢液体10.5气体530315表2-2.不同粘度液体的流速（以普通钢壁为例）液体粘度/mpas15001500500500100100353511最大流速/（m/s）0.60.751.11.51.82.4由上表，我们初步选用252.5的碳钢管，管内流速取ui=0.5m/s。2.3.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= =90 管程流体（水）的定性温度为：t=。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

6、）导热系数/（w/m）煤油8252.227.1510-40.14水(35)9944.187.2510-40.6262.4.计算总传热系数2.4.1.煤油的流量已知要求处理能力为15万吨煤油每年（每年按330天计，每天24小时连续运行），则煤油的流量为：=100000t/（330*24）=12626.3kg/h2.4.2.热流量由以上的计算结果以及题目已知，代入下面的式子，有：q=12626.3kg/h2.22kj/kg(140-40)=2803030.3kj/h=778.6kw2.4.3.平均传热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：14040水： 403

7、0从而， =39.1 而此时，我们有：p=r=式子中：热流体（煤油）的进出口温度，k或；冷流体（自来水）的进出口温度，k或；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=322.4.4.冷却水用量由以上的计算结果以及已知条件，很容易算得：=68702kg/h2.4.5.总传热系数k1）.管程传热系数：= =0.023 =0.023=2753 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： =0.000344 m2/w=0.000172 m2/w管壁的导热系数： =

8、45 m2/w管壁厚度： b=0.0025m内外平均厚度： dm=0.0225m在下面的公式中，代入以上数据，可得 =320.3w/m22.5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：考虑15%的面积裕度，则：三.工艺计算及主要设备设计3.1.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

9、用较大直径的管子。标准管子的长度常用的有1500mm，2000mm，3000mm，6000mm等。当选用其他尺寸的管长时，应根据管长的规格，合理裁用，避免材料的浪费。选用252.5的碳钢管，管长4m，管内流速取=0.5m/s。3.2.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：=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=4m，则该传热管程数为：则传热管的总根数为：n=2123=246（根）3.3.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而此时，我们有：p=r=由图4-19（参见天

10、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。3.4.壳程内径及换热管选型汇总采用组合排列法，即每程内均按正三角形排列，隔板两侧采用正方形排列。取管心距t=1.25d0，则t=1.2525=31.2532(mm)横过管束中心线的管数：=1.19=1.19=19根3.4.1壳体内径采用多管程结构，取管板利用率0.7，则壳体内径为： =629.8mm圆整可取d=650mm。四.换热器核算4.1热量核算4.1.1壳程对流传热系数对圆缺形的折流板，可采用克恩公式

11、：计算壳程当量直径，由正三角形排列可得：= =0.020m壳程流通截面积：so= =0.0197m壳程流体流速为：= =0.216m/s雷诺准数为：=普兰特准数为：pro= =0.36re。物料被冷却，粘度校正系数取1， 将数值代入上式： =692w/m24.1.2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：=0.7850.022=0.039m2管程流体流速：=雷诺准数为：=普兰特准数为：=2724 w/m24.1.3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： =0.000344 m2/w =0.000

12、172 m2/w 管壁的导热系数： =45 m2/w管壁厚度： b=0.0025m内外平均厚度： dm=0.0225m在下面的公式中，代入以上数据，可得 =389.1w/m24.1.4传热面积s由k计算传热面积s:s= 该换热器的实际传热面积为： sp= =3.140.0254（246-19） =71.3m2则该换热器的面积裕度为：h=100%=100%=14.1%为了保证换热器的可靠性, 一般应使换热器的面积裕度大于15%25%。满足此要求, 所设计的换热器较为合适,传热面积裕度合适，该换热器能够完成生产任务。4.2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

13、进行核算。4.2.1管程流动阻力管程压力降的计算公式为：pt=（pi+pr）; ns=1,np=2，fs=1.5;pi=由re=17093，传热管相对粗糙度0.1/20=0.005，查莫狄图得=0.037，流速u=0.492m/s，=994kg/m3，故pi=890.3（pa）pr=361（pa）pt（pipr）fs*ns=（890.3+361）21.5=3754（pa）100kpa管程流体阻力在允许范围内4.2.2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：而=0.682，nc=

14、19，nb=26,uo=0.216m/s。代入数值得：=0.50.6821927825=3367pa=nb（3.5-2b/d），其中b=0.15m,d=0.65m,nb=26,代入数值得：=nb（3.5-2b/d） =26（3.5-） =1520pa对于液体=1.15，于是我们有：=(3367+1520)11.15=5620pa100kpa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。4.3.壁温计算因为管壁很薄，而且壁热阻很小，故管壁温度可按式计算。由于换热器用循环水冷却，冬季操作时，循环水的进口温度将会降低。为确保可靠，取循环冷却水的进口温度为15，出口温度为45计算传热管壁

15、温。另外，由于传热管内侧污垢热阻较大，会使传热管壁温升高，降低了壳体和传热管壁温之差。但在操作初期，污垢热阻较小，壳体和传热管壁温之差可能较大。计算中，应该按最不利的操作条件考虑，因此，取两侧污垢热阻为零计算传热管壁温。于是有：式中液体的平均温度和气体的平均温度分别计算为0.4*40+0.6*15=2590=2724w/m2=692w/m2传热管平均壁温=38.2壳体壁温，可近似取为壳程流体的平均温度，即t=90。壳体壁温和传热管壁温之差为90-38.2=51.8。该温差较大，故需要设温度补偿装置。由于换热器壳程压力不是很大，因此需选用固定换热器较为适宜。五.零件设计5.1.折流板 采用弓形折

16、流板，取弓形折流板圆缺高度为壳体内径的25，则切去的圆缺高度为：h0.25650=162.5（mm）,取h=160mm。 折流板间距b=0.2d,则b=0.2650=130mm，取b=150mm。折流板数 nb=传热管长/折流板间距-1=4000/150-1=26(块)折流板圆缺面水平装配5.2.接管5.2.1.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=0.074m所以，取标准管的内径为100mm。经查表，得接管公称直径300mm，则其补强圈外径300mm。查表得，pn4.0mpa的接管外伸长度为150mm。查公称直径与折流挡板最小厚度表：在b=150mm时，折流

17、板厚度取4mm。5.2.2.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。待添加的隐藏文字内容15.3.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5.3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

18、厚度应大于20mm。表5.3. 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。5.4.壳壁的厚度、封头5.4.1.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8mm5.4.2.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）质量m（kg）60015025827475.5.缓冲板 在前述计算中，知=0.216m/s 据=825kg/m3,得2

19、=38.52300，无需设置缓冲板5.6.拉杆核算拉杆直径选用表换热管外径d10d1414d2525d57拉杆直径101216拉杆数量选用表公称直径拉杆直径400400-700700-900900-1300104610121244810164466据此，确定拉杆直径=16mm,拉杆数量为4。拉杆示意图如下所示：5.7.支撑板支撑板厚度筒体直径40040080090012001200支撑板厚度410101316据此，取支撑板厚度为10mm。 5.8.管束振动5.8.1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

20、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。1)漩涡脱落诱导振动卡门漩涡频率按下面的公式确定：=st式子中：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=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。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

21、,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。脉动力的主频率为：式中: 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。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

22、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

23、的固有频率，hz；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。5.8.2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，管子与折流板管孔之间有很小的的间隙，管子可以转动，但不能发生纵向位移，因而可以看作是简

24、支。换热管的简化模型为多跨度梁，因此，求解换热管的固有频率归结为求解多跨度梁的固有频率，其理论基础是梁的横向振动微分方程。换热器管束的管子具有多个固有频率，每一种固有频率对应一种不同振型。当受其中一种特定频率的激发载荷作用时，就可以发生某种振型的共振。利用管子两端的固定条件与管子在中间管子简支处的连续条件，求解方程组可得到换热管的各阶固有频率。影响管子振动关键是第一二阶的固有频率。对于多跨直管的固有频率求解方程相当复杂，为方便计算，美国的管壳式换热器制造者协会设计了相应的计算公式和振型常数，将等跨距直管的固有频率简化为跨度数和两端支撑条件决定的参数，由下面的式子计算：换热管发生振动的基本条件是

25、各种激振力的频率等于或接近换热管的固有频率。因此，要想有效防振，必须分别算出漩涡脱流频率f1、紊流抖振频率f2和管子的固有频率fn，用下式判断：a)当壳程流体是气体或液体时，0.5f1/fn0.6;0.5f2/fn0.6;b)当管程流体是气体或蒸汽时，0.8f1/fn1.2;0.8f2/fn。5.8.3振动的防止与有效利用换热器内流体诱导振动的机理相当复杂,能够有效地防止振动的完整的设计准则尚未建立起来。这就需要在运行过程中根据不同的操作情况,采用不同的措施来防止换热器的振动。振动是不可避免的但是轻微的振动不但不会带来损坏,而且还有强化传热和减少结垢的作用。但是强烈的振动应该采取必要的防振措施

26、以减缓振动,避免换热器振动破坏。抗振的根本途经是激振力频率尽量避开管子的固有频率。工程实践中常采用以下的抗振措施:(1)制定合理的开停工程序,加强在线监测,严格控制运行条件,在流体入口前设置缓冲板或导流筒,既可以避免流体直接冲击管束,降低流速,又可以减小流体脉动。(2)降低换热器壳侧流体速度是防止管束振动的最直接的方法。因为当传热元件的固有频率不变时,降低流速,可使流体脉动的频率降低,从而避免共振的产生,但同时传热效率也会随之降低。(3)提高传热元件的固有频率是防止振动的另一个关键因素,减少跨距与有效质量,增加材料的弹性模量与惯性矩,都可以提高传热元件的固有频率。适当增大管壁厚度、增大圆管直径

27、和折流板厚度,折流板上的管孔与管子采用紧密配合,间隙不要过大,可以优化结构设计等。(4)改变管束支撑形式,采用新型的纵向流管束支撑,例如折流杆式、空心环式、整圆形异形孔折流板,还可以用折流带或折流棒来代替折流板等。这些方法都可以有效地防止管束振动。（5）在换热管外表面沿周向缠绕金属丝或沿轴向安装金属条，可抑制周期性漩涡的形成。5.9.膨胀节的计算=38.2，=90=*（）*n=0.785*（）*246=0.0434=ds=3.14*0.7*0.008=0.0176=161000nq=*(-246*)*+246*(0.025-2*0.008)=264092n压力作用于壳体上引起的轴向力=7619

28、7n压力作用于管子上引起的轴向力=187895n则=0.62mpa2=13.48mpa2条件成立，故本换热器不必使用膨胀节六.设计结果表汇换热器主要结构尺寸和计算结果表参数管程壳程进、出口温度，30/40140/40压力，mpa37545620流量，kg/h6870212626.3物性物性温度，3590密度，kg/m3994825定压比热容，kj/（kg）4.182.22粘度，pas0.0007250.000715热导率，w/m0.6260.14结构参数形式管板式换热器壳程数1壳体内径，mm650台数1管径，mm管心距，mm32管长，mm4000管子排列管数，根246折流板数，个26传热面积，m284折流板间距，mm150管程数2材质碳钢主要计算结果管程壳程流速，m/s0.4920.216污垢热阻，m2/w0.0003440.000172热流量，kw778.6传热温差，32传热系数，w/(m2k)389.1裕度/%14.1七.参考文献1 夏清，姚玉英,陈常贵,等. 化工原理m. 天津：天津大学出版社，20012 华南理工大学化工原理教研组. 化工过程及设备设计m. 广州：华南理工大学出版社，19963 刁玉玮,王立业. 化工设备机械基础（第五版）m. 大连：大连理工大学出版社, 20004 大连理工大学化工原理教研室化工原理课程设计m. 大