换热器设计说明书

1、 余热回收装置中软水预热器的设计 621 绪论1.1 课题介绍本次设计为余热回收装置中软水预热器的设计，主要任务是设计一台立式管壳式换热器。管壳式换热器又称列管式换热器，它适用于冷却，冷凝，加热、蒸发及废热回收等方面。是理论研究水平最高、设计技术最完善、标准化和规范化历史最悠久以及计算机程序软件开发最早的换热设备，在石油、化工生产中应用十分广泛。它的工艺设计一般是指传热设计和压降（或流动）设计，传热尤为复杂1。目前在食品行业中，粮食干燥作业中多用列管式换热器，这种换热器结构简单，制造容易，检修方便。干燥行业中，换热器的热介质是烧烟煤与无烟煤混合燃料产生的高温烟道气。在管内流动，冷介质是空气，在

2、管外横向冲刷管子流动2。固定管板式换热器的两端管板和壳体制成一体，当两流体的温度差较大时，在外壳的适当位置上焊上一个补偿圈，（或膨胀节）。当壳体和管束热膨胀不同时，补偿圈发生缓慢的弹性变形来补偿因温差应力引起的热膨胀。特点：结构简单，造价低廉，壳程清洗和检修困难，壳程必须是洁净不易结垢的物料。 固定管板式换热器主要有外壳、管板、管束、封头压盖等部件组成。固定管板式换热器的结构特点是在壳体中设置有管束，管束两端用焊接或胀接的方法将管子固定在管板上，两端管板直接和壳体焊接在一起，壳程的进出口管直接焊在壳体上，管板外圆周和封头法兰用螺栓紧固，管程的进出口管直接和封头焊在一起，管束内根据换热管的长度设

3、置了若干块折流板。这种换热器管程可以用隔板分成任何程数。固定管板式换热器结构简单，制造成本低，管程清洗方便，管程可以分成多程，壳程也可以分成双程，规格范围广，故在工程上广泛应用。壳程清洗困难，对于较脏或有腐蚀性的介质不宜采用。当膨胀之差较大时，可在壳体上设置膨胀节，以减少因管、壳程温差而产生的热应力。固定管板式换热器的特点是：旁路渗流较小、造价低、无内漏。固定管板式换热器的缺点是，壳体和管壁的温差较大，易产生温差力，壳程无法清洗，管子腐蚀后连同壳体报废，设备寿命较低，不适用于壳程易结垢场合。本次设计的是一台立式管壳式换热器如（图1.1）所示。图1.1 立式管壳式换热器1.2 研究余热回收装置的

4、意义对于余热回收装置来说就是尽可能的把设备生产中产生的余热进行回收和利用，例如将空压机出口压缩空气产生的热量回收到生产工艺的流程上的加热系统，作为补充热量。对于在节能和环保的工作上有这巨大的意义，它不但回收利用高温烟气中的大部分的显热和潜热，提高燃料利用率，同时极大地降低了烟气中污染物的排放量，节能降耗减排效果十分明显，具有重要的环境保护意义3。1.3 余热回收装置中换热器的研究意义在余热回收装置中换热器是一个主体设计，对于换热器的研究主要也是在与节能上的考虑，在石化和化工制药设备的换热器系统中，管壳式换热器以其结构坚固、可靠性高、适应性强等优点在化工生产和使用中一直占主导地位，被广泛使用在精

5、馏塔的塔顶冷凝器、冷却器和塔底再沸器等。在管壳式换热器的设计和使用中， 积极考虑强化传热的新技术、新工艺，以提高能源利用率、减少金属材料的消耗，对推进石油化工制药行业的节能减排工作有着重要意义。1.4 国内外的研究进展与主要成果由于近代科学的发展，从化学工业到宇宙开发都需要热交换，并且对换热器提出了越来越多的要求，而换热设备与传热过程的机理密切的相关，因此各国都对传热设备和传热学进行了研究工作，如美国早在1962年就成立了“热传递研究公司”（HTRI），从事传热学理论和换热设备方面的研究。下面就谈谈近代的一些研究成果。近年来，为了强化换热设备，一面对旧有的结构形式加以改进，同时也提出了一些新的

6、结构形式，所采用的技术有。1.4.1 利用扰动促进物如螺旋线、入口涡流发生器，参绕带，位移促进器和螺旋沟槽等。W.J.Marner4和A.E.Rergless5曾在小尺寸的设备中，在不变热通量的条件下，研究了螺旋带插入物对热传递系数和压力降的影响，认为本质上均有增加，且增加程度差不多。1.4.2 扩大传递表面如在换热器表面上嵌入翅片表面，这种情况，一般是采用具有外翅片的管，也有具有内翅片的管，过去很少使用，但近年来这种形式的翅片的发展和研究都很快。近年来对操作在高温和高压的换热器的结构给予了更多的关注，虽然管壳式换热器是一种比较理想的结构，但从传递的观点来说，较厚的管壁是不利的。因此，为了促进

7、光管热传递表面的特性，而采取了增加流体流速和使用小直径管与紧凑的管束等措施，但也只适用于一定流体阻力的范围中，为了补偿厚壁带来热阻的不利影响，而采用扩大表面的翅片，它比光管表面可增大510倍，而翅片的壁厚比管壁的厚度要小得多6。还有就是对壳程的结构进行改变，壳程传热强化研究包括管型与管间支撑物的研究。根据不同的管束支承结构可分为板式支承、杆式支承、空心环支承、管子自支承等几种形式。传统的管壳式换热器大多采用弓形隔板支撑，这种结构形式存在一些弊端：阻力大、死角多、传热面积无法被充分利用，还可能引发流体流动振动等等。为了使折流板的性能得到改进，又研发出了多弓形折流板、整圆形折流板、异形孔折流板、网

8、状板等。这些新型折流板支承结构的出现主要是为了使流体由横向流动变为纵向流动，从而尽可能地消除死区，使得传热综合性能得到提高，也使得管束的抗振性能得到增强。螺旋折流板换热器，国外称Heliexcl1aIlger换热器，是ABB公司的新产品，它突破了壳程介质Z形折返的传统方式。从结构上看该换热器主要包括2大类：一类是没有中心管，折流板为非整体连续的螺旋结构，其设计原理为：将圆截面的特制板安装在“虚拟螺旋折流系统”中，每块折流扳占换热器壳程横剖面的1/4，倾角朝向换热器的轴线，使壳程流体做螺旋运动，减少了管板与壳体之间易结垢的死角，从而提高了换热效率。在气一水换热的情况下，传递相同热量时，该换热器可

9、减少3040 的传热面积，节省材料2030。另一类是设有中心管，折流板为整体连续的螺旋结构。其设计形式是折流板围绕中心管螺旋缠绕，形成整体连续的螺旋折流板结构，这种结构文献中报道较少，张正国等和英国公司均有相关专利7。另外辽宁石油化工大学陈世醒又提出了一特殊形式的折流板。商利艳等分别对螺旋角为12、18、30、40。的单螺旋板折流换热器性能进行了实验研究，随着螺旋角的减小传热效果增强，但压降增大的综合性能最好。王树立等实验结果表明最佳的螺旋角与壳程流体的雷诺数有关8。1.5 设计方法和计算的改进对于换热器设计的方法和研究9，一方面考虑到在进行换热器最佳设计时，需要进行许多复杂的设计。如果采用人

10、工计算，一半都需要若干反复测试，这不仅仅难以找出最佳值，而且既费时有容易出错。因此近年来采用电子计算技术来计算换热器，同时也应用到了换热器网络的设计。其次，通过研究对管壳式换热器和其它形式换热器的设计计算公式进行了修正，以减少其误差。另外也提出了一些有关特殊条件下所使用的换热器的设计方法，如超高容量换热器的特殊设计等。在这方面美国发展较快，他们所开发的一种广泛的计算机设计程序，可以用来计算按照美国的规范所设计的管壳式换热器的所有部件。使用计算机来计算，不仅可以缩短计算时间，减少人为的差错，而且能进行最佳设计，求出重量最轻和价格最低的部件。美国传递研究公司结合近年来在管壳式换热器方面的研究成果，

11、对通用的设计方法中所使用的一些计算公式进行了修改。在过去的换热器设计中，对流体流动所引起换热器中传热管的震动问题，一直未能重视，近年来对这方面的计算公式进行了研究和修整。此外，在换热器设计中，由于过去对污垢形成机理研究很少，但对于它的热阻影响在设计中必须考虑到，为此，对过去往往凭经验所计算的传热系数加以修整，降低其数值，但更具经验估算一个污垢层的厚度，在结合污垢的导热系数，来计算传热系数值。1.6 生产制造工艺上的改进换热器的发展与制造工艺水平有着密切相关的水平，任何高效紧凑式的结构设备，都必须有一定的先进制造工艺水平来保证它的质量，运行时的可靠，并能扩大产量，降低制造成本，这样才有推广的生命

12、力。近年来，主要采取了以下几个措施10。1.6.1 采用新技术、新工艺和新材料近年来，为了适应强腐蚀性介质之间的换热，而较快发展了采用新的结构材料来制造换热设备，其中如钛等其它合金及石墨和碳化硅陶瓷等。这些材料的加工制造常常需要新技术。如在换热器的制造中，管子与管板的连接方面，已有若干新的方法，如爆炸胀接、液压胀接、橡胶胀接等。其中橡胶胀接是日本研究出的新技术，这种方法操作简单，胀管条件容易掌握，操作安全可靠，且胀管处表面光滑，无加工硬化现象，强度与腐蚀性优良，可靠性高度提高。另外，各种复合材料被广泛的使用，其加工技术一般已经掌握。此外，还发展了各种管子的表面处理技术和各种新型翅片管的制造工艺

13、。1.6.2 有限元应力分析在换热器中的应用换热器结构复杂，种类繁多，分析计算难度大，而且随着工业技术的发展，高参数、非常规的固定管板式换热器不断涌出。借助分析设计方法、采用有限元手段是解决固定管板式换热器强度分析的有效途径。 目前虽然有ANSYS、ABAQUS、ADINA及NASTRAN等众多通用有限元软件，但固定管板式换热器结构复杂，建模工作量大，因此现有的有限元分析软件不便于工程应用。开发一种专用于固定管板式换热器的有限元分析工具是十分必要的。ANSYS是基于有限元程序自动生成系统（FEPG）这有限元软件开发平台而开发出来的一个专业有限元软件11（图1.2）。采用ANSYS有限元软件对管

14、箱上连接的物料进出口的开孔进行强度校核。具体步骤是首先定义单元类型和材料属性、定义单元类型和材料属性、创建有限元模型、创建网格、施加约束和载荷并求解。图1.2 有限元程序自动生成系统框图1.7 创新点及难点分析对于任何一部设备来说随着使用时间的加长，在生产中都会遇到一系列问题，对于换热起来说最常见的就是发生泄漏，那么我本次设计换热器的创新点就是把发生这种故障的因素降到最低。首先要了解发生故障的原因，原因之一：发生泄漏的部位多发生在换热器的上部，此处是压缩空气出口与换热器接触的位置。由于压缩空气的出口温度较高，因此换热器上部的换热管外壁温度也最高，机组长期运行特别是重载运行的时候，容易造成换热管

15、受热，机械强度下降。但管壳式换热器的结构形式决定了这种情况是难以克服的。具体机械强度的影响有多大，难以准确判断，这里只能作定性分析。原因之二：管壳式换热器在加工工艺中，换热换热管被穿过两头的管板和中间的折流板，然后用机械涨管的方法将换热管与管板固定。折流板和换热管之间为了穿管方便，一般折流板的孔洞都会留有公差配合，这就使得折流板与换热管之间存在一定的间隙（见图1.3）。也就是说折流板和换热管之间实际上是松动的。当空压机重载运行时，被压缩的高温高速液体进入换热器后持续的冲刷换热管，由于换热管两端是固定的，压缩空气的冲击力作用在换热管上，导致换热管受力扰动变形；当空压机空载运行时，空气进口阀门关闭

16、，没有压缩液体进入换热器，换热管的受力消失，换热管恢复原状；当空压机频繁加卸载时，换热管就会交替出现受力变形和恢复原状的变化过程，这就会引起换热管与折流板之间的不停的碰撞和摩擦。长时间的刚性碰撞和摩擦导致与折流板接触部位的换热管壁逐渐变薄，从而导致局部穿孔或裂缝，使泄漏现象产生。因此折流板与换热管之间碰撞、摩擦是造成换热管局部泄漏的主要原因。图1.3 换热器局部示意图通过上面分析，我们知道折流板与换热管接触的地方是受力比较集中的地方，其刚性的碰撞和摩擦是导致泄漏的主要原因，因此解决泄漏问题的关键是降低或避免折流板和换热管之间的刚性接触。根据上述思路，可以在换热换热管与折流板接触的地方增加一层耐

17、摩擦的保护套管的设计思路，一方面可以将折流板与换热管隔离开来（见图1.4），减少了金属之间的直接接触，另外由于保护套管为塑性材料，也可以减少换热管和折流板之间的间隙，从而实现保护换热换热管的目的。介质流动方向图1.4 改进后的换热管结构示意图在加工工艺上，宜对折流板的孔洞做倒角钝化处理，以减少其棱边对保护套管的摩擦，在套管材料的选择上，可以考虑用聚四氟乙烯材料，因为其满足了以下一些条件：（1）具有足够的强度和耐磨性，能够满足正常使用的需要。（2）能够耐受高温，本次设计的换热器壳程的温度变化在3580，管程温度变化在10560，而聚四氟乙烯材料可以在250以下温度时保证强度和性能不下降。（3）成

18、型性好，加工方便。综上所述，采用套管保护的方法在技术上是可行的。2 传热设计2.1 流体的平均温度TM和tm（2.1）（2.2）2.2 平均温度下的物性数据tm=57.5时，水的物性数据粘度µ= 0.000483 （Pa·s）密度= 984.43 （kg/m3）导热系数= 0.655 W/（m·）定压比热容Cp= 4.18kJ/（kg·）Tm=82.5变换气的物性数据粘度µ= 0.00001774（Pa·s）密度=12.9559（kg/m3）导热系数=0.022 W/（m ·）定压比热容Cp=2.22 kJ/（kg·

19、;）2.3 平均有效温差tm先按逆流计算 Ti-t0=25 T0-ti=25t1/t2=1<2 所以采用算术平均温差tam=(t1+t2)/2=252.4 决定通入空间，选取管径和管内流速为便于水垢清洗，决定水走管内，变换气走壳层。并选用25×2.5的管子。初步设定管子内水的流速为0.5m/s2.5 计算传热系数k2.5.1 管层给热系数i根据公式（2.3）（2.4）2.5.2 壳层给热系数假定壳层给热系数o =300W/（m2·），并且由相关表格查得管程水和壳程蒸汽的污垢绝缘系数ri= 0.000344 m2·/wro=0.000176 m2·/

20、w（2.5）k=624 W/(m2·)2.6 热流量的计算（2.6）即热流量Q=8431018 kJ/h，（2.7）又根据 得出变换气的流量是WS=85161 kg/h2.7 排管和管壳设计取管子中心距，管长取l =4.5m。管数根据公式 排管：根据有关表格查取，采用管内空间四层，程内则按正三角形顺列排布，实际开孔为444其中8根为固定杆位置。查表的相应的壳体直直径Di=800，D0=730靠近中心线排管上的管子数：Nc=23根圆缺区内的管数：NT,w=66根（其中有2根折流板固定杆孔）折流板上的管孔数：NB=334根（其中有6根折流板固定杆孔）一个错流区域流体所经过的主要收缩次数：

21、Ne=17圆缺区内错流的有效收缩次数：Nw =4旁挡数：NS=0（即不设旁挡）则4500/800=5.625符合立式管壳式换热结构的稳定性。折流板N=19块，靠近管板端的间距400mm，其余中间的板间距均为200mm。2.8 校核传热系数2.8.1 管程水的给热系数ai管程水的实际流速：（2.7）（2.8）2.8.2 壳程变换气的给热系数ao壳程的当量直径：（2.9）气体横过管束时的流通面积：（2.10）切除折流板的高度，支撑板的弦长，弓形面积分别如下：，（2.11）管子截面积和壳体截面积之比，圆缺区内流通的面积，几何平均流通面积计算公式如下：（2.12）（2.13）（2.14）单位面积的质量

22、流量：（2.15）雷诺数：普兰特准数：壳程的给热系数：（2.16）假定：所以：所以传热系数：2.9 校核平均有效温差（2.17）（2.18）设计的是台管壳式换热器，温差校正系数t应查有相关图表，t=0.9 ，所以 2.10 管壁温度因为是金属壁面，而且，故壁温接近管程水侧。（2.19）此温度下变换气的黏度。（2.20）因此，在计算壳程给热系数是，原外壁面温度的假定基本正确。2.11 校核传热面积（2.21）实际传热面积：（2.21）面积裕度：（2.22）此设计，面积裕度为3.8%，尚能满足要求，不需重算。2.12 计算流体阻力根据，由相关资料查的管内摩擦系数，则直管沿程阻力引起的压力降：（2.

23、23）管程回弯压力降：（2.24）管箱进出口压力降PN，取管箱进出口的流速为WN =1.5m/s，则由公式（2.25）管程总压力降：2.13 壳程压力降采用bell法计算与管束垂直流动的压力降Pb：接近中心线的管排处其最小错流截面积则按公式：（2.26）此处垂直流动的最大质量流速：（2.27）此处的雷诺数：（2.28）根据Re，由图表壳程摩擦系数表查的三角形顺排列的壳程摩擦系数为fs=0.17，管束外缘与壳体内壁之间的间隙的流通截面积（2.29）此处旁流的修正系数：（2.30）计算Pb：（2.31）通过折流板缺口流动处的压力降Pw折流板缺口处的流通截面积：（2.32）折流板缺口处的流速：（2.

24、33）最小错流截面上的流速：（2.34）几何平均流速：（2.35）计算Pw：（2.36）间隙流动修整系数s折流板的管孔和换热管外径之间的间隙的流通截面积：（2.37）折流板和壳体内壁之间的间隙流通截面积：（2.38）根据，查得压力降修正系数=0.6。计算s：（2.39）壳程压力降式：（2.40）如果去壳程进出口管中的流速为35Pa的话，则壳程进出口管中的压力降为：（2.45）这样，壳程全部压力降为：3 结构设计3.1 换热器材料选择在进行换热器设计时，对换热器各种零部件的材料，应根据设备的操作压力、操作温度、流体的腐蚀性能以及对材料的制造工艺性能等的要求来选取。如在这方面考虑不周，选材不妥，不

25、仅会影响换热器的使用寿命，而且也大大提高设备的成本。至于材料的制造工艺性能，是与换热器的具体结构有着密切的关系。3.1.1 选材原则换热器用钢的标准、冶炼方法、热处理状态、许用应力、无损检测标准及检测项目均按GB150-1998第四章及其附录A的规定。换热器的目的是为了传热，经常与腐蚀性介质接触的换热表面积很大，为了保护金属部受腐蚀，最根本的方法是选择耐腐蚀的金属或非金属材料。选择压力容器用钢应考虑容器的使用条件（如设计温度、设计压力、介质特性和操作特点等）、材料的焊接性能容器的制造工艺以及经济合理性。本次设计壳程工作压力为0.85MPa，管程的工作压力为1.7MPa。壳程的介质为变换气，管程

26、的介质为软水。根据这样的工况条件本次设计容器用钢选16MnR，其性能与20R近似，但其抗拉强度稍强，具有良好的综合力学性能和工艺性能。磷、硫含量略低于普钢，除抗拉强度、延伸率要求比普通钢有所提高外，还要求保证冲击韧性。本次设计选择16MnR的主要原因是：16MnR系列压力容器板具有良好的综合性能和低温冲击韧性，时效敏感性、缺口敏感性低，焊接性能优能优良（厚度在30mm以下时，焊前一般不预热，焊后可不热处理）。适用于制作中、常温及中、低压容器的受压元件，也可用于制作其他非压力容器元件，是容器制造上运用比较广泛的材料，本次设计的钢板材料选用16MnR。3.2 壳体、管箱和封头的设计3.2.1 壳体

27、、管箱的主要型式在选择壳体的型式时，E型是单层壳体，经济适用，热效率也是最高的，不过对于管侧多层的换热器，若平均传热温差系数较低，以至于要两个E型串联时，则采用更为经济的F型，然而F型壳体的纵向折流板受到流体和热量泄漏的限制，所以必须仔细设计和制造。本次设计壳程为单层，平均传热温差系数较高，所以采用E型的壳体。管箱的选择一般有两种：即封头型式和平盖型式。封头管箱一般使用在管测流体是较为清洁的情况下。平盖管箱可以是可拆式的也可以是与管板做成一体的。本次设计管程流的是软水相对来说比较清洁，所以选用封头管箱。（如图3.1）本次设计管箱分为4层，管箱内流动分布。（如图3.2）图3.1 壳体和管箱的型式

28、图3.2 管箱内流动分布图3.2.2 壳体、管箱壳体和封头壁厚的确定壳体、管箱壳体和封头共同组成了换热器的外壳。管壳式换热器的壳体一般由板材或管材卷制而成当直径<400mm时，通常采用管材作为壳体和管箱壳体的材料，当>400时，采用板材卷制壳体和管箱壳体。其直径系列应该与封头、连接法兰的系列相匹配，以备法兰和封头的选型。3.2.3 壳体圆筒设计圆筒的厚度应按GB 150-1998第5章计算。（A） 圆筒厚度计算设计条件：壳体钢板材料选用如上所述选用16MnR。工作压力：设计压力：（3.1）液柱静压力：（3.2）则 所以液体静压力忽略不计。计算压力：壳体内径：将数据带入（3.3）计算

29、得到计算厚度：（3.3）设计厚度：名义厚度：有效厚度：式中：焊接接头系数，焊接接头系数应根据受压元件的焊接接头型式及无损检测长度比例确定，取1代表100%无损检测。代表在设计温度下的许用应力170MPa。C2腐蚀裕量，介质为压缩空气、水蒸气或水的碳素钢或低合金钢制容器，腐蚀裕量不小于1mm。C1厚度负偏差，当钢材的厚度负偏差不大于0.25mm，且不超过名义厚度的6%时，负偏差可忽略不计，取0mm，经圆整取=4mm。（B） 水压实验,且不小于(+0.1) =1.035（3.5）式中：容器元件材料在试验温度下的许用应力容器元件材料在设计温度下的许用应力水压试验的强度校核（3.6）MPa，故液压强度

30、足够。3.2.4 管箱壁厚计算管箱计算按GB150-1998第五章的有关规定。（A） 厚度计算：设计条件：管箱圆筒钢板材料如上述所示选用16MnR。工作压力：设计压力：（3.6）液柱静压力：（3.7）则 所以液体静压力忽略不计。设计压力：壳体内径 将数据带入（3.8）计算得到计算厚度：（3.8） 设计厚度：名义厚度：，经圆整取=6mm有效厚度：（B） 水压实验,且不小于(+0.1) =1.97MPa。（3.10）水压试验的强度校核（3.11）MPa ，故液压强度足够。3.2.5 封头设计压力容器封头的种类较多，分为凸形封头、锥壳、变径段、平盖及紧缩口等，其中凸形封头包括半球形封头、椭圆形封头、

31、碟形封头和球冠形封头。采用什么样的封头要根据工艺条件的要求、制造的难易程度和材料的消耗等情况来决定，本次封头材料如上述所示选用16MnR。此次设计采用标准椭圆形封头，它由半个椭球面和短圆筒组成，如图（3.3）所示。直边段的作用是避免封头和圆筒的连接焊缝出现经向曲率半径突变，以改善焊缝的受力状况。封头的椭球部分经线曲率变化平滑连续，故应力分布比较均匀，且椭圆形封头深度较半球形封头小得多，易于冲压成型，是目前中、低压容器中应用较多的封头之一。图3.3 标准椭圆形封头（A）封头设计按照标准椭圆封头设计，计算公式如下：工作压力 设计压力（3.12）液柱静压力（3.13）则，所以液体静压力忽略不计计算压

32、力：壳体内径： 将数据带入（3.14）计算得到计算厚度：（3.14） 设计厚度：名义厚度：，经圆整取=6mm有效厚度：标准椭圆形封头的有效厚度应不小于封头内直径的0.15，但当确定封头厚度时已考虑了内压下的弹性失稳问题，可不受此限制。故该标准椭圆形封头的名义厚度=6mm合适。由GB150-1999续表查取封头的数据见（表3.1）。表3.1 标准椭圆封头数据封头工称直径DNmm曲面高度 mm直边高度mm内边面积A容积V质量m800200250.7570.080363.3 管板管板是管壳式换热器中重要的元件，它除了与管子壳体连接外，还是换热器中一个重要的受压元件，对于管板的设计除了要满足其强度设计

33、外，还要考虑其结构的合理性。3.3.1 管板的结构管板的结构（如图3.4），低合金钢和不锈钢制整体钢板，管板与法兰连接面为突面，本次设计采用管板的管板是延长部分兼做法兰的管板。图3.4 整体管板结构3.3.2 管板与管箱、管子、壳体的连接设计（A）管板与壳程圆筒、管箱圆筒之间的连接方式如（图3.5）。图 3.5 管板与壳程圆筒、管箱圆筒之间的连接方式本次设计采用的是e型连接：管板与壳程圆筒连接，器延长部分兼作法兰，与管箱用螺柱、垫片连接。（B）延长部分兼做法兰的管板和壳体的连接型式主要有以下几种如（图3.6）图3.6 管板与壳体的连接型式图中（a）采取的是背后开槽，壳体嵌入槽内，壳体容易对中，

34、施焊方便，焊接质量好，可操作压力为1MPa，且不适用于易燃易爆，易挥发有毒介质的场合。（b）（c）所示的是管板开槽对接焊接，焊缝强度好，适用于壳程压力为14MPa的换热器。本次设计的最大工作压力是1.7MPa。所以采用（b）型连接。（C）管板和法兰的连接固定管板换热器的管板可以兼作法兰使用，与管箱法兰的连接比较简单，除了满足工艺上的要求，选择一定的密封面型式如（图3.7）所示。图3.7 管板和管箱法兰的连接a图所示的连接方式使用在管程和壳程的操作压力为1.0MPa的情况下，而且对气密性要求不是很高。b型和c型的气密性都比较好，但是相比之下b型的气密性较c型来的更好些，所以本次采用榫槽面的b型。

35、（D）管板与换热管的连接对于换热管与管板的连接结构形式，主要有以下三种：a胀接；b焊接；c胀焊并用，但也可采用其他可靠的连接形式。强度胀接用于管壳之间介质渗漏不会引起不良后果的情况下，胀接结构简单。由于胀接管端处在胀接时产生塑性变形，存在着残余应力，随着温度的上升，残余应力逐渐消失，这样使管端处降低密封和结合力的作用。一般适用设计压力4MPa；设计温度300；操作中无剧烈的振动，无过大的温度变化及明显的应力腐蚀场合。一般要求：热管的材料硬度值一般需低于管板材料的硬度值、有应力腐蚀时，不应采用管端局部退火的方式来降低换热管的硬度。强度焊是指保证换热管与管板连接的密封性能及抗拉脱强度的焊接。管子与

36、管板的焊接，目前应用较为广泛，由于管孔不需开槽，而且管孔的粗糙度要求不高，管子端部不需退火和磨光，因此制造加工简单。焊接结构强度高，抗拉脱力强，当焊接部分渗漏时，可以补焊，如须调换管子，可采甩专用刀具拆卸焊接破漏管子，反而比拆卸胀管方便。对于压力高、渗透性强或在一例有腐蚀性的介质，为保证不致泄漏后污染另一侧物料，这就要求管子与管板的连接处绝对不漏，或为了避免在装运及操作过程中的振动对焊缝的影响，或避免缝隙腐蚀的可能性等，采用胀焊并用的结构型式。胀焊并用的结构从加工工艺过程来看，有先胀后焊，先焊后胀，焊后胀接及贴张等几种形式。本次设计采用强度焊的连接方式，结构形式如（图3.8）尺寸规格如（表3.

37、2）。图3.8 管板与换热管的连接方式表3.2 尺寸规格换热管规格d×1×112×114×1.516×1.519×225×232×2.538×345×357×3.5换热管最小伸出长度0.51.01.52.02.53.01.52.02.53.03.54.0最小坡口深度l31.022.5注：1 当工艺要求管端伸出长度列值（如立式换热器要求平齐或少低）时，可适当加大管板坡口深度或改变结构型式2 当换热管直径和壁厚与列表值不同时值可适当调整3 图（c）用于压力较高的工况3.3.3 管板厚度计算

38、A壳程圆筒内直径横截面积，mm2（3.16）As 圆筒壳壁金属横截面积，mm2（3.17）s 壳程筒体厚度，mma一根换热管管壁金属的横截面积，mm2（3.18）Kt 管束模数，MPa（3.19）Et换热管材料的弹性模量，MPaL换热管有效长度（两管板内侧间距），mmCr系数（3.20）lcr换热管受压失稳当量长度，mmi换热管的回转半径，mm（3.21）d换热管外径，mmt换热管壁厚，mmcr换热管稳定许用压应力，MPa所以，（3.22）Al管板开孔后的面积，mm2（3.23）Ad隔板槽面积，mm2（3.24）（3.25）At管板布管区面积，mm2三角形排列（3.26）S换热管中心距，mmD

39、t管板布管区的当量直径，mm（3.27）系数（3.28）Q壳体不带波形膨胀节时，换热管束与圆筒刚度比（3.29）Es壳程圆筒材料的弹性模量系数（3.30）s系数（3.31）t系数（3.32）t管板布管区的当量直径与壳程圆筒内径之比（3.33）Mm基本法兰力矩，NAm需要的螺栓总截面积，mm2（3.34）螺栓中心至作用位置处的径向距离，mm（3.35）常温下螺栓材料的需用应力（按GB150第4章）；MPaWa预紧状态下，需要的最小螺栓载荷，N（3.35）Aa预紧状态下，需要的最小螺栓总截面积，以螺纹小径计算或以无螺纹部分的最小直径计算，取小者；（3.36）Wp操作状态下，需要的最小螺栓载荷；（3

40、.37）Ap操作状态下，需要的螺栓总截面积，以螺纹小径计算或以螺纹部分的最小直径计算取小值；（3.38）设计温度下螺栓材料的许用应力（按GB150第4章）,MPaMp管程压力操作工况下的法兰力矩，按GB150第9章，取计算压力Pt（3.39）LD螺栓中心至FD作用位置处的径向距离，mmFD作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力；LD螺栓中心至FD作用位置处的径向距离，mmFT流体压力引起的总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体压力引起的轴向力之差；F流体压力引起的总轴向力，LT螺栓中心至法兰外径外的径向距离，mmFG窄面法兰垫片压紧力，包括Fa、Fp、W三种情况（3.40）（3.41）W螺栓

41、设计载荷；假定管板计算厚度，初步假定为50mmK换热器加强系数；（3.42）管板刚度削弱系数，一般可取值；管板强度削弱系数，一般可取=0.4；k管板周边不布管区无量纲宽度；（3.43）（3.44）旋转刚度无量纲参数；（3.45）Kf 旋转刚度参数，对于其延长部分兼作法兰的管板，Kt管束模数，MPa（3.46）壳体法兰与圆筒的旋转刚度参数（3.47）壳体法兰材料弹性模量bf壳体法兰或管箱法兰的宽度；mmDf壳体法兰或管箱法兰外直径w系数，按查GB151图26对于延长部分兼作法兰的管板，计算M1：M1系数（3.48）式中 m1管板第一弯矩系数，按K和查GB151-1999图27,由GB151-19

42、99图30按K和Q查G3计算、。（3.49）管板边缘力矩变化系数（3.50）管箱圆筒与法兰的旋转刚度参数，MPa（3.51）法兰力矩变化系数：（3.52）由GB151-1999图28（a）按K和Q查m2按壳程设计压力ps,管程设计压力pt，膨胀变形差，法兰力矩（管板充当法兰时）的危险组合（见GB151-1999第五章5.7.3.2.2）换热管与壳程圆筒的热膨胀变形差（3.53）式中:壳程圆筒材料线膨胀系数。（）-1换热管材料线膨胀系数。（）-1计算Pc、Ps以及当量压力组合，MPa（3.54）基本法兰力矩系数，MPa（3.55）管程压力操作工况下的法兰力矩系数，MPa（3.56）式中:Pa有效

43、压力组合，MPa（3.57）计算管板边缘力矩系数对于其延长部分兼作法兰的管板，即是法兰力矩系数。壳程压力作用的工况:（3.58）管程压力作用的工况，管板边缘剪切系数（3.59）式中系数（3.60）m管板总弯矩系数（3.53）（3.61）Gle系数，仅用于m>0时按照GB151-1999图31（a）查的Gli=0.32则G1=0.32按GB151-1999表30（延长部分兼作法兰的管板）中相应公式计算公式计算应力、。并且区别膨胀变形差（）的情况。（3.62）管板径向应力系数（3.63）则满足设计温度时，管板材料的许用应力。（3.64）管板布管区周边切应力系数：（3.65）则满足（3.66）

44、则满足在设计温度时，壳体材料的许用应力（3.67）满足换热管稳定许用压力，按GB151-1999的5.7.4确定。q换热管与管板连接的拉脱力，MPa（3.68）许用拉脱应力，MPa：设计温度时，换热管材料的许用应力，MPa最后结果，所以预估管板厚度为50mm合适。本次设计管板兼作法兰，则还需计算，并且要满足（3.69）壳体法兰力矩系数管程压力工作工况（3.70）壳体法兰厚度Y系数，见GB150-1998第9章，按查取壳体法兰许用应力最后结果，满足要求。最后由管板的计算厚度确定最终的管板厚度：（3.71）DG垫片接触面的平均直径计算，以，查得=0.35（3.72）（3.73）最后确定管板的厚度为

45、50mm。3.4 换热管设计3.4.1 换热管的规格和尺寸偏差换热管的长度取为4.5m，换热管尺寸为25×2.5mm；由GB13296查得换热管的规格和尺寸偏差见（表3.3）表3.3 换热管的规格和尺寸偏差材料换热管标准管子规格mm高精度 较高精mm管控规格mm外径d厚度外径偏差厚度偏差管孔直径允许偏差20#GB8163252.50.20203.4.2 换热管中心距换热管的中心距宜不小于1.25倍的换热管外径，根据GB151-1999表12，取换热管中心距为S=32mm，取分程隔板槽两侧相邻管中心距Sn=44mm。3.4.3 管子的排列型式对于换热管的排列来说正三角形排列用得最普遍，

46、因为管子间距都相等，所以在同一管板面积上可排列最多的管子数，而且便于管板的划线与钻孔，本次设计采用正三角形排列。具体排列如（图3.9）所示。图3.9 换热管在管板上的排列3.5 折流板折流板的结构设计，是根据工艺过程及要求来确定，它主要为了增加管间流速，提高传热效果。同时，设置折流板对于卧式换热器的换热管具有一定的支撑作用，当换热管过长，而管子承受的压应力过大时，在满足换热器壳程允许压降的情况下，增加折流板的数量，减小折流板的间距，对缓解换热管的受力状况和防止流体流动诱发振动有一定的作用，而且，设置折流板也有利于换热管的安装。折流板的形式有弓形折流板、圆盘圆环形折流板和矩形折流板。最常用的是弓

47、形折流板。弓形折流板有单弓形、双弓形和三弓形，大部分换热器都采用单弓形折流板，本换热器也采用单弓形折流板如图所示。图3.10 单弓形折流板3.5.1 折流板尺寸（A）折流板缺口高度弓形折流板缺口高度应使流体通过缺口时与横过管束时的流速相近。缺口大小用切去的弓形弦高占圆简内直径的百分比来确定，缺口弦高h值，宜取0.20-0.45倍的圆筒内直径。取圆缺率为0.25，则h=0.25×800=200mm。（B）折流板的最小厚度折流板最小厚度按GB151-1999的表34选取，取折流板无支撑跨距为400mm，折流板厚度为6mm。（C）折流板板孔按照GB151-1999的表35的规定，折流板管控

48、径及允许偏差为管孔直径 d+0.4=25.4mm允许偏差为：mm（D）折流板和支持板外直径及允许偏差应符合GB151-1999的表41的规定。公称直径：800mm，折流板名义外直径：800-4.5=795.5mm，折流板外直径允许偏差：mm3.5.2 折流板的布置折流板一般应按等间距布置，管束两端的折流板尽可能靠近壳程进、出口接管。卧式换热器的壳程为单相清洁流体时，折流板缺口应水平上下布置，若气体中含有少量液体时，则应在缺口朝上的折流板的最低处开通液口，若液体中含有少量气体时，则应在缺口朝下的折流板最高处开通气口，卧式换热器、冷凝器和重沸器的壳程介质为气、液相共存或液体中含有固体物料时，折流板

49、缺口应垂直左右布置，并在折流板最低处开通液口，折流板最小间距一般不小于圆筒内直径的五分之一，且不小于50mm，特殊情况下也可取较小的间距如（图3.11）所示。图3.11 折流板与管板的间距根据公式 （3.74）式中，L1接管位置B2防冲板长度3.5.3 折流板的固定折流板一般均采用拉杆与定距管等元件与管板固定，其固定形式有如下几种：（A）采用全焊接方法，拉杆一端插入管板并与管板焊接，每块折流板与拉杆焊固定。（B）拉杆一端用螺纹拧入管板，每块折流板之间用定距管固定，每一拉杆上最后一块折流板与拉杆焊接。（C）螺纹与焊接相结合，拉杆一端用螺纹拧入管板，然后将每块折流板焊在拉杆上。（D）拉杆的一端用螺

50、纹拧入管板，中间用定距管将折流板固定，最后一块折流板用两螺母锁紧并点焊固定。根据传热设计部分计算本次设计的折流板布置为：折流板N=19块，靠近管板端的间距为400mm，其余中间的板间距均为200mm。采用第四中方法固定折流板。3.6 容器法兰设计压力容器的可拆密封装置形式很多，如中低压容器中的螺纹连接、承插式连接和螺栓法兰连接等，其中以结构简单、装配比较方便的螺栓法兰连接用得最普通。螺栓法兰连接主要由法兰、螺栓和垫片组成。本次设计管板与管箱和壳体的连接采用螺栓法兰连接如（图3.12）所示。 图3.12 榫槽面容器法兰榫槽面整体钢制管法兰尺寸标准如（表3.3）所示表3.3 榫槽面容器法兰的尺寸公

51、称直径DN mm法兰 mm螺 柱DD1D2D3D4d规格数量8009609158767978624627M24323.7 垫片设计垫片装在管板与法兰之间，作用是防止容器发生泄漏。垫片是密封结构中的重要元件，其变形能力和回弹能力是形成密封的必要条件。变形能力大的密封垫易填满压紧面上的间隙，并使预紧力不致太大；回弹能力大的密封垫，能适应操作压力和温度的波动。又因垫片是与介质直接接触的，所以还应具有能适应介质的温度、压力和腐蚀等性能。本次设计管板和法兰是采用榫槽面的密封形式，由于管程是4层结构，则本次设计的垫片要重新设计，上下垫片的型式如（图3.13）具体选用的材料是橡胶石棉垫片，根据法兰公称压力选

52、用XB-350橡胶石棉板。图3.13 垫片主要型式垫片主要尺寸见（表3.4），详细尺寸见设计图。表3.4 垫片主要尺寸公称通经DN/mm垫片内径Di/mm公称压力1.6MPa垫片厚度T/mm包边宽度b/mm800820911343.8 换热器进出口接管设置化工容器的接管是连接容器与工艺管线的附件，接管的管径大小，由输送流体的能力确定的。一般管径按公式进行计算：式中：d接管直径，mm；Q介质体积流量，m3/h；介质平均流速，m/s。3.8.1 接管的开孔补强根据公式算出壳程管程接管直径，具体数值见下表表3.4 接管的材料及具体尺寸接管用途DN(mm)D0(mm) 接管外伸长度(mm)材料壳程进料

53、壳程出料口150159200管程进口100108150管程出口100108150图3.14为有效补强范围示意图。图中：Ae补强面积，mm2A1壳体有效厚度减去计算厚度之外的多余面积，mm2A2接管有效厚度减去计算厚度之外的多余面积，mm2A3焊缝金属截面积，mm2et接管的有效厚度，mmt接管的计算厚度，mmC2接管的腐蚀裕量，mm图3.14 有效补强范围示意图管程接管进出口补强（A）管程开孔直径 （3.75）110<Di/2=400mm满足等面积法开孔补强计算的适用条件，故可用等面积法进行开孔补强计算。管程接管计算厚度（3.76）名义厚度：圆整取有效厚度：强度削弱系数式中：C厚度附加量，mm 管程开孔所需补强面积 （3.77）有效补强范围 管程接管有效宽度B取大者（3.78）管程接管外侧有效高度取小者（3.79）管程接管内侧有效高度取小者（3.80）封头多余面积计算（3.81）管程接管多余面积计算（3.82）焊接区焊