换热器毕业设计（含外文翻译）

1、南华大学机械工程学院毕业设计引 言本次毕业设计是在现有工业在用氧化器的基础上进行改进设计，以提高生产效率，降低能耗。此设计氧化器高度大，设备重，在满足工艺过程要求的前提下，换热器应达到安全与经济的目标。此设计以氧化系统中需回收需要冷却的化学工艺气甲醛混合气的余热以及JB4708-200压力容器安全监察规程和本专业所学为依据，氧化器具有氧化效果好、高效率等特点，由于氧化器的换热管和管板的设计独特性，使氧化器的使用寿命可达八年以上，生产遇停电停车后，不用处理即可开车生产，产量高。自身带废锅，不需另配汽包。在工业生产中，尤其是化工行业具有重要地位。本次设计氧化器为平板氧化器，有反应室和两个管壳式换热

2、器组成。它将反应热通过第一段即急冷段的换热段将反应汽温度从650下降到200左右，把热能转化为蒸汽，并用于生产上。第二段工艺上称为热水段，将200左右的反应汽冷却到140。带走的反应热用于加热甲醇蒸发器或用于产生热水供给锅炉。这种结构使得氧化器余热利用相当充分，设计合理。设计要求有基本的设计绘图能力以及相应专业知识，还应会查阅相关的各种设计手册，熟悉GB150-1998钢制压力容器、 GB151-1998管壳式换热器、压力容器安全技术监察规定等现行国家法规标准规范。同时需要指导老师的悉心指导，更需要有认真负责，一丝不苟的研究态度。限于水平，虽经努力，设计中不妥甚至错误之处在所难免，还望指导老师

3、加以指正。1 总体方案设计已知装配参数：壳程 管程工作压力(MPa)： 0.4 0.02操作温度 ()： 140 650物料名称： 水 汽 甲醛混合气腐蚀余量(mm) 1 0 换热面积(m2) 210圆筒内径D=1400mm 帽体内径Di2=1600mm 图1.1总装图2 主要零部件材料确定 由新标准GB713-2008氧化器壳程不与甲醛混合汽接触的部分设计材料选用Q245R，与三元混合汽接触的筒体材料选用0Gr18Ni9。 3 设备零部件设计3.1 氧化器筒体设计3.1.1 壳体计算 由新标准GB713-2008氧化器壳程设计材料选用Q245R 最小壁厚不得小于8mm查GB150-1998得

4、：=132Mpa，C=0 mm，=1.0mm，氧化器壁厚：焊缝系数，=0.85=1.50mm取=8mm有效厚度取=8mm时，设备的最大工作压力：能够保证设备正常工作，故=8mm满足设计要求。3.1.2 筒节和帽体的材料选择及壁厚计算由于筒节和帽体与三元混合气直接接触，故材料选用0Gr18Ni9本次设计氧化器属内压容器，壳程工作压为P=-0.4Mpa取设计压力P=1.05×0.4=0.42MPa壳程工作温度为t=140,可取设计温度在150下设计计算筒体能保证设备正常运行。采用双面焊，并且局部进行探伤。初取a对于筒节则有D=1410mm取C=0 mm 腐蚀余量： C=1.0mm 故 设

5、计温度下筒节的许用应力=137MPa则P>P且接近，故所取=5mm 合适。b对于帽体则有D=1610mm取C=0 mm 腐蚀余量： C=1.0mm 故 设计温度下筒节的许用应力=137MPa则P>P且接近，故所取=5mm 合适 3.2 封头计算 封头采用标准椭圆形封头 图3.1标准椭圆封头3.2.1 上封头：由于筒体上封头只受内压作用，为了便于制造、安装，可取上封头壁厚与下封头相同，材料均为0Cr18Ni9，设计温度下的许用应力均为=137Mp。查JB/T4746-2002钢制压力容器用封头标准得相关参数如下：公称直径：D=D=1600mm 总深度：H=425mm 内表面积：A=2

6、.90m 容积：V=0.586m； h=25mm； ；K=1.0 封头计算厚度 取厚度负偏差=0，圆整后取名义厚度=6mm, 当量厚度， 强度校核 从而取=6mm满足要求； 3.2.2 下封头：查JB/T4746-2002钢制压力容器用封头标准得相关参数如下：公称直径：D=D=1400mm 总深度：H=375mm 内表面积：A=2.23m 容积：V=0.398m ； h=25mm ； =6mm3.3 筒节高度确定选取D=1400mm的标准椭圆封头，有关数据如下：公称直径：D=1400mm 曲面高度h1=350mm 直边高度：h2 =25mm 内表面积：A=2.2346 m 容积V=0.3977

7、m 查压力容器与化工设备实用手册表2-1-2得每一米圆筒容积V=1.539mH=由于筒节上开有接管孔377故取筒节高度H=535mmi=选取DN=1600mm的标准椭圆封头，有关数据如下：公称直径：DN=1600mm 曲面高度h1=400mm 直边高度： h2=25mm 内表面积：A=2.9007m2 容积VF=0.5864m3查得每一米圆筒容积V=2.017m由于帽体上开有大小头，大小头上接法兰Dg350 Pg6故取筒节高度H=866mmi=3.4 管箱设计管箱短节及开孔按GB150-98要求设计，则取管箱厚度为5mm，管箱的最小内侧深度l，径向开口的单程管箱。 图3.2 管箱3.5 换热管

8、根据 GB 151-89表3-4换热管选用管子规格选用25×2.5mm，长度为3m，管子材料选用0Cr18Ni9钢，采用单管程，单壳程。初步估算氧化器的管子数：管子按正三角形排列，查钢制管壳式换热器设计手册，选取n=1045 根，中心排管数34根，管间距t=39mm.壳体内径：D=a(b-1)+2eD壳体内径，mma 管心距，mm b 横过管束中心线的管数e管束中心线上最外层管子中心至壳体内壁的距离，一般取e=(11.5)db值计算：管子按正三角形排列，b=1.1n 为换热器的总管数b=1.1=1.1=35.56mm其中e取1.2 d e=1.2×25=30mmD

9、=39×(35.56-1)+2×30=1407.84mm将D进行圆整取D=1400mm完全符合设计要求。实际布管图如下： 图3.3正三角形排列图3.4 布管图3.6 折流板、定距管杆 图3.5 盘-环形折流板换热器管束不同区段的流动面积，此处为环形折流板内径，为盘形折流板直径采用盘环形折流板，选左右缺口型的，取盘和环的间距为壳体内径的10%， 折流板间距B取148mm则折流板数为3厚度取8mm定距管为12根，通过定距管杆固定折流板。定距管杆d=32mm.L=148mm , 盘板折流板与壳体间的环形截面积等于环形折流板以内的截面积，即 3.7 放大口厚度计算材料为0Cr18N

10、i9，按无力矩理论，最大薄膜应力为锥壳大端周向应力，即 由最大拉应力准则，并取，可得厚度计算式 式中 锥壳计算内直径，mm； 锥壳计算厚度，mm; 锥壳半顶角，（°）。因此 圆整后取=4mm图3.6 放大口4 管板的设计与计算4.1 管板的初步设计件15材料选用0Cr18Ni9，根据GB151-99中，管板与氧化器筒体采用焊接时，应满足结构设计和制造的要求，且管板最小厚度为=20mm，故初取=36mm,将管板设计为延长部分兼做法兰结构。图4.1 管板图（件15）件50材料选用0Cr18Ni9与Q245R的，根据GB151-99中，管板与氧化器筒体采用焊接时，应满足结构设计和制造的要求

11、，且管板最小厚度为=20mm，故初取=39mm,将管板设计为延长部分兼做法兰结构。图4.2 管板图（件50）件42材料选用0Cr18Ni9，根据GB151-99中，管板与氧化器筒体采用焊接时，应满足结构设计和制造的要求，且管板最小厚度为=20mm，故初取=50mm,将管板设计为延长部分兼做法兰结构。图4.3 上管板图（件42）4.2 管板的计算：4.2.1 相关数据计算0Cr18Ni9钢材在150温度下弹性模量许用应力屈服点 线性膨胀系数 管子许用应力 由前面已经确定了壳程圆筒，管箱圆筒，管箱法兰，换热管等元件结构尺寸及管板布管方式。现对管板设计计算所需系数进行计算。壳程圆筒内直径横截面积，；

12、 圆筒壳壁金属横截面积，； 一根换热管管壁金属的横截面积，；管子外径： , 管子壁厚: 管子间距: , 管子根数: n=1045根管子金属总截面积: 管束模数，；管子的有效长度: () 换热管稳定许用压应力，；列管的回转半径，；管子受压失稳当量长度，； 由GB151-1999中图32确定，取系数故管子稳定的许用应力：管板开孔后的面积，；管板布管区的面积，； 对于单管程换热器的正三角形排列：换热管中心距，；管板布管区的当量直径，；系数； 壳体不带波形膨胀节时，换热管束与圆筒刚度比； 系数； 系数； 系数； 管板布管区的当量直径与壳程圆筒直径之比；4.2.2 计算基本法兰力矩 对于其延长部分兼做法

13、兰的管板，计算和。 基本法兰力矩，； 按GB150-1998第九章规定，基本法兰力矩计算如下：法兰垫片材料选用槽形金属垫片，根据JB4706-2000选取法兰DN=1400mm PN=1.6Mpa D=1550mm D1=1510mm D2=1470mm D3=1417mm D4=1414mm =36mm d=28mm 螺柱 规格：M26 数量： n=20 ，螺栓材料选用Q235-B常温下许用应力，设计温度下法兰力矩：需要的螺栓总截面积: 取与之大值，；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，； 操作状态下需要的螺栓总截面积, 以螺纹小径计算或以无

14、螺纹部分的最小直径计算,取小者，；根据GB150-98表9-2查得: 垫片系数m=3.75 ， 比压力垫片压紧力作用中心圆直径，；垫片的有效密封宽度，；垫片的接触密度，；垫片的基本密封宽度，；预紧状态下需要的最小螺栓载荷:操作状态下需要的最小螺栓载荷:螺栓面积:a) 预紧状态下需要的最小螺栓面积:b) 操作状态下需要的最小螺栓面积:c) 需要的螺栓截面积取和之大值 d) 实际螺栓面积应不小于需要的螺栓面积。垫片压紧力的力臂为螺栓中心圆直径与DG之差的一半4.2.3 计算管程压力操作工况下的法兰力矩 管程压力操作工况下的法兰力矩，； 、法兰力矩的力； 、法兰力矩的力臂；4.2.4 系数计算: 在

15、管板结构设计中已假定管板计算厚度，先按结构要求确定壳体法兰厚度，计算、和。 确定壳体法兰厚度 换热管加强系数； 管板周边不布管区无量纲宽度； 旋转刚度无量纲参数； 旋转刚度参数，； 对于其延长部分兼做法兰的管板： 法兰宽度查图26 有 管束模数，； 旋转刚度无量纲参数按 查GB151-99图27,得管板第一弯矩系数 系数； 查GB151-99图29，由 查得G=4.0对于其延长部分兼做法兰的管板，计算系数； 由K，Q查GB151-99图30得，计算、。法兰力矩折减系数； 管板边缘力矩变化系数； 管箱法兰厚度查GB151-99图26，得 管箱圆筒与法兰夫人旋转刚度参数： 法兰力矩变化系数； 由图

16、28（a）按K和Q查管板第二弯矩系数4.3 设计条件下危险组合工况的应力计算4.3.1 初始数据及参数按GB151-1999 5.7.3.3进行h至k各步骤的计算与校核：壳程设计压力：管程压力线膨胀系数（1/）；列管材料的线膨胀系数（）；壳程圆筒材料线膨胀系数（）；制造环境温度；沿长度平均壳程圆筒金属温度；沿长度平均的列管金属温度；Y列管与壳程圆筒的热膨胀的变形差；管板边缘力矩系数，对于延长部分兼作法兰的管板 即是法兰力矩系数；管板径向应力系数；管板布管区周边外径向应力系数；管板布管区周边剪切应力系数；在壳程压力作用工况下的壳体法兰力矩系数；壳体法兰的应力；管板布管区周边剪切应力；壳体法兰应力

17、；管子应力；壳程圆筒轴向应力；Q拉脱应力； 4.3.2 壳程：只有壳程设计压力，而管程设计压力有效压力组合，； 基本法兰力矩系数；管程压力操作工况下的法兰力矩系数； 壳程压力作用工况下的管板边缘力矩系数： 管板边缘剪切系数； 管板总弯矩系数；有由图31（a）实线因为m>1,K>1.3 则有 故 根据GB151-1999固定管板式换热器管板，其延长部分兼做法兰的应力计算公式及管板计算表30，有管板应力计算及校核：管板应力：<1.5=205.5MPa壳体法兰的应力：管子应力： 壳程圆筒的轴向应力：拉脱应力： 4.3.3 管程：只有管程设计压力，而壳程设计压力管程设计压力Et=0

18、因为m>1,K>1.3 则有 故 =0.48管板应力：令 壳体法兰的应力：管子应力：壳程圆筒的轴向应力：拉脱应力：上述计算结果表明，各个危险工况下，各结构单元的应力和连接结构中的载荷均小于该元件材料的许用应力或许用承载能力，因此，本氧化器管板是安全可靠的5 接管法兰的选择图5.1突面板式平焊钢制管法兰 三元汽进口和反应汽出口接管377×13.5mm接管管法兰：DN=350 =490 K=445 L=22 f=4 C=26 d=412 B=380 螺栓：M20 数量：12个 重量：14.3kg 蒸汽出口接管219×9.5mm接管管法兰：DN=200 =320 K=

19、280 L=18 f=3 C=22 d=255 B=222 螺栓：M16 数量：8个 重量：6.85kg 装配总图上软水入口接管133×4mm接管管法兰：DN=125 =240 K=200 L=18 f=3 C=18 d=175 B=135 螺栓：M16 数量：8个 重量：4.08kg图5.2突面对焊钢制管法兰a装配总图上软水入口、放净口f、g、软水出口、排污口接管均选用57×3mm接管管法兰：DN=50 =165 K=125 L=18 f=3 C=20 d=90 B=74 H=48 螺栓：M12 数量：4个 重量：3.11kgb放净口接管32×3.5mm接管管法

20、兰：DN=25 =115 K=85 L=14 f=2 C=16 d=60 B=46 H=40 螺栓：M10 数量：4个 重量：1.26kg6 视镜的选用公称压力：Pg=0.4Mpa 公称直径：Di=150mmD=250mm D=215mm b=40mm b=30mm H110mm 螺柱d=16 数量：12 质量：m=17.6kg 图6.1 视镜标准：HG/T21622.1-1990此为组合件，材料如下：1. 视镜玻璃：钢化硼硅玻璃（HGJ501-85-0） 数量 12. 衬垫：石棉橡胶板（GB3985-83） 数量 2 PN10 XB200 PN16、PN25 XB3503. 接缘：1Gr18

21、Ni9 数量14. 压紧环：A3 数量15. 螺柱：A3（GB897-76）6. 螺母：A3（GB52-76）7 膨胀节7.1 应力分析壳体材料的横截面积：全部管子的横截面积：其中，a= 每根管子的横截面积由温差引起的轴向力：由汽体压力引起的轴向力：列管外径列管总数n=1045列管壁厚壳体内径为1.4m所以故作用在壳壁上的轴向力：作用在管壁上的轴向力管壁应力应满足： 查化工设备设计表2-2管子与管板连接处的许用应力 当量 管子的回转半径：系数故管子的许用应力： 由以上的计算可知该氧化器需要设置膨胀节。7.2 膨胀节设计设计如下： 图7.1 ZDLC型（内衬套立式）材料为Q245R;各符号说明如

22、下：钢板厚度负偏差（按3.3规定）,取0.6mm;腐蚀裕量（按3.3规定）,取1.0mm;系数，由图6-2查得0.77;系数，由图6-3查得，1.68系数，由图6-4查得，1.53直边段加强圈平均直径，mm;波纹管平均直径，mm;波纹管直边段平均直径，mm;波纹管直边段与波纹内径，1400mm;容器圆筒外直径，1416mm;室温下波纹管材料的弹性模量，192×103；操作温度变化范围内波纹管材料下限温度时的弹性模量，189×103；操作温度变化范围内波纹管材料上限温度时的弹性模量，189×103；设计温度下波纹管材料的弹性模量,189×103；设计温度下

23、加强圈材料的弹性模量，189×103；容器壳体材料在设计温度下的弹性模量，189×103；一个波的轴向位移，13.0mm;h波纹管波高150mm;K膨胀节一个波的轴向弹性刚度，43686N/mm;膨胀节总体轴向弹性刚度，43686N/mm;系数；=0.12；波纹管直边段长度，60mm;波纹管波的长度，106mm;直边段加强圈长度，10mm;膨胀节长度，220mm;L波纹管长度，=130mm;L'连接膨胀节的容器圆筒长度，199mm;内衬套长度，280mm;m波纹管的层数，单层波纹管，m=1;疲劳寿命安全系数，15;n波纹管的波数，1个；设计压力，1.0；试验压力，0

24、.52；许用外压力，0.6；膨胀节平面失稳压力，0.6；S波纹管一层材料的名义厚度，8mm;波纹管一层材料的有效厚度，mm;直边段加强圈的有效厚度，2mm;考虑成形过程中厚度减薄时，波纹管一层材料的有效厚度，mm;亦可采用成形减薄后的实测值，容器圆筒名义厚度，8mm;容器圆筒有效厚度，mm;；内衬套名义厚度，3mm;疲劳寿命的温度修正系数，用于未进入蠕变范围的波纹管，;波纹管一个波的波长，106mm;内衬套有效厚度，2.4mm;设计温度下波纹管材料的许用应力值，132MPa;设计温度下波纹管材料的屈服点，235MPa；应力计算： 内压引起的波纹管直边段的周向薄膜应力： 内压引起的直边段加强圈周

25、向薄膜应力： 内压引起的波纹管周向薄膜应力： 内压引起的波纹管经向薄膜应力： 内压引起的波纹管经向弯曲应力： 轴向位移引起的波纹管经向薄膜应力： 轴向位移引起的波纹管经向弯曲应力： 组合应力： 由于、均小于，1.5， 且2=470MPa，故所选择的膨胀节满足要求。 图7.2 系数Cp图7.3 系数Cf图7.4 系数Cd7.3 内衬套内衬套的有效厚度按下表选取表7.1由于内衬套长度，且介质流速v30m/s，所以取内衬套有效厚度=2.0mm,从而名义厚度8 开孔补强在圆筒体中心80%的内直径范围内开孔时，当满足下列条件，无需补强设计压力小于等于2.5MPa；两相邻开孔中心间距应不小于两孔直径之和的

26、两倍；接管公称外径小于等于89mm； 管最小厚度满足要求（查过程设备设计表4-14）。因受液罐所有接管均满足上述要求，不需另行补强。本氧化器中公称直径为50、125、350的接管的开孔均需要补强。开孔直径d<700mm满足GB150-98 6.4.1条的计算方法适用条件，故采用等面积补强方法进行计算。因为圆筒受内压故所需最小补强面积为：壳体开孔处的计算厚度：公称直径为50的接管材料：Q245R 许用应力：接管有效厚度：接管选用57×3.5mm开孔所需补强面积：有效补强范围：B=2d=116 取其中大者其中为壳梯开孔处名义厚度，为接管名义厚度。故B=116有效高度：外侧： (实际

27、外伸高度)故=15mm内侧： =30（实际内伸高度） 取其中小者故=15mm有效补强面积： Ae多余金属面积：筒体接管多余金属面积：接管计算厚度：接管区焊缝面积：（焊脚取4.0mm） 有效补强面积： 则开孔后不需另行补强。公称直径为125的接管材料：Q245R 许用应力：接管有效厚度：接管选用133×4mm开孔所需补强面积：有效补强范围：B=2d=268 取其中大者其中为壳体开孔处名义厚度，为接管名义厚度。故B=268有效高度：外侧： (实际外伸高度)故=24mm内侧： =30（实际内伸高度） 取其中小者故=24mm有效补强面积： Ae多余金属面积：筒体接管多余金属面积：接管计算厚度

28、：接管区焊缝面积：（焊脚取4.0mm） 有效补强面积： 则开孔后不需另行补强。公称直径为350的接管材料：0Cr19Ni9Ti 许用应力：，故取=1接管有效厚度：接管选用377×6mm开孔所需补强面积：A=有效补强范围：B=2d=756 取其中大者其中为壳体开孔处名义厚度，为接管名义厚度。故B=756有效高度：外侧： (实际外伸高度)故=47.62mm内侧： =30（实际内伸高度） 取其中小者，故=30mm有效补强面积： Ae多余金属面积：筒体接管多余金属面积：接管计算厚度：接管区焊缝面积：（焊脚取4.0mm） 有效补强面积：则开孔后不需另行补强。9 支座的选择选取支座形式为圈座。D

29、N=1400mm 支座结构如下：图9.1 裙座筋板数量：16，厚度16mm；基础环板厚度：22mm；压板厚度：16mm。10 氧化器的水压试验壳体分段进行试压，试验压力均为0.52MPa，管程以0.12MPa压力试压。水压试验时筒体的壁内薄膜应力： =52.26Mpa<104.8Mpa水压试验时封头的壁内应力： 所以，水压试验安全。外文翻译THEORETICAL INVESTIGATION OF FLUID DISTRIBUTOR INTHE INLET/ OUTLET REGION OF SHELL-SIDE OF SHELL-AND-TUBE HEAT EXCHANGER WITHL

30、ONGITUDINAL FLOWZEN G Wen-Liang1，2, HU Xian-ping1, DEN G Xian-h1(1. The Key Lab. of Enhanced Heat Transfer & Energy Conservation of the Ministry of Education , South China University of Technology , Guangzhou 510640 ,China ; 2. The Chemistry and Materials Department ,Hengyang Normal University ,

31、 Hengyang 421001 ,China)Abstract:Presents the theoretical investigation of fluid distributor in the region of inlet/ outlet of shell-side of shell-and-tube heat exchanger with longitudinal flow in this paper . It is advanced the structural optimal mathematical model among the various structural para

32、meters of shell-side of heat exchanger. The model provides reference and direction not only for experimental and numerical investigation of this problem, but also for the other process with fluid distribution.Key words: shell-and-tube heat exchanger; longitudinal flow ; fluid distribution ; structur

33、al optimization ; theoretical modelCLC Number : TQ051. 5 Document Code :A0 IntroductionBecause of such advantages as lower pressure drop of shell-side , larger logarithmic mean temperature difference (LMTD) , eliminating vibration of heat-transfer tubes , and better overall heat transfer performance

34、 , shell-and-tube heat exchangers with axial flow have become more popular in various are as of industrial process comparing with shell-and-tube heat exchangers with segment baffles. With the scale of industrial production devices become lager and larger , heat exchanger as a type of universal equip

35、ment in industrial process also need to satisfy the requirement of industrial process , and the heat transfer capability of heat exchanger became larger and larger . Because the length of tube of shell-and-tube heat exchanger is decided by processing technology condition, it is necessary to enlarge

36、the diameter of shell-side in order to enlarge the heat transfer capability. With the increasing of diameter of heat exchanger and decreasing of the ratio of length and diameter ( L/ D) , shell-side fluid flow maldistribution became more badly and pressure drop of shell-side increased more quickly ,

37、 it is not only reduce the overall heat transfer performance of heat exchanger but also induce vibration of heat-transfer tubes. These are proved by ZHOU Sen-quan1 , Chiou J . P 2 , Ulrich Mohr and Horst Gelbe3 . In order to make fluid flow homo-distribution, constructing a fluid flow distributor an

38、d setting it in the region of inlet or outlet of equipment have been carried out by S. S. Mousavi, K. Hooman4 and L. Maharaj , J . Pocock , B. K.Loveday 5 . But there is no any report of fluid flow distributor about the shell-side of shell-and-tube heat exchanger with axial flow, especially the larg

39、e-scale and super-large scale heat exchanger . Setting fluid distributor also has advantage and disadvantage at the same time. On one hand shell-side fluid flow maldistribution can be improved quickly, on the other hand pressure drop of shell-side be increased quickly at same time. So it is very imp

40、ortant to develop the theoretical, numerical, and experimental investigation of fluid flow distributor of shell-and-tube heat exchanger . The purpose of this research program is to optimize structural parameter of heat exchanger, to improve shell-side fluid flow maldistribution, toreduce shell-side

41、-pressure drop , and to enhance overall heat transfer performance , by theoretical , numerical , and experimental investigation methods respectively. In this paper, it will introduce optimal mathematical model among the various structural parameters of heat exchanger by theoretical methods.1 Physica

42、l ModelThe overall shell-side structural drawing and the position of fluid flow distributor of shell-and-tube heat exchanger with axial flow are shown as Fig. 1 (a) . Fig. 1 (b) is the sketch map of shell-side flow distributor structure. In fact , it is easily to understand the fluid distributor str

43、ucture as that is a specified punched ratio board punched many mini-ostioles on it from the Fig. 1 (b) . The purpose of theoretical investigation is to found a mathematical model which brings out the optimal punched ratio of distributor as a function of parameter of heat exchanger. The main aspects

44、affecting the fluid flow distribution of shellside are shown as follows: (1) punched ratio of distributor ; (2) rows of crossing tubes ; (3) arrangement style of tubes ; (4) tube pitch ; (5) tube outer diameter .Fig. 1 Schematic drawing of shell side configuration of shell and tubeheat exchangers wi

45、th axial flowIn order to express t he researched physical model more concisely, it is be treated as a rectangle heatexchanger with axial flow when we take into account the partial unit and its inlet and outlet only. Theheat exchanger is made up of 36 tubes specification of 25 mm ×2. 5 mm ×

46、1 000 mm. The exterior dimension of heat exchanger is a cube wit h t he dimension of 360 mm ×120 mm ×1 000 mm. The elevation of heat exchanger is shown in Fig. 2 (a) . Arrangement styles and parameter of tubes is shown in Fig. 2(b) . 2 Mathematical ModelIn order to found the mathematical m

47、odel in theoretical method, a theoretical analysis model must be built firstly as Fig. 3. The following assumptions and illumination are necessary for modeling fluid flowing through the inlet region and distributor. (1) Many mini-ostioles be punched in the fluid dist ributed baffle, and diameter of

48、mini-ostioles is infinitesimal .(2) Punched ratio of distributed baffle is a continuous function with x coordinate.(3) Fluid flow in the x direction as shown in Fig. 3.(4) Fluid flow velocity through distributed baffle is uniform.Based above assumptions and next analysis , it is easy to deduce the v

49、elocity distribution of x direction and pressure drop of x direction , z direction ,and x-z direction respectively.2. 1 Velocity dist ribution of x coordinateMass balance Equation of t he infinitesimal is shown in Fig. 4 , and the differential Equation of x Fig. 4 Schematic Drawing of analyzed aread

50、irection velocity is obtained as Equa. (1) : (1)Where A x and A z denote the area of x coordinate and z coordinate , respectively.And; (2)The boundary condition is: x = X wit h u( x) = 0 ,so t he integral of Equa. (2) can be expressed as follows : (3) (4)2. 2 Pressure drop of x coordinateThe energy balance Equation of t he infinitesimal area is shown in Fig. 4. It s differential Equation ofx direction pressure drop can be obtained as follow : (5) Where DH is