煤油冷却器的设计_换热器毕业设计

毕业答辩情况表
摘要
这篇论文主要介绍的是换热器机械计算等相关的设计过程。

本文引用这三年学过的书本知识及相关的技术标准，对换热器的结构、强度进行了系统的阐述。

换热器是目前许多工业部门广泛应用的通用工艺设备。

其中，换热器是目前应用较为广泛的换热设备。

优点：结构简单，制造方便，在相同管束情况下其壳体内径最小，管程分程较方便。

缺点：壳程无法进行机械清洗，壳程检查困难，壳体与管子之间无温差补偿元件时会产生较大的温差应力，即温差较大时需采用膨胀节或波纹管等补偿元件以减小温差应力。

我设计的换热器内部以换热管和折流板做为基本构件，冷介质、余热介质分别在管程与壳程之间流动，以达到降温或升温的效果。

换热器由筒体、管箱、封
头、支座、换热管、折流板、管板及接管、法兰等组成。

通过强度计算合理选择材料，确保安全运行，提高设备的生产效率，降低设备的制造成本，实现化工单元操作的最佳化。

关键词: 换热器管箱壳体管板封头
1 毕业设计任务书
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).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7.15×10-4Pa.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（浮头式换热器除外）
1.3.5 管束振动
1.3.6 管壳式换热器零部件结构
2 概述
2.1 换热器概述
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
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。

图2-1 固定管板式换热器的示意图
1-挡板2-补偿圈3-放气嘴
2.3设计背景及设计要求
2.3.1 设计背景
在化工、石油、动力、制冷、食品等行业中广泛地使用各种换热器，且他们是上述这些行业的通用设备，并占有十分重要的地位。

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的35%-40%。

随着我国工业的不断发展，对能源利用、开发和节约的要求不断提高，因而对换热器的要求也日益加强。

换热器的设计、制造、结构改进及传热机理的研究十分的活跃。

一些新型的换热器相继问世。

随着换热器在工业生产中地位和作用不同，换热器的类型也多种多样，不同类型的换热器自然有各自不同的优缺点与性能；所以在换热器的设计中，首先应根据工艺要求选择使用的类型，然后计算换热所需传热面积，并确定换热器的结构尺寸。

2.3.2 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：①增大传热系数②提高平均温差③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。

3 热量设计
3.1 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30℃，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。

3.2 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3-2.列管式换热器内的适宜流速范围
表3-3.不同粘度液体的流速（以普通钢壁为例）
由上表，我们初步选用Φ25×2.5的碳钢管，管内流速取u i=0.5m/s。

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=
240
140+ =90℃ 管程流体（水）的定性温度为：t=352
30
40=+℃。

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：
3.4 计算总传热系数
3.4.1 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：
W h =100000t/（330×24）=12626kg/h W h ——热流体的流量，kg/h ；
3.4.2 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=)(21T T c W ph h -
=12626kg/h×2.22kJ/ kg•℃×(140-40) ℃
=778603W
3.4.3 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：140℃→40℃ 水： 40℃←30℃
从而，
'm t ∆==
----30
40ln
)3040()40140(39.1℃
而此时，我们有：
09.03014030
401112=--=--=
t T t t P 1030
4040
1401221=--=--=
t t T T R 式中 T 1，T 2——热流体（煤油）的进出口温度，K 或℃；
t 1，t 2——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：t ∆ψ=0.82﹥0.8，所以，修正后的传热温度差为：
m t ∆= 'm t ∆t ∆ψ=39.1×
0.82=32℃ 3.4.4 冷却水用量
由以上的计算结果以及已知条件，很容易算得：
Wc=
)(12t t C Q pc -=)3040(4180
2802972-=67056.7 kg/h
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
（1）.管程传热系数：
136********
.0994
5.002.0Re =⨯⨯=
=
i
i
i i i u d μρ
84.4626
.0000725
.04180Pr =⨯=
=
i
i
p i u c λ
4
.08.0)()(02.0i
i p i i i i i i u c u d d a i
λμρλ=
4
.08
.04
.08.084.41367002
.0626.0023.0Pr Re 02
.0⨯⨯
==i
i
d λ
=2753 W/m 2•℃
（2）.壳程传热系数：
假设壳程的传热系数是： o α=500 W/m 2•℃ 污垢热阻： R si =0.000344m 2℃/W
R so =0.000172 m 2℃/W
管壁的导热系数： λ=45 m 2℃/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
o
so i o i o si i i o R d d R d K αλα1
1
++++=
=1÷0.00312 =320W/m 2•℃
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：
20.7632
320778603
'm K Q S tm =⨯=∆=
考虑15%的面积裕度，则：
287'15.1m S S ==
4 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φ19mm×2mm 和φ25mm×2.5mm 。

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φ19mm×2mm 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φ25×2.5的碳钢管，管长6m ，管内流速取u i =0.5m/s 。

4.2 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：
)(1204.1195
.002.0785.0)
9943600/(7.670564
2
2根≈=⨯⨯⨯=
=
i
i s u d V
n π 按单程计算，所需传热管的长度是：
m n d S L s o 4.11120
025.014.3107
=⨯⨯==
π 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：
（管程）224.11≈==l L N p
则传热管的总根数为：
N=N p ×n s =2×120=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：
'm t ∆==
----30
40ln
)3040()40140(39.1℃
而此时，我们有：
P=
09.03014030
401112=--=--t T t t R=
1030
4040
1401221=--=--t t T T 由（参见天津大学出版社的《化工原理（上册修订版）》233页）可查得：
t ∆ψ=0.82﹥0.8，所以，修正后的传热温度差为：
m t ∆= 'm t ∆t ∆ψ=39.1×
0.82=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 ； a ——管心距，mm ；
b ——横过管束中心线的管数，管子按正三角形排列： n b 1.1=；管子按正方形排列： n b 19.1=，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=（1～1.5）d 0。

壳径的计算值应圆整到最接近部颁标准尺寸，
所以，代入数据我们有：
D=32×18+2×（1.0~1.5）×25
=626~651 mm 取D=600mm
4.4.2 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：
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：
4.5 折流板
设置折流板的目的是为了提高流速，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和圆盘-圆环形折流板，弓形折流板又分为单弓形[图4-1（a）]、双弓形[图4-1（b）]、三重弓形[图4-1（c）]等几种形式。

图4-1 弓形折流板
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4-2（a）；在卧式冷凝器中，折流板底部开一90°的缺口，见图4-2（b）。

高度为15～20mm，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
4-2（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4-3。

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4-1 所列数据。

表4-1 折流板厚度/ mm
支承板厚度一般不应小于表4-2(左)中所列数据。

支承板允许不支承的最大间距可参考表4-2（右）所列数据。

表4-2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=160 mm
取折流板间距B=0.3D，则：
B=0.3×650=195 mm
可取B=200 mm
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1800mm 。

折流板数 （块）折流板间距传热管长291200
6000=-==
B N
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=1.0 m/s
则接管内径为：
d=
m u V 074.00
.114.3)
8253600/(1262644=⨯⨯⨯=π 所以，取标准管的内径为80mm 。

查表得，PN<4.0MPa 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：
m d 15.05
.114.3)
9943600/(7.670564=⨯⨯⨯=
取标准管径为150mm 。

查表得，查表得，PN<6.4MPa 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L 1可用如下公
式计算：
L 1≥
C b
D H
+-+)4(2
式子中：H D ——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，C ≥4S
且C ≥32，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L 2可用如下公
式计算：
L 2≥
C b
D H
+-+)4(2
式中 H D ——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，C ≥4S
且C ≥32，S 为壳体厚度。

经计算易得，管程接管位置的最小尺寸为：140 mm 。

4.7 壁厚的确定、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8 mm
4.7.2 椭圆形封头
查表可得其尺寸数据，见下表
表4-3 椭圆形封头的尺寸
4.8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
如下表
表4-4固定管板式换热器的管板主要尺寸：
4.8.2 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4-4，其中图4-4（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4-4（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4-5 管板的最小厚度
换热管的外径为25mm，因而管板厚度取为3
d/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
经过查表得
表4-6碳钢、低合金钢的换热管的规格及尺寸偏差
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4-5 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(e) 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。

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）
4.9.3 横过管束中心线的管数
()根
19
.1≈
=
=N
n
=
19
19
4.
18
240
.1
c
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：
d m=D i-2b3=600-2×8=584 mm
式子中，D i——筒体内直径，mm
b3——大小为0.25d，且大于8mm
4.10 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：
表4-7 分隔板尺寸
4.10.2 管子和分程隔板的连接
分程隔板有单层和双层两种，单层隔板与管板的密封结构如图4-6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4-7，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4-8 拉杆直径和拉杆数
经查表易得，拉杆数为为4，直径为12
4.11.2 连接与尺寸
拉杆示意图如下所示：
经查表，拉杆尺寸如下：
表4-9 拉杆尺寸
拉杆孔示意图如下所示：
12n d mm =,2 1.5 1.51218n l d mm ==⨯=
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4-10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4-11。

图4-11（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4-11（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4-11（c）的结构；图4-11（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。

4.13. 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 222./2230128925.1825s m kg V <=⨯=ρ,所以管程和壳程都不设防冲板或导流筒。

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：
si
o
i w so o
w o R t
t R t t +-=+-αα11中，t o ，t i ，t w 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t w =78.0℃
4.14.2 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：
在操作压力下，每平方米胀接周边所产生的力为：
l
d pf
q o p π=
其中，f=0.866a 2=396.16mm 2，则
q p =0.0174Mpa
在温差应力作用下，每平方米胀接周边所产生的力为：
(
)l
d d d qt o i o t 42
2-=
σ
其中， ()
s
t
s t A A t t E t +-=
1ασ
而同时， ()
5.31792.4
2
2=-=
N d d A i o
t π
2152736).6600()(mm S S D As =+=+=ππ
Mpa q Mpa t 79.1,08.23t ==σ则，
脱力为的方向相反，故而总拉和由于p t q q Mp q q t p 0.4)(q <-= 因而，管子拉脱力在许用范围之内，不许用安装膨胀节。

5、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：
000.36e e d u a d μρλμμλμ=0.14
p w
c （）（）（）
计算壳程当量直径，由正三角形排列可得：
42e d π
π=
200
-d ）4d = 025.014.3)025.0785.0032.023(422⨯⨯- =0.020m
壳程流通截面积：
⎪⎭
⎫
⎝⎛-⨯==032.0025.010.650.15)t d -BD(1S o o =0.01969m 壳程流体流速为：
01969
.0)
8253600/(1262600000⨯=
==
A q A q u m v ρ =0.2167m/s 雷诺准数为 ：
6251000715.0825
2167.0025.0Re =⨯⨯==
o o o o o u u d ρ 普兰特准数为：
=34.1114
.0000715
.02220Pr 0=⨯=
=
o
o c λμ
14.03/155.0)(Pr Re 36.0w Nu μμ=。

物料被冷却，粘度校正μμ0.14
w
（）
取1， 将数值代入上式：
000.36e e d u a d μρλμμλμ=0.14
p w c （）（）（）
=C m W 0231
55
.0/69334.11625102
.0140.036.0=⨯⨯⨯
5.1.2 管程对流传热系数
i α=0.023i i u d 0.8n
i P d C （
）（）ρμλμλ
自来水被加热，n 取0.4，代入已得数值，有： 管道流通面积：
22
03768.02
240
02.0785.0m S i =⨯= 管程流体流速：
s m u i /497.003768
.0)
9943600/(7.67056=⨯=
雷诺准数为
136********.0994
497.002.0Re =⨯⨯=
i
普兰特准数为：
8488.4626
.0000725
.04180Pr =⨯=
i
4.08.08488.41362802
.0626
.0023.0⨯⨯⨯
=i α=2748 W/m 2 ℃ 5.1.3 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： R si =0.000344m 2℃/W
R so =0.000172 m 2℃/W
还有，管壁的导热系数： λ=45 m 2℃/W 管壁厚度： b=0.0025 内外平均厚度： d m =0.0225 在下面的公式中，代入以上数据，可得
o
so i o i o si i i o R d bd d d R d d K αλα1
1
++++=
=
6931
000172.00225.045025.00025.002.0025.0000344.002.02748025.01
+
+⨯⨯+⨯+⨯
=390W/m 2 ℃ 所以，K 的裕度为:
h=
320
320
390-=21.88% 5.1.4 传热面积S
由K 计算传热面积S '
973473.6488.4946555.7419.79
m Q S m K t =
=
=∆⨯折'=2
7632320778603m =⨯ 该换热器的实际传热面积为：
)(c o p n N L d S -=π
=3.14×0.025×（6-0.06）×（232-16）
=100 m 2
则该换热器的面积裕度为：
H=S S Sp -=
=-76
76
10032.9% 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：
p s N N p p pi )(21∆-∆=∑
Re i =13670（前面已求），为湍流。

取关闭粗糙度005.020
1
.0d ,1.0i ==ξξ相对粗糙度为mm
查，关联图，可得摩擦因数035.0:e =-λλR
a 12892
497
.099432
u
3
p a
3.3682497.099402.06035.0u 2d l p 2
2
222
1i P P =⨯
⨯==∆=⨯⨯⨯==∆∴ρρλ
另外，式子中： 壳程数N s =1 管程数N p =2 代入公式中，有：
p s N N p p pi )(21∆-∆=∑
=（368.3+1289.0）×1×2
=3314.6Pa<100kpa
5.2.2 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：
s
s
P F N ∆=
∆∆∑1
2
（P +P ）'
' 式中 1p ∆——流体横过管束的压力降，Pa ；
2p ∆——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20.228
1
00
0.55Re 232
c c P Ff N F f N ρ-∆====0B u （N +1），其中，，'=0.139，n c =19，N B =29,u o =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，正方形排列，F=0.3;
f o ——壳程流体的摩擦系数，当Re ﹥500时，228.0)(Re 5-=o fo n c ——横过管束中心线的管子数，对正三角形排列nc N B ——折流挡板数 代入数值得：
Pa p 6.6532
2.0825*******.05.0'2
1=⨯⨯⨯⨯⨯=∆
而2
)25.3('2
2u D h N p B ρ-=∆，其中h=0.2m ，d=0.65m ，N B =29,
式中 D ——壳径，m
h ——折流挡板间距，m d o ——换热器外径，m
u o ——按壳程流通截面积S 计算的流速，而S=h （D-n c d o ） 代入数值得：
2
02B u p N ρ∆=2h （3.5-）D 2
'
=29×（3.5-0.650.22⨯）×2
2.08252
⨯
=1380Pa
对于液体s F =1.15，于是我们有：
s
s
P F N ∆=
∆∆∑1
2
（P +P ）'
'=1.15×1×（1380+653.6）=2317Pa ＜100kpa 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。

6、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
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 横流流动与激振机理与流体介质关系表。