管壳式换热器设计论文

摘要
管壳式换热器具有可靠性高、适应性广等优点，在各工业领域中得到最为广泛地应用。

本文设计的换热设备是化工生产中应用的管壳式换热器中的浮头式换热器。

壳程介质为苯，壳程设计压力分别为0.0462MPa；管程介质为冷却水，管程设计压力为0.473MPa；传热面积为74.42
m。

操作时管程内的水冷却壳程内的物料。

设计方法采用压力容器的常规设计方法，按照GB150-89《钢制压力容器》、
GB151-89《钢制管壳式换热器》等技术法规执行，设计内容主要包括设计方案的选择、壳程和管程强度及结构设计、传热系数设计、以及换热器其它零部件设计等。

设计计算结果准确，图纸符合国家机械制图标准要求，传热效果满足要求。

尽管本设备结构复杂，造价高；但是能承受较高压力，适用于壳侧走易结垢的介质，管、壳程温差较大的场合，是当今化工生产中使用较多的换热设备之一。

关键词：物料衡算；导热系数；换热面积
Abstract
The fixed tube-sheet exchanger is adopted in industry field extensively with the merits of high reliability and extensive applicability
The shell type adopted in chemical production was used as the heat exchange equipment in this paper, and adopted floating-head type heat exchanger. The shell medium was Benzene, and the design pressure was 0.0462MPa , the tube medium was Process water , and the design pressure was 0.473MPa and the heat transfer area was 74.42
m. The material of shell was cooled by the water of tube . The ordinary design method of pressure vessel was adopted in this paper , and based on the GB150-98 《Steel Pressure Vessel》, GB151-99 《Steel shell and tube exchanger》, and the main design contents contained that the choice of designproposal , strength of shell and tube, structure design, heat transfer coefficient design, and the design of other accessories . The design calculation result was correct , the woring drawings met the national mechanical charing requirement.And the heat transfer satisisfied the requirements .
Though the structure of floating-head type heat exchanger was complex; had the higher manufacturing cost it could bear the hight pressure , and the pipe was easy changed and the shell medium was the same with clean , applied in the condition of higher temperature difference between shell and tube ,deposited medium flowing in side, and became the most usually heat transfer equipment in chemical production recently
Keywords: material balance；conductivity factor；heat transfer area
目录
第一章绪论 (1)
1.1换热器的地位 (1)
1.2换热器的种类 (1)
1.3换热器研究及发展动向 (2)
1.3.1物性模拟研究 (2)
1.3.2分析设计的研究 (2)
1.3.3大型化及能耗研究 (2)
1.4.4强化技术研究 (2)
1.5.5控制结构及腐蚀的研究 (3)
第2章经济技术分析 (4)
第3章设计方案选择 (6)
3.1压力容器选材 (6)
3.2设计压力的确定 (6)
3.3设计温度的确定 (7)
3.4管程与壳程的选择 (7)
3.5确定换热器的设计类别 (8)
第4章工艺设计 (9)
4.1物性数据的确立 (9)
4.2初选换热器规格 (9)
4.2.1 计算热负荷 (9)
4.2.2 计算冷却水的流量 (10)
4.2.3 计算两流体的平均温度差 (10)
4.2.4计算换热面积 (11)
4.3换热管设计 (11)
4.3.1换热管根数的确定 (11)
4.3.2换热管排列方式与管间距的确定 (11)
4.4 换热管壳体直径的确定 (12)
4.5拉杆的选取 (13)
4.6壳程流体进出口接管直径 (13)
4.7核算压强降 (13)
4.7.1管程压强降较核 (13)
4.7.2壳程压强降的较核 (14)
4.8核算总传热系数 (15)
(15)
4.8.1管程对流传热系数
i
4.8.2壳程对流传热系数 (16)
4.8.3污垢热阻的选择 (18)
4.8.4总传热系数Ko (18)
4.9传热面积核算 (18)
4.10换热管壁温的核算 (18)
第5章强度设计计算 (20)
5.1换热器壳体壁厚的设计计算 (20)
5.2管箱壁厚设计计算 (20)
5.3封头的选择及计算 (21)
5.4壳体水压试验校核 (22)
5.5垫片的选取 (23)
5.6螺栓的设计 (25)
5.7容器法兰设计 (25)
5.7.1法兰的校核 (26)
5.8管板厚度的选择及校核 (28)
5.8.1设计计算与校核 (31)
5.9管子拉脱力的计算 (32)
5.10浮头端盖 (32)
5.11补强计算 (33)
5.12鞍座的选用与校合 (35)
第6章结论 (38)
致谢 (39)
参考文献 (40)
附录 (41)
第1章绪论
1.1换热器的地位
换热设备（也称换热器或热交换器），就是实现热量传递的设备。

在石油、化工、轻工、制药、能源等工业生产中，常常需要把低温流体加热或者把高温流体冷却，把液体汽化成蒸汽或者把蒸汽冷凝成液体。

这些过程均和热量传递有密切联系，因而均可以通过换热设备来完成。

其换热过程可分为加热、冷却、蒸发、冷凝、干燥等。

随着生产的发展，各种不同型式和种类的换热设备发展很快，新结构、新材料的换热设备不断涌现。

在化工厂中，换热设备的投资占总投资的10%~20%；在炼油厂中，约占总投资的35%~40%。

常用的换热器按设备的结构可分成两大类，即板片式换热器和管壳式换热器。

板片式换热器是由板片和密封垫片组合而成。

目前国内外在化工生产中所用换热设备，管壳式换热器仍然占主导地位。

虽然它在换热效率，结构紧凑和金属材料消耗等方面，不如其它新型换热设备，但它具有结构坚固、操作弹性大、适应性强、可靠程度高、选材范围广，处理能力大、能承受高温高压的等特点，所以在工程中仍得到广泛应用。

近年来国内在节能、增效等方面改进换热器性能，在提高传热效率，减少传热面积，降低压降，提高装置热强度等方面的研究取得了显著成绩。

流程优化软件技术的发展带来了换热器应用的增多。

20世纪80年代常减压装置用量达90～100台,90年代末至今以超过140台。

换热器的大量使用有效地提高了能源的利用率，使企业成本降低，效率提高。

1.2换热器的种类
换热器按传热方式分为直接接触式换热器、蓄能式换热器、间壁式换热器、中间载体式换热器。

其中间壁式换热器在工业生产中应用最为广泛，其结构形式多种多样，常见的管壳式换热器和板式换热器。

管壳式换热器在工业中应用广泛，它结构坚固、可靠性高、适应性强、易于制造、处理能力大、生产成本低、选用的材料范围广、换热表面的清洗比较方便、能承受较高的操作压力和温度。

板式换热器结构紧凑、使用灵活、清洗和维修方便。

但不易密封，承载能力低，流道狭窄易堵塞，流动阻力大。

综合考虑选用管壳式换热器。

管壳式换热器按结构分
为：浮头式换热器、固定管板式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器以及釜式重沸器。

1.3换热器研究及发展动向
1.3.1物性模拟研究
换热器传热与流体计算的准确性，取决于物性模拟的准确性。

因此，物性模拟一直为传热界重点研究课题之一，特别是两相流物性的模拟。

两相流的物性基础来源于实验实际工况的模拟，这恰恰是与实际工况差别的体现。

实验室模拟工况很复杂，准确性主要体现与实际工况的差别。

纯组分介质的物性数据基本上准确，但油气组成物的数据就与实际工况相当较大，特别是带有固体颗粒的流体模拟更复杂。

为此，要求物性模拟在实验手段上更加先进，测试的准确率更高。

从而使换热器计算更精确，材料更节省。

物性模拟将代表换热器的经济水平。

1.3.2分析设计的研究
分析设计是近代发展的一门新兴学科，美国ANSYS软件技术一直处于国际领先技术，通过分析设计可以得到流体的流动分布场，也可以将温度场模拟出来，这无疑给流路分析法技术带来发展，同时也给常规强度计算带来更准确、更便捷的手段。

在超常规强度计算中，可模拟出应力的分布图，使常规方法无法得到的计算结果能方便、快捷、准确地得到，使换热器更加安全可靠。

这一技术随着计算机应用的发展，将带来技术水平的飞越。

将会逐步取代强度试验，摆脱实验室繁重的劳动强度。

1.3.3大型化及能耗研究
换热器将随着装置的大型化而大型化，直径将超过5m，传热面积将达到单位100002
m，紧凑型换热器将越来越受欢迎。

板壳式换热器、折流杆换热器、板翅式换热器、板式空冷器将得到发展，振动损失将逐渐克服，高温、高压、安全、可靠的换热器结构将朝着结构简单、制造方便、重量轻发展。

随着全球水资源的紧张，循环水将被新的冷却介质取代，循环将被新型、高效的空冷器所取代。

保温绝热技术的发展，热量损失将减少到目前的50%以下。

1.4.4强化技术研究
各种新型、高效换热器将逐步取代现有常规产品。

电场动力效应强化传热技术、添加物强化沸腾传热技术、通入惰性气体强化传热技术、滴状冷凝技术、微生物传热技术、磁场动力传热技术将会在新的世纪得到研究和发展。

同心管换热
器、高温喷流式换热器、印刷线路板换热器、穿孔板换热器、微尺度换热器、微通道换热器、流化床换热器、新能源换热器将在工业领域及其它领域得到研究和应用。

新材料研究材料将朝着强度高、制造工艺简单、防腐效果好、重量轻的方向发展。

随着稀有金属价格的下降，钛、锆等稀有金属使用量将扩大，CrMo钢材料将实现不预热和后热的方向发展。

1.5.5控制结构及腐蚀的研究
国内污垢数据基本上是20世纪60～70年代从国外照搬而来。

四十年来，污垢研究技术发展缓慢。

随着节能、增效要求的提高，污垢研究将会受到国家的重视和投入。

通过对污垢形成的机理、生长速度、影响因素的研究，预测污垢曲线，从而控制结垢，这对传热效率的提高将带来重大的突破。

保证装置低能耗、长周期的运行，超声防垢技术将得到大力发展。

腐蚀技术的研究将会有所突破，低成本的防腐涂层特别是金属防腐镀层技术将得到发展，电化学防腐技术将成为主导。

第2章 经济技术分析
设备的价格影响到工厂投资的大小，因此力求采用廉价的设备。

设备的价格中包括材料消耗与加工费用两方面。

换热器的价格E C ：
E C =m P T b
F F F C
式中：b C —基准价格
T F —型式因子
P F —压力因子
m F —材料因子
当换热器面积在14~11002m 范围内，b C 及各种因子的数值可用下列各式计算：
1.基准价格b C
b C 是碳钢浮头式管壳式换热器，设计压力为700kPa 时的基准价格
b C =exp[8.202+0.01506（lnA ）+0.06811（lnA ）2]×103
故 b C =exp[8.202+0.01506（ln74.4）+0.06811（ln74.4）2]×103
= 1500美元
2.型式因子T F
固定管板式换热器
T F =[-0.9003+0.09060（lnA ）]
=[-0.9003+0.9060（ln74.4）]
= 2.67
3.压力因子P F
当压力在0~700kPa 时
P F =0.8955+0.04981lnA
=0.8955+0.04981ln74.4
=1.65
4.材料因子m F
换热器的材料因子不仅与材料种类有关，而且与换热器的换热面积大小有关
m F =g1+g2lnA=1.1991=0.15981ln74.4=0.74
故 E C = m P T b F F F C =1000×1.58×1.032×0.44=10034.6美元 以美元与人民币的汇率为7.7计，则
C=30570.60×7.7=66789.675元
E
经估算该换热器装置的总价为66789.675元人民币
第3章设计方案选择
3.1压力容器选材
压力容器常用的材料：
a. Q235-A.F：容器设计压力P≤0.6MPa；钢板使用温度为0~250C ；用于
壳体时，钢板厚度不大于12mm；不得用于易燃介质以及毒性程度为中
度、高度或极度危害介质的压力容器。

b . Q235-A：容器设计压力P≤1.0MPa；使用温度在0~350C ；壳体厚度小
于16mm。

不得用于盛装液化石油气介质以及毒性程度为高度或极度危
害介质。

c. Q235-B：容器设计压力P≤1.6MPa；钢板使用温度在0~350C ；不得用
于毒性程度为高度或极度危害介质的压力容器。

d. 16MnR：属强度用钢，是345MPa级的低合金钢，具有良好的机械性能、
焊接性能、工艺性能及低温冲击韧性。

中温及低温的机械性能均优于
Q235-A、15、20等碳素钢，使用温度在-40~475C 的场合，在石油化工
设备、锅炉、压力容器广泛使用。

e. 0Cr18Ni9：抗高温氧化性能好、良好的塑性、韧性、冷加工性，在氧化性
酸和大气、水、蒸汽等介质中耐酸性亦佳。

是在化工、原子能、食品设
备中应用最广泛的不锈钢和耐热钢，除制作壳体外，还可作设备衬里、
容器法兰衬环、紧固件、金属密封垫。

本设备为冷凝器，由于设计压力在低范围内，工作温度不高，介质为醋酸，所以选用0Cr18Ni9材料，且满足其使用要求。

一般来说，换热器的壳体和管箱公称直径大于等于400mm时，其筒体使用板材卷制。

当换热器的公称直径小于400mm时，其筒体使用管材制。

由于本次设计的换热器直径为500mm，所以我选用板材卷制的筒体。

3.2设计压力的确定
设计压力系指在相应设计温度下用以确定容器壳体厚度的压力，亦即标注在铭牌上的容器设计压力。

设计压力是压力容器的设计载荷条件之一，其值不得低于最高工作压力。

而最高工作压力是指容器顶部在正常工作过程中可能产生的最
高表压。

当容器上装有安全泄放装置时，其设计压力应根据不同形式的安全泄放装置确定。

装设安全阀的容器，考虑到安全阀开启时动作的滞后，容器不能及时泄压，设计压力应低于安全阀的开启压力，通常可取最高工作压力的1.05～1.10倍；装设爆破片时，设计压力不得低于爆破片的爆破压力。

对于盛装液化气体的容器，由于容器内介质压力为液化气体的饱和蒸汽压，在规定的范围内，与体积无关，仅取决于温度的变化，故设计压力与周围大气环境温度密切相关。

此外，还要考虑容器外壁是否有保温设施，可靠的保温措施能有效地保证容器内温度不受大气环境温度的影响，即设计压力应根据工作条件下可能达到的最高金属温度确定。

3.3设计温度的确定
设计温度是指容器在正常操作情况下，它是指容器在正常情况下，设定元件的金属温度（沿元件金属截面的温度平均值）。

当元件金属温度不低于0℃时，设计温度不得低于元件金属可能达到的最高温度；当元件金属温度低于0℃时，其值不得高于金属可能达到的最低温度；GB150规定设计温度等于或低于-20℃的容器属于低温元件的金属温度，可以通过传热计算或实测得到，也可按内部介质的最高（或最低）温度确定，或在此基准上增加（或减少）一定数值。

设计温度与设计压力存在对应关系。

当压力容器具有不同的操作工况时，应按最苛刻的压力与温度的组合设定容器的设计条件，而不能按其在不同工况各自的最苛刻条件确定设计温度和设计压力。

3.4管程与壳程的选择
1.清洁或易结垢的流体，易走容易清洗的一侧。

对于直管管束，易走管程。

2.腐蚀性流体易走管程，以免壳体和管束同时被腐蚀。

3.冲击力高的流体易走管程，以免制造较厚的壳体。

4.为增大对流传热系数，需要提高流速的流体易走管程，因管程流通截面积一般
比壳程小，而且做成管程比较容易。

5.两流体温差较大时，对于固定管板换热器，宜将对流传热系数的流体走壳程，
以减小管壁与壳体的温差，减少热应力。

6.需要冷却的流体易走壳程，便于散热，以减少冷却剂用量。

但温度高的流体，
其热能可以利用，易选管程，以减少热损失。

3.5确定换热器的设计类别
本次毕业设计的介质是水和苯。

其中苯的入口温度是82℃，出口温度是76℃；入口压力0.042MPa。

工艺水的入口温度是51℃，出口温度是70℃，入口压力是0.43MPa。

由于两种介质的入口温差较大，所产生的温差应力也会很大。

而且苯是有机物黏度比较大不易清洗。

因此，丛换热器的工艺设计条件（压力、温度、许可阻力降）、物料特性（传热性能、污垢系数、腐蚀性能）、可操作性及经济性等因素综合考虑，选用浮头式换热器，一则可以减小温差应力，二则可以便于平时的清洗。

由于我所设计的是冷凝器，需要冷却的流体易走壳程，便于散热，以减少冷却剂用量，所以选择壳程介质为苯，管程介质为工艺水。

第4章 工艺设计
4.1 物性数据的确立
管程定性温度：5.602
71
51221=+=+=
t t t ℃ 式中：
壳程定性温度：81280
8222101=+=+=
T T T ℃ 782
76
8023202=+=+=
T T T ℃ 式中：
具体数据如下表:
表4-1 物性数据
密度(kg/3
m ) 定压比热容（Kj/kg ℃⋅） 导热系数(W/m ℃⋅) 黏度(Pa s ⋅) 普兰德数
982.84 4.1794 65.952
10-⨯ 466.7610-⨯ 2.968
3.6 1.95 0.016 7.86
10-⨯
810 1.98 0.131
4.2 初选换热器规格
4.2.1 计算热负荷
由参考文献[6]公式6-12得：
)()(23211211T T Wc W T T c W Q p p -++-=γ
＿出口温度＿入口温度
21t t ＿出口温度
＿入口温度
31T T
式中：Q —苯的热负荷，W
1W —苯的进口质量流量，kg/s 1p c —苯比热，)/(C kg kJ
1T —壳程进口温度，C —2T 壳程临界温度，C
3T —壳程出口温度，C
故
Q=3500×1.95×2+3500×394.5+3500×1.98×4
=1422120kJ/h
4.2.2 计算冷却水的流量
工程上热损失根据文献［1］经验值取c η=0.98
h kJ Q Q c C /6.1393677142212098.0=⨯==η
)
(1222t t c Q G p C
-=
式中：2G —冷却水的进口质量流量，kg/s 2p c —冷却水比热，)/(C kg kJ 1t —冷却水进口温度，C 2t —冷却水出口温度，C
故 2G = 88.419
1794.46.1393677=⨯kg/s
4.2.3 计算两流体的平均温度差
假设为逆流时的温度差：
1t ∆=21t T -=12C
122t T t -=∆=26C
2
1t t
∆∆ ＜2 ∴m t ∆=
192
26
12221=+=∆+∆t t C P=1221t t T
T --=51
707682--=0.316
R=
1112t T t t --=51
8251
70--=2.5 查参考文献得： 94.0=∆t φ
所以 m t ∆=m t t ∆∆φ=0.94×19=17.86C
4.2.4计算换热面积
根据两流体的情况，假设传热系数K=330)/(2C m W
A=m t K Q ∆ 式中：A —换热面积，2m
故 86
.173306.3/6.13936771⨯=A
=65.682m
根据文献[1]要有15%的面积裕度，取A=74.22m ，根据标准取A=74.42m
4.3换热管设计
4.3.1换热管根数的确定
我国管壳式换热器常用碳素钢、低合金钢钢管，其规格为φ19⨯2、φ25⨯2.5、φ32⨯3、φ38⨯3、φ57⨯3.5等，不锈钢钢管规格为φ19⨯2、φ25⨯2、φ32⨯2、φ38⨯2.5、φ57⨯2.5。

换热管长度规格为1.0、1.5、2.0、2.5、3.0、4.5、6.0、7.5、9.0m 等。

换热器的换热管长度与公称直径之比，一般在4～25之间，常用的为6～10。

管子的材料选择应根据介质的压力、温度及腐蚀性来确定。

选用φ19×2mm 的无缝钢管，材质为0Cr18Ni9，管长为4500mm ()n L d A 006.020--=δπ,其中δ取0.05m 式中： n —换热管数
A —换热面积，2m 0d —换热管外径，mm L —换热管长度，mm
故
)006.005.025.4(101914.34
.743-⨯-⨯⨯=
-n
=284根
4.3.2换热管排列方式与管间距的确定
换热管排列形式如图3-1所示。

换热管在管板上的排列形式主要有正三角形、正方形和转正三角形、转三角形。

正三角形排列形式可以在同样的管板面积上排列最多的管数，故用的最为广泛，但管外不易清洗。

为便于管外便于清洗可以采用正方形或转正方形的管束。

换热管中心距要保证管子与管板连接时，管桥有足够的强度和宽度。

管间需要清洗时还要留有进行清洗的通道。

换热管中心距宜不小于1.25倍的换热管的外径。

换热管排列形式如图3-1所示：
正三角形 正方形 转角正方形
图 4-1 换热管排列形式
表4-2 换热管中心距 (mm)
换热管外径 d 14 19 25 32 38 45 57 换热管中心距 S 19 25 32 40 48 57 72
根据工艺需要我所设计的换热器需要经常清洗，因此我选择采用正方形排列。

取管心距t=1.250d 则t=1.25mm 75.2319=⨯ 按标准取t=25mm
4.4 换热管壳体直径的确定
由于我选着的浮头式换热器为单壳程，多管程因此取管板利用率7.0=η，则壳体内径公式为： ηN t D 05.1=
故 7.02842505.1⨯=D
mm 7.528= 取D=600mm
圆缺高度的计算
次此设计我采用单弓形折流板，圆缺高度为壳体内径的25%，则切去的圆缺高度为： h=0.25D=0.25×600=150mm 折流板间距B 的计算
B=()i D 1~2.0
=0.5×600 =300mm
根据文献[6],取B=450mm,折流板圆缺面水平装配。

4.5拉杆的选取
表4-3 拉杆直径 /mm
换热管外径d 1410≤≤d
2515≤〈d
2725≤〈d
n
表4-4 拉杆数量
拉杆直径 mm 换热器公称直径DN/mm
12 400〈 700400〈-≥ 900700〈-≥
4
4 8
2600900〈≥
10
根据需要需4根直径为φ12的拉杆。

4.6壳程流体进出口接管直径
取管内流速为s m u /51=
mm u v d 2636
.35360014.3350044111=⨯⨯⨯⨯==
π 按标准取1d =273mm 管程流体进出口接管直径 取管内流速为s m u /12=
mm u v d 5.791
14.300496.04411
1=⨯⨯==
π 按标准取1d =108mm
4.7核算压强降
4.7.1管程压强降较核
p
s
t
i
N
N F p p p )(2
1
∆+∆=∆∑
式中：1p ∆—直管中因摩擦阻力引起的压强降，Pa
2p ∆—回弯管中因摩擦阻力引起的压强降，Pa
t F —结垢校正因数，对mm 219⨯φ的管子取t F =1.5 p N —换热管的管程数，p N =6 s N —换热器的壳程数，s N =1
1p ∆=2
2
u d L ρλ
2p ∆=2
3
2
u ρ
式中：ρ—冷却水的密度，3/m kg 。

查参考文献[6]得ρ=982.843/m kg
λ—摩擦系数
所以 1p ∆=2
2
u d L ρλ
=2
59.084.982015.05.40027.02
⨯⨯⨯ =1.39kPa
2p ∆=2
3
2
u ρ
=2
59.084.98232⨯⨯
=0.513Pa
p t i
N F p p p
)(21∆+∆=∆∑
=65.1)513.039.1(⨯⨯+ =17.1kPa
液体经换热器的压强降在10~100kPa 范围内即满足工艺要求。

4.7.2壳程压强降的较核
s s N F p p p
)(210
∆+∆=∆∑
式中：1p ∆—流体横过管束的压强降，Pa
2p ∆—流体通过折流板缺口压强降，Pa s F —壳体压强降的结垢校正因数，取s F =1.15 s N —壳程数
1p ∆=2
)
1(20
00u N n Ff B ρ+
2
)25.3(2
2u D h N p B ρ-=∆
0n =1.12841.1=n =19根
式中：F —管子排列方法对压强降的校正因数，对于正方形排F=0.4 0f —壳程流体的摩擦系数，当Re ＞500时，0f =5.0228.0Re -o B N —折流板数 h —折流板间距，m
0u —按壳程流通截面积Ao 计算的流速，m/s
0f =5.0228.0Re -o =0f =5.0×228.02219-=0.17
故 1p ∆=2
)
1(20
00u N n Ff B ρ+
=2
0366.0810)18(190.54.02
⨯⨯+⨯⨯
=43.16Pa
2
)25.3(2
2u D h N p B ρ-=∆
=2
0366.0810)6.025.025.3(82
⨯⨯⨯-⨯ =24.59Pa
s s N F p p p
)(210
∆+∆=∆∑
=（43.16+24.59）×1.15×1
=78Pa
换热器中气体的压强降在1～10kPa 范围内满足工艺要求。

4.8核算总传热系数
4.8.1管程对流传热系数i α
i α=0.023
n i
i
i d Pr Re 8.0λ
式中： i λ—管程流体热导率 i d —换热管内径
Re —管内流体的雷诺数 i Pr —普兰德常数
n —常数，加热时n =0.4；冷却时n =0.3
管程流通截面积
S=2220084.06
284015.0785.064m N d i =⨯⨯=π 管程流体流速
s m S i /59.00084
.000496.0 V i ===
μ 式中：N －传热管的总根数； i V －水的体积流量，s m /3； 雷诺系数
18667107.46684.982
59.0015.0Re 6
=⨯⨯⨯==
-i
i
i e u d μρ 式中：3/m kg i 水的密度，-ρ s Pa i ⋅-水的动力黏度，μ
i α=0.023
4.08.0Pr Re i d i
λ
=0.0234.08.02
968.218667015
.01095.65⨯⨯⨯- =4081)/(2C m W ⋅
4.8.2壳程对流传热系数
当量直径的计算
20)
4(4d d P d t e ππ-=
=019
.014.3)019.0785.0025.0(422⨯⨯-⨯
=0.0229m
壳程流通截面积
20
0036.0)025
.0019.01(6.025.0)1(m P d BD S t =-⨯⨯=-
= 式中：t P —换热管管心距
B —折流板间距 D —壳体内径
0d —换热管外径
t —管心距 壳程流速
s m d u i i /0333.0810
36000229.03500=⨯⨯==
雷诺数计算
20681039.0810
0366.00272.0Re 3
00=⨯⨯⨯==
-μρu d e 因为Re <2100，属于层流范围传热系数按下式计算： 水平管束冷凝
3
13
1
322
0Re 51.1=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=*
λρμααg
式中：*α—无量纲冷凝表面传热系数
0α—冷凝表面传热系数 μ—苯的动力粘度，mPas λ—苯的导热系数，)/(C m W
Re=μM 4, S m M ln =
式中 ：m —冷凝液的质量流量
l —传热管长度
S n — 当量管数
⎪⎩⎪
⎨
⎧=正方形直列
正方形错列48
.0T 518
.0288N .1370.1T S N n 式中：T N —换热管根数
故 S n =1.288×1928448.0=
M=0114.0195.43600/3500=⨯
Re=5.14210
32.00114.043
=⨯⨯- *
α=89.751.122.5Re 51.13
1=⨯=
0α=
4410179.089.731
322
==⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛*
λρμαg
4.8.3污垢热阻的选择
由参考文献[2]附录二十二查得，管内、外侧污垢热阻分别取
Rit=1.72×410-w c m /2⋅ Rio=1.74×410-w c m /2⋅
4.8.4总传热系数Ko
当管壁热阻被忽略时，总传热系数Ko 为：
i
i i d d d d Rti Rto Ko αα00111
+++=
=
15
4080191519000172.0000174.044111⨯+⨯++ =337)/(2C m W
由前面计算可知，选用该型号换热器时要求过程的总传热系数为330)/(2C m W
，在规定的流动条件下，计算出Ko 为337)/(2C m W。

故 =估算计算
K K 02.1330
337=
符合要求
4.9传热面积核算
理论传热面积
S=m t K Q
∆=6486
.173376.1393677=⨯2m 该换热器实际传热面积
24.762845.4019.014.30=⨯⨯⨯==T LN d S π2m 传热面裕度%1964
6424.76=-=核A A 面积裕度足够
4.10换热管壁温的核算
在工程中一般冷热流体的温度是已知的，因此可用下式计算壁温 2
21
1A Q
t t A Q
T T w W αα+
=-=
式中：T —热流体的平均温度，K t —冷流体的平均温度， K W T —热流体一边的壁温，K w t —冷流体一边的壁温，K
故
21
/8.601886.17337m W t k A Q
m =⨯=∆= 管内壁温度 ℃T W 5.77408118.601879=⨯-=
管束外壁温度 ℃T W 1.7444118.60185.760=⨯+=
第5章 强度设计计算
5.1换热器壳体壁厚的设计计算
1. 名义壁厚计算
压力容器用钢的种类有很多，主要有Q235-A ，Q235-B ，16MnR 等。

我所设计的换热器的压力不高，但介质具有一定的危险性，因此考虑经济及安全性，筒体材料选择为16MnR 。

壁厚计算公式为：
c
t i
c p D p -=
φσδ][2
式中：δ—计算壁厚，mm
i D —圆筒内径，mm c p —计算压力，MPa
φ—焊缝系数，焊缝采用双面焊，局部无损探伤，取φ= 0.85 t ][σ—设计温度下材料的许用应力，MPa
查文献[11]附表14-1，可得在79℃下，材料的许用应力为：[]MPa t
170=σ。

取设计压力p=1.1w p =0.0462 MPa 故 1.00462
.085.017026000462.0=-⨯⨯⨯=
δmm 21C C n ++=δδ 式中：n δ——名义壁厚,mm
1C ——钢板负偏差，mm 。

查参考文献[4]表4-2查得1C =0.8mm
2C ——腐蚀裕度，mm 。

2C =2mm
故 21C C n ++=δδ=0.1+0.8+2=2.9mm
根据文献[4]表16-2，对于公称直径700~400=g D 之间的低合金钢圆筒的最小壁厚应为8mm ()不包括腐蚀裕量，所以取mm 8min =δ。

故 n δ=m in δ+2C =10mm
5.2管箱壁厚设计计算
换热器的管箱封头一般为椭圆形或平盖形。

平盖容易拆卸，维修时不必拆卸
管道。

一般大直径压力高，检修情况允许时，倾向于使用平盖。

在压力不高的情况下，换热器直径小于等于900mm 时，用椭圆形封头；换热器直径大于900mm ，通常使用平盖。

因为本换热器直径为600mm,所以选用椭圆形封头。

1.名义壁厚计算
考虑焊接方便管箱选材与筒体相同，有参考文献[4]公式
c t
i
c p D p -=φσδ][2 式中： δ—管箱计算壁厚，mm
i D —圆筒内径，mm
t ][σ—设计温度下材料的许用应力，MPa c p —计算压力，MPa
φ—焊缝系数，焊缝采用双面焊，局部无损探伤，取φ= 0.85 取设计压力 p=1.1w p =0.473MPa 故 98.0473
.05.085.01702600473.0=⨯-⨯⨯⨯=
δmm 21C C n ++=δδ 式中： n δ—名义壁厚,mm
1C —钢板负偏差，mm 。

查参考文献[4]表4-2查得1C =0.8mm 2C —腐蚀裕度，mm 。

2C =2mm
故 21C C n ++=δδ=0.98+0.8+2=3.78mm 按标准管箱壁厚，n δ取10mm 。

5.3封头的选择及计算
容器封头又称端盖,按其形状可分为三类：凸形封头、锥形封头、平板形封头。

其中凸形封头包括半球形封头、椭圆形封头、碟形封头（或称带折边的球形封头）和球冠封头（或称无折边球形封头）四种。

椭圆形封头是由椭圆面和短圆筒组成，直边段的作用是避免封头和圆筒的连接焊缝处出现经向曲径半径突变，以改善焊缝的受力状况。

由于封头的椭圆部分经线曲率变化平滑连续，所以应力分布比较均匀，且椭圆形封头深度较半球形深度封头小得多，易于冲压成型，是目前中、低压容器中应用最为普遍的封头之一。

如下图所示：
5-1 椭圆形封头
鉴于椭圆形封头以上的优点，此次设计选用标准椭圆形封头，为了便于焊接封头及经济性，材料选择与筒体材料相同都为16MnR 。

1.封头名义壁厚计算 由参考文献[4]得
c
t
i
c p D p 5.0][2-=
φσδ 式中： δ—管箱计算壁厚，mm
i D —圆筒内径，mm
t ][σ—设计温度下材料的许用应力，MPa 由参考文献[4]附表查得100][σ=170 MPa c p —计算压力，MPa
φ—焊缝系数，焊缝采用双面焊，局部无损探伤，取φ= 0.85 取设计压力 p=1.1w p =0.0462Mpa 故 096.00462
.05.085.017026000462.0=⨯-⨯⨯⨯=
δmm 21C C n ++=δδ 式中： n δ—名义壁厚,mm
1C —钢板负偏差，mm 。

查参考文献[3]表4-2查得1C =0.8mm 2C —腐蚀裕度，mm 。

2C =2mm
故 21C C n ++=δδ=0.096+0.8+2=2.896mm
根据文献[4]表16-2，低合金钢圆筒的最小壁厚应为8mm ()不包括腐蚀裕量，所以取mm 8min =δ。

故n δ取10mm 。

5.4壳体水压试验校核。