浮头式换热器设计说明书

1 绪论
1．1 换热设备在工业中的应用
在炼油、化工生产中，绝大多数的工艺过程都有加热、冷却和冷凝的过程，这些过程总称为换热过程。

传热过程的进行需要一定的设备来完成，这些使传热过程得以实现的设备就称之为换热设备。

据统计，在炼油厂中换热设备的投资占全部工艺设备总投资的35％～40％,因为绝大部分的化学反应或传质传热过程都与热量的变化密切相关，如反应过程中：有的要放热、有的要吸热、要维持反应的连续进行，就必须排除多余的热量或补充所需的热量。

工艺过程中某些废热或余热也需要加以回收利用，以降低成本。

综上所述，换热设备是炼油、化工生产中不可缺少的重要设备。

换热设备在动力、原子能、冶金及食品等其他工业部门也有着广泛的应用。

1．2 换热设备的分类
1.2.1按作用原理或传热方式可分为：直接接触式、蓄热式、间壁式。

1.2.1.1直接接触式换热器，如下图所示
热流体
图1.1
其传热的效果好，但不能用于发生反应或有影响的流体之间。

蓄热式换热器，如下图所示
图1.2
其适用于温度较高的场合，但有交叉污染，温度被动大。

1.2.1.3 间壁式换热器，又称表面式换热器
利用间壁进行热交换。

冷热两种流体隔开，互不接触，热量由热流体通过间壁传递给冷流体。

1.2.2 按其工艺用途可分为：冷却器（cooler）、冷凝器（condenser）、加热器（一般不发生相变）（heater）、蒸发器（发生相变）（evaporator）、再沸器（reboiler）、废热锅炉（waste heat boiler）。

1.2.3 按材料分类：分为金属材料和非金属材料换热器。

1．3 国内外的研究现状
上个世纪70年代初发生世界性能源危机，有力地促进了传热强化技术的发展。

为了节能降耗，提高工业生产的经济效益，要求开发适用不同工业过程要求的高效能换热设备。

因此，几十年来，高效换热器的开发与研究始终是人们关注的课题，国内外先后推出了一系列新型高效换热器。

近年来，国内已经进行了大量的强化传热技术的研究，但在新型高效换热器的开发方面与国外差距仍然较大，并且新型高效换热器的实际推广和应用仍非常
有限。

尚需从事换热器专业的技术人员在制造工艺方面加大力度进行研究，使我国换热器技术从各个方面赶上国际水平，也需要各换热设备使用厂家勇于引进和推广新型高效换热器，为我国的节能事业做出贡献。

1．4 设计方案
本设计为浮头式换热器，属于管壳式换热器的一种。

管壳式换热器具有可靠性高、适用性广等优点，在各工业领域中的到最为广泛的应用。

近年来受到其他新型换热器的挑战，但反过来也促进了其自身的发展。

在换热器向高参数、大型化的今天，管壳式换热器仍占主要地位。

该设计参考的前提是常减压装置中的工艺条件，根据装置工艺条件选择具体的流量、温度、压力等参数。

浮头式换热器的主要特点是管束可以从壳体中抽出，便于清洗管间和管内。

管束可以在其筒体内自由伸缩，不会产生热应力。

但是结构复杂，造价高，制造安装要求高。

浮头式换热器是由管箱、筒体、管板、封头、折流板、换热管等零部件组成，根据换热管材料、尺寸、管数、管程压力、管壁温度、管程数以及壳体材料、内径、厚度、壳程压力、温度等条件下确定管板的厚度、折流板的形状、尺寸与数量、折流板的布置情况和确定换热器的结构尺寸。

根据已知的工作状况，选定换热器所在的化工工艺过程，从而根据工艺条件，以确定换热器内介质的物性参数；根据工艺结构尺寸结合已知条件，进一步计算换热器结构参数；最后进行换热器核算。

2 换热器的选用与工艺设计
2．1 设计任务和工艺条件
一、已知设计参数:
滑油（己烷）流量50m3/h，进口温度45℃,出口温度40℃,冷却水流量54m3/h,进口温度33℃，管程壳程操作压力为0.45MPa。

二、换热器类型浮头式
2．2 确定设计方
2.2.1选择换热器
按要求使用浮头式换热器。

2.2.2流程安排
如下图所示，由于循环冷却水较易结垢，若流速太慢将会加快污垢增长速度，使换热器的流量下降，所以综合考虑，使水走管程，滑油走壳程，且选择逆流的形式。

图2.1
2．3 确定物性参数
2.3.1 计算冷却水出口温度
热流量 1Q =1p c q v ρ△1t =876×1.955×50×(45-40)=428145kJ/h
其中，1p c ——定压比热容 kJ·kg -1·K -1
q m ——质量流量 kg·h -1 ρ ——流体的密度 kg·m 3
假设冷却水出口温度为35℃
管程流体的定性温度为
t=（33＋35）/2=34℃
循环冷却水在35℃的物性参数：
密度 ρ=994.3 kg/ 3m
定压比热容 c p =4.174 kJ/(kg ·K)
冷却水的温差 △2t =1Q /2p c ·m=428145/(4.174×54×994.3)=2 ℃
故假设基本合理，由管式换热器设计中的总传热系数K 的经验值取传热系数K=510W/(㎡·K)
2.3.2 确定定性参数
对于一般滑油和水等低粘度流体,其定性温度可取流体进出口温度的平均值，故壳程滑油的定性温度为
T=（45＋40）/2=42.5 ℃
管程流体的定性温度为（即冷却水的温度）
t=（33＋35）/2＝34 ℃
根据定性温度分别查取管程和壳程流体的有关物性数据，可知：
滑油在42.5℃下的有关物性数据如下
密度 1ρ＝876kg/ 3m
定压比热容 1p c =1.955 kJ/(kg ·K)
热导率 1λ=0.144W/(m ·K)
粘度 1μ=0.21pa ·s
循环冷却水在34℃的物性数据：
密度 2ρ＝994.3kg/3m
定压比热容 2p c =4.174kJ/(kg ·K)
热导率 2λ=0.624 W/(m ·K)
粘度 2μ=0.742×310-Pa ·s
2．4 估算换热面积
2.4.1 热流量
1Q =1p c v q ρ1t =876×1.955×50×(50-45)=428145kJ/h=119kw
2.4.2 平均传热温差
先按纯流体计算，由于△1t /△t 2=(45-35)/(40-33)=10/7<2，故
Δt m =(Δt 1+Δt 2)/2=(10+7)/2=8.5K
2.4.3 换热面积
已知由经验取K=510W/(㎡·K)，则
P A =1Q /(K ·△m t )=428145/(510×8.5)=27.5㎡
2．5 工艺尺寸
2.5.1 管径和管内流速
选用φ19×2较高级冷拔传热管(碳钢)，取管内流速2υ =1.3m/s 。

2.5.2 管程数和传热管数
根据传热管内径和流速确定单程传热管数：
s n ＝V/(4
π·2i d ·u)=54÷3600/(0.785×20.015×1.3)＝65.3 根 按单管程计算，所需的传热管长度为
L ＝P A /π0d s n ＝27.7/3.14×0.015×65= 9.04 m
若按四管程设计，则传热管长度适中，采用标准设计，现取管长L=2.25 m ，传热管总根数：T N =65×4＝260 根
2.5.3 平均传热温差校正及壳程数
由于该换热器采用了多壳程，流体流经两次或多次折流后再流出换热器，这使换热器内流体流动的形式偏离纯粹的逆流和并流，因而使平均温度差的计算更为复杂。

对于错流或复杂流动的平均温差，常采用安德伍德（Underwood ）和鲍曼（Bowman ）提出的图算法。

该法是先按逆流计算对数温差Δt m ，再乘以考虑流动形式的温差修正系数t Δε，得到平均温度，如下
R= (1T -2T ) / (2t -1t ) = (45-40) / (35-33)=2.5
P= (2t -1t ) / (1T -1t ) = (35-33)/(45-33)=0.227
式中 R ——热流体的温降/冷流体的温升
P ——冷流体的升温/两流体最初温差
1T 、2T ——热流体进、出口温度，℃
1t 、2t ——冷流体进、出口温度，℃
按四管程，单壳程结构，查圆筒和管子几何参数计算图（如下）得：
图2.2
ε＝0.96
t
Δ
故，平均传热温差：
Δt=tΔε·Δt m=0.96×8.5=8.08℃
m
由于平均传热温差校正系数大于0.8，故采取单壳程合适。

2.5.4 传热管排列和分程方法
由于换热管中心距宜不小于1.25倍的换热管外径, 故采用组合排列法，即每
程内均按正三角形排列，隔板两侧采取正方形排
列，如左图所示。

d，则分程隔板两侧相
取换热管中心距t=1.25
邻管中心距：
d0=19mm，t=1.25d0=1.25×19=23.75mm，按常用换热管中心距取 t=25mm
分程隔板槽两侧相邻管中心距：如下图所示
表2.1
故有：表2.2
换热器外径d/mm 19
换热器中心距S/mm 25 分程隔板槽两侧相邻管中心距Sn/mm 38 2.5.5 壳体内径
该换热器采用四管程结构，壳体内径可按下式
D= 1.05t
N/
式中t—管心距，mm
N—传热管的总根数，
d——传热管外径，mm
η――管板利用率
取η=0.6，得
260=546mm，
D＝1.05×256.0/
按卷制壳体的进级档，可取D=600mm。

2．6 换热器核算
2．6．1热流量核算
2.6.1.1 壳程表面传热系数
当量直径：
4
2e d ππ=200
-d ）4d
20.025-0.785×20.019]/(3.14×0.019)=0.017m 壳程流通截面积：
0S =BD(1-0d /t)=0.18×0.6(1-0.019/0.025)=0.0259㎡
壳程流体流速及雷诺数分别为： 0u =VO q /0A =50÷3600/0.0259=0.54m/s 0e R =0d 0u ρ/0μ=0.015×0.54×876/0.21=33.79
普兰特数：
r P ＝p c 0μ/λ＝1955×0.21/0.144=2851
由于
e R r P d l
＝2851×33.79×0.015/2.25﹥10 0e R =33.79﹤2300，此时，壳体流体为层流
所以，由Nu=10.1430 1.86()()e r w
d a R P l =μμ 故选用公式
10.1430 1.86()()e r w
d a R P l =μμd λ 粘度校正0.14()w
μμ≈1 0a =1.86×(2851×33.79×0.015/2.2513
)×0.1440.015=83W/(㎡·℃)
2.6.1.2 管内表面传热系数
可首先假设管内冷却水为湍流流动，根据式Nu=0.0230.8Re Pr n ，
i a =0.023i i u d 0.8n
i P d C （）（）ρμλμλ
由化工原理知：自来水被加热，n 取0.4， 管程流体流通截面积
i S =(π/4)·d 2·n s =0.785×20.015×260
4
=0.012㎡ 管程流体流速：
i u =54÷3600/0.012=1.25m/s
Re=
3
10
742.03
.99425.1015.0⨯⨯⨯＝25125>10000 故假设成立，此时
普兰特数 r P ＝624
.010742.010174.43
3-⨯⨯⨯=4.96
代入数值：
i a =0.023×
0.624
0.015
×(251250.8)×0.44.96=6013 W/(㎡·℃) 2.6.1.3 污垢热阻和管壁热阻
按《管壳式热交换器设计手册GB151》表F7.1，可取 管外侧污垢热阻 o R =0.000176㎡·K/W 管内侧污垢热阻 i R =0.0006㎡·K/W 管壁热阻按式w R =
w
b
λ
式中 b ――传热管厚度，m ； w λ――管壁热导率，m ·K/W
碳钢在该条件下的热导率为50W/(m ·K)，所以 w R ＝
0.002
50
＝0.00004㎡·K/W
2.6.1.4 传热系数K
依式K=
i
o i m o i o di o d d
a d d
b d d R a ⋅+⋅++11λ ，则 K=
15
60131915190006.05.1719004.0000176.08311
⨯+⨯+⨯++
=514w/m 2·℃ 2.6.1.5 传热面积裕度
依式1
c m
Q A K t =
Δ有 c A =
08
.85141000
119⨯⨯＝27.45㎡
改换热器的实际传热面积p A
p A ＝0T d lN π＝3.14×0.019×2.25×260=34.9㎡ 该还热器的面积裕度按式P C
C
A A H A -=计算有 H=
45
.2745
.279.34-≈27.14﹪，因面积裕度大于15％～20％，故传热面积裕度合适，
该换热器能够完成生产任务。

2．6．2 壁温的核算
因管壁很薄，且管壁热阻很小，故管壁温度可按式
11
()()11
M c m h c h
c h c h
T R t R a a t R R a a +++=
+++计算。

由于该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，取循环冷却水进口温度为15℃，出口温度39℃计算传热管壁温。

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的壁温之差。

但在操作初期，污垢热阻较小，壳体和传热管间壁温差可能较大。

计算中，应按最不利的操作条件考虑，因此，取两侧污垢热阻为零来计算传热管壁温。

于是，按式
11m m
c h c h
T t a a t a a +=+ 式中 m T ――热流体的平均温度，℃ W T ——热流体侧的管壁温度，℃ m t ——冷流体的平均温度，℃ w t ——冷流体侧的管壁温度，℃
c a ——热流体侧的表面传热系数，W/(㎡·K)
h a ——冷流体侧的表面传热系数，W/(㎡·K)
式中液体的平均温度m t 分别按
m t ＝121
()2t t +
121
()2
m T T T =+
式中 1T ——热流体进口温度，℃
2T ——热流体出口温度，℃
1t ——冷流体进口温度，℃
2t ——冷流体出口温度，℃
代入数据得： m t ＝34℃ m T =42.5℃
c a =i a =6013 W/(㎡·K)
h a =0a =83W/(㎡·K)
传热管得平均壁温
t=6013
18318334
60135.42+
+=34.1℃
壳体壁温，可近似取为壳程流体得平均温度即
T=42.5℃
壳体壁温和传热管壁温之差为Δt=42.5-34.1=8.4℃ 该温差较小，实际上可不用浮头式，按题目要求使用浮头式。

2．6．3 换热器内流体流动阻力的核算
2.6.
3.1 管程流体阻力
依式()S P S
N N F =+t i r ΔP ΔP ΔP
式中 t ΔP ——管程总阻力； i ΔP ——单程直管阻力；
r ΔP ——局部阻力； S N ——壳程数； P N ——管程数
S F ——管程结构校正系数，可近似取1.5。

S N =1， P N =4
由e R ＝25125，传热管的相对粗糙度
d ε=0.2
15
＝0.013，查化工原理莫狄图，得：摩擦因素i λ＝0.04，流体速度u=1.25m/s ，ρ＝994.3kg/ 3m ，局部阻力系数ε=3.0，所以
i ΔP =i λ2i l d 2
ρu =0.04×015.025.223.99425.12⨯⨯=4660a p
r ΔP =2
2u ρξ=2
25.13.9940.32
⨯⨯=2330a p
()S P S N N F =+t i r ΔP ΔP ΔP =(4660+2330) ×1×4×1.5=41944a p
此管程阻力在允许范围内。

2.6.3.2 壳程阻力
按式0()s i s s P P P F N =+ΔΔΔ计算，由Ns=1，s F =1.15得：
流体流经管束得阻力
00(1)TC B p Ff N N =+2
0ρu Δ2
由于管束采用正三角形，所以，有：
F=0.5， Re=25125 f 0
=0.5×Re -0.228=0.233
N TC =1.1N T 0.5=1.1×2600.5=17.7
B N =11 （即折流板数）,
N T =260（即传热管的总根数）
0u ＝0.54m/s
∆Po=0.5×0.233×17.7× (11+1) ×2
54.019952
⨯=7197 Pa
流体流过折流板缺口得阻力
2(3.5)i B B P N D =-
2
0ρu Δ2
， B=0.18m D=0.6m
i P Δ=11× (3.5-6
.018.02⨯) ×254.019952
⨯=9279 Pa
总阻力：
s P Δ＝9279＋7197＝16475 Pa
壳程流体的阻力比较适宜。

小结
换热器主要结构尺寸和计算结果，见如下表：
3 浮头换热器结构的设计
3．1 封头设计
由于此换热器的设计压力p≤1.6MPa，使用温度小于350℃，故封头材料可选用Q235-B，封头的结构形式常采用椭圆形，查JB/T4737-95，椭圆形封头与圆筒厚度相等，且由GB150-1998 即下表，取其厚度为8mm，
表3.1
其结构形式如下图：
图3.1
表3.2
公称直径DN/mm 曲面高度
h1/mm
直边高度
h2/mm
碳钢厚度
δ/mm
内表面积
A/m2
容积
V/m3
600 150 25 8 0.4374 0.0353
凸形封头:
表3.3
公称直径DN/mm 曲面高度
h1/mm
直边高度
h2/mm
碳钢厚度
δ/mm
内表面积
A/m2
容积
V/m3
700 175 25 8 0.548 0.0442
3． 2 管箱和圆筒
由于筒体的直径D=600mm ，即500mm<=D N <=800mm ，故选用封头管箱。

查取标准GB151-99可知，管箱短节与圆筒的最小厚度均为8mm ，管箱的最小长度计算:
（按B 形管箱,流通面积计算）
1min 214g i cp
p d N L h S E
≥
++π
Sp －封头厚度，mm
1h －封头直边段高度，mm
Ncp －各程平均管数，
E －各相邻管程间分程处，物料流通的最小宽度，mm
查取E=600mm ，则
1min
g L ≥
825600
465
1514.32++⨯⨯⨯=52 mm 按相邻焊缝间的距离计算2min 234
g L L L L ≥++
2/2L B C ≥+(无接管补强时21/2L d C ≥+C ≥4S ，且≥50)
2L －接管位置尺寸，mm
3L －接管至壳体与封头连接焊缝距离，mm
4L －封头高度，mm
1d －接管内径，mm
算得2min g L ≥ 387mm 取2min g L ，
1min
g L 中较大值
3．3 分程隔板
3.3.1 分程隔板的厚度
600 8
3.3.2 分程隔板槽
1）分程隔板槽的宽度为：碳钢12mm ，
2）分程隔板槽拐角处的倒角一般为450，倒角宽度b 近似等于分程垫片的
圆角半径R ，见图
图3.2
3．4 换热管
换热管尺寸及偏差
表3.4
材料 钢管标准 外径×壁厚 外径偏差 壁厚偏差 碳素钢
GB8163-87
19×2
±0.20
±0.20
3．5 接管
3.5.1 接管基本要求：
a ）接管宜与壳体内表面平齐；
b ）接管应尽量沿换热器的径向或轴向设置；
3.5.2 接管尺寸
已知壳程流体的流速为 0.6 m/s ，则
14s
V d u
π=
45436000 3.14⨯⨯⨯.6178（mm ）
同理，管程流体的流速为2m/s ，则
24s
V d u π=
= 450
36002 3.14
⨯⨯⨯=94（mm ）
接管高度确定 查取标准l =200ｍｍ 壳程接管位置的最小尺寸：(如下图)
1L > h d /2+(b-4)+c=219/2+(30-4)+50=185.5mm
图3.3
管箱接管的最小尺寸：（如下图）
2L > H d /2+f h +c=108/2+105+50=209ｍｍ
图3.4
其中，图中 D H — 补强圈外径 d h — 接管外径 C ≥4S ，且C ≥30mm S — 壁厚 b — 管板厚度
3．6 浮头管板及钩圈法兰的结构设计
3.6.1 浮头管板及钩圈法兰尺寸
由于换热器内径已确定，故采用标准内径决定浮头管排列外径及结构尺寸。

浮头管板外径 0D =i D -2b=600-2×3=594mm
由GB151表14、15知：浮头管板外径与壳体内径间隙，取1b =3mm ，
垫片宽度，取n b =12mm
浮头管板密封面宽度，取2b =n b +1.5=13.5mm 浮头法兰和钩圈外直径0f D =i D +80=680mm
浮头法兰和钩圈内直径fi D = i D -2(12b b +)600-2(3+12)=570mm 外头盖内径, 00100700()/2i b f D D D D D =+==+mm 螺栓中心圆直径, 00()/2b f D D D =+=(594+680)/2=637mm
3.6.2 浮头管板及钩圈法兰结构
图3.5
1一 外头盖侧法兰，2 一 外头盖垫片，3一外头盖法兰 ，4-钩圈
6一 排气口或放液口；7一 浮头法兰 , 8一 双头级柱．9 - 螺母，10一封头．
11-球冠形封头 12一分程隔板;13-垫片。

14一浮动管板。

15-档管,16一换热管3．7 管法兰
按标准GB/T9113.1-2000，则有如下图：
表3.5
滑油进出口自来水进出口管子直径
A/mm 219 108
1
法兰内径
B/mm 221 110
1
螺栓孔中心圆直径K/mm 280 170 公称直径DN/mm 200 100
螺栓孔直径L/mm 22 22 螺栓孔数量n 8 8
法兰外径D/mm 340 210
法兰厚度C/mm 24 18 密封面d 254 144
密封面f 2 2
螺纹规格M16 M16
其结构如下图：
图3.6
3．8 布管限定圆
3.8.1 尺寸
b/mm 布管限定圆直径L D/mm 换热器型式i D/mm
3
固定管板式600 8 584
3.8.2 结构
图3.7
3．9 拉杆的直径、数量和尺寸
3.9.1 拉杆的结构
由于换热管的直径为19mm，常采用拉杆定距管结构，如下：
图3.8
3.9.2拉杆的尺寸
图3.9 表3.7
拉杆螺纹公称直径n d /mm
数量
基本尺寸
拉杆直径d/mm a L /mm
b L /mm
b /mm 12
4
12
15 ≥50
2.0
3.9.3 拉杆孔
图3.10
3.9.4 拉杆的布置
拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘。

对于大直径的换热器，在布管区内
或靠近折流板缺口处应布置适当数量的拉杆，任何折流板应不少于3个支承点。

3.9.5 其他
拉杆数量与直径表查取，本换热器壳体内径为600mm ，故其拉杆直径为φ12拉杆。

3．10 折流板和支持板
3.10.1 折流板
该换热器采用单弓形折流板，其流动方式和结构形式如下：
图3.11
图3.12
弓形折流板圆缺高度为壳体内径得25％，则切去得圆缺高度为
H=0.25×600=150mm
折流板间距B，最小的距离为壳体直径的1/3—1/2，且不应小于50mm，取B=0.3D，则
B=0.3×600=180mm
N：
折流板数
B
N=传热管长/折流板间距-1=2250/180-1=11.5≈11块
B
由壳体的公称直径D N=600mm，选取换热管无支撑跨距l 300mm，查换热器设计手册表1-6-26知：
折流板或支撑板的最小厚度为4mm，取折流板的厚度为6mm。

折流板名义外直径=D N4.5=595.5mm，
折流板外直径允许偏差0 8.0
由于此换热器的壳程为单相洁净流体，折流板缺口应水平上下布置，如下图所示：
图3.13
折流板圆缺面水平装配
数量不得少于4个。

3.10.2 支撑板
一般换热管无支撑跨距小于最大跨距，所以无需设置支撑板，但由于浮头式换热器需设置支持板，此支持板可采用加厚的环板。

3.10.3 折流板的布置
一般因使管束两端的折流板尽可能靠近壳程进、出口接管，其余折流板等距离布置，靠近管板的折流板与管板间的距离如图所示：
图3.14
其尺寸按下式计算
2
1()(4)2
B l L b =+
-- 式中 1L =
(4)2
H
d b c +-+ d H —接管外径 c=4S ，S 为壁厚
所以，C=50mm ，无防冲板时，可取防冲板长度2B
=i d
可算出 1219
(364)2
L =
+-+c=185.5mm 所以 l =(185.5+219/2)- (36-4)=263mm 折流板切口尺寸 h=0.2×600=120mm
3．11 防冲板或导流筒
因为水u<=3.0m/s ，滑油（己烷）： 2228760.62230/.V kg m s ρ=⨯<，所以，管程和壳程都不设防冲板或导流筒。

3．12 支座
由鞍座材料Q235-B 查JB/T 4712-92，选取B 型鞍式支座，其结构及尺寸如下：
图3.15
图3.16
表3.8
公称直D N /mm 允许载荷Q/KN 鞍座高度h/mm 底板/mm 腹板δ2/mm
1l
1b 1δ
600
165 200 550 150 10 8 筋板/mm
垫板/mm
螺栓间距
3l
3b
3δ 弧长 4b 4δ e 2l
300 120 8
710
200 6
36
400
3．13 外头盖侧法兰
依工艺条件、壳侧压力、温度及公称直径DN=700mm ，按JB4703-92长颈法兰标准选取，并确定各部分尺寸，并画出结构草图及尺寸如下：
图3.17
表3.9
3．14 管箱法兰和管箱侧壳体法兰
依工艺条件，管侧压力和壳侧压力的最大值，以及设计温度和公称直径DN=600mm，按JB4703-92长颈法兰标准选取，并确定各部分尺寸，并画出结构草图，如下图所示：
表3.10
图3.18
3．15 固定端管板
依据所用的管法兰管箱侧法兰的结构尺寸,确定固定端最大外径为D=638mm。

3．16 排气和排液管
排气口和排液口直径不小于15mm，设置的位置分别在壳体中的最高点和最低点。

由于采用了四管程结构，所以设置应有一定的偏离。

排气、排液接管的端部必须与壳体或接管内壁平齐。

图3.19
3．17 防短路结构
3.17.1旁路挡板，如下图：
表3.11
可知：旁路挡板应要2对，其厚度与折流板的厚度相同。

其结构如下：
图3.20
3.17.2 挡管
挡管为两端堵死的换热管，设置于分程隔板槽背面两管板之间，挡管与换热管的规格相同，可与折流板点焊固定，也可用拉杆（带定距管或不带定距管）代替。

挡管应每隔3-4排换热管设置一根，但不应设置在折流板缺口处。

挡管伸出第一块及最后一块折流板或支持板的长度应不大于50mm,挡管应与任意一块折流板焊接固定。

图3.21
3．18 连接
3.18.1 换热管与管板的连接
因无较大震动和间隙可采用强度焊接，且管板与换热管采用焊接连接时，管板的最小厚度应满足结构设计和制造的要求，且不小于12mm。

如下图：
图3.22
表3.12
换热管规格：外径⨯壁厚/mm 换热管最小伸出长度最小坡口深度
l2/mm
l1/mm
19⨯2 1.5 2
3.18.2 管板与壳体、管箱的连接如下所示：
图3.23
其中，δ=28mm
4 换热器的强度校核
4．1 筒体壁厚校核
由工艺设计给定温度42.5℃，设计压力0.5MPa ，选用低合金钢板Q235-B 卷制，此材料42.5℃时的允许应力t []σ=113MPa ，取焊缝系数φ=1.0，腐蚀裕度2C =1mm ，则
计算厚度 []c t i
c p D p -=φσδ2=5
.011326005.0-⨯⨯=1.33mm 设计厚度 2C d +=δδ=1.33+1=2.33mm
名义厚度 1C d n +=δδ=2.33+1=3.33mm ，圆整后，取n S =4mm
有效厚度 21C C n e --=δδ=4-1-1=2mm
水压试验应力 t
[]1.25[]T c P p σσ==1.25×0.5×1=0.5625MPa 所选材料的屈服应力 s σ=235 MPa 水压试验校核e e i T T D P δδσ2)(+==2
2)2600(5625.0⨯+⨯=85.2 MPa 因为0.9s σφ=0.9×325×1=292.5 MPa ，σT=85.2 MPa<292.5，则水压强度满足要求。

由于介质非易燃和毒性程度为非极度，且允许由微量泄漏，所以不需进行气密性试验。

4．2 外头盖短节和封头厚度校核
外头盖内径φ=700mm ，其余条件，参数同筒体。

短节计算壁厚 t 2[]c i c p D S p σ=
-Φ＝5.0111327005.0-⨯⨯⨯=1.55mm 短节设计厚度 2d S S C =+＝1.55+1=2.55mm
短节名义厚度 1C S S d n +==2.55+1=3.55，圆整后，取n S =6mm, 1C =1.1 满足要求。

有效厚度 12e n S S C C =--=6-1-1 =4
压力试验应力校核
()2T i e T e P D S S σ+==4
2)4700(5625.0⨯+⨯=49.5MPa 则σT <0.9s σφ=0.9×325×1=292.5 MPa
故，压力实验满足强度要求。

由前述可知：外头盖封头选用标准椭圆封头，
封头计算厚度 S=t 2[]0.5c i c p D p σ-Φ＝5
.05.0111327005.0⨯-⨯⨯⨯=1.55mm 封头设计厚度 2d S S C =+＝1.55+1=2.55mm
封头名义厚度 1C S S d n +==2.55+1=3.55，圆整后，取n S =8mm,
1C =1mm ，满足要求。

有效厚度 12e n S S C C =--=8-1-1=6mm
压力试验应力校核
()2T i e T e P D S S σ+== 6
2)6700(5625.0⨯+⨯=33.09 MPa 则σT <0.9s σφ=0.9*325*1=292.5 (MPa)
压力实验满足强度要求。

4．3 管箱短节和封头厚度校核
由工艺设计给定设计参数为：设计温度34℃,设计压力0.5 MPa ，选用Q235-B 钢板，材料许用应力[]σ=113 MPa ，屈服强度s σ=235 MPa,取焊缝系数φ=0.85，腐蚀裕度2C =2mm ，
计算厚度 t 2[]c i c p D S p σ=-Φ =5
.0111326005.0-⨯⨯⨯=1.55mm 设计厚度 2d S S C =+=1.55+2=3.55mm
名义厚度 1C S S d n +==3.55+1=4.55mm ，圆整后，结合考虑开孔补强及结构需要取 n S =8mm ，
有效厚度 12e n S S C C =--=8-2-1=5 mm
压力实验在这种条件下一定满足，管箱封头取用强度在这种条件下一定满足。

4．4 管箱短节开孔补强的校核
开孔补强采用等面积补强法，由工艺设定的接管外径为φ108 ×5mm ，考虑到实际情况选用20号热轧碳素钢管[]σ=130MPa, 2C =1mm 。

接管计算壁厚 []c t o c t p D p S -=φσ2＝5
.0113021095.0-⨯⨯⨯=0.21mm 接管有效厚度 et S =21C C S nt --＝5-1-1=3 mm
开孔直径 d=i d +2C=108-2×5+2×2=102 mm
接管有效补强宽度 B=2d=2×102=204mm
接管外侧有效补强高度 nt dS h =1=5102⨯=22.6 mm
需要补强面积 A=d·S=102×1.55=158.12mm （此处S 为管箱的厚度） 可以作为补强的面积为
1A =(B-d) ·( e S S -)=(204-102) ×(5-1.55)=351.9 mm 2
212()et t r A h S S f =-=2×22.6×(3-0.21) ×130/170=96.44mm 2
此处，A 1—壳体多余金属面积
A 2—接管多余金属面积
则，1A +2A =351.9+96.44=448.34＞=A=187.7mm 2，故，该接管补强的强度足够,不需另设补强圈。

4．5 壳体接管开孔补强校核
同理，开孔补强采用等面积补强法，由工艺设计给定的接管厚度为φ219×10，考虑实际情况选取20号热扎钢管φ219×10, []t σ=137MPa, 2C =1mm ，
取C 1=1.5mm 。

接管计算壁厚 []c t o c t p D p S -=φσ2=5
.0113722195.0-⨯⨯⨯=0.4mm 接管有效厚度 et S =21nt S C C --=10-1-1.5=7.5mm
开孔直径 d=i d +2C=219-10×2+2(1+1.5)=204mm
接管有效补强宽度 B=2d=2×204=408mm
接管外侧有效补强高度 nt dS h =1=10204⨯=45.1mm
需要补强面积 A=d·S=204×1.33=271.322mm ，（此处S 为壳体厚度）
可以作为补强的面积为
1A =(B-d)·( e S S -)=(408-204)×(2-1.33)=204×0. 67=136.68mm 2
212()et t r A h S S f =-=2×45.1×(7.5-0.4) ×130/170=489.73mm 2
此处，A 1—壳体多余金属面积
A 2—接管多余金属面积
则1A +2A =136.68+489.73=626.41>A=271.32mm ，故，该接管补强的强度足够,不需另设补强圈。

4. 6 固定管板的校核
固定管板厚度设计采用BS 法。

假设管板厚度 b=30mm
总换热管数量 n=260
一根管壁金属的截面积为
220()4
i a d d =-=π0.785× 22(1915)-=106.76 2mm 开孔强度消弱系数(4程) μ=0.5
两管板之间换热管有效长度(去掉两管板厚度) L=2158 mm
计算系数K
2K = b ――管板厚度（不包括厚度附加量）
D ――筒体内径
则， 2K =30
21585.076.1062603060032.1⨯⨯⨯⨯⨯＝22.6 K=4.7 按管板简支考虑，根据K 值查图4-45、图4-46、图4-47可知，系数1G =3.3，2G ＝－0.68，3G =3.5
筒体内径截面积 A= 24i D π
=0.785×6002=282743mm 2
管板上管孔所占的总截面积
C=πn 20d /4=π×260×19×19/4=73680mm 2
系数 λ=
A C A
-=282743736800.74282743-= 系数 β=na A C -=260×106.76/(28274373680-)=0.132 壳程压力 s p =0.5MPa ， 管程压力 t p ＝0.5MPa
当量压差 p a =p s －p t (1+β)=0.5－0.5(1+0.132)= －0.66MPa
管板最大应力 1()4s t i r p p D G b σ-=μ=2)50
600(3.35.0450.0⨯⨯⨯=13.09MPa 管子的最大应力
3
()1
[]s t t a p p G p σβλ-=-=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯-⨯74.05.35.05472.0132.01＝－17.35MPa 管板采用16Mn 锻 []r σ=150MPa
换热管采用20号碳素钢 []t σ＝130 MPa
max r σ=13.09 MPa<1.5 []σ=1.5×150=225 MPa
max t σ=-17.35 MPa<1.5 []σ=1.5×130=195 MPa
管板计算厚度满足强度要求。

考虑管板双面腐蚀取24C =，分程隔板槽深取4mm ，
实际管板厚为38mm 。

4．7 浮头管板及钩圈校核
换热管材料 20#，根据GB150——1998表4－3，表F2，表F5可知：
设计温度下许用应力 []t
t σ＝130MPa
屈服点 t s σ＝219 MPa
弹性模量 t E ＝190800 MPa
管板材料16Mn 锻件，根据GB150——1998 表F2，表F5可知：
设计温度下的许用应力 []t
t σ＝149.7 MPa
弹性模量 t E ＝202700 MPa
许用拉脱力按表1-9-5可知：
[]0.5q =KN
[]t
t σ＝0.5×130=65 MPa 浮头式换热器浮头管板的厚度不是由强度决定的，由GB151-1999知：
管板厚度
t D δ= 1.5[]d a t
p P μσ= 管板设计压力，由于不能保证s p 和t p 在任何情况下都同时作用，故
MAX(s p ,t p )=0.5MPa ；μ=0.5
所以， a P =150
5.05.10.1⨯⨯=0.009 管板布管区的当量直径 t D =584mm
根据 t K = t t
E na LD 式中，L 应为换热管的有效长度，但由于管板厚度尚未计算出，暂时用管子中长来代替进行计算，待管板厚度计算出，再用有效长度核算。

L= 22--n o L δ×(管端外伸出长度)
t K ＝584
225019080076.106260⨯⨯⨯＝4030MPa
t t p K K E η=＝2027005.04030⨯=0.039 11
23/t K P δ＝11320.039/0.0089 3.54=
1/1/0.9275t ρ==1.078
查图可得到，系数C=0.325
，管板计算厚度由t D δ=
δ =009.0584325.0⨯⨯=17.9mm
又由于管板名义厚度不应小于下列三部分之和,即 n δ=[MAX(δ,min δ)+12(,)(,)s t MAX C h MAX C h +]
壳程腐蚀裕量 s C =2mm
管程腐蚀裕量 t C =2mm
壳程侧隔板槽深 1h =0 mm
管程侧隔板槽深 2h =4 mm
所以，n δ=17.9+4+2=23.9mm ，圆整后，取n δ=28mm
钩圈采用B 形，材料与浮头管板相同，设计厚度按浮头厚度加16mm ，即 δ=38+16=44mm 。

4．8 无折边球封头计算
浮头盖上无折边球形封头的计算，按内压球壳计算, .选用16Mn 锻, 在设计条件下其[]t σ=150，查表GB151-98表46知，封头i R =500mm ，按56[]t i t p R δσφ
=
式计算得： 56[]t i t p R δσφ== 85
.0150650045.05⨯⨯⨯⨯=3.26mm 由于双面腐蚀，取2C =3 mm ，设计厚度取8mm 。

4．9 浮头法兰计算
根据GB 151-1999， 计算方式符号如下图
表4.1
0.5arcsin 0.5fi i D R βδ=+1=0.5*570arcsin 286000.5*8
=+
图4.1
参考文献
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[14] Bott T R. Fouling of Heat Exchangers. Amsterdan Elsevier: 1995. 149～183 在
“Fouling Mitigation of Industrial Heat Exchanger Equipment”一书中
[15] Brienza B M, Gandy J B & Lackenhach L. Heat Exchanger Design Handbook. New York:
Hemisphere Publishing Corporation, 1983
[16] Southern Railway Madras. India, T.Kuppan. Heat exchanger design handbook.
Marcel dekker, Inc. New York. Basel, 2000
谢辞
经过长达五个月之久的研究、查找资料、工作设计最终完成了《浮头式换热器》的设计。

设计的成功完成主要依靠陈水先老师的耐心的教导，以及同学和其他老师的热心帮助。

本人在3月份上旬主要对换热器的外形、一些零部件结构和现在较通用的标准进行了解，3月下旬和四月主要对换热器进行工艺设计结构设计和强度校核，5月任务就是对图纸进行绘制。

图纸绘制后期阶段在段小林老师的指导下进行多次修正最后定稿。

此进行的毕业设计是对大学期间所学知识的总结，也是对大学四年所学知识的考察。

经过本次设计将大学所学知识进行了融会贯通。

一个好的毕业设计是一个人能力的展现，但要较好完成《浮头式换热器》的设计不是一件简单的事情。

它不仅需要较强的专业基础知识还需具备一些素质比如有耐心，严谨、一丝不苟的态度。

虽然有老师同学的帮助但由于本人水平有限及疏忽难免会在设计中出现这样或那样的错误，希望阅读者发现后能及时指出。

对于老师和同学所提供的帮助表示最真挚的感谢。