缠绕管式换热器的简捷计算

缠绕管式换热器的简捷计算
曲　平　王长英　俞裕国
(大连理工大学化工学院,辽宁大连,116012)
摘要　建立了缠绕管式换热器简捷计算的数学模型。

并对某厂各缠绕管式换热器进行了核算与扩产110%工况的计算。

计算结果表明所建数学模型基本合理、可靠。

关键词　缠绕管式换热器　数学模型　简捷计算
缠绕管式换热器(CTH E )的发展与深冷技术
的发展密切相关,最早是由德国的林德公司于1898年制造。

我国一些化肥厂引进了该公司生产
的这种类型的换热器。

缠绕管式换热器的结构紧凑,传热效率高。

其单位体积的换热面积大,适合深冷系统的换热。

但其制造工艺要复杂一些,对材质的要求相对较高;此外,设备的清洗也比较困难。

文中建立了缠绕管式换热器简捷计算的数学模型。

并对某厂的缠绕管式换热器进行了换热面积与压力损失的核算,计算结果表明了所建数学模型的可靠性,在此基础上,对扩产110%的情况进行了缠绕管式换热器的计算。

本工作能够为装置扩产改造的核算提供参考依据。

1　缠绕管式换热器模型的建立111　几何结构模型[1
]
图1
　缠绕管式换热器的几何结构示意图
图2　错流流动示意图
假设在壳侧流体流动方向上相邻两绕管间距为一常数,且相反缠绕方向的相邻两绕管的相对位置为x ,则有两个特征位置:
收稿日期:1998-01-13。

S m ax ={[(c +d )
2]2+(a +d )2}1 2
-d ,当x =(c +d )
2时(1)S m in =a ,当x =0时(2)相邻两绕管的间隙S m 将处于S m ax 与S m in 之
间,其计算公式:
S m =[2
(c +d )]∫
(c +d ) 2
S d x
(3)
积分结果:
S m =
a +d
2[1+(c +d 2a +2d )]1 2
+(a +d )2
c +d
·ln {
c +
d 2a +2d +[1+(c +d 2a +2d
)2]1
2}-d (4)壳侧流道截面积:S 0=D m ΠkS m -(S 1+S 2)
(5)其中:S 1=Πa 2
11010
7·k 4(6)S 2=Πc 2
(n -k )l
(410l c )(7)D m =D i +(k -1)a +kd +S m
(8)由壳侧流道截面积可求得壳侧流道的当量直径:
D e =410S 0 L
(9)浸润周边L =210(ΠD m +kS m )
(10)传热管的缠绕角为Α与缠绕管换热器的轴向管束
1998年 大　氮　肥
L arge Scale N itrogenous Fertilizer Industry
第21卷　第3期
长度l c 、缠绕圈数W j 的关系分别为:
l c =l sin Α
(11)W j =l co s Α (ΠD j )(12)各缠绕管层j 的中心圆平均直径D j 为:
D j =D i +(j -1)a +jd +2e
(13)
式中,e 是第1层绕管与芯筒之间的隔板厚度,m 。

对于多流股(共m 个)缠绕管换热器,设第i 流股的管长为l i ,管子根数为z i ,则总的壳侧换热面积为:
A 0=2m i =1
A i =Πd 2m i =1
z i l i (14)
112　壳侧传热膜系数模型[2]
缠绕管式热换器中,传热管在缠绕芯筒周围
介于隔板中间呈螺旋状依次缠绕多层,形成圆筒状盘管而构成流道。

传热管的缠绕方向逐层相反,缠绕角与纵向间距通常是均匀的,且管长相同。

因此,随着传热管缠绕直径的增加,各层传热管数目也随之成比例增加。

这些盘管层所组成的管束,其壳侧流道形式因圆周方向位置的不同而变化,由于相邻两个盘管呈直列、错列的变化,则流道构成就变成管子布置为直列、错列组合排列时的管外流动的流道构成。

传热膜系数:
a 0=01338F tF iF n R e 01610P r 01333
0(Κ0 D e )(15)其中,F t ——管子排列(流道结构)修正系数;
F i ——管子倾斜修正系数;F n ——管排数修正系数。

F i =[co s Β]
-0161
{(1-
<90)co s <+<100
sin <}
< 235
(16)Β如图2所示,表示实际流动方向偏离盘管中心线方向的角度:
Β=Α(1-Α90
)(
1-k 0125)(17)<=Α
+Β(18)k —盘管的特性数,盘管层左右缠绕交替时,值取1;仅一个方向缠绕时,值取0。

F n =1-01558n +01316n 2-01112
n
3
(19)其中,n 是流动方向一条直线上的管排数。

当
n >10时,可近似认为F n =1。

F t =(
F in-line +F staggerd
2
)(20)直列布置时的修正系数F in-line 与规则错列布置时的修正系数F staggerd 可由文献[2]查得。

113　管侧传热膜系数模型[2]
从层流到紊流过渡的临界雷诺数:
(R e )c =2300[1+816(d i D m )0145
](21)
①当10010<R e <(R e )c 时
Αi ={3165+0108[1+018(d i D m )019]R e i i
·P r i 01333
}(Κi d i )
(22)i =015+012903(d i D m )
01194
(23)
②当(R e )c <R e <2200010时Αi ={01023[1+1418(1+d i D m )·(d i D m )01333
]R e i i P r i 01333}(Κi d i )
(24)i =018-0122(d i D m )
011
(25)
③当2200010<R e <150000时
Αi ={01023[1+316(1-d i D m )(d i D m )018
]·R e 018i P r i 01333
}(Κi d i )
(26)114　总传热系数与总传热面积的计算
总传热系数K =
1
1 Α0+R 0+(bd ) (Κd m )+d (Αi d i )+R i d
d i (27)
总传热面积A =
Q
∗Εm ∃t m
(28)平均温差∃t m =
∃T 1-∃T 2
ln (∃T 1
∃T 2
)(29)
其中:∃T 1=T 1-t 2,∃T 2=T 2-t 1
Εm 为平均温差校正系数。

115　压力损失的计算[2]11511　壳程压力损失
∃P 0=01334C t C i C n
nG 2
2g c Θ0
(30)传热管倾斜修正系数
C i =(co s Β)-118
(co s <)11355(31)管排数修正系数
Cn =019524(1+
01375
n
)
(32)
管子布置修正系数C t =
C in-line
+C staggerd
2
(33)
直列布置时的修正系数C in-line 与规则错列布置时的修正系数C staggerd 可由文献[2]查得。

11512　管程压力损失
∃P i =
f i G 2
i 2g c Θi (l
d i
)(34)
摩擦系数
f i =[1+
28800R e i (d i D m
)0162]013164
(R e i )0125(35)
2　缠绕管式换热器的计算
用所建立的缠绕管式换热器的模型,对某厂
的几台缠绕管式换热器进行了核算,以验证其模型的准确度。

在此基础上进行了扩产110%工况
·
971·第3期曲　平等1缠绕管式换热器的简捷计算
下各缠绕管式换热器所需的管长、传热面积及壳、管程压力损失的计算。

对多流股(管侧)换热器,采取分别计算单一流股换热器的处理策略,壳侧流股分别与管侧流股换热,其流率按各管侧流股所需的换热负荷大小成比例分配,总传热面积为各流股所需换热面积之和。

211　缠绕管式换热器的核算
核算结果见表1。

由表1中数据可知所建立的模型基本符合设计要求。

在此基础上进行了扩
产110%工况中缠绕管式换热器的模拟计算。

212　扩产110%工况下缠绕管式换热器的计算
针对扩产110%工况(由于温度的变化,其换热负荷并不一定增加10%),进行了各缠绕管式换热器的计算,其结果见表2。

由表2中数据可知,E 6、E 7和E 8的热负荷均减少,而总传热系数却增大了,使得所需换热面积减小。

同时E 9与E 10的所需面积增大很多,其原因:热负荷虽相应增大,但平均传热温差却变小了,所以,总传热系数的增大也不能使这两台换热器满足换热要求。

表1　缠绕管式换热器核算结果
E 1
E 6E 7E 8E 9E 10管长 m
设计值
计算值传热面设计值积 m 2计算值壳程压力设计值损失 kPa 计算值管程压力设计值损失 kPa 计算值
换热负荷 k W
总传热系数 W ·K -1·m -2
平均温差 K 面积裕度,%
19101,8183,818315180,6118,4190
103512870415591065189
29162,58139,3910213156,20145,11114
328211765210,24119,169159130,15198,23130
46194
32185,3218526141,221681949112144715180102814727122,2516319143,15155458213031519,3571511123,814534165
3218721166230192152114100107714415110761181137016396419916851178
2813124121243125208102291342315815014510912696911283712517716194
1581101281452019105164013591726107244116165159732017862012714623109
8412865110157110212131644189312419111944182653416167615911729145
表2　扩产110%工况缠绕管式换热器计算结果
E 1
E 6E 7E 8E 9E 10管长 m 传热面积 m
2
壳程压力损失 kPa 管程压力损失 kPa 换热负荷 k W
总传热系数 W ·K -1·m -2
平均温差 K 面积裕度,%
16157,6194,4137
7201946123
16172,30108,9120
3564146
68213,25119,181169130,15198,23130
43160
13167,15167874182291108168,8189444310051713,480169180,11117122180
161031121618018351148133410010401911139105106
20106172135241609711382610088313516341113
233111297619461402761368102100641164140-32118
11115120781764110851627215100640175162-24143
3　结论
(1)建立了缠绕管式换热器简捷计算的数学
模型。

并对某厂各缠绕管式换热器进行了核算,计算结果表明所建数学模型基本合理、可靠。

(2)在此基础上,对扩产110%工况进行了各缠绕管式换热器的计算,能够为装置扩产改造的核算提供参考依据。

参考文献
1　A baclizic E 1E ,Scho lz H 1W 1A dvances in C ryogenic Engi 2
neering 1vo l 118,N E W YOR K :PL ENUM PR ESS ,19732　尾华英朗1热交换器设计手册1北京:石油工业出版社,19843　陈之航,曹柏林,赵在三1气液双相流动和传热1北京:机械
工业出版社,1983
符号说明
a ——隔板厚度,m ;
·081·大　氮　肥1998年　第21卷
c ——缠绕轴方向的管间距(又称缠绕螺距),m ;
d ——管子外径,m ;
D m ——缠绕管束中心圆的平均直径,m ;S m ——缠绕管层间与管间的平均距离,m;S 0——壳侧流道截面积,m 2;D i ——芯圆筒外径,m ;k ——换热器中管层数目;n ——管子数目;l ——缠绕管的长度,m ;
l c ——缠绕管束的长度,m ;S 1——隔板面积,m 2;S 2——焊缝面积,m 2;
Α0、Αi ——壳、管侧传热膜系数,W K ·m 2;R e 0、R e i ——壳、管侧流体的雷诺数;P r 0、P r i ——壳、
管侧流体的普兰特数;d i 、d ——传热管的内外径,m ;
Κ0、Κi —
—壳、管侧流体的导热系数,W K ·m ;g c ——换算系数1127×108m h 2;
SHOT -CUT CALCULAT I ON OF CO I L ED TUBULAR HEAT EXCHANGERS
Qu P i ng ,W ang Changy i ng and Y u Y uguo
(S chool of Che m 1E ng 1,D a lian U n iv 1of T echnol 1,D a lian ,116012)
Abstract M athem atical m odel fo r the Co iled T ubu lar H eat Exchanger (CTH E )is p resen t 2ed 1Si m u lati on of CTH E of the o riginal design capacity and 110%capacity is carred ou t 1T he resu lt show s that the m odel is basically resonab le and reliab le 1
Key words :Co iled T ubu lar H eat Exchanger ,m athem atical m odel ,sho t 2cu t calcu lati on
·
181·第3期
曲　平等1缠绕管式换热器的简捷计算。