换热器的传热系数

1 介质不同，传热系数各不相同我们公司的经验是：1、汽水换热：过热部分为800~1000W/m2.℃饱和部分是按照公式K=2093+786V(V是管内流速）含污垢系数0.0003。水水换热为：K=767(1+V1+V2)(V1是管内流速，V2水壳程流速）含污垢系数0.0003 实际运行还少有保守。有余量约10% 冷流体热流体总传热系数K，W/(m2.℃) 水水850～1700 水气体17～280 水有机溶剂280～850 水轻油340～910 水重油60～280 有机溶剂有机溶剂115～340 水水蒸气冷凝1420～4250 气体水蒸气冷凝30～300 水低沸点烃类冷凝455～1140 水沸腾水蒸气冷凝2000～4250 轻油沸腾水蒸气冷凝455～1020 不同的流速、粘度和成垢物质会有不同的传热系数。K值通常在

2 800~2200W/m2·℃范围内。列管换热器的传热系数不宜选太高，一般在800-1000 W/m2·℃。螺旋板式换热器的总传热系数（水—水）通常在1000~2000W/m2·℃范围内。板式换热器的总传热系数（水（汽）—水）通常在3000~5000W/m2·℃范围内。1．流体流径的选择哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定管板式换热器为例) (1) 不洁净和易结垢的流体宜走管内，以便于清洗管子。

(2) 腐蚀性的流体宜走管内，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。

(3) 压强高的流体宜走管内，以免壳体受压。(4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速关系不大。(5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。(6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管内，因管程流通面积常小于壳程，且可采用多管程以增大流速。(7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100)

下即可达到湍流，以提高对流传热系数。在选择流体流径时，上述各点常不能同时兼顾，应视具体情况抓住主要矛盾，例如首先考虑流体的压强、防腐蚀及清洗等要求，然后再校核对流传热系数和压强降，以便作出较恰当的选择。 2. 流体流速的选择增加流体在换热器中的流速，将加大对流传热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能性，即降低了污垢热阻，使总传热系数增大，从而可减小换热器的传热面积。但是流速增加，又使流体阻力增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能定出。此外，在选择流速时，还需考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子的数目减少，对一定的传热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管长都有一定的标准；单程变为多程使平均温度差下降。这些也是选择流速时应予考虑的问题。 3. 流体两端温度的确定若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，就不存在确定流体两端温度的问题。若其中一个流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却某热流体，冷水的进口温度可以根据当地的气温条件作出估计，而换热器出口的冷水温度，便需要根据经济

衡算来决定。为了节省水量，可使水的出口温度提高些，但传热面积就需要加大；为了减小传热面积，则要增加水量。两者是相互矛盾的。一般来说，设计时可采取冷却水两端温差为5～10℃。缺

4 水地区选用较大的温度差，水源丰富地区选用较小的温度差。 4. 管子的规格和排列方法选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不应超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管式换热器系列标准中仅有φ25×2.5mm及φ19×2mm两种规格的管子。管长的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且易弯曲。一般出厂的标准钢管长为6m，则合理的换热器管长应为1.5、2、3或6m。系列标准中也采用这四种管长。此外，管长和壳径应相适应，一般取L/D为4～6(对直径小的换热器可大些)。如前所述，管子在管板上的排列方法有等边三角形、正方形直列和正方形错列等，如第五节中图4－25所示。等边三角形排列的优点有:管板的强度高；流体走短路的机会少，且管外流体扰动较大，因而对流传热系数较高；相同的壳径内可排列更多的管子。正方形直列排列的优点是便于清洗列管的外壁，适用于壳程流体易产生污垢的场合；但其对流传热系数较正三角排列时为低。正方形错列排列则介于上述两者之间，即对流传热系数(较直列排列的)可以适当地提高。管子在管板上排列的间距(指相邻两根管子的中心距)，随管子与管板的连接方法不同而异。通常，胀管法取t=(1.3～1.5)do，且相邻两管外壁间距不应小于6mm，即t≥(d+6)。焊接法取t=1.25do。 5. 管程和壳程数的确定当流体的流量较小或传热面积较大而需管数很多时，有时会使管内流速较低，因而对流传热系数较小。为

4 水地区选用较大的温度差，水源丰富地区选用较小的温度差。 4. 管子的规格和排列方法选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不应超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管式换热器系列标准中仅有φ25×2.5mm及φ19×2mm两种规格的管子。管长的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且易弯曲。一般出厂的标准钢管长为6m，则合理的换热器管长应为1.5、2、3或6m。系列标准中也采用这四种管长。此外，管长和壳径应相适应，一般取L/D为4～6(对直径小的换热器可大些)。如前所述，管子在管板上的排列方法有等边三角形、正方形直列和正方形错列等，如第五节中图4－25所示。等边三角形排列的优点有:管板的强度高；流体走短路的机会少，且管外流体扰动较大，因而对流传热系数较高；相同的壳径内可排列更多的管子。正方形直列排列的优点是便于清洗列管的外壁，适用于壳程流体易产生污垢的场合；但其对流传热系数较正三角排列时为低。正方形错列排列则介于上述两者之间，即对流传热系数(较直列排列的)可以适当地提高。管子在管板上排列的间距(指相邻两根管子的

中心距)，随管子与管板的连接方法不同而异。通常，胀管法取t=(1.3～1.5)do，且相邻两管外壁间距不应小于6mm，即t≥(d+6)。焊接法取t=1.25do。 5. 管程和壳程数的确定当流体的流量较小或传热面积较大而需管数很多时，有时会使管内流速较低，因而对流传热系数较小。为

了提高管内流速，可采用多管程。但是程数过多，导致管程流体阻力加大，增加动力费用；同时多程会使平均温度差下降；此外多程隔板使管板上可利用的面积减少，设计时应考虑这些问题。列管式换热器的系列标准中管程数有1、2、4和6程等四种。采用多程时，通常应使每程的管子数大致相等。管程数m可按下式计算，即: (4-121) 式中u―――管程内流体的适宜速度，m/s；u′―――管程内流体的实际速度，m/s。当壳方流体流速太低时，也可以采用壳方多程。如壳体内安装一块与管束平行的隔板，流体在壳体内流经两次，称为两壳程，但由于纵向隔板在制造、安装和检修等方面都有困难，故一般不采用壳方多程的换热器，而是将几个换热器串联使用，以代替壳方多程。例如当需二壳程时，则将总管数等分为两部分，分别安装在两个内径相等而直径较小的外壳中，然后把这两个换热器串联使用，如图所示。 6. 折流挡板安装折流挡板的目的，是为了加大壳程流体的速度，使湍动程度加剧

以提高壳程对流传热系数。第五节的图4－26已示出各种挡板的形式。最常用的为圆缺形挡板，切去的弓形高度约为外壳内径的10～40％，一般取20～25％，过高或过低都不利于传热。两相邻挡板的距离(板间距)h为外壳内径D的(0.2～1)倍。系列标准中采用的h值为:固定管板式的有150、300和600mm三种；浮头式的有150、200、300、480和600mm五种。板间距过小，不便于制造和检修，阻力也较大。板间距过大，流体就难于垂直地流过管束，使对流传热系数下降。挡板切去的弓形高度及板间距对流体流动的影响如图3-42所示。7. 外壳直径的确定换热器壳体的内径应等于或稍大于(对浮头式换热器而言)管板的直径。根据计算出的实际管数、管径、管中心距及管子的排列方法等，可用作图法确定壳体的内径。但是，当管数较多又要反复计算时，作图法太麻烦费时，一般在初步设计时，可先分别选定两流体的流速，然后计算所需的管程和壳程的流通截面积，于系列标准中查出外壳的直径。待全部设计完成后，仍应用作图法画出管子排列图。为了使管子排列均匀，防止流体走"短路"，可以适当增减一些管子。另外，初步设计中也可用下式计算壳体的内径，即: (4-122) 式中D――――壳体内径，m；t――――管中心距，m；

nc―――－横过管束中心线的管数；b′―――管束中心线上最外层管的中心至壳体内壁的距离，一般取b′=(1～1.5)do。nc值可由下面的公式计算。管子按正三角形排列时: (4-123) 管子按正方形排列时: (4-124) 式中n为换热器的总管数。按计算得到的

壳径应圆整到标准尺寸，见表4-15。8．主要构件封头封头有方形和圆形两种，方形用于直径小的壳体(一般小于400mm)，圆形用于大直径的壳体。缓冲挡板为防止壳程流体进入换热器时对管束的冲击，可在进料管口装设缓冲挡板。导流筒壳程流体的进、出口和管板间必存在有一段流体不能流动的空间(死角)，为了提高传热效果，常在管束外增设导流筒，使流体进、出壳程时必然经过这个空间。放气孔、排液孔换热器的壳体上常安有放气孔和排液孔，以排除不凝性气体和冷凝液等。接管尺寸换热器中流体进、出口的接管直径按下式计算，即: 式中Vs--流体的体积流量，/s；

8 u --接管中流体的流速，m/s。流速u的经验值为: 对液体u=1.5～2 m/s 对蒸汽u=20～50 m/s 对气体u=(15～20)p/ρ(p为压强，单位为atm；ρ为气体密度，单位为kg/ ) 9．材料选用列管换热器的材料应根据操作压强、温度及流体的腐蚀性等来选用。在高温下一般材料的机械性能及耐腐蚀性能要下降。同时具有耐热性、高强度及耐腐蚀性的材料是很少的。目前常用的金属材料有碳钢、不锈钢、低合金钢、铜和铝等；非金属材料有石墨、聚四氟乙烯和玻璃等。不锈钢和有色金属虽然抗腐蚀性能好，但价格高且较稀缺，应尽量少用。10．流体流动阻力(压强降)的计算(1) 管程流体阻力管程阻力可按一般摩擦阻力公式求得。对于多程换热器，其总阻力Δpi等于各程直管阻力、回弯阻力及进、出口阻力之和。一般进、出口阻力可忽略不计，故管程总阻力的计算式为: （4-125）式中Δp1、Δp2------分别为直管及回弯管中因摩擦阻力引起的压强降，N/ ；Ft-----结垢校正因数，无因次，对于φ25×2.5mm的管子，

9 取为1.4，对φ19×2mm的管子，取为1.5；Np-----管程数；Ns-----串联的壳程数。上式中直管压强降Δp1可按第一章中介绍的公式计算；回弯管的压强降Δp2由下面的经验公式估算，即: (4-126) (2) 壳程流体阻力现已提出的壳程流体阻力的计算公式虽然较多，但是由于流体的流动状况比较复杂，使所得的结果相差很多。下面介绍埃索法计算壳程压强Δpo的公式，即: (4-127) 式中Δp1′-------流体横过管束的压强降，N/ ；Δp2′-------流体通过折流板缺口的压强降，N/ ；Fs --------壳程压强降的结垢校正因数，无因次，对液体可取 1.15，对气体或可凝蒸气可取1.0 而(4-128) (4-129) 式中F----管子排列方法对压强降的校正因数，对正三角形排列F=0.5，对正方形斜转45°为0.4，正方形排列为0.3；fo----壳程流体的摩擦系数，当Reo＞500时，nC----横过管束中心线的管子数；NB----折流板数；

h ----折流板间距，m；uo----按壳程流通截面积Ao计算的流速，而。一般来说，液体流经换热器的压强降为0.1～1atm，气体的为0.01～0.1atm。设计时，换热器的工艺尺寸应在压强降与传热面积之间予以权衡，使既能满足工艺要求，又经济合理。三、列管式换热器的选用和设计计算步骤1．试算并初选设备规格(1) 确定流体在换热器中的流动途径。

(2) 根据传热任务计算热负荷Q。(3) 确定流体在换热器两端的温度，选择列管式换热器的型式；计算定性温度，并确定在定性温度下流体的性质。(4) 计算平均温度差，并根据温度校正系数不应小于0.8的原则，决定壳程数。(5) 依据总传热系数的经验值范围，或按生产实际情况，选定总传热系数K选值。(6) 由总传热速率方程Q＝KSΔtm，初步算出传热面积S，并确定换热器的基本尺寸(如d、L、n及管子在管板上的排列等)，或按系列标准选择设备规格。2．计算管、壳程压强降根据初定的设备规格，计算管、壳程流体的流速和压强降。检查计算结果是否合理或满足工艺要求。若压强降不符合要求，要调整流速，再确定管程数或折流板间距，或选择另一规格的设备，重新计算压强降直至满足要求为止。

11 3．核算总传热系数计算管、壳程对流传热系数αi 和αo，确定污垢热阻Rsi和Rso，再计算总传热系数K'，比较K得初始值和计算值，若K'/K＝1.15～1.25，则初选的设备合适。否则需另设K选值，重复以上计算步骤。通常，进行换热器的选择或设计时，应在满足传热要求的前提下，再考虑其他各项的问题。它们之间往往是互相矛盾的。例如，若设计的换热器的总传热系数较大，将导致流体通过换热器的压强降(阻力）增大，相应地增加了动力费用；若增加换热器的表面积，可能使总传热系数和压强降降低，但却又要受到安装换热器所能允许的尺寸的限制，且换热器的造价也提高了。此外，其它因素(如加热和冷却介质的用量，换热器的检修和操作)也不可忽视。总之，设计者应综合分析考虑上述诸因素，给予细心的判断，以便作出一个适宜的设计。第二章列管式换热器设计第一节推荐的设计程序一、工艺设计1、作出流程简图。2、按生产任务计算换热器的换热量Q。3、选定载热体，求出载热体的流量。4、确定冷、热流体的流动途径。

12 5、计算定性温度，确定流体的物性数据（密度、比热、导热系数等）。6、初算平均传热温度差。7、按经验或现场数据选取或估算Ｋ值，初算出所需传热面积。

8、根据初算的换热面积进行换热器的尺寸初步设计。包括管径、管长、管子数、管程数、管子排列方式、壳体内径（需进行圆整）等。9、核算Ｋ。10、校核平均温度差

D 。11、校核传热量，要求有15－25％的裕度。12、管程和壳程压力降的计算。

二、机械设计1、壳体直径的决定和壳体壁厚的计算。2、换热器封头选择。3、换热器法兰选择。4、管板尺寸确定。5、管子拉脱力计算。6、折流板的选择与计算。7、温差应力的计算。8、接管、接管法兰选择及开孔补强等。9、绘制主要零部件图。三、编制计算结果汇总表四、绘制换热器装配图

13 五、提出技术要求六、编写设计说明书第二节列管式换热器的工艺设计一、换热终温的确定换热终温对换热器的传热效率和传热强度有很大的影响。在逆流换热时，当流体出口终温与热流体入口初温接近时，热利用率高，但传热强度最小，需要的传热面积最大。

为合理确定介质温度和换热终温，可参考以下数据：1、热端温差（大温差）不小于20

℃。2、冷端温差（小温差）不小于5

℃。3、在冷却器或冷凝器中，冷却剂的初温应高于被冷却流体的凝固点；对于含有不凝气体的冷凝，冷却剂的终温要求低于被冷凝气体的露点以下5℃。二、平均温差的计算设计时初算平均温差Dtｍ，均将换热过程先看做逆流过程计算。1、对于逆流或并流换热过程，其平均温差可按式（2－1）进行计算：（2—1）式中，、分别为大端温差与小端温差。当时，可用算术平均值。2、对于错流或折流的换热过程，若无相变化，则要进行温差校正，即用公式（2－2）进行计算。（2－2）

14 式中是按逆流计算的平均温差，校正系数可根据换热器不同情况由化工原理教材有关插图查出。一般要求＞0.8，否则应改用多壳程或者将多台换热器串联使用。三、传热总系数Ｋ的确定计算Ｋ值的基准面积，习惯上常用管子的外表面积。当设计对象的基准条件（设备型式、雷诺准数Re、流体物性等）与某已知Ｋ值的生产设备相同或相近时，则可采用已知设备Ｋ值的经验数据作为自己设计的Ｋ值。表2－1为常见列管式换热器Ｋ值的大致范围。由表2－1选取大致Ｋ值，表2-1 列管式换热器中的总传热系数K的经验值冷流体热流体总传热系数W/m2.℃水—水850-1700 水—气体17-280 水—有机溶剂280-850 水—轻油340-910

水—重油60-280 有机溶剂—有机溶剂115-340 水—水蒸汽冷凝1420-4250 气体—水蒸汽冷凝30-300 水—低沸点烃类冷凝455-1140 水沸腾—水蒸蒸汽冷凝2000-4250 轻油沸腾—水蒸汽455-1020 用式（2－3）进行Ｋ值核算。（2－3）式中：a－给热系数，W/m2.℃；R－污垢热阻，m2.℃／W；δ－管壁厚度，mm；λ－管壁导热系数，W/m.℃；下标ｉ、ｏ、ｍ分别表示管内、管外和平均。

时近似按平壁计算，即：在用式（2－3）计算Ｋ值时，污垢热阻、通常采用经验值，常用的污垢热阻大致范围可查《化工原理》相关内容。式中的给热系数a，在列管式换热器设计中常采用有关的经验值公式计算给热系数a，工程上常用的一些计算a的经验关联式在《化工原理》已作了介绍，设计时从中选用。四、传热面积A的确定工程上常将列管式换热器中管束所有管子的外表面积之和视为传热面积，由式（2－4）和式（2－5）进行计算。（2－4）（2－5）式中：－基于外表面的传热系数，W/m2.℃－管子外径，ｍ；L－每根管子的有效长度，ｍ；n－管子的总数管子的有效长度是指管子的实际长度减去管板、挡板所占据的部分。管子总数是指圆整后的管子数减去拉杆数。五、主要工艺尺寸的确定当确定了传热面积后，设计工作进入换热器尺寸初步设计阶段，包括以下内容：1、管子的选用。选用较小直径的管子，可以提高流体的对流给热系数，并使单位

体积设备中的传热面积增大，设备较紧凑，单位传热面积的金属耗量少，但制造麻烦，小管子易结垢，不易清洗，可用于较清洁流体。大管径的管子用于粘性较大或易结垢的流体。我国列管式换热器常采用无缝钢管，规格为外径×壁厚，常用的换热管的规格：φ19×2，φ25×2.5，φ38×3。管子的选择要考虑清洗工作的方便及合理使用管材，同时还应考虑管长与管径的配合。国内管材生产规格，长度一般为：1.5，2，2.5，3，4.5，5，6，7.5，9，12ｍ等。换热器的换热管长度与壳径之比一般在6－10，对于立式换热器，其比值以4－6为宜。壳程和壳程压力降，流体在换热器内的压降大小主要决定于系统的运行压力，而系统的运行压力是靠输送设备提供的。换热器内流体阻力损失（压力降）越大，要求输送设备的功率就越大，能耗就越高。对于无相变的换热，流体流速越高，换热强度越大，可使换热面积减小，设备紧凑，制作费低，而且有利于抑制污垢的生成，但流速过高，也有不利的一面，压力降增大，泵功率增加，对传热管的冲蚀加剧。因此，在换热器的设计中有个适宜流速的选取和合理压力降的控制问题。一般经验，对于液体，在压力降控制在0.01～0.1MPa之间，对于气体，控制在0.001～0.01MPa之间。表2－2列出了换热器不同操作条件压力下合理压降的经验数据，供设计参考。表2－2 列管换热器合理压降的选取

18 换热器操作情况负压运行低压运行中压运行（包括用泵输送液体）较高压运行P<0.17 P>0.17 操作压力（MPa绝压）P=0～0.1 P=0.1～0.17 P＝0.17～1.1 P=1.1～3.1 P=3.1～8.2 合理压降（MPa）DP＝P/10 DP＝ｐ/2 DP=0.035 △ｐ=0.035～0.18 △ｐ=0.07～0.25

19 2、管子总数n的确定。对于已定的传热面积，当选定管径和管长后便可求所需管子数ｎ，由式（2－6）进行计算。（2－6）式中－传热面积，；－管子外径，m；L －每根管子的有效长度，m；计算所得的管子n进行圆整3、管程数m的确定。根据

管子数n可算出流体在管内的流速，由式（2－7）计算。（2－7）式中vs－管程流体体积流量，－管子内径，m；n－管子数。若流速与要求的适宜流速相比甚小时，便需采用多管程，管程数ｍ可按式（2－8）进行计算。ｍ＝u／（2－8) 式中—用管子数n求出的管内流速，ｍ／ｓ；u－要求的适宜流速，ｍ／ｓ；式（2－8）中的适宜流速u要根据列管换热器中常用的流速范围进行选定，参见《化工原理》相关内容，一般要求在湍流下工作（高粘

度流体除外），与此相对应的Re值，对液体为5×103，气体则为- 。分程时，应使每程的管子数大致相等，生产中常用的管程数为1、2、4、6、四种。4、管子的排列方式及管间距的确定。管子在管板上排列的原则是：管子在整个换热器的截面上均匀分布，排列紧凑，结构设计合理，方便制造并适合流体的特性。其排列方式通常为等边三角形与正方形两种，也有采用同心圆排列法和组合排列法。在一些多程的列管换热器中，一般在程内为正三角形排列，但程与程之间常用正方形排列，这对于隔板的安装是很有利的，此时，整个管板上的排列称为组合排列。对于多管程的换热器，分程的纵向隔板占据了管板上的一部分面积，实际排管数比理论要少，设计时实际的管数应通过管板布置图而得。在排列管子时，应先决定好管间距。决定管间距时应先考虑管板的强度和清理管子外表时所需的方法，其大小还与管子在管板上的固定方式有关。大量的实践证明，最小管间距的经验值为：焊接法胀接法，一般取(1.3～1.5) 管束最外层管子中心距壳体内表面距离不小于。5、壳体的计算。

列管换热器壳体的内径应等于或稍大于（对于浮头式换热器）管板的直径，可由式（2－9）进行计算。Di＝a（b－1）＋2L （2－9）式中Di－壳体内径，mm；a－管间距，mm；b－最外层六边形对角线上的管子数；L－最外层管子中心到壳体内壁的距离，一般取L=(1～1.5) ，mm；若对管子分程则Di＝f＋2L f值的确定方法：可查表求取，也可用作图法。当已知管子数n和管间距a 后开始按正三角形排列，直至排好ｎ根为止，再统计对角线上的管数。计算出的壳径Di要圆整到容器的标准尺寸系列内。第三节列管式换热器机械设计在化工企业中列管式换热器的类型很多，如板式，套管式，蜗壳式，列管式。其中列管式换热器虽在热效率、紧凑性、金属消耗量等方面均不如板式换热器，但它却具有结构坚固、可靠程度高、适应性强、材料范围广等特点，因此成为石油、化工生产中，尤其是高温、高压和大型换热器的主要结构形式。列管式换热器主要有固定管板式换热器、浮头式换热器、填函式换热器和U型管式换热器，而其中固定管板式换热器由于结构简单，造价低，因此应用最普遍。列管式换热器机械设计包括：

1、壳体直径的决定和壳体壁厚的计算。

2、换热器封头选择。

3、压力容器法兰选择。

4、管板尺寸确定。

5、管子拉脱力的计算。

6、折流板的选择与计算。

7、温差应力的计算。8、接管、接管法兰选择及开孔补强等。9绘制主要零部件图和装配图。下面分述如下：一、壳体直径的决定和壳体壁厚的计算。1、已知条件：由工艺设计知管程和壳程介质种类、温度、压力、壳与壁温差、以及换热面积。2、计算(1)管子数n：列管换热器常用无缝钢管，规格如下：碳钢f19×2 f25×2.5 f32×3 f38×3 不锈钢

f19×2 f25×2 f32×2 f38×2.5 管子材质的选择依据是介质种类，如果介质无腐蚀，可选碳钢，而介质有腐蚀则选择不绣钢。管长规格有1500，2000，2500，3000，4500，5000，6000，7500，9000，12000mm。n=A/(pdmL)，其中A—换热面积(m2)；L—换热管长度mm；dm—管子的平均直径mm。由于在列管式换热器中要安装4根或6根拉杆。所以实际换热管子数为{n-4(6)}根。(2)管子排列方式，管间距确定。管子排列方式一般在程内采用正三角形排列，而在程与程之间采用正方形排列。管间距根据最小管间距选择。最小管间距管子外径（mm）14 19 25 32 38

45 57 最小管间距（mm）16 25 32 40 48 57 70 (3)换热器壳体直径的确定壳体直径计算公式：当采用正三角形排列时为Di=a(b-1)+2L 式中Di—换热器内径；a—管间距；b—正三角形对角线上的管子数；L—最外层管子的中心到壳壁边缘的距离。若对管子进行分程则Di=f+2L 式中f—壳体同一内直径两端管子中心距mm；Di、L同上。计算出Di后还要圆整到公称直径系列中。(4)换热器壳体壁厚的计算计算壁厚为S=PDi/(2[σ]tΦ－P)

25 式中P—设计压力，MPa；当P﹤0.6 MPa时，取P=0.6 MPa；Di—壳体内径，mm；Φ—焊缝系数，根据焊缝情况选取Φ=0.85-1.0；[σ]t—壳体材质在设计温度时的许用应力，MPa。材质选取原则同管子的选取原则一样。计算出S后还要根据钢板厚度负偏差表选取钢板厚度负偏差C1；根据腐蚀情况选取腐蚀裕量C2，C2=KaB其中Ka为腐蚀速度(mm/a)，B为容器的设计寿命。当材料的腐蚀速度为0.05～0.1mm/a 时，单面腐蚀取C2=1～2mm，双面腐蚀取C2=2～4mm。当材料的腐蚀速度小于或等于0.05mm/a时，单面腐蚀取C2=1mm，双面腐蚀取C2=2mm。对于不锈钢，当介质的腐蚀性极微时可取C2=0。最后将S+C1+C2圆整到钢板厚度系列中去，所以总厚度Sn=S+C1+C1+C'，C'—圆整值。二、换热器封头选择各种封头型式均可选用，但应用最多的是标准椭圆形封头，目前已有标准系列。使用时可查JB-1154-73标准。见附录1。三、容器法兰的选择1、材质：根据容器接触介质和温度、压力条件确定。

26 2、法兰类型：可供选择的容器法兰有三种，即甲型平焊法兰、乙型平焊法兰和长颈对焊法兰。其标准号为JB4700～4707—92，见附录2。四、管板尺寸确定选用固定式换热器管板，并兼作法兰。推荐采用《钢制列管式固定管板换热器结构设计手册》中有关内容。见附录3。五、拉脱力计算拉脱力的定义是管子每平方米胀接周边上所受到的力。对于管子与管板是焊接联接的接头，实验表明，接头的强度高于管子本身与金属的强度，拉脱力不足以引起接头的破坏;但对于管子与管板是胀接的接头，拉脱力则可能引起接头处和密封性的破坏，或使管子拉脱，为保证管端与管板牢固地连接和良好的密封性能，必须进行拉脱力的校核。1、在操作情况下管子或壳体中的温差轴向力为F=[at(tt－to)－as(ts－to)]/[1/EtAt＋1/EsAs] 式中At、As--换热器管、壳体壁截面积；at—管材线膨胀系数1/℃；as—壳材线膨胀系数1/℃；to—安装时温度℃；tt—操作状态下温度℃。在管子及壳体中的温差应力为：st=F/At；ss=F/As

27 2、在操作压力下，每平方米胀接周边上所受到的力Qq=Pf/(pdoL) 式中P=｛管程压力Pt或壳程压力Ps｝中大者f=0.866a2－p /4，三角形排列=a2－p /4，正方形排列，a--管间距3、在温差应力作用下管子每平方米胀接周边上所受到的力Qq：Qq=st.at／pdoL=st( －)/4doL 式中st—管子中的温差应力；ａt—每根管子管壁横截面积，mm2；、—管子外、内径mm。Qq与Qt可能同向亦可能反向同向时：q=Qq+Qt反向时：q=|Qq －Qt| 方向确定原则：①当

Pt>s，且tt>ts，则同向②当

Pt

Pt> s，且ttts，则反向4、许用拉脱力：MPa换热管与管板换热型式许用拉脱力[q] 管端不卷边管板孔不开槽胀接 2.0MPa 管端卷边管板孔开槽胀接 4.0MPa 5、是否设置膨胀节判据：当q3[q]时需设置膨胀节，否则不必设置。

28 六、膨胀节的选择1、膨胀节的补偿量为了保证膨胀节在完全弹性的条件下

安全工作，它的补偿量是有限度的。在附录中给出了用不同材料制的单层、单波具有标准尺寸的膨胀节的允许补偿量[DL]。根据换热器工作时的壳壁温度ts，管壁温度tt，安装温度to，以及壳体和管子的线膨胀系数，可以算出换热器所需要的热变形补偿量[DLtc]：[DLtc]=〔αt(tt－to)-αs(tt-to)〕L 若[DLtc]<[DL]，用一个单波膨胀节。若[DLtc]>[DL]，用两个或两个以上的膨胀节。2、膨胀节的结构尺寸波形膨胀节的结构及尺寸见附录3，公称压力在2.5MPa以下，公称直径不超过2000mm的膨胀节，已有标准，附录3给出了标准膨胀节的几何尺寸。七、折流挡板设计折流板具有提高壳程内流体的流速，加强湍流程度，提高传热效率和支承换热管的作用。折流板具有横向和纵向之分，折流板形式、折流板最小壁厚、折流板最大间距、最小间距、折流板外径，拉杆直径和数量见《化工设备机械基础》有关内容。八、开孔补强当换热器壳体和封头上的接管处需要补强时，常用的结构是在开孔外面焊上一块与容器器壁材料和厚度相同的标准补强圈。

29 九、接管法兰选取参见标准HGJ44～76--91。十、支座换热器支座可选裙座或双鞍式支座。其中鞍式支座设计参见标准JB/T4712-92。十一、画出装配图，按化工制图要求绘制。