《管壳式换热器机械设计》参考

1.1概述 (1)

(1)

(1)

1.2设计的目的与意义 (2)

1.3管壳式换热器的发展史 (2)

1.4管壳式换热器的国内外概况 (3)

1.5壳层强化传热 (3)

1.6管层强化传热 (3)

1.7提高管壳式换热器传热能力的措施 (4)

1.8设计思路、方法 (5)

(5)

1.8.2换热器管径的设计 (5)

1.8.3换热管排列方式的设计 (5)

1.8.4 管、壳程分程设计 (5)

1.8.5折流板的结构设计 (5)

1.8.6管、壳程进、出口的设计 (6)

1.9 选材方法 (6)

1.9.1 管壳式换热器的选型 (6)

1.9.2 流径的选择 (8)

1.9.3流速的选择 (9)

1.9.4材质的选择 (9)

1.9.5 管程结构 (9)

2壳体直径的确定与壳体壁厚的计算 (11)

2.1 管径 (11)

2.2管子数n (11)

2.3 管子排列方式，管间距的确定 (11)

2.4换热器壳体直径的确定 (11)

2.5换热器壳体壁厚计算及校核 (11)

3换热器封头的选择及校核 (14)

4容器法兰的选择 (15)

5管板 (16)

5.1管板结构尺寸 (16)

5.2管板与壳体的连接 (16)

5.3管板厚度 (16)

6管子拉脱力的计算 (18)

7计算是否安装膨胀节 (20)

8折流板设计 (22)

9开孔补强 (25)

10支座 (27)

10.1群座的设计 (27)

10.2基础环设计 (29)

10.3地角圈的设计 (30)

符号说明 (32)

参考文献 (34)

小结 (35)

2 壳体直径的确定与壳体壁厚的计算

2.1 管径

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 ，2500mm ，

3000m,4500,5000,6000m,7500mm,9000m 等。换热器的换热管长度与公称直径之比一般为4

—25,常用的为6—10

选用Φ25×2.5的无缝钢管，材质为20号钢，管长4.5m 。

2.2 管子数n L F n d 均π=Θ

(2-1)

其中安排拉杆需减少6根，故实际管数n=503-6=497根 2.3 管子排列方式，管间距的确定

采用正三角形排列，由《化工设备机械基础》表7-4查得层数为12层，对角线上的管

数为25，查表7-5取管间距a=32mm.

2.4换热器壳体直径的确定

l b a D i 2)1(+-= (2-2)

其中壁边缘的距离为最外层管子中心到壳l

取d l 2=，()m m 8682522)125(32=??+-?=i D ，

查表2-5，圆整后取壳体内径9=i D 00mm

2.5 换热器壳体壁厚计算及校核

材料选用20R

计算壁厚为：c

t

i

c p D p -=

φσδ][2, (2-3) 式中:p c 为计算压力，取p c =1.0MPa ；=i D 900mm;φ=0.9;[σ]t =92Mpa （设壳壁温度为 350°C ）

将数值代入上述厚度计算公式，可以得知： 查《化工设备机械基础》表4-11取2.12=C mm ； 查《化工设备机械基础》表4-9得25.01=C mm 5.47+1.2+0.25=6.92 mm 圆整后取0.7=n δ mm

复验25.042.0%6>=?n δ mm ，最后取25.01=C mm 该壳体采用20钢7mm 厚的钢板制造。 1、液压试验应力校核

s

e

e i T T D P φσδδσ9.02)

(≤+=

(2-4) [][]

Mpa

P

P t

T 15.1115.115.1=?==σσ (2-5)

55.525.02.17=--=-=C n e δδ mm (2-6) 查《化工设备机械基础》附表6-3Mpa s 245=σ

Mpa T 82.9355

.52)

55.5900(15.1=?+?=σ，

可见

s

T φσσ9.0≤故水压试验强度足够。

2、强度校核

设计温度下的计算应力Mpa D p e e i c t 58.8155.52)

55.5900(0.12)(=?+?=+=

δδσ

Mpa t 8.829.092][=?=φσ﹥t σ

最大允许工作压力Mpa

D P e i e t w 02.155.590055

.59.0922][2][=+???=+=δφδσ (2-7) 故强度足够。

3 换热器封头的选择及校核

上下封头均选用标准椭圆形封头，根据JB/T4746-2000标准，封头为DN900×7，查《化工设备机械基础》表4-15得曲面高度1501=h mm ，直边高度402=h mm ，材料选用20R 钢

标准椭圆形封头计算厚度：

mm

45.50

.15.09.09229000.15.0][2=?-???=-=

c t

i c p D p φσδ

(3-1)

Mpa

KD p e i e t w 02.155.55.0900155

.59.09225.0][2][=?+????=+=δφδσ (3-2) 所以，封头的尺寸如下图：

图3-1 换热器封头尺寸

4 容器法兰的选择

材料选用16MnR 根据JB/T4703-2000 选用DN900，PN1.6Mpa的榫槽密封面长颈对焊法兰。

查《化工设备机械基础》附表14得法兰尺寸如下表：

表4-1 法兰尺寸

公称直径DN/mm 法兰尺寸/mm 螺柱

d 规格数量

900 1060 1015 976 966 963 55 27 M24 28

所以，选用的法兰尺寸如下图：

图4-1 容器法兰

5 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。

5.1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：

表5-1 固定管板式换热器的管板的主要尺寸

公称

直径

D b c d 螺栓孔数

900 1060 1015 966 963 58 44 27 24

5.2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，有在管板上开槽，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，其焊接时较难调整。

5.3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5-2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5-2 管板的最小厚度

换热器管子外径0d /mm ≤25

32

38

57

管板厚度/mm

30d /4

22 25 32

综上，管板的尺寸如下图：

图5-1 管板

6 管子拉脱力的计算

计算数据按表6-1选取

表6-1

项目 管子 壳体 操作压力/Mpa 0.82 0.78 材质 20钢 20R 线膨胀系数 弹性模量 许用应力/Mpa 101 92 尺寸 管子根数 497 管间距/mm 32 管壳壁温差/℃

管子与管板连接方式 开槽胀接

胀接长度/mm =l 50

许用拉脱力/Mpa

4.0

1、在操作压力下，每平方米胀接周边所产生的力p q

l

d pf

q p 0π=

(6-1) 其中396

254

32866.04

866.022

202=?-

?=-

=π

π

d a f

()mm 2 (6-2)

Mpa p 82.0=, 50=l mm

2、温差应力引起的每平方米胀接周边所产生的拉脱力t q

l

d d d q o i t t 4)

(220-=

σ

(6-3)

其中s

t

s t t A A t t E +-=

1)

(ασ

(6-4)

9

.199********.3n =??==δπ中D A s

()mm 2

(6-5)

.687782497)2025(414.3)(4

2222

0=?-?=

-=

n d d A i t π

()

mm 2

(6-6) 由此可知p q ，t q 作用方向相同，都使管子受压，则管子的拉脱力：

q=p q +t q =0.08+1.03=1.11Mpa ﹤4.0Mpa

(6-7)

因此拉脱力在许用范围内。

7 计算是否安装膨胀节

管壳壁温差所产生的轴向力为：

106

6

6

101.26.877829.199356.877829.199********.0108.11)

(?=??+????=

+-=-t

s t

s s t A A A A t t E F α（N ）

(7-1)

压力作用于壳体上的轴向力：

t S s

A A QA F +=2 (7-2)

其中]

)2()[(4

202

02t t s i p d n p nd D Q δπ

-+-=

(7-3)

=

]82.0)5.2225(49778.0)25497900[(4

222??-?+??-π

压力作用于管子上的轴向力为：

则Mpa

A F F s s 8.1049.199351008.01001.26

621=?+?=+=σ (7-4) 根据GB １５１——１９９９《管壳式换热器》

q ﹤［ｑ］＝4.0Mpa ，条件成立，故本换热器不必要设置膨胀节。

8 折流板设计

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8-1（a ）]、双弓形[图8-1（b ）]、三重弓形[图8-1（c ）]等几种形式。

图8-1 弓形折流板和圆盘-圆环形折流板

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8-2（a）；在卧式冷凝器中，折流板底部开一90°的缺口，见图8-2（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8-2（c）。

图8-2 单弓形折流板

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8-3。

图8-3 折流板安装图

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8-1所列数据。

表8-1 折流板厚度/ mm

壳体公称内径

/mm

相邻两折流板间距/mm

≤300 300～450 450～600 600～750 ＞750

200～250 3 5 6 10 10 400～700 5 6 10 10 12 700～

1000

6 8 10 12 16

＞1000 6 10 12 16 16 支承板厚度一般不应小于表8-1(左)中所列数据。

支承板允许不支承的最大间距可参考表8-1（右）所列数据。

壳体直径＜400 400～900～管子外径19 25 38 57

表8-2 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，h=mm 6759004

3

43=?=i D , 折流板间距取600mm, 查《化

工设备机械基础》表7-7得折流板最小厚度为4 mm,折流板外径负偏差-0.60

查《化工设备机械基础》表7-9折流板外径为896 mm,材料Q235-A 钢 查《化工设备机械基础》表7-10拉杆φ12，共10根，材料Q235-A ?F 钢

折流板开孔直径40.060.25+φ 所以，折流板尺寸如下图：

图8-4 折流板

9 开孔补强

1、确定壳体和接管的计算厚度及开孔直径 由已知条件得壳体计算厚度mm 47.5=δ

/mm 800 1200 /mm 支承板厚度/mm

6

8

10

最大间距/mm

1500

1800 2500

3400

接管计算厚度为c t c t p D p +=

φσδ][20

(9-1)

其中mm 2580=D 选用20钢 查附表9得Mpa t 92][=σ

开孔直径为：mm 25212)42258(2d =?+?-=+=C d i (9-2) 2、确定壳体和接管实际厚度，开孔有效补强面积及外侧有效补强高度h 已知壳体名义厚度mm 7=n δ，补强部分厚度为mm 4=nt δ

接管有效补强宽度为 B=2d=mm 5042522=? (9-3) 接管外侧有效补强高度mm

8.444502=?==nt d h δ

(9-4)

3、计算需要补强的金属面积和可以作为补强的金属面积 需要补强的金属面积为：

()2

m m 20084502=?==δd A (9-5)

可以作为补强的金属面积为：

()2

1mm 6.390)455.5)(252504())((=--=--=δδe d B A (9-6)

()2

12mm 52.1071)55.175.2(8.442)(2=?-??=-=r t t f e h A δδ (9-7)

4、

()2

321mm 12.51416107.526.390=++=++=A A A A e (9-8) 5、比较A 与e A ，)2008()12.514(22mm A mm A e =<=，所以壳程接管需要补强，而管程接管的公称直径较大，也需要补强。常用的结构是在开孔外面焊上一块与容器壁材料和厚度都相同即7mm 厚的钢板。

综上，得换热器开孔补强结构如下图：

图9-1 换热器开孔补强结构

10 支座

10.1裙座设计

采用圆筒形裙式支座，裙座与塔体的连接采用焊接，由于对接焊缝的焊缝受压，可承受较大的轴向力，故采用对接形式。取裙座外径与封头外径相等。并且取裙座的厚度与封头的厚度相同，即裙座尺寸为Ф900×7mm.。裙座材料选用Q235-A。

图10-1 裙座壳与壳体的对接型式。

无保温层的裙座上部应均匀设置排气孔，

表10-1 排气孔规格和数量

因此设置两个排气孔，排气孔尺寸为Ф80，排气孔中心线至裙座壳顶端的距离为140

图10-2 裙座上部排气孔的设置

塔式容器底部引出管一般需伸出裙座壳外，

表10-2 引出孔尺寸

引出孔的加强管选用Q235-A的无缝钢管，引出管直径选用20

图10-3 引出孔结构示意图

10.2基础环设计

1、基础环尺寸的确定

()

=

-

-

=D

300

m m

300=

600

900

D is

ib（10-1）

()m m 1200300900300=+=+=D D is cb （10-2）

2、基础环的结构，基础环选用有筋板的基础环 图10-4 有筋板基础环

3、有筋板基础环厚度的设计

b

s

b M ][6σδ=

（10-3）

操作时或水压试验时，设备重力和弯矩在混凝土基础环（基础环底面上）所产生的最大

组合应力为

基础环上的最大压应力max b σ可以认为是作用作用在基础环底上的均匀载荷。 表4-3 混凝土基础的许用应力Ra

同样，根据工艺要求和前人的经验，可确定基础环的厚度为20mm ，材料选用为Q235-A 。

4.3地脚栓的设计

为了使塔设备在刮风或地震时不至翻倒，必须安装足够数量和一定直径的地脚螺栓，把设备固定在基础环上。 地脚螺栓承受的最大拉应力为

如果0≤b σ，则设备自身足够稳定，但为了固定塔设备的位置，应设置一定数量的地脚螺栓。

如果0≤b σ，则设备必须安装地脚螺栓，并进行计算。计算时可先按4的倍数假设地脚螺栓的数量为n ，此时地脚螺栓的螺纹小径（mm ）: 螺纹小径与公称直径见下表。

表10-4 螺纹小径与公称直径对照表

选用Q235-A ，计算后，选取地脚螺栓为90030?M ，n=8,相应螺母M30，8个，则其尺寸查表，得

表10-5 M30螺母的尺寸

符号说明

t t——操作状态下管壁温度，°C; F——换热面积，㎡；

t s——操作状态下壳壁温度，°C；a——管间距，mm；

Ф——焊接接头系数，无量纲； d i——壳体内径，mm；

b——正六边形对角线上的管子数，个；do——壳体外径，mm；

Lｎ——换热管长度，ｍｍ； Pc——计算压力，MPa;

d均——管子的平均直径，mm； Pw——工作压力，MPa;

［Pｗ］——最大允许工作压力，MPa；P——设计压力，MPa;

P T——水压试验压力，MPa; δ——计算壁厚，mm；DN——直径（公称），ｍｍ；δd——设计壁厚，mm；

ＰＮ——公称压力，MPa；δn——名义壁厚，mm；

Ｐｔ——管子的工作压力，MPa；δe——有效壁厚，mm；

Ｐｓ——壳体的工作压力，MPa；C——厚度附加量，mm；

△ｔ——管壳壁温度，°Ｃ; C1——钢板的负偏差，mm；［ｑ］——许用拉脱力，MPa; C2——腐蚀欲量，mm；ａ——线膨胀系数，１／°C; σs——屈服点，MPa；ｆ——每四根管子之间的面积，mm２；h1——曲面高度，mm；

Aｔ——换热管截面面积，mm２；ho——短圆筒长度，mm；

Aｓ——壳壁横截面面积，mm２；h2——直边长度，mm；

F１——管、壳壁温差所产生的轴向力，N； E——弹性模量，ＭＰａ；F2——压力作用于壳体上的轴向力，N；ｑｔ——温差应力，ＭＰａ；F3——压力作用于管子上的轴向力，N；

l——①胀接长度，mm ；

②最外层管子的中心到壳壁边缘的距离，mm；

ｑｐ——在操作压力下，每平方米胀接周边受到的力，ＭＰａ；

参考文献

［1］匡国柱史启才：《化工单元过程与设备设计》；

［2］秦叔经、叶文邦等：《换热器》［M］，化学工业出版社,2003年版；

［3］谭天恩、窦梅、周明华等：《化工原理（第三版）上、下册》［M］，化学工业出版社,2006年版；

［4］《化工过程及设备设计》［M］华南工学院化工原理教研室,1987；

［5］贾绍义等：《化工原理课程设计》［M］，天津大学出版社,2003年版；

［6］刁玉玮、王立业、喻健良等：《化工设备机械基础》［M］，大理理工大学出版社,2006年版；

［7］钱颂文：《换热器手册》［M］，化学工业出版社；

［8］蔡纪宁、张莉彦：《化工设备机械基础课程设计指导书》［M］，化学工业出版社2011年版；

［9］中华人民共和国国家标准.GB151-89钢制管壳式换热器.国家技术监督局发布，1989出版；

［10］时均等：化学工程手册(第二版，上卷).化学工业出版社；

［11］《钢制压力容器》GB150-1998；

［12］《钢制塔式容器》JB4710-1992；

［13］ GB151-1999 《管壳式换热器》1999年；

［14］《压力容器安全技术监察规程》国家质量技术监督局 1999年。

谢辞

通过这次课程设计，让我对《化工设备机械基础》这门课有了进一步的认识。这次课程设计设是对这门课程的一个总结，对化工机械知识的应用。

设计时要有一个明确的思路，要考虑多种因素包括环境条件和介质的性质等再选择合适的设计参数，对换热器的材料和结构确定之后还要进行一系列校核计算，包括管子直径、壳体厚度，管板选择等。校核合格之后才能确定所选设备型符合要求。

通过这次设计对我们独自解决问题的能力也有所提高。在整个过程中，我查阅了相关书籍及文献，取其相关知识要点应用到课设中，而且其中有很多相关设备选取标准可以直接选取，这样设计出来的设备更加符合要求。在设计的最后附管试换热器的图，在绘图的整个过程中，我对化工制图更加熟悉。

这次课设的书写中对格式的要求也很严格，在老师的指导下我们按照毕业设计的格式要求完成课设。这就为我们做毕业设计打下了基础。

在此感谢我们的唐小勇老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习

中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。

因为我的知识有限，所做出的设计存在许多缺点和不足，请老师做出批评和指正。最后感谢老师对这次课设的评阅。