换热器的设计计算

列管式换热器的设计计算

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×mm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。

图4-49串联列管换热器

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，如前述

的图4-47和图4-48所示。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4-49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；

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，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。

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。

一、列管式换热器的选用及设计原则

(一)形式与结构的选定

1．固定管板式与浮头式的选择

固定管板式与浮头式相比，其结构简单，造价低(约相差20%)，所以在工艺条件允许时应优先使用。但固定管板式的管束与壳体要承受较大的膨胀应力，且管束无法抽出清扫，故当冷热两流体的极限温度超过50℃或壳程流体易生垢、有腐蚀时应当选用浮头式。

2．管束形式及管径、管长的选择

目前，国产浮头换热器系列中，F、F A型为Ф19×2mm管子，正三角形排列；F B型为Ф25×2.5mm 管子，正方形斜转450排列。正三角形排列单位传热面金属耗量低，小管径有利于传热，还可承受较高的压力，但壳程不易清扫，故只与壳程流体洁净时才优先选用F B系列。

固定管板换热器系列中管长有1.5、2、3、6m四种；浮头式只有3、6m两种，对单位传热面积而言，长管比短管节省金属，对炼油厂常用的大型换热器，一般都采用≥6m长的管子。

3.折流挡板的选择

前已述及，安装折流挡极可以提高壳程流体的速度，使端流程度加剧，以提高壳程对流传热系数。下面就常用的横向圆缺形折流挡板作一简要介绍。

圆缺形折流挡板切去的弓形高度约为外壳内径的10%～40%，一般取20%～25%。因形缺口太大或太小都会产生"死角"不利于传热。两相邻折流挡板间的距离(板间距)B约为外壳内径的

0.2～1.0倍。系列标准中采用的B值，对固定管板式的有150、300和600mm三种；对浮头式的有150、200、300、480和600mm五种。板间距过大时，不能保证流体垂直地流过管束，使壳程对流传热系数下降；板间距过小时，不仅制造、检修困难，且阻力损失也大。

折流挡板切去的弓形高度及板间距对流体流动的影响如图所示。

挡板缺口高度和板间距的影响

(a)缺口高度过小，板间距过大；(b)正常；(c)缺口高度过高，板间距过小

4. 壳径的选定

壳径越大，单台换热器传热面积越大，单位传热面金属耗量越低，即用一台大换热器比用多台小型换热器经济。但壳径的选择还需根据壳程流速及壳程数对平均温差的影响综合考虑。

(二)管程和壳程的确定

主要是根据流体的性质、流量、生垢及腐蚀情况等因素，并依据有利传热、减少压降、便于操作与清扫等原则来确定。一般可按下列原则处理：

(1)不洁净或易结垢的流体应流经易清洗的一侧。对于固定管板式换热器上述物料应流经管程，而对于U形管式换热器应流经壳程，对浮头式换热器，流经管程或壳程均可。

(2)需要提高流速以增大其对流传热系数的流体应流经管程。

(3)具有腐蚀性的流体应流经管程，以免壳体和管束同时被腐蚀。

(4)压力高的流体宜流经管程，以免壳体受压。

(5)饱和蒸筑或沸腾液体应走壳程。因有相变化时对流传热系数很大，不需要用提高流速的方法来强化传热过程，同时也便于排出冷凝液。

(6)粘度大或流量较小的流体宜走壳程，因流体在设有折流挡板的壳程中流动低的雷诺数(Re >100)下即可达揣流，以利于提高壳程的对流传热系数。

(7)需要冷却的流体一般流经壳程，便于散热。

以上各点往往不能同时兼顾，应视具体问题，首先考虑流体的压力、防腐蚀及清洗等要求，综合、权衡考虑，以便作出较恰当的选择。

(三)操作条件的确定

1．流速

流体在管程或壳程的流速大小，不仅影响传热效果，而且也影响流体阻力、动力消耗。增大流速可以提高对流传热系数，减少污垢，降低污垢热阻，防止流体中的杂质沉积。但是流速增

大，会使流体阻力增大，动力消耗增多。因此，选择适宜的流速十分重要。通常可根据经验，确定一合理的压降，从而求出其相应的流速。推荐的合理压降可参考表6-3。

此外，为避免设备磨损，还可参考不同情况下经验流速的最大值，使所算出的实际流速不超过该值。例如，烃类的管内员大流速为：2.7—3.0m/s(若含固体颗粒，如催化裂化油浆则最大流速＜1.8m/s)。冷却水最高流速不超过3.0-3.5m／s而最低流速不应低于0.6-0.9m/s，以免引起严重结垢。壳程流体的最大允许流速一般约为管程的一半左右。液体在换热器内的常用流速可参考课本P305表6-4及表6-5。

总之，流速的确定，既要保证有利于传热(避免在层流下操作)，又要使换热器的压降在合理范围内，不可兼得时应服从主要矛盾的解决。

2．换热终温

终温即流体出口温度。当终温可以人为选定时(例如冷却水出口温度可由设计考选定)其数值对换热器的经济合理性有较大的影响。如果要求终温过于苛刻(即接近极限温度)，则使平均温差急剧下降，导致所需传热面积大大增加，所回收的热量与增加的设备投资不成比例，这是不合理的。特别是对于错流或多管程换热器，不应出现温度交叉现象，即不希望冷流出口温度高于热流出口温度(或热流出口低于冷流出口温度)。不能改变温度时，只能用多个换热器串联或改用逆流操作换热器。