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论文在线分享-换热器设计

2021-06-24 11:43:33
作者:杭州千明

论文方法大全-换热器设计

  换热器是在化工、石油、冶金、食品、机械、建筑等工程中重要的化工设备之一,换热器的类型种类很多,特点都不一样,可根据生产工艺要求进行选择。依据传热原理和热交换的方法,换热器可分为间壁式、混合式和蓄热式这三类,其中间壁式换热器在化工生产中应用最为广泛,其特点是冷热两流体被固体壁面间隔开来,并且通过间壁进行热量交换。本次主要是设计一个管壳式换热器。管壳式换热器的设计和选型的核心是计算传热面积,进而确定换热器的类型,本次是设计一个双机头回路管壳式冷凝器。

  通过本次设计管壳式换热器,我们了解了换热器的发展历程和应用领域,通过管壳式换热器的传热原理,确定了换热系数和结构设计,并进行了强度计算,结果都满足设计要求。

  管壳式冷凝器所涉及的原理和应用领域都十分的广泛,尤其是在制冷工业中蒸汽式压缩制冷剂或者是吸收式制冷机的冷凝器应用极为普遍,大型的中央空调中也有其的身影。可以说在民用和工业上的重要性不可言语,所以说对其的设计也要极为严苛。

  本次设计的冷凝器是根据市场上最为普遍的双机头回路冷凝器,希望可以以我四年大学所学的专业知识来设计一台实用而且又新颖的冷凝器。

  1.2管壳式换热器的历史和发展

  1.2.1换热器的历史

  众所周知我国的换热器技术远落后于国外,由于制造工艺和科技水平的不足,早期的换热器只能采用简单的构造,传热面积小,而且体积大且笨重,比如蛇管式换热器等。随着工艺制造水平的提高,逐渐形成了一种管壳式换热器,管壳式换热器不仅换热面积大,而且传热效果也好,所以在长期的工业和民用中应用比较普遍。

  在国外1920年开始就出现了板式换热器,并应用于食品加工。以板代管制成的换热器,结构紧凑,而且传热效果好,由此发展成了多样式。三十年代初,瑞典首次制造出来了螺旋版式换热器,接着英国用钎焊法制出一台由铜合及其合金材料制成的板翅式换热器,应用于飞机的发动机换热。三十年代末,瑞典又制造出来第一台板壳式换热器,用于制纸行业。在此期间,为了解决强腐蚀介质的换热问题,人们开始注重寻找新材料来制造换热器,六十年代左右,由于空间技术和科学的高速发展,迫切需要效率高而且结构紧凑的换热器,加上钎焊,冲压和密封等技术的发展,换热器设备的制作工艺得到了飞速的提高,从而推动了紧凑型板面式换热器的发展和广泛的应用。此外,从六十年代以后,为了适应高温高压条件下的换热和节能,典型的管壳式换热器也得到了进一步的发展,这类换热器不但采用了新颖的理念而且从材料上有了较大的突破,增大了传热的效果。七十年代以后,为了减小换热器的体积,金属消耗和重量,减少消耗的功率,并且使换热器可以在温差较低的环境下工作,人们想尽了各种有效的办法来增强换热器的传热。

  七十年代的全球能源危机,有力的促进了换热强化技术的发展。为了提高效率和经济效益,要求开发适应不同工业过程下的高效换热设备。这是因为,随着世界资源的短缺,可以利用的热源温度越来越低,换热允许的温差将越来越小,所以对换热技术的发展和换热器性能要求也就越来越高。因此,这些年来人们对换热器的开发和研究也越来越重视。

  最近,随着工艺装置的大型化和高效率化,换热器也趋于大型化,并向低温差设计和低压力损失设计方向发展。同时,其一方面要求成本价格适宜,另一方面要求高精设计的技术,当今换热器技术的发展以CFD(Computational Fluid Dynamics),模型化技术,强化技术及新型换热器开发等形成了一个高技术体系[1]。

  国外推出的新型换热器有:ABB公司的螺旋折流板换热器(HelixchangerTM)[2]、NTIW列管式换热器[3]、英国Cal Gavin公司的丝状花内插物换热器(Hitran)[4]、美国Chemineer公司的Kenics换热器(Kenics Heat Exchanger)、日本的SM型换热器(内插静态混合器)、美国的Brown Fintube Ltd.的带扭带插入物的湍流增强式换热器(Exchanger With Turbulator)和麻花扁管换热器(Twisted Tube Heat Exchanger)、澳大利亚Roach Heat Exchangers公司的柔性换热器(Flexible Heat Exchanger)等。

  1.2.2管壳式换热器的发展

  管壳式换热器的发展总体是支承形式的发展,从板式支承到折流杆式支承,再到空心环式支承,最后到管子的自支承,当然期间也有交错发展的情况。随着支承形式的发展,壳程式换热器的壳程给传热系数呈现不断提高的趋势,压降呈现不断下降的趋势,换热器的传热综合性能得到很大的提高,从管壳式换热器的发展上可了解到,新支承结构的出现,绝大部分是为了流体的流动方式尽可能的改变为纵向流,这样有利于管程和壳程的热交换,从而提高了传热系数,同时伴随着压降的降低,使得综合传热性能的到很大的提高。

  其次,由于国防工业技术的不断发展,换热器操作条件日趋苛刻迫切需要新的耐磨损、耐腐蚀、高强度材料。近年来,我国在发展不锈钢铜合金复合材料铝镁合金及碳化硅等非金属材料等方面都有不同程度的进展,其中尤以钛材发展较快。钛对海水氯碱醋酸等有较好的抗腐蚀能力,如再强化传热,效果将更好,目前一些制造单位已较好的掌握了钛材的加工制造技术。对材料的喷涂,我国已从国外引进生产线。铝镁合金具有较高的抗腐蚀性和导热性,价格比钛材便宜,应予注意。近年来国内在节能增效等方面改进换热器性能,提高传热效率,减少传热面积降低压降,提高装置热强度等方面的研究取得了显著成绩。换热器的大量使用有效的提高了能源的利用率,使企业成本降低,效益提高。

  1.2.3管壳式热交换器的类型,结构和特点

  (1)结构:由管箱、管板、接管、支座、折流板等部件组成,管箱是用来把由管道来的管程流体均匀分布到各传热管并把管内流体汇集到一起送出去。进行换热的有冷热两种流体,一种在管内流动的称为管程流体;另一种在管外流动的称为壳程流体。为了提高管外流体换热分系数的效率,一般要在壳体内安装若干个挡板。挡板可以加大流体的流速,迫使流体按照规定路线多次横向通过管束,可增强流体的湍流程度,提高壳程对流体的传热系数。换热器在管板上可以按照正方形或着等边三角形排列。正方形排列的优点是便于清洗列管的外壁,适用于壳程流体中较容易产生污垢的场合;等边三角形排列的优点是管板强度高,流体走短路的机会少,且管外流体扰动较大,因此对传热系数较大;当流体的流量比较小或传热面积比较大从而需要很多管数的时候,有的时候会使管内的流速变低,因而对流体的传热系数较小,为了提高流速可以采用多管程。同理为了提高管外的流速,可以采用多壳程。多壳程和多管程可配合使用。

  (2)类型:由于两种流体的温度不相同,管内外的温度也不相同,若两种流体的温度相差比较大,就有可能形成热应力,导致接管破裂、弯曲,所以需要考虑热膨胀的影响。根据补偿的措施,管壳式换热器有下列几种形式。

  ①固定管板式换热器单程管壳式换热器即为固定管板式换热器。因为固定式管板式的两端管板和壳体连接在一起,所以它的结构简单并且造价成本低,但是壳程不易于检修和清洗,所以其流体的选择应该是比较洁净不易产生污垢的。但该换热器不适用于两流体温差较大,压力过高的场合。应在其适合的部位上安装补偿圈。

  ②U型管换热器把管弯成U型,管子的两端固定到同一管板上,因此管子可以自由伸缩,热应力可以完全消除,但U型管换热器不易清洗。

  ③浮头式换热器管子的一端与外壳固定连接,另一端自由浮动,这样热应力可以完全消除。由于管子可以自由伸缩,这样以便于清洗,所以浮头式换热器应用比较普遍。但是该换热器结构复杂,造价成本较高。

  (3)特点:该换热器的单位面积具有换热面积大以及传热效果好,而且结构简单,造价成本低,材料选择的范围广,易操作等。管壳式换热器在高压、高温、和大型装置上的应用较为广泛。

  1.2.4管壳式换热器强化传热的设计

  强化表面比光滑表面的传热效果好,其好处有以下几点:

  ①减少换热面积,在换热面积和压降不变时,减少换热器的质量。

  ②换热器的尺寸、流速、压降不变时,增强换热。

  ③换热器的尺寸和热负荷不变时,减少泵功率。

  强化措施有主动措施和被动措施。被动强化管相对便于制造,成本也低,可直接改造现有的设备;主动强化需要用外界的动力,而且造价成本高,结构复杂。这里主要介绍本次设计采用的被动措施:

  (1)扩展表面:

  扩展表面是管壳式换热器最常用的强化措施,液体和气体的换热方式均是如此。利用整体的内管的强化换热的研究有大量的结构形状,如图(1-1)所示,紫铜管和铝管已广泛商业运用。近几年在对制冷系统中的换热管内的几何形状增强沸腾换热的研究比较多。其他方法也能达到换热效果,包括管内粗糙表面和管内插入物。

  (a)光管内插扭曲带(b)内螺纹管(c)五倍翅化管

  (d)光管内插星化物(e)amatron内翅管(f)内波纹面管

  (g)两面翅化管(h)内直翅管

  图1-1现已运用的管内强化表面

  (2)表面处理:

  表面处理有改变表面粗糙度细小尺寸和连续的或者非连续的表面涂层,比如疏水涂层、多孔涂层。这样的处理对相交换热的强化效果非常有效。

  (3)粗糙表面:

  粗糙表面是指管子或者管内表面形成具有的较小间距的粗糙微型凹凸体。其作用通常用于增加湍流度而不是增大换热面积。粗糙表面即可适用于任何常规换热表面,也适用于各种扩展面。

  (4)管内插入物和流体置换型的强化元件:

  管内插入物可破坏边界流体层的发展,可增大了有效的换热面积;增大有效表面的换热面积;流动产生旋流和二次流。

  (5)旋转流场设备

  螺旋流场设备包括几何布置或者管内插入物,这些设备可迫使管内的流体产生旋流或者二次流。强化表面有以下几个作用:增加通道长度,产生二次流,增加翅片效率。如需对管内外进行表面强化,则就叫做双面强化。这种强化措施一般应用于蒸发器和冷凝器。双面强化的措施有[6]:

  ①管内螺纹粗糙肋面,管外整体翅片

  ②管内整体内翅片,管外多孔附着表面

  ③管内扭曲类的插入物,管外用整体翅片

  ④管内外轧槽粗糙表面

  此次采用的换热管即是双面强化表面,壳程管外的外螺纹设计使冷凝换热系数大大提高。而管程由于管内的里脊的作用,不但增强了换热面积,而且造成紊流二次流,管内的换热效率得到了提高,所以提高了整体的换热效率。

  第2章设计与计算的理论概述

  2.1管壳式换热器的设计与选型

  2.1.1管壳式换热器设计时应考虑的问题

  管壳式换热器的设计与选型的核心是计算换热器的传热面积,进而确定换热器的其他尺寸或选择换热器的型号。下面几点是管壳式换热器设计时应考虑的问题(以固定管板式换热器为例):

  (1)流体流径的选择

  ①不洁净和易结垢的流体宜走管内,因为管内清洗比较方便。

  ②腐蚀性的流体宜走管程,以免管子和壳体同时被腐蚀,且管程便于维修和清洗。

  ③压力高的流体宜走管程,以免壳体受压,可节省壳体金属消耗量。

  ④被冷却的流体宜走壳程,可利用壳体对外的散热作用,增强冷却效果。

  ⑤饱和蒸汽宜走壳程,以便于及时排除冷凝液,且蒸汽较洁净,一般不需清洗。

  ⑥有毒易污染的流体宜走管程,以减少泄漏量。

  ⑦流量小或粘度大的流体宜走壳程,因流体在有折流挡板的壳程中流动,由于流速和流向的不断改变,在低Re(Re>100)下即可达到湍流,以提高传热系数。

  ⑧若两流体温差较大,宜使对流传热系数大的流体走壳程,因壁面温度与α大的流体接近,以减小管壁与壳壁的温差,减小温差应力[7]。

  以上几点是相对而言的,对于具体的情况,可能要具体分析。所以在选择流体流速时,应视具体情况抓住主要矛盾。

  (2)流体流速的选择

  流体流速的选择受传热系数、流动阻力和换热器结构等因素的影响。流速增大,将加大对流换热系数,会降低了污垢热阻,从而减小传热面积;但会增大流动阻力,增加了动能的消耗;选择高的流速,将减少管子的数目,对一定的传热面积,不得不采用较长的管子或增加程数,但太长的管子不容易清洗;单程变为多程会使平均温差下降。这些都是选择流速时应考虑的问题,因此适宜的流速应该通过经济计算才能确定。表2-1是常用的流速范围,可供设计时进行参考。所选择的流速应避免处于层流状态。

  表2-1管壳式换热器中常用的流速范围

  Table 2-1 flow rate range commonly used in shell and tube heat exchanger

  流体的种类一般流体易结垢液体气体

  流速,m/s管程0.5~3.0>1.0 5.0~30

  壳程0.2~1.5>0.5 3.0~15

  (1)流体两端的温度

  换热器中的两种流体的温度均由工艺条件决定。若知道其中一种流体的进口温度,那么其出口温度应该有设计者来决定。例如用水来冷却某热流体,水的温度可根据当地的温度来确定,而出口温度需要根据经济计算来估算。为了节省水源,可提高水的出口温度,但所需的传热面积需要增大;反之,为减少传热面积,则要增加水量。一般来说,设计时冷却水的两端温度差可以取3-10oC,。缺水地区可选择较大的温度差,水源丰富的地区选用较小的温度差。

  (2)管子的规格和排列方法

  管子规格的选择一般包括管径和管长。选择管径时,应选择流速较高的,但不宜超过前面介绍的流速范围。对于黏度小、不易结垢的流体宜选择较小的管径。目前我国使用的管壳式换热器系列标准中仅有?25mm*2.5mm和?19mm*2mm两种规格的管子。一般出厂的标准管长为6m,合理的换热器管长应为1.5m、2m、3m和6m。系列标准中也采用这4种标准管长。此外管长和壳径应相适应,一般L/D取4~6。

  管子在管板上的排列的间距t(指相邻两根管子的中心距),跟管子和管板的连接方法不同而异。一般胀管法取t=(1.3~1.5)do(do为管径外径),且两管径外壁之间的距离不应小于6mm,即t≥(do+6)。焊接法t=1.25 do。

  (3)管程和壳程数的确定

  当流体的流速较小或者传热面积较大时,一般需要很多管数。为了提高管内的流速,可采用多管程。但管程数过多,会使流动阻力加大,从而增加动力费用,同时会使平均温差下降。设计者应考虑这些问题。管壳式换热器的标准管程数有1/2/4/6等四种管程。采用多程时,通常应使每程的管数大致相等。

  (4)折流挡板

  安装折流挡板的目的是为了加大管外流体的流速,使湍动程度加剧,以提高壳程对流换热系数。

  (5)外壳直径的确定

  根据计算出的实际管数、管径、管中心距及管子的排列方法可采用作图法来确定换热器壳体的内径。但当管数较多的时候用作图法就太麻烦了。一般在设计时,可先分别确定两流体的流速,然后计算出流通截面积或者在标准中查出外壳的直径。待设计全部完成后,可用作图法来画出管子排列图。为了使管子排列均匀,防止流体走“短流”,可以适当的增减一些管子。

  2.2管壳式换热器的选用和设计计算步骤

  2.2.1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)确定流体在换热器的两端的温度,选择管壳式换热器的形式:设计定性温度,并确定在定性温度下的流体物性。

  (4)计算平均温差,并根据温度差校正系数不应小于0.8的原则,决定壳程系数。

  (5)根据总传热速率方程,初步算出传热面积,并确定换热器的基本尺寸,或按系列标准选择设备规格。

  (6)根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值。

  2.2.2计算壳程、壳程压力降

  根据初定的设备规格,计算管程和壳程的流速及压力降,检查其是否符合设计工艺要求。若压力降不符合要求,要先调整流速,然后在确定管程数或者折流板间距,再或者选择另一规格的换热器,重新计算直到满足要求为止。

  2.2.3核算总传热系数

  计算管程、壳程对流传热系数,确定污垢热阻Rsi和Rso,在计算总传热系数K’.比较K的初设值和计算值,若K’/K=1.15~1.25,则初选的换热器合适,否则需另设K值,重复以上计算步骤。

  第三章设计和计算步骤

  设计条件

  制冷剂R410a

  冷凝器热负荷QK=300kw

  冷却水出口温度t1=27OC

  冷却水进口温度t2=35 oC

  冷却水的污垢系数γi=5.0×10-5m2 k/w

  3.1热力计算

  3.1.1确定冷却水流量

  冷却水平均温度:=

  =(27+35)/2

  =31

  根据冷却水平均温度查取:

  冷却水密度=994.1kg/m3

  冷却水比热CP=4.187kj/(kg×oc)

  冷却水体积流量=

  =

  =0.09m3/s

  3.1.2结构初步规划

  选用高克联112-4850042型外翅片内螺纹管,坯管Φ19×1.5

  规格:Φ=19×1.5mm

  内径:di=15.87mm

  外径:db=18.87mm

  齿根径:do=17.07mm

  每米管长光管总内表面积:?i=0.049m2

  每米管长光管总内表面积:?of=0.060m2

  以上数据查自表3-1

  表3-1

  相邻管中心距s=(1.3~1.5)×db(取1.3)

  =1.3×0.019

  =24.7mm

  假设进水速度W’=2.0m/s

  则每流程的管数Z’=

  =

  =159.908根

  选择每个流程的管子数,将计算结果化整为Z’=160根

  假如热流密度,根据管壳式换热器的热流密度范围设定,然后校验

  设热流密度:q’=51688W/S2

  估算冷凝器的外表面积=

  =

  =5.80m2

  传热总管长L===96.66m

  设流程N=4

  单管长==0.15m

  有热轧(挤压,扩)无缝钢管品种(GB8163-1999)选取:

  钢管外径:DO=400mm

  取壁厚为10mm,则钢管内径:

  Di=400-4×10=360

  长径比:==2.77

  综上,初步制定换热管布置如图3-1

  图3-1铜管排布图

  Figure 3-1 layout of copper pipe

  3.1.3进行校核计算

  (1)计算水侧的换热系数ai

  实际管内水流速w=

  =

  =2.01m/s2

  冷却水的运动黏度v=7.8×10-7m2/s

  雷诺数Re=

  =

  =40896>

  故冷却水在管中为紊流,采用流体在管内受迫运动放热的紊流区换热计算式(以光管为基准)

  ’=(1395.6+23.26)=(1395.6+23.2631.1)=9465.03W/㎡K

  由于采用的是高克联强化管,试验表明冷却水在管内的放热系数为光管的2.2倍

  ai=2.2ai’=2.2×9465.03=20823.066W/m2K

  (2)计算制冷剂蒸汽凝结时的换热系数

  图3-2为采用R134a作为制冷剂的强化换热管的管外冷凝剂的换热系数曲线图。由于没有R140a的曲线图,现拟定采用R140a和R134a对光滑管表面的凝结换热系数之间的比值作为转换的依据,认为强化管的比值和光滑管的是相同的。所以,按照先光滑管的公式计算出比值,在根据图3-2得到R134a的管外凝结换热系数,最后通过这个比值得到R140a的凝结换热系数。

  计算R134a的过程如下:

  假设壁温:tw=39

  定性温度:

  =

  =39.8

  图3-2 R134a在单个高克联管外的凝结放热系数

  Figure 3-2 condensation heat release coefficient of R134a outside a single high-G manifold

  (3)定性温度下的状态参数:

  R410A R134A

  汽化热159.955 163.5476

  液相密度978.4 1148.853

  运动粘度9.87 1.414

  热导率8.12 7.49

  管外侧换热系数:

  aof=0.725×B×db-0.25×(tk-tw)-0.25×

  所以当管外工况相同时,R134a/R140a仅与B值有关。

  =

  =302.11

  =

  =272.25

  经过试算,在同一工况下,R410的管外换热系数大约是R134a的1.11倍。

  由图3-2可知:

  =29079.485

  =29295.84 W/㎡K

  按冷凝器的实际管束排列,有管束修正系数εn:

  其中平均管数:

  =14.46

  管束修正系数εn:

  =0.64

  管外的凝结放热系数:aof=ho×εn

  =29295.84×0.64

  =18749.33W/m2K

  (4)计算传热系数和热流密度

  平均温差===9

  传热系数K=

  =

  =7135.64W/m2K

  式中:

  ——冷却水的污垢系数,=㎡K/W

  ——制冷剂的污垢系数,由于R410A与润滑油互溶,所以不考虑制冷剂的污垢系数

  ——每米管长光管总内表面积,=0.049㎡

  ——每米管长光管总外表面积,=0.060㎡

  ——管内外平均直径处面积,===0.5457mm

  ——紫铜管导热率,=393W/mK

  ——肋片效率,一般低肋紫铜管取1

  传热过程的流体密度:’=K=7135.64×9=64420.76W/㎡K

  所需要的传热面积’==㎡

  前已述及,实际传热布置的面积为of=5.8m2,/’=5.8/4.66=1.24,说明换热面积充足。

  3.2阻力计算

  取冷凝器两侧管板厚p=35mm

  中间管板厚m=35mm

  实际冷凝管长L=l+p+m=1+2×0.035+2×0.035=1.14m

  由图3-3可知

  因为Re15100

  所以管内摩擦系数===0.04

  图3-3所采用强化管的管内摩擦因子

  Fig.3-3 friction factor in the strengthened tube

  计算管侧内壁壁温’=(-)

  64424.76=20823.066(-31.11)

  =34.2

  管内流体黏度校正因子i:

  当Re>2100时

  当Re<2100时

  式中:

  ——定性温度下水的粘度,,查取=779

  ——壁温下水的粘度,,查取=732

  因为Re2100,故=(779/732)=0.991

  沿程阻力

  ==22221.63Pa

  回弯阻力===31343.08 Pa

  进出口连接管阻力===2938.41Pa

  综上,管程阻力=22221.63+31343.08+2938.41=56503.12Pa

  管程阻力一般应控制在100000Pa以内,上述计算的管程阻力。

  3.3强度计算

  管程设计压力t=1.5MPa,壳程设计压力s=2.5MPa。

  本次冷凝器强度计算参考JB/T 4750-2003制冷装置用压力容器标准【9】和GB150-1998钢制压力容器标准【10】。

  表3-2各部件所用材料及许用应力

  Table 3-2 materials and allowable stress of each component

  材料许用应力

  筒体20R

  接管钢管2

  端盖16Mn锻Ⅱ

  管板16Mn锻Ⅱ

  3.3.1筒体强度计算

  根据GB150-1998(5.2条)

  筒体的计算壁厚==3.94

  式中:

  ——壳程设计压力,=2.5Mpa

  ——许用应力,=133MPa

  ——焊头接头系数,取.0[10]

  ——筒体内径

  (1)腐蚀裕量:

  根据GB150-1998(13.5条)

  壳体加工成形后不包括腐蚀裕量的最小厚度:

  ①对碳素钢低合金钢制容器不小于2mm。

  ②对高合金钢制容器不小于2mm。

  (2)开孔补强

  根据GB150-1998(8.3条)

  不另行补强的最大开孔直径,壳体开孔满足需以下条件,则不必另行补强。

  ①设计压力小于或等于2.5MPa

  ②两相邻开孔中心的间距(对四面间距以弧长计算)应不小于两孔直径之和的两倍。

  ③接管公称外径不小于或者等于89mm

  ④接管最小壁厚满足表8.1要求

  本设计满足上述(1)(2)的条件,因此不需要开孔补强,由于实际壁厚7mm设计壁厚2.95mm,所以设计强度合格。

  3.2.2接管强度计算

  (1)对于接管

  ==0.446mm

  式中:——管程设计压力,=1.5MPa

  ——许用应力,=130MPa

  D——接管最小处直径,mm

  实际最小壁厚为7-2=5>计算壁厚0.446mm

  所以接管强度计算合格

  (2)对于接管

  ==0.56mm

  实际最小壁厚8mm>计算壁厚0.56mm

  所以接管强度计算合格。

  3.3.4管板强度计算

  (1)有管束部分管板计算

  根据JB/T4750-2003附录E

  管端以胀接或焊接与管板连接时,管板的计算厚度确定如下:

  钢制管板的计算厚度==17.5mm

  式中:

  ——铜管管外径,mm

  管孔中间距S===21.17mm

  式中:

  ——管板名义厚度,mm

  根据JB/T4750-2003 E.1.1条,一般规定:

  ①确定管板的厚度时应考虑管板的刚度及结构与制造等要求

  ②管板的名义厚度不应小于下列三者之和

  1.管板的计算厚度与规定的最小厚度取大者

  2.壳程腐蚀裕量或结构开槽深度取大者

  3.管程腐蚀裕量或分隔隔板槽深度取大者

  ③管板的最小厚度按管端与管板为胀接或焊接分别按表E.1和表E.2选取

  由上规定可知

  1.管板计算厚度取17.5mm

  2.壳程腐蚀裕量取1mm,未开槽取1mm

  3.管程腐蚀裕量取1mm,未开槽取1mm

  三者之和为17.5+1+1=19.5mm

  由于:管板的名义厚度35mm>19.5mm

  所以符合规定。

  管端以胀接或焊接方法与管板连接时的强度计算如下:

  本设计采用胀接法连接,按下式求得管子和管板接触面积的压力应不大于规定的接触的许用应力值

  其中:

  ——管子外径,=19mm

  ——管板名义厚度,=35mm

  W——一根管子所与持的载荷,w=P面积,N

  P——设计压力取管程与壳程设计压力中大的大者,P=3MPa

  面积——4根相邻换热管之间的平行四边形面积,如图3-4:

  因此,面积=4sh=41525.41=762.3

  图3-4一根管子的支持截面积

  Figure 3-4 support cross section of a pipe

  所以管板接触面应力=1.33MPa

  由于根据JB/T4750-2003规定:钢制管板和铜管时的接触面的许用应力最大为2.5MPa

  管板的许用应力2.5MP>接触面应力1.33MPa

  所以强度计算合格。

  (2)管板的无管束部分计算

  根据JB/T4750-2003附录E

  有管子或支撑管的管束的管板部分之外的无管束部分的管板计算如下规定:

  管板的计算厚度

  其中:

  P——设计压力取管程与壳程设计压力中大的大者,P=2.5MPa

  ——管板材料设计温度下的许用应力,

  L——支撑的间距,取支撑中心水平间距和垂直间距的平均值,mm

  C——系数,按表3-3选取

  根据附录E.1.3.2关于L和C的规定

  ①与筒体内径圆相切,且通过两根管子或者支撑管子的中心的最大圆

  或者与筒体内径圆和外侧管子列轴线同时相切的最大圆(其内部不包含管子或支撑管)直径为d取L<d

  ②根据最大圆的相应支撑点类型,C按表选取

  表3-3 C值

  Table 3-3 C value

  支撑点种类C

  管列轴线1.9

  管子或支撑管2.6

  管体内径圆3.2

  图3-4管板无管束计算图

  Fig.3-4 calculation of tubesheet without tube bundle

  根据图3-4:

  d=40.16mm L==35.44mm

  L<d=59.79mm,

  符合规定

  本设计支撑点为管子与支撑管,所以C取2.6

  所以管板的计算厚度

  =2.83mm

  由于:管板的名义厚度30mm>2.83mm

  所以符合规定。

  3.4管板尺寸确定

  选用固定式管板,由《钢制列管式固定管板换热器结构设计手册》4.11.7节,查得Pt=Ps=1.6MPa(取管板的公称压力为MPa)的碳钢管板尺寸。

  3.5管子的拉脱力计算

  在操作压力下,每平方米的胀结周边所产生的力qt

  式中

  温差应力导致的每平方米胀接周边上的拉脱力

  (4.3)

  式中

  (4.4)

  (4.5)

  (4.6)

  由已知条件可知,与的作用方向相同,都使管子受力,则和拉脱力:

  因此,拉脱力在许用范围内。

  3.6支座的选取及局部应力校核

  3.6.1支座的选取

  本换热器选用为卧式换热器,故优先选择鞍式支座,鞍式支座按照JB/T4712-1992进行选取:根据工艺参数和设计要求选取鞍座的形式如下表:

  表3-6鞍座的形式

  支座的各个尺寸根据公称直径选用见下表:

  采用固定F型和滑动S鞍式支座各一个,靠近壳体出液口为固定型。两支座应设置换热器长度范围内的适当位置,一般为:

  当L≤3000mm时,取LB=(0.4~0.6)L

  当L>3000mm时,取LB=(0.5~0.7)L

  本次设计的换热管的长度为9666mm故取LB=0.7×9666=6766.2mm,由于在安装时有不确定因素,可以直接取7000mm。

  3.6.2支座的负荷

  换热器的总质量m=m1+m2+m3+m4+m5

  式中m1为筒体质量,kg

  m2为管箱质量,kg

  m3为管板质量,kg

  m4为换热管质量,kg

  m5为附件质量,kg

  1m长的桶体的质量为q=77.24/2=38.26kg/m,取q=40kg/m

  Φ19×1.5mm的换热管质量为q=0.838kg/m,单程管板的质量m3=48.8kg,椭圆形封头为59.3kg,查国标JB/T4786-2002.其余附件质量考虑为50kg。

  所以:m1=96.66×40=3866.4kg

  m2=61+65.7=126.7kg

  m3=4×48.8=195.2kg

  m4=0.838×160×0.15=20.1kg

  m=3886.4+126.7+195.2+20.1+50=4278.4kg

  故F===20985.5KN

  则每个鞍座仅承受20985.5KN的负荷,远远小于鞍座的允许负荷56KN,因此选用鞍座符合要求。