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1、换热器折流板最大间距的探讨王兰生摘要 本文以 DN400 水水换热器设计计算为例,说明 GB15189钢制管壳式换热器中关于折流板的最大间距应不大于圆筒内直径的规定是不尽合理的,不利于壳程流体压力降的降低,并提出了相应的建议。 关健词 折流板 最大间距 压力降1 问题的提出 我们知道，由于管壳换热器的壳程流通截面积通常较管程流通截面积为大，因而除壳程为蒸气冷凝的工况外（冷凝传热系数与流动状态无关），均在壳程设置折流板以提高壳程流体的流速，改变流体的流动方向，使流体沿垂直于换热管中心线的方向流过管束，增加湍流程度，从而提高壳程的传热效果。同时，折流板对管束又起着支撑作用。 从传热方面考虑，合理的
2、折流板间距不仅应使换热器获得较好的传热效果，以满足给定的传热要求，而且应使壳程的流体压力降不超过允许的最大压力降，以免动力消耗过大。管壳式换热器工艺设计计算中控制的折流板最小间距为1/31/2D s，且不小于 50mm。换热管无支撑的最大折流板间距为 171d0.74（d 为换热管外径，mm）。允许的最大压力降为 0.4atm（40.53kPa） 1。 GB15189钢制管壳式换热器(以下简称 GB151)中的 3.9.3.2 条规定：“折流板的最小间距应不小于圆筒内直径的五分之一，且不小于 50mm。最大间距应不大于圆筒内直径，且满足表 322 的要求”。表 322mm 换热管外径 d 10
3、 14 19 25 32 38 45 57最大无支撑距 8001100150019002200250028003200显而易见，GB151 规定的折流板最小间距及最大无支撑跨距（防止换热管变形过大和便于安装）与工艺设计基本是一致的，但是却增加了折流板最大间距应不大于圆筒内直径的限制。这样一来，在管壳式换热器的设计中，就可能会出现工艺专业提出的满足传热要求和压力降限制的折流板间距超出壳体内径，而设备专业由于 GB151 的规定难以在设计中予以认可的情况。实际上，笔者在水水换热器系列的设计中就遇到了这一问题。下面以 DN400 水水换热器的设计计算为例加以说明。2 设计计算实例2.1 工艺及结构参
4、数 文2中的水水换热器系列为国家建筑标准设计，用于一般工业及民用建筑采暖通风系统。设计计算实例所选换热器的规格为 DN400，组数为 2，计算换热面积为 103.05m2。它是由 4 台公称直径为 400mm、公称（换热管）长度为3500mm 的固定管板式换热器叠加而成的重叠式换热器组。其管程走被加热水，进、出口温度为 40/60。壳程走加热水，进、出口温度为 95/70。其结构参数如下：壳体内径 Ds=0.4m 换热管外径 do=0.025m 换热管内径 di=0.02m 换热管壁厚 lw =0.0025m 管间距 Pt=0.032m 采用正三角形排列 排管数 Nt=96 根。 管程数 Np
5、=1 核算该换热器的传热性能。2.2 传热计算 传热计算采用的方法、公式、图表及数据等，均取自于文1，各符号表示的意义及单位与原文一致，不再说明。 (1)计算定性温度，确定物理常数 管理 壳程定性温度 t=(40+60)/2=50 T=(95+70)/2=82.5物理常数(2) 假设总传热系数 Ko 依据表 821 管壳式换热器总传热系数推荐值，初设总传热系数Ko=900kcal/（m 2.h.）(3) 计算有效平均温差 tm 对数平均温差 tln按下式计算 按图 812(a)计算温度修正系数由图 812(a)查得温度修正系数 FT=0.925 有效平均温差 tm按下式计算：(4) 计算传热量
6、 Q (5)计算被加热水流量 W2 (6)计算加热水流量 W1 (7) 计算传热膜系数 管程传热膜系数 hi 由图 813 查得柯尔本传热因子 J H=3.3103 按式 86 不考虑粘度变化，则 壳程传热膜系数 hoC=P td o=0.007m 假定折流板间距 B=0.4m 取折流板缺口高度为 25，由图 814 查得管外传热因子 Js=140 不考虑粘度变化，则 (8) 计算总传热系数 K1 由附表 817 查得管内污垢系数 ri=0.0002（m 2.h.）/kcal（按自来水考虑） 管外污垢系数 ro=0.0002（m 2.h.）/kcal（按锅炉热水考虑） 管壁热阻 rw按下式计算
7、r w=lw/ w 管壁材料导热系数 w =40kcal/（m .h.）（20 号钢管）K 1Ko =( K 1K o)/ Ko=23.1 为总传热系数的贮备系数。若计算所得 在 1030的范围中时，计算结果是合理的。也就是说假设总传热系数 Ko=900 kcal/（m 2.h.）是合理的，该换热器能够满足上述传热要求。 (9) 计算压力降 管程压力降 P t R et=46785.7 ，由图 821 查得管内摩擦因子 Jft= 3.4103 u t=Gt/（ 23600）=1.301m/s 换热管长度 l=43.5=14m 不考虑粘度变化，则 壳程压力降 P s R es =51458.7，
8、由图 822 查得壳程摩擦因子 Jfs=3.9102 u s=Gs/（ 3600）=0.908m/s 不考虑粘度变化，则 从压力降的计算结果可看出，在满足给定传热要求的条件下，折流板间距B=0.4m 时，管程压力降符合要求，壳程压力降却太高，高于允许的最大压力降。因而必须调整结构参数，使壳程压力降降至 0.4atm 以下。 壳程压力降的调整 为了降低壳程压力降，可采用增大折流板间距或折流板缺口高度的办法。为了便于比较其效果，笔者采用了如下 4 种方案： a 折流板缺口高度改为 45，折流板间距仍为 0.4m； b 折流板间距改为 0.5m，折流板缺口高度仍为 25； c 折流板缺口高度改为 4
9、5，且折流板间距改为 0.5m； d 折流板间距改为 0.6m。折流板缺口高度仍为 25。 4 种调整方案所得计算结果列于表 1。表 1 壳程压力降调整方案的计算结果 调整方案 方案 a 方案 b 方案 c 方案 d总传热系数 K1 kcal/（m 2.h.） 1058.5 1090 1020.91047.7总传热系数贮备系数 % 17.6 21.1 14.4 16.4壳程压力降 P s 0.58810.57120.31230.2678从表 1 可看出，方案 a 和 b 所得压力降仍不能满足要求。方案 c 和 d 虽然均可使压力降低于 0.4atm，但后者所得总传热系数的贮备系数 不仅比前者高
10、，且压力降 P s更低，因此，将折流板间距改为 0.6m 为最佳方案。2.3 换热管的强度校核 从传热计算可知，该换热器在折流板间距为 0.6m 时，不仅能满足给定的传热要求，而且壳程压力降也在允许范围内。那么，由于折流板间距与换热管的受压失稳当量长度及稳定许用压力有关，在折流板间距大于壳体内径的情况下，换热管的稳定性是否满足要求呢？ 采用全国化工设备设计技术中心站出版的 SW698过程设备强度计算软件包中的固定管板换热器计算程序，对本例的管板强度进行校核计算，其主要计算条件如表 2： 表 2 参数 管程 壳程设计压力 MPa 1.1 1.1设计温度 70 100平均金属温度 63.8 82.
11、5腐蚀裕量 mm 1.5 1.5焊接接头系数 0.85 0.85圆筒厚度 mm 8 8圆筒材料 Q235-B Q235-B管箱法兰 A 400-1.6 JB4702-92 材料 16MnR垫片 400-1.6 JB4702-92 材料 管板名义厚度 mm 40 材料 235-B计算所得 4 种危险组合工况下的换热管轴向应力如表 3 所示。表 3 换热管的轴向应力 t 危险组合工况 Ps=1.1MPa,Pt=0 Ps=0,Pt=1.1MPa不计温差应力 计温差应力 不计温差应力 计温差应力换热管的轴向应力 t MPa 0.306 22.91 8.106 32.68由表 2 可知，各危险组合工况下
12、换热管的轴向应力均为拉应力，且满足强度校核条件。3 建议 从本文中的计算实例可知，只有折流板的间距在大于壳体内径的情况下，才能使壳程压力降小于允许的最大压力降。此时，换热器仍能满足给定的换热要求，且换热管的轴向应力也满足强度要求。事实上，文2中组数为 2 的DN300、换热面积 61.08m2，DN200、换热面积 20.2m2及 DN150、换热面积10.12m2的水水换热器，均存在上述同一问题。 因此，建议在满足一定换热要求、且换热管的稳定性符合校核条件的情况下，为了降低壳程流体的压力降，以免换热器的运行费用过高，GB151 中关于折流板最大间距的规定应适当放宽（比如说 2 倍的壳体内径），但不得大于折流板的最大无支撑跨距。作者单位：（江苏双良锅炉有限公司，江阴 214444） 参考文献1 国家医药管理局上海医药设计院编，化工工艺设计手 册（上册），化学工业出版社，19962 中国建筑标准设计研究所编，暖通空调标准图集T9 （合订本），中国建筑标准设计研究所出版，19933 GB15189钢制管壳式换热器，学苑出版社，1989
