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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GB15J89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，合理的折流板
2、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 1/31/2Ds，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，mr）i。允许的最大压力降为0.4atm （40.53kPa）。GB15 89钢制管壳式换热器（以下简称GB151冲的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 3 22的要求”。表 3 22mm换热管外径d 101419253238
3、4557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工艺及结构参数文2中的水一水换热器系列为国家
4、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DN4O0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 C。壳程走加热水，进、出口温度为 95/70 C。其结构参数如下：壳体内径Ds=0.4m 换热管内径d=0.02m 管间距Pt=0.032m 排管数N=96根。换热管外径do=0.025m换热管壁厚l w =0.0025m采用正三角形排列管程数M=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
5、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 CT=(95+70)/2=82.5 C物理常数L9778 h)覽)Aa - 0J57 kcal/fm * h 覽)jui = l,W5kg/lm - h) =1-003 IcalAkfi* T)Ai 0.5813 kcal/trn-l) *)(2) 假设总传热系数Ko依据表8-21管壳式换热器总传热系数推荐值，初设总传热系数2K=900kcal/ (m. h C)(3) 计算有效平均温差 tm对数平均温差 tln按下式计算= (dii - &工)
6、/ln (凶/心2)=(35 - 30)/In(35/30)= 32*43按图8- 12(a)计算温度修正系数S = (t2 - *i)/(7i - h)=(60 - 40)7(95 - 40) = 0*364/? = ( F,-心)/(“ - tj) = L25由图8 - 12(a)查得温度修正系数Ft=0.925有效平均温差 tm按下式计算:/环二 Fl&j = 30 兀(4) 计算传热量QQ - KoAAtm = 2782350 kcal/h(5) 计算被加热水流量W= Q/ep2(：2 -) = 139536, lkg/h(6) 计算加热水流量WWt =一 心)=H096Llkg/h(
7、7) 计算传热膜系数 管程传热膜系数hGt =环比/(625叔=4626637.5kg/( irf - h)Rk = Cidt /2 - 46785.7由图8- 13查得柯尔本传热因子3Jh=3.3 X 10按式8 6局=JHcp3G“)2不考虑粘度变化，则k = 3*3 x 10 J x 0.997 x 4626637,5x (0.997 x L9778/0.557) x LO*014=6553.3kcal/( m2 * h ) 壳程传热膜系数hoC =R d=0.007m假定折流板间距B=0.4ma, = D, Cf B/P. = 0,035 m2C. = lFi/ a, = 317031
8、7J kg/( m* h) = ( 3464 Pi - TtdJ ) / ( Kda ) = 0.0202mK. = G.二 51458.7Js=140不考虑粘取折流板缺口高度为25%，由图8 14查得管外传热因子 度变化，则ha = Jt( A i /=140x (0.5813 /0,0202)x ( L003 x 12445/0.5813x LO014二 5197.7 kcal/(n? h P )(8) 计算总传热系数Ki由附表8- 17查得管内污垢系数 ri=0.0002 (mfh C) /kcal 管外污垢系数 ro=0.0002 (nfh C) /kcal 管壁热阻rw按下式计算r
9、w=l w/ 入 w管壁材料导热系数 入w =40kcal/ (mh C)(按自来水考虑)(按锅炉热水考虑)(20号钢管)r, - 0.0025/40 二 0.0000625 ( mz h )/kcalK. = /ha + ( l/Ab)(do/dt) + r+) + 匚(仇=I 1/5197.7 + ( 1/6553.3)( 0.025/0,02)+ 0.0002 + 0,0002(0.25/0.02)+ 0.0000625 ( 0,025/0.0225)I 1=1107.910/( h 弋)KiK0n =( Ki-&)/ K o=23.1 %n为总传热系数的贮备系数。若计算所得 n在10%
10、n 30%的范围中时， 计算结果是合理的。也就是说假设总传热系数 =900 kcal/ (nihC)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 R甩=46785.7，由图8-21查得管内摩擦因子Jft = 3.4 X 10-Ut=G/ ( p 2X 3600) =1.301m/s 换热管长度l=4 X 3.5=14m不考虑粘度变化，则巴=仇。6几f 右)(如/幻0.255p2Ut2/2= 1 x g8J63.4 x 10心 x ( 14/0.02) x L0ta,140.2551 x 988J x L30P/2 1837kgf/n?0* 1837atm 0.4aln
11、i壳程压力降 RS甩=51458.7，由图8-22查得壳程摩擦因子 Jfs=3.9 X 10-2Us=GS/ (piX 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=0.4 m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
12、仍为25%;c. 折流板缺口高度改为45%，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万案b方案c万案d总传热系数Ki kcal/ (m h C)1058.510901020.91047.7总传热系数贮备系数n %17.621.114.416.4壳程压力降 PS0.58810.57120.31230.2678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 n不仅比前者高， 且压力降 Ps更低，因此
13、，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 SW6- 98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MPa1.11.1设计温度C70100平均金属温度C63.882.5腐蚀裕量mm1.51.5焊接接头系数0.8
14、50.85圆筒厚度mm88圆筒材料Q235-BQ235-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 t危险组合工况R=1.1MPa,R=0Ps=0,Pt=1.1MPa换热管的轴向应力t t MPa不计温差应力计温差应力不计温差应力计温差应力0.30622.918.10632.68由表2可知，各危险组合工况下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DN3O0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
