热交换器选型与设计手册

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热交换器选型与设计手册

换热器结构类型及特点

各类换热器的比较

列管式换热器设计

一、热交换器选型与设计手册

本手册为工艺系统工程师提供换热器的选型原则和工艺参数的选取及计算方法。

2.换热器的分类及结构特点：

表 2－1换热器的结构分类

3.换热器的类型选择

换热器的类型很多，每种型式都有特定的应用范围。在某一种场合下性能很好的换热器，如果换到另一种场合可能传热效果和性能会有很大的改变。

因此，针对具体情况正确地选择换热器的类型，是很重要的。换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有：

1) 热负荷及流量大小

2) 流体的性质

3) 温度、压力及允许压降的范围

4) 对清洗、维修的要求

5) 设备结构、材料、尺寸、重量

6) 价格、使用安全性和寿命在换热器选型中，除考虑上述因素外，还应对结构强度、材料来源、加工条件、密封性、安全性等方面加以考虑。所有这些又常常是相互制约、相互影响的，通过设计的优化加以解决。针对不同的工艺条件及操作工况，我们有时使用特殊型式的换热器或特殊的换热管，以实现降低成本的目的。因此，应综合考虑工艺条件和机械设计的要求，正确选择合适的换热器型式来有效地减少工艺过程的能量消耗。对工程技术人员而言，在设计换热器时，对于型式的合理选择、经济运行和降低成本等方面应有足够的重视，必要时，还得通过计算来进行技术经济指标分析、投资和操作费用对比，从而使设计达到该具体条件下的最佳设计。

3.1 管壳式换热器

管壳式换热器的应用范围很广，适应性很强，其允许压力可以从高真空到41.5MPa，温度可以从-100℃以下到1100℃高温。此外，它还具有容量大、结构简单、造价低廉、清洗方便等优点，因此它在换热器中是最主要的型式。

3.2 特殊型式的换热器

特殊型式的换热器包括有：板式换热器、空冷器、多管式换热器、折流杆式换热器、板翅式换热器、螺旋板式换热器、蛇管式换热器和热管换热器等。它们的使用是受设计温度和设计压力限制的。在下图中给出了特殊型式的换热器的适用范围，可供参考。

表 3－1特殊型式换热器的使用范围

3.3 特殊型式的换热管

特殊型式的换热管包括有低翅管、高通量管(UCC)、Thermoexcell-E、C(日立)及槽管等。

3.4 常用换热器

下表中概括地描述了常用换热器的型式及应用条件和特点。

表 3－4 换热器的类型及应用

从上表中可以看出在换热器选型时，我们应同时考虑是否选用特殊型式的换热器和采用什么样的换热管为好。当然，我们通常一般首先考虑选用管壳式换热器。另外，认真研究技术规定中的设计要求也是很必要的，而后再选取能最好发挥其特点的合适的换热器。

3.5 管壳式换热器封头和管程数的选取

因管壳式换热器最为常用，下表3－5中给出了其封头选取的一般要求，表3－6，3－7中给出了换热器的管程数限制值。

表 3－5 TEMA 端部型式的选取

见附图一

(1)C：化学清洗；M：机械清洗，包括高压水力喷射清洗。

(2)A：当管侧或壳侧腐蚀裕度为3.0mm时，首选封头型式。

(3)B：常用的、较为经济的封头型式。

(4)只用于管内侧可用高压水喷射清洗的冷却水系统。

(5)一般使用S形型头，除非有特殊要求时选T型封头。

(6)当壳侧污垢系数≤0.00035时,可以使用不可拆端盖。

(7)当壳侧污垢系数≤0.00035并且管侧可用高压水喷射清洗时，T型封头

可使用不可拆端盖。

(8)B或C：常用型式，比A型经济。

(9)M或N：常用型式，比L型经济。

(10)L：当管侧腐蚀裕度为3.0mm时，首选封头型式。

表3－6 各类换热器管程数限制

表3－7 最大管程数

3.6 据不同的工艺条件来安排物流

下表从不同的工艺条件出发给出了换热器的一般选型准则。从换热器经济设计的角度考虑，对管、壳式换热器应首先着重考虑物流的安排问题，如果两流体温度交叉(即：高温流体的出口温度低于冷流体的出口温度)，应考虑选流动型式为逆流的换热器。尽管对管壳式换热器可以选F型壳体，但因纵向隔板间会发生热量和流体泄漏，因此多数情况下不推荐使用此种型式的壳体。

表3–8工艺条件和物流的安排

3.7 冷却系统中换热器的选取 在许多工业过程中，产生的大量热量需要通过冷却系统来排出。过去经常以水作为冷却剂。随着工业的发展，冷却水需求量急剧增加，引起供水困难，因而发展了空气冷却。对一个化工系统，一般包括有水冷系统和空冷系统，或者是这两者的组合系统。当来自冷却器或冷凝器的工艺流体的出口温度较高时，应该考虑选择空气冷却器。通常空冷器比其它类型的换热器经济，设备回收期短，当工艺流体的出口温度高于大气环境温度15℃∼20℃或更高时，选择空冷器比较理想。当然对空冷器需做包括结构价格、耗电等因素等在内的综合费用分析。而使用水冷系统时也应考虑包括供水、处理、循环使用及废水处理等费用。根据技术经济比较，在气候适宜的地方，当工艺物料的最低温度大于65℃，选用空冷最为合适；而当工艺物料的最低温度小于50℃，则宜用水冷；在这两温度之间，则应作详细的经济分析，以确定用何种型式。一般来说，当工艺流体温度较低时，使用空冷器和管壳式水冷器的混合系统比较合理，通常高于60℃的部分热量用空冷器取走，其余部分热 量用水冷器取走。

3.7.1 选用空冷器的原则

1) 冷却水供应困难，水冷的运行费用过高；

2) 水冷引起结垢和腐蚀严重;

3) 水冷引起环境污染，特别是化工厂，将热水排入环境的热污染也应注意。

3.7.2 符合下列条件时，选用空冷更为有利：

1) 空气进口温度设计值<38℃

2) 热流体出口温度与空气进口温度之差>15℃

3) 有效对数平均温差≥40℃

4) 热流体凝固温度<0℃

5) 热流体出口温度的允许波动范围≥±3∼5℃

6) 管侧允许压力降>10kpa

7) 管内介质的传热膜系数<2300w/m2.K

8) 冷却水污垢系数>0.0002m2.℃/W

4 无相变物流换热器的选择

4.1 无相变流动的换热器应遵循表3－8中的通用规则。

4.2 在大多数情况下，单相流动可以选用特殊型式的换热器，这些换热器可以达到节省设备结构造价和降低能耗的目的。在设备选型时可参考下表中不同类型换热器的传热系数值。

常用换热器的总传热系数Kcal/(h.m2.℃)

5.2 当冷凝器的冷凝温度高于环境温度15℃∼20℃或更高时，考虑使用空冷器。

5.3 特殊类型的换热器有时也可用做冷凝器，下表中给出了几个常用的实例。

5.4 对可能会有冷冻发生的冷凝器，当物流在壳侧冷凝时，通常要考虑加大管间距，并需要注意考虑金属温度、冷凝液流动和不凝气的放空等问题。也 可使用专门的防冻剂冷凝器或刺刀式和带有冷凝液排出箱的冷凝器。

5.5 在冷凝器中为了强化传热，也常常使用强化传热管，如：低翅管、Thermonexcell-C(日立)和槽式管(垂直使用)。低翅管较普遍地用于工艺装置中。而其它两种则更多地用于空调生产中。这些管可强化传热，提高传热系数两倍至五倍。但应高度重视它们的结垢问题。

6 蒸发器的选择

6.1蒸发器或再沸器可以分成(1)内置式、(2)釜式、(3)卧式热虹吸式、(4)立式热虹吸式、(5)强制循环式。在下表中列出了各种蒸发器的特点。

蒸发器的类型及特点

6.2 对蒸发器或再沸器，传热性能可能会因设备型式的选择、沸腾侧的工艺条件而有很大变化。因此，在选择一个合适的蒸发器或再沸器时，除了要考虑前面所说的通用规则外，还应考虑下表中所列的操作压力、设计温差、污垢系数及混合液沸腾范围在内的工艺条件。

蒸发器或再沸器选型指南

B(best):最好;G(good):好的;F(fair):尚好,但可选更好的;Rd(riskydesign):危险的，除非小心设计，但在有些工况下可做其它更好的选择;R(risky)：由于数据不充分，冒险;P(poor):不好的操作； E:(operable)可行，但是增加了 不必要的费用。

6.3 对卧式循环式的蒸发器或再沸器，为了避免在壳侧两相流动的流体气－液相分离，推荐使用G型壳体或H型壳体，而当使用E型壳体或J型壳体时，应选择横向流动，并尽量使管长与壳径之比等于5或小于5。

6.4 对立式热虹吸再沸器，有两种形式的出口接管。(1)塔侧面与再沸器顶部相连型式，(2)塔和再沸器直接相连的型式。对纯组份的沸腾，(1)、(2)两种接管型式均可。而对混合物的沸腾，最好选用(1)形式的接管。热虹吸再沸器的循环是靠入口和出口管道之间 的水力静压差来维持的。为了达到较高的循 环率并且很好地控制它，应该减小管道中的压力降。这就需要慎重地选择管道直径、材料、布置方式、阀门、弯头及其它管件。

6.5 当在立式或卧式热虹吸再沸器中，热介质为单相流时，逆流和平行流动 都是可行的，应通过对温度差、循环率和传热性能的综合考虑来选择何种为最好。

6.6 特殊型式的换热器用于蒸发器或再沸器的情况并不多，在下表中列出了几个应用实例。

6.7 高热通量管(UCC)、Thermonexcell-E(日立)等特殊型式的换热管也常用于蒸发器中，一般可提高传热系数10到20倍。当平均温差较小(Tm＜10℃)、沸腾传热系数低时，应考虑利用以上特殊型式的换热管。

7 换热器的合理压力降 较高的压降值导致较高的流速，因此会导致较小的设备和较少的投资，但运行费用会增高，较低的允许压降值则与此相反。所以，应该在投资和运行费用之间进行一个经济技术比较。在下表中给出了常用的换热器的压降值，可供计算时参考。

管壳式换热器、空冷器和套管式换热器

8 工艺条件中温度的选用

8.1 冷却水的出口温度不宜高于60℃，以免结垢严重。高温端的温差不应小于20℃，低温端的温差不应小于5℃。当在两工艺物流之间进行换热时，低温端的温差不应小于20℃。

8.2 当在采用多管程、单壳程的管壳式换热器，并用水作为冷却剂时，冷却水的出口温度不应高于工艺物流的出口温度。

8.3 在冷却或者冷凝工艺物流时，冷却剂的入口温度应高于工艺物流中易结冻组分的冰点，一般高5℃。

8.4 在对反应物进行冷却时，为了控制反应，应维持反应物流和冷却剂之间的 温差不应低于10℃。

8.5 当冷凝带有惰性气体的工艺物料时，冷却剂的出口温度应低于工艺物料的露点，一般低5℃。

8.6 为防止天然气、凝析气产生水合物，堵塞换热管，被加热工艺物料出口温度必须高于其水合物露点(或冰点)，一般高5∼10℃。

8.7 换热器的设计温度应高于最大操作温度，一般高10∼30℃(详见BCD41A2-94)。

9 管壳式换热器接管位置的选取 换热器接管位置建议遵循下列原则：

1) 被加热或被蒸发的流体，不论是在管侧或壳侧，应从下向上流动；

2) 被冷凝的流体，不论是在管侧或壳侧，应从上向下流动；

3) 被冷却流体的流动方向，应从管线经济角度考虑而定；

10 结构参数的选取

10.1换热管的选取 管子必须能够承受：内、外侧的压力；两侧的温度；由管、壳膨胀差所引起的热应力；管侧和壳侧流体的腐蚀性。

10.1.1管型常用换热管为光管和外翅片管，近几年一种新型换热管－波节管也常被用于采暖、供热上，另外，高通量强化管也被用于某些特定的场合。在选取换热管时要充分考虑其可用性、适应范围及管材价格。管壳式换热器通常惯例使用光管作换热管，它可以用任何材料做成，并满足有较宽的管壁范围，这种型式的换热管适用于所有管壳式换热器。低翅管的翅片可将光管的外表面积增大约2.5倍。当壳侧污垢系数小于0.00053m2.K/W时使用低翅管较为经济，但它不可用在腐蚀速率超过0.05mm/年的场合，由于此时翅片的寿命将只有3年或更短。对同样长度和壁厚的光管来说，翅片管的价格要高出其50%∼70%，因此，只有当光管的管外总阻力与管内总阻力之比大于或等于3时，需要采用外翅片管。这种情况经常会发生在用蒸汽加热的再沸器、预热器、水冷器和处理有机流体的冷凝器中。但若光管的管外总阻力与管内总阻力之比小于3时，可作一下具体的经济比较，因若采用外翅管可减小壳径，降低成本，故哪种管型较合理需具体情况具体分析。翅片管的另一个特殊用途是解除瓶颈问题，扩大现有设备的能力。而当传热壁两侧传热膜系数都很小时，宜用两面带翅的设备，如板翅式换热器或外翅管内加麻花条或螺旋线强化器。

10.1.2 管长

管长的选取是受到两方面因素限制的，一个是材料费用，另一个是可用性。长一点的管子(12.2m的碳钢管，21.3m的铜合金管)通常只在美国可以得到。但是6m长的换热管则是很普遍的。无相变换热时，管子较长则传热系数也增加，在相同传热面时，采用长管较好，一是可减少管程数，二是可减少压力降，三是每平方米传热面的比价低。但是管子过长给制造带来困难，因此，一般选用4∼6m的换热管。对于大面积、或无相变的换热器可以选用8∼9m的管长。在冷凝器中选用长管子的一个缺点是会增大设备放置平台的钢结构，增加费用。另外，长管束也需要有较大的管子抽出空间，因此需要增加设备的占地面积。

10.1.3 管径和壁厚 管径愈小换热器愈紧凑、愈便宜。但是管径愈小换热器的压降将增加，为了满足允许的压降，一般推荐选用19mm的管子。对于易结垢的物料，为了清洗方便，采用外径为25mm的管子。对于有气－液两相流的工艺物流，一般选用较大的管径，例如再沸器、锅炉，多采用32mm的管径，直接火加热时多采用76mm的管径。常用国内换热管的规格见表10－1。

表10－1 常用国内换热管的规格

10.2. 折流板的选取 折流板可以改变壳程流体的方向，使其垂直于管束流动，增加流体速度，以增强传热；同时起支撑管束、防止管束振动和管子弯曲的作用。

10.2.1 折流板型式

折流板的型式有圆缺形、环盘形和孔流性等。通常为圆缺形折流板，并可分为单圆缺形、双圆缺形和三圆缺形。在要求压降小的情况下，也可选用环盘形折流板，但传热较差，应用较少。孔流形折流板使流体穿过折流板孔和管子之间的缝隙流动，压降大，仅适用于清洁流体，应用更少。

10.2.2 折流杆

折流杆换热器是由许多折流杆在不同位置支撑管子的结构。杆子之间用

圆环相连，四个圆环组成一组，因而能牢固地将管自支撑住，有效地防止管束的振动。同时又起到了强化传热、防止污垢沉积和减小阻力的作用，其应用正在不断增加。

10.2.3 折流板圆缺位置

水平放置的折流板适用于无相变的对流传热，防止壳程流体平行于管束流动，减少壳程底部液体沉积。而在带有悬浮物或结垢严重的流体所使用的卧式冷凝器、换热器中，一般采用垂直型折流板。

10.2.4 折流板圆缺高度

单圆缺型折流板的开口高度为直径的10∼45％，双圆缺型折流板的开口高度为直径的15∼25％。

10.2.5 折流板间距

折流板的间距影响到壳程物流的流向和流速，从而影响到传热效率。最小的折流板间距为壳体直径的1/5并大于 50mm。然而，对特殊的设计考虑可 以取较小的间距。由于折流板有支撑管子的作用，所以，通常最大折流板间 距为壳体直径的1/2并不大于TEMA规定的最大无支撑直管跨距的0.8倍。

10.3 防旁流设施

10.3.1 密封条

密封条也称旁路挡板，主要防止物流由壳体和管束之间的旁流。密封条沿着壳体嵌入到已铣好的凹槽的折流板内，它一般是成对设置的，数量推荐如下：

公称直径DN≤500mm时，一对挡板；

500mm<DN<1000mm时，两对挡板；DN≥1000mm时，三对挡板固定管板式和U型管式换热器不必使用密封条，因为这些设备壳体于OTL的间隙不大。在有相变发生的设备中，即使间隙很大也不使用密封条，因为密封条会影响汽相和液相的分离，而且再沸器与冷凝器等设备的性能主要不是由错流流动决定的。

10.3.2盲管

可防止中等或大型换热器壳程中部物流的旁流，设置于分程隔板槽背面两管板之间，一般与换热管的规格相同，可于折流板点焊固定，也可用拉杆（带定距管或不带定距管）代替。

10.3.3 缓冲挡板

当非腐蚀性液体在壳程入口管处的动能ρυ2>2230kg/m2.s,腐蚀性液体ρυ2>740kg/m2.s，且进入的物流为气体和饱和水蒸汽或者为气－液混和物时，这些物流将对入口处的管子进行冲击，引起振动和腐蚀。为了保护这部分管子应设置缓冲挡板。

11 管壳式换热器的设计要点

换热器的设计过程包括计算换热面积和选型两个方面。有关换热器的选型问题，前面已经讲过了，下面主要介绍管壳式换热器的设计要点及如何分 析计算结果、调整计算，而设计出满足工艺需要的、传热效率高的换热器。

11.1设计计算的基本模型及换热器的性能参数换热器的性能主要是通过下列公式来描述的。

a.冷、热两流体间热量平衡

Qreq=(WCpΔT)hot=(WCpΔT)cold

W--流体质量流量 Cp--流体的比热 hot--热流体

cold--冷流体

ΔT--进出口温度差

b.传热率方程

Qact=(A)(ΔTm)(1/ΣR)

ΣR=(1/hi)o+(1/ho)o+(Rf)o+(Rw)o

ΣR--总热阻

A--传热面

hi、ho--分别为两流体的传热膜系数

Rf--两流体的污垢热阻

Rw--金属壁面热阻

ΔTm--平均温度差

O--通常换热计算以换热管外表面为基准

c.传热率的估算 Qact≥Qreq

d.对压力降的限制条件

(ΔPi)act≤(ΔPi)allow

(ΔPo)act≤(ΔPo)allow

ΔP--压力降

下标i表示管内，下标o表示管外

11.2 换热器的计算类型

换热器的计算类型常分为设计计算和校核计算两大类。换热器计算一般需要三大类数据：结构数据、工艺数据和物性数据，其中结构数据的选择在换热器中最为重要。在管壳式换热器的设计中包含有一系列的选择问题，如壳体型式、管程数、管子类型、管长、管子排列、折流板型式、冷热流体流动通道方式等方面的选择。工艺数据包括冷、热流体的流量、进出口温度、 进口压力、允许压降及污垢系数等。物性数据包括冷、热流体在进出口温度下的密度、比热容、粘度、导热系数、表面张力。

a.设计计算 Design

设计计算就是通过给定的工艺条件，来确定一台未知换热器的结构参数，并使其结构最优、尺寸最小。对设计计算应先确定下列基本的几何参数：

－－管长

－－管间距

－－流向角

－－换热管外径及管壁厚

b.校核计算 Rating

校核计算就是评估一台已知换热器的传热性能，即通过校核设备的几何尺寸来看其 是否能满足传热要求。校核计算应已知下列基本的几何参数：

－－管程数

－－壳内径/管数

－－折流板间距/折流板数

－－管长/管间距

－－流向角

－－管内径/管壁厚

11.2.1设计元素的选取 设计计算时应考虑下列的几个基本设计元素：

－－壳体型式：TEMAE，F，G，J，K，X。

－－壳内径：通常最大为2米。

－－换热管几何尺寸：光管、翅片管管径(19mm,25.4mm等)管长系列(3m,5m,6m,7.2m等)

－－管子排列角：30°，60°，45°，90°

－－管间距：1.25∼1.50倍的管子外径

－－折流板型式：单圆缺、双圆缺、管窗内不排管及为防止管子振动而加的支承板。

11.3 最终计算结果的分析

目前，换热器计算常用的计算软件为美国的HTRI和英国的HTFS，这两大软件均为在国际上享有盛誉的传热设备专用计算软件。当设计计算结束后，如何根据实际的工况，来判断计算结果是否满足要求，出现问题后如何解 决，这对设计者来说都是很重要的,在评价最终设计计算时应考虑并校核以下各项。

11.3.1总体设计尺寸

细长型的换热器比短粗型要经济，通常情况下管长和壳径之比为5∼10，但有时根据实际需要，长、径之比可增到15或20，但不常见。对立式热虹吸再沸器，要控制其长、径比在3∼10之内。

11.3.2热阻大小 首先根据流体的物系及实际经验来推断一下传热系数值是否合理，应特别注意管内雷诺数的大小。在层流流动(管侧Re<2000,壳侧Re<300)和过渡区流动中，应使用分段计算的方式(HTFS程序无此功能)，以确保传热系数值计算的正确。在评估计算结果的同时，应考虑程序计算的精确度。如果热阻在管侧和壳侧分布平衡，则该设计是好的，如果一侧热阻值过大，应该分析原因，分析管、壳侧冷、热流体的分布是否合理，如果是由于某一侧污垢系数

过大而引起的，则可不必进一步修改原设计。

11.3.3 设计余量 换热器设计计算时设计余量值的大小取决于计算精度、实际经验及对现

场的操作控制等。例如：对冷却水换热器，当水流速大于1.5m/s时，没必要给出过大的设计余量，过大的余量反而会造成水流速的降低。但对层流和过渡区流动，由于计算精度不好，故需要给出较大的设计余量，通常需要在考虑了传热阻力值的大小和程序的计算精度后决定。对再沸腾器，过大的设计余量反而是无益的，特别是在设备运转初期，会发生如控制困难等操作问题。另外，有些设计计算，为了满足允许压降值的限制，可能会造成设计余量较大，此时应根据实际经验来判定计算结果是否正确或对允许压降值的大小作适当的调整。

11.3.4 压降的利用和分布

允许压降必须尽可能加以利用，如果计算压降与允许压降有实质差别，则必须尝试改变设计参数。在校核了计算所得压降值是否小于允许值之后，应对压降的分布作进一步的校核，这其中包括有进、出口接管处压降、错流和管窗流的压降,压力降必须大部分分布在换热率高的地方，如横掠管束的错流流动处；如果在接管或管窗处的压降占总压降的比例较大，应考虑增大接 管尺寸及折流板间距。一般对进、出口接管的压降希望控制在总压降的30％左右。特别对有轴向接管的换热器，接管部分的压降最好控制在总压降的30％以下，否则会造成管子进口处的偏流。为防止物流对壳程入口处的管子进行冲击，引起振动和腐蚀，一般均在换热器壳程进口处设置防冲板或分布器，在计算压降时要有所考虑。另一个必须记住的事实是，允许压降是人为给定的，所以，如果在设计中允许压降得到了充分利用，而增加一点压降会增加很大的经济性，则应再行设计并考虑增加允许压降的可能性。

11.3.5 流速

需校核管子进出口处、壳侧进口处和接管内的流速。一般来说流体流速在允许压降范围内应尽量选高一些，以便获得较大的换热系数和较小污垢沉积，但流速过大会造成腐蚀并发生管子振动，而流速过小则管内易结垢。对冷却水系统，设计计算时可参考下表中推荐的值(碳钢管)。

如果冷却水的流速低于上表中的最小流速， 最好征得工艺工程师的同意增大允许压降或变化冷却水的流率。对冷却水以外的单相和两相流用ρv2值判断。对壳侧进口流速，按TEMA规定ρv2值不能超过5950Kg/MS2(碳钢管)。对管窗内不排管换热器，管窗流 速应为错流速度的2∼2.5倍，气体和蒸汽的流速可在8∼30m/s之间。

11.3.6 壳侧流路分析

HTRI程序在计算结果中对壳侧各流路给出了较详细的分析，可以参考下

表中给 A,B,C,E,F流的推荐值。流路A－－折流板管孔和管子之间的泄漏流路；流路B－－错流流路；流路C－－管束外围和壳内壁之间的旁流流路；流路E－－折流板与壳内壁之间的泄漏流路；流路F－－管程分程隔板处的中间穿流流路。

最大限度地加大 B－stream(错流)，减少泄漏流，而事实上漏流不可能也不必要被全部阻止，因为安装换热器时总需要有间隙。

11.3.7对折流板的设计分析，单圆缺和双圆缺折流板为管壳式换热器中常用的折流板型式，换热器中折流板的布置对设计计算有很大影响，一般从下面几各方面来检查原设计是否合理。

a.从流体流动、传热和污垢系数等方面考虑，最好将折流板的圆缺 高度控制在壳体直径的20∼30％，而板间距则控制在壳体直径30∼50％之间,并不应小于50mm。

b.避免大圆缺小间距或小圆缺大间距的设计。应优化选取折流板圆 缺的大小和板间距大小，通常β值(折流板圆缺修正系数)最好在0.9∼0.92之间。

c.除了管窗内不排管以外，流体的错流速度和在管窗内的流动速度不应相差太大，流体在X－flow和Window 内的速度大并且越接近越好。

d.如果壳侧压降受到允许压降的限制，考虑使用双圆缺折流板，若还是不行，考虑变化壳体型式，选用TEMA的J、G、H、X型壳体。

11.3.8 有效平均温差 在HTRI程序中是这样描述有效平均温差的：EffectiveMTD=(LMTD)(F)(DELTA)；

其中：LMTD为对数平均温差F＝(TUBE)(BAFFLES)(F/G)(HOT/COLD)TUBE：即Ft，是对管侧多管程流动的修正系数。通常设计计算时应保证Ft大于0.8。当Ft小于0.8时,换热器的经济效益是不合理的，此时应另选其它流

动型式，以提高Ft值。如：增加管程数或壳程数，或着用几台换热器串联，必要时亦可调整温度条件。但在特殊情况下，如温度有0.5∼1.0℃交叉时，Ft＝0.75,也能接受。

BAFFLE：即折流板数修正系数。当折流板数较少时，壳侧流体的混合流动性能较低，故需进行修正。通常此值等于1.0。

DELTA：温度变形系数。这个系数是用 来计算E流对温度差的影响大小的。设计计算时希望δA>0.8,若δA<0.8,应考虑采用E流路小的折流板型式，也可增加换热器的串联数。

HOT/COLD：是对由于物性参数变化而造成的总传热系数变化的修正，通常为0.98∼1.0。

F/G：在TEMAF型壳体和G型壳体中，有一纵向横隔板，F/G就是对通过此 板的热量泄漏的修正。如果F/G<0.95,考虑使用保温板或增加壳程串联数。

11.3.9 总传热系数

首先从流体的相态、物性和以往经验上来分析计算结果是否合理。另外，污垢系数的选取对传热系数也有很大的影响，对计算结果应综合分析，并结合实际经验来评定。

11.3.10 管子振动 换热管的管束属于弹性体，被流过的流体扰动，离开其平衡位置，管子产生振动。在壳侧，拉杆和隔板也有振动的倾向，但这些部件的刚性比管子 大，所以不容易被激起振动。设计计算结束后为保证换热器的稳定操作，应校核计算结果中的有关管振动各项数值，如：临界流动速度(criticalvelocity)、涡流脱落(vortexshedding)、湍流抖振(turbulentbuffeting)、声音共振(acousticresonance)和振幅等。通常当折流板间距(包括进、出口处)超过400mm时，有可能发生管子振动。当壳侧物流为液体时，需仔细检查临界流动速度及涡流脱落频率值的大小；而当壳侧物流是气体时，应仔细检查临界流动速度、涡流脱落、湍流抖振、声音共振和振幅等值是否满足无振动的要求。如 果因为在进、出口处的折流板间距过大而造成了振动，可通过在接管口下增 加支撑板来避免。另外为避免振动的发生，折流板间距应小于TEMA最大不支撑长度的80％。

11.4如何调整设计方案，得到最佳计算结果

通常情况下，象温度、压降和传热系数等设计计算控制要素很少彼此较好地相配合，经常是某一设计要素为设计计算的控制因素，由于一个简单的设计变更能带来设备尺寸的减小，因此找出控制因素能尽快有效的帮你解决问题。

11.4.1传热系数为控制因素时 总传热阻力的大小主要是由壳侧、管侧、污垢和管子的金属阻力来决定的，为了提高总传热系数的大小，应分析是哪一侧的传热系数影响了它，采用何种方法，可以提高传热系数值。

a.提高壳侧传热系数的方法

－使用低翅管

－减小换热管外径和管间距

－提高B流速度(可使用密封设备或减小壳体和折流板之间的间距)

－选用F型或G型壳体

b.提高管侧传热系数的方法

－减小管外径

－增加管长

－变换流动分布，管侧流动改为壳侧流动

11.4.2 压力降为控制因素时

a.可通过下述方法来减小壳侧压力降

－使用双圆缺折流板或管窗内不排管

－选用TEMA J型壳体

－增加管间距

－改变流向角，可选用45°或90°

b.可通过下述方法来减小管侧压力降

－增大管子外径

－减小管长

11.4.3 温差推动力为限制因素时，为提高温差推动力，最好选用纯逆流型设备。

－增加壳程数

－减小E流的大小

11.4.4设计中预料到振动时应采取什么措施

应采取以下措施中的一种或多种，以降低扰动频率或增加自然频率。

1) 减小管子跨距长度：这可以增加自然频率同时也使错流速度增加。

2) 减小壳侧流体速度：可以用减小流量和改变管距或流向角的方法达到这个目的，结果是使扰动频率降低。

3) 改变折流板型式：折流板窗中无管的设计，使所有的管子都受到支撑，因此，将折流板改变成这种形式，可以减少最长跨距的管子，因而可以增加自然频率。

4) 降低壳体入口流速：如果对进口区域的可靠性有疑问，应使用较大的 进口管直径、防冲板，并环绕壳体安装一个挡板，以便提供较大的进口面积，这样可以减少干扰频率。

5) 增加折流板厚度。

6) 将管与折流板孔之间的间隙减至最小。

7) 折流板材料不应比管子材料硬。

8) 使用厚壁管并使管子紧固。

9) 如果预计有声学振动，则可采用解谐隔板。

10)堵塞所有旁路流和流程分隔漏流，因为这些地方流速高(由于流动阻力)，可能局部损坏管子。在上面1)∼3)项中，换热器的热力性能和压降都必须重新计算。第4)∼9)项不明显影响换热器的热力性质。第5)∼8)项增加了自然频率。第10)项可以加强热力性能。

12 空冷器的设计要点

空冷器主要由管束、风机和构架组成。设计计算的目的是要估算出换热面积的大小、设备占地面积及电机功率。空冷器的管束通常是由几排以30度角排列的管子组成的矩形管束，与空气进行逆流传热，即热流体进入管束的上部，而空气则垂直向上通过管束，设计计算时要考虑运输条件对管束最大宽度和层数的限制，通常单片管束的宽度可到3.6米，最大层数为8。尽管在管 子系列中可供选择的管子有很多，但多数情况下常选用9米长的换热管。另外，选长管子和多管层的管束在单位面积上所占的空间较小。

12.1 空冷器的优缺点

在3.7.1中已对空冷器的选用原则作了描述，为进一步了解空冷器的优缺点，选择合适的空冷器，现将其优缺点列表如下：

12.2 风机型式

空冷器按通风方式分类有鼓风式(forced draft)和引风式(induced draft)两种，每种型式都有其特点，在选用前要仔细权衡考虑。

鼓风式空冷器的优点：

1) 当空气侧温升大于28℃时，风机功率通常较小;

2) 风机可设于地面，装置紧凑，维修方便，并因风机和V形皮带组合件不暴露于装置出口的热空气流中，结构费用较低，机械使用寿命较长;

3) 空气侧传热膜系数由于风扇叶片的扰动而增大，相对可节省功率消耗;

4) 可通过控制空气的再循环，来避免冷冻物和凝固物的产生;

5) 当空气出口温度超过93℃或进口工艺物料的温度超过121℃时，推荐使用鼓风式风机，而在空气出口温度较高，风机停止或在低空气流量的情况下运行时，若选用引风式风机会造成叶片、轴承和V形皮带的损坏；

6) 在冷气候下易采用热空气再循环调节。鼓风式空冷器的缺点：

1) 在整个管束上的空气分配不均；

2) 由于出口流速低，造成热风循环，受气候因素的影响较大;

3) 当由于停电或其他原因造成风机不工作时，由于缺少自然抽力，故自然通风不好;

4) 管束全部暴露在雨水、冰雹和阳光下，对工艺物料温度的控制和稳定性操作造成困难。

引风式空冷器的优点：

1) 当空气侧温升小于28℃时，风机功率通常较小;

2) 在整个管束上气流分布均匀;

3) 由于出口风速大(是鼓风式出口空气速度的2∼3倍)，热风循环小;

4) 在突然的温度变化可能引起产品破坏和损失的操作中，引风式装置可给予更好的防护，由于引风式的烟囱自然抽力作用比较大，增强了风扇故障时的抽气能力。另外，与鼓风式相比仅有小部分表面暴露于太阳、降雨、冰雹和雪中。

引风式空冷器的缺点：

1).空气出口温度不得超过93℃，以保护放在管束上方的风机叶片、轴承和V形皮带不受损坏;

2).由于风扇安装在热空气中，要求风机的功率较大，安装较困难;

3).如果将风机、齿轮和V形皮带放在管束下方，则风机的轴被设计成通过管束，这样将要增大管束的宽度。

12.3 管束

管束的主要部件是翅片管和顶盖。管束的迎风面积是它的长度乘宽度，空气通过管束的净有效面积约为管束迎面面积的50％。标准空气的迎面速度(FV)是标准空气穿过管束的速度，通常的变化范围为：1.5∼3.6m/s。

12.4 管子

常用的管子外径为25.4mm，翅片高度为12.7∼15.9mm，翅片间距为3.6∼2.3mm，管子三角形节距为50.8∼63.5mm。扩展表面与光管外表面的比值约为7∼20。管子的长度是不同的，可以长达18.3米，当管长超过12.2米时，在每个机区通常安装三台通风机，经常使用的管长为6.1∼12.2 米。

12.5 翅片管结构

通常应用的翅片管结构如下：

1. 嵌入型(mechanically embedded fin)：在拉力作用下缠绕的矩形截面的铝翅片，用机械方法被嵌入深0.25±0.05mm的凹槽中，呈螺旋形切入管子外表面，金属设计温度低于399℃。

2. 整体型(extruded fin)：用机械方法将已挤压成型的由翅片制成的 铝外管结合在内管或衬管上，金属设计温度低于288℃。

3. 重叠L型(overlapped footed tension wound fin)：将L型铝翅片在拉力作用下缠绕在管子外表面上，同时管子被在翅片下边和两翅片之间的重叠根部所完全覆盖，金属设计温度低于232℃。

4. L型：(footed tension wound fin)将L型铝翅片在拉力作用下，缠绕在管子的外表面上，同时管子被两翅片间的根部完全覆盖，金属设计温度低于177℃。

12.6 风机

风机通常装有四或六个叶片，较大的风机可能有更多的叶片，风机直径通常较机区的宽度略小些，总的风机效率约为75％。可通过调整叶片角和转动速度，变化空气流量。叶片角可以是固定的；手动调整的或是自动调整的。风机安装，对于送风式空冷器，在风机和地面之间，最低应保持在直径的二分之一到四分之三距离；对于抽风式空冷器，管子和风机之间，最低距 离应保持在直径的二分之一。

12.7 风机驱动装置

最常用的是电动机或蒸汽透平，用齿轮或V形皮带连接。V形皮带传动一般用于风机直径小于3米、功率小于22.4KW的电动机；而直齿轮传动则用于风机直径超过3米的风机，对于超过22.4KW的电动机，用蒸汽透平驱动。

13 空冷器设计基础数据

13.1 空冷器设计温度的选取

设计计算时应对空气入口温度选择合理，使得空冷器面积在夏天不会太紧张，而冬天又不致太富裕。一般有以下几种选择 ：

1.最热月最高温度的平均值

2.设计温度较大气最高干球温度低10∼20°F(5.56∼11.11℃)

3.在全年最热三个月中处于设计温度以上的时间占5％(4∼5天)，考虑到涡流的影响还要加上5°F(2.78℃)

4.全年 1∼3％时间处于设计温度以上

5.7、8两月中，日最高气温的月平均值，再加上该值的10％在下表中给出了不同地区空气设计温度的参考值：

注：1％＝88小时，2％＝175小时，3％＝263小时

注：设计周围环境空气温度通常认为是干球温度。

13.2 空气再循环

空冷器组应放在较开扩地带，远离热源，至少距离高大建筑物或妨碍空气进入的物体23∼31米(75∼100ft)，使空气再循环减至最低程度。如果距离近，排出的热空气造成的热风循环会将进口空气的温度提高2∼3°F(1.11∼1.66℃)，或高于现场无障碍物时的空气环境温度。如果在拥挤的场地上风速较高，由于空气再循环，应将温度升高3°F。在一个机组里，所有的空冷器应是一种型式，即全是鼓风式或引风式。

13.3 冬天操作

为避免因低温空气进入空冷器而引起工艺流体的操作问题，安装防寒装置是设计本身、工艺规程或系统的预防措施。这些操作问题通常包括：液体冻结、固化、结蜡、形成水合物、滞流和在露点凝结(可引起腐蚀)。有些有机化合物的水溶液，在冬季作业期间，会凝结在空冷器中。烷烃和烯烃的气体，当冷却时，被水蒸汽饱和形成水合物，这些水合物是固体结晶，它可能 聚积起来，堵塞换热管。另外对大雨、强风及水分在叶片上的凝结等也应采取预防措施。常用的措施是：使用双速电机、变速驱动器、可控的风机间距、手动或自动可调百叶窗，以及空气再循环。

13.4 噪音，两个同样的风机具有的噪音水平比一个风机高3分贝，而八个同样的风机的噪音水平比一个单独的风机高9分贝。空冷器的广泛应用，对工厂噪音水平 有较大的影响。

13.5 空气侧的污垢，翅片管外侧的污垢通常是很小的，设计计算时一般可忽略，但应认识到翅片侧的污垢通常只有在0.0001∼0.0015m2.h..c/kcal之间才是安全的。翅片表面应定期清扫，以防止过多的灰尘、油膜和其他物质的沉积。

13.6 大气腐蚀，空冷器不应安装在排气管排出的腐蚀性蒸汽和烟雾将要穿过的地方。

13.7 在询价或设计计算时，应阐明希望得到的温度操作范围，并应指明系统 中的临界温度 或特殊重要的温度点。

13.8 安全措施

空气冷却装置中的漏气是直接散到大气中，可能引起火灾事故或有毒烟雾事故。但是，大量空气流过空冷器，大大降低了任何有毒气体的浓度。一般来说，将安置在其风向下游的设备的数量减至最小程度。

13.9 逼近温度

逼近温度是工艺流体出口温度和设计的干球空气温度之差，其实际的最小值为8∼14℃。当需要较低的过程流体出口温度时，可以设置空气增湿室，降低入口空气温度，使其接近于湿球温度。

13.10平均温差(MTD)校正因子 当两个流体温度出口温度相同时，对于单程空冷器，该因子为0.91，双程时为0.96，而三程时，当通道排列成逆流时，因子为0.99。

13.11 维修费用，空气冷却的维修费用，大约为水冷装置维修费用的0.3∼0.5。

13.12 操作费用，如果采用适当的气流控制方法，空冷器的需用功率可较夏天的设计条件为低。空冷器的年需用功率是和气流控制方法、空冷器操作、空气温升和逼近温度相关的。

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一、换热器结构类型及特点

换热器:也称热交换器，换热器是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备，又称热交换器。
换热器：安加热方式分，由电热热交换器，导热油热交换器，火焰式热交换器，气体热热交换器，太阳能热交换器等等。
换热器：安结构分，螺旋板式换热器 波纹管换热器 列管换热器 板式换热器 螺旋板换热器　管壳式换热器 容积式换热器 浮头式换热器 管式换热器 热管换热器 汽水换热器 换热机组 石墨换热器 空气换热器等等。
换热器结构类型及特点：关于结构特点要想在这里讲清楚那是一件不容易的事。
列如管壳式换热器：又称列管式换热器。是以封闭在壳体中管束的壁面作为传热面的间壁式换热器。结构 由壳体、传热管束、管板、折流板（挡板）和管箱等部件组成。壳体多为圆筒形，内部装有管束，管束两端固定在管板上。进行换热的冷热两种流体，一种在管内流动，称为管程流体；另一种在管外流动，称为壳程流体。为提高管外流体的传热分系数，通常在壳体内安装若干挡板。挡板可提高壳程流体速度，迫使流体按规定路程多次横向通过管束，增强流体湍流程度。换热管在管板上可按等边三角形或正方形排列。
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二、各类换热器的比较

下面介绍几种常用的热交换器。
1. 转轮式全热换热器
转轮式换热器的表面为蜂窝状，涂上一层吸附材料作干燥剂。将转轮置于风道之间,使其分成两部分。来自空调房间的排风从一侧排出，室外空气以相反的方向从另一侧进入。为加大换热面积，轮子缓慢旋转（10~12转/分）。轮子的一半从较热空气中吸收存储热量，旋转到另一侧时，释放热量,使热量发生转移。附着表面的干燥剂将来自高湿度的空气流里的湿气冷凝后，通过干燥剂吸收，旋转到另一侧时，将湿气释放到低湿度的气流里，这个过程将潜热转移。
换热器旋转体的两侧设有隔板，使新风与排风逆向流动。转轮芯片用特殊的纸或铝箔制成，其表面涂上吸湿性涂层，形成热、湿交换的载体，它以10-12r/min的速度旋转，先把排风中的冷热量收集在蓄热体（转轮芯）里，然后传递给新风，空气以2.5-3.5m/s的流速通过蓄热体，靠新风与排风的温差和蒸汽分压差来进行热湿交换。所以，既能回收显热，又能回收潜热。

1） 转轮换热器的功能与适用范围
功 能 适用范围
有优良的吸湿性能，可回收显热与潜热，效率可达70%（有覆有吸湿性涂层的轮体） 有湿度要求的空调系统，如纺织厂、造纸厂和一些生产车间
无吸湿性性要求，主要回收显热时，应使用显热回收器，表面无涂层。当排风温度低于露点时，有吸湿可能，也回收潜热。 体育馆、百货商店，工业通风系统
2） 转轮换热器的主要优缺点：
优 点 缺 点
1.能回收显热和潜热 1. 装置较大，占用建筑面积和空间多
2. 排风与新风逆向交替过程中具有一定的自净作用 2. 接管位置固定，配管灵活性差
3. 通过转速控制，能适应不同的室内外空气参数 3. 有传动设备，自身需要消耗动力
4. 回收效率高，可达到70~80% 4. 压力损失较大，易脏堵
5. 能应用于较高温度的排风系统 5. 有渗漏，无法完全避免交叉污染
3) 影响转轮换热器效率的因素：
a. 空气流速：空气流过转轮时的迎风面流速越大，效率越低，反之效率则高，推荐风速2~4m/s。
b. 转轮两侧气流入口处，需要加装空气过滤器。
c. 设计时，必须计算校核转轮上是否会出现结霜、结冰现象；必要时应在新风管上设空气预热器，或在热回收器后设温度自控装置，当温度达霜点，就发出信号关闭新风阀门或开启预热器。
d. 由于全热交换器转轮需要动力，并且增加了阻力，从而增加输送动力和增加投资，因此，必须计算回收效应，当总能耗节约显著时， 方可选用。
e. 适用于排风不带有害物或有毒物质的场所。

2. 低温热管换热器
1942年，美国工程师提出了热管原理，20世纪60年代初，开始研究和试制，最早被用于航天器与核反应堆，20世纪70年代，热管换热器作为全新风系统中的热能回收装置而最终在暖通行业中体现出卓越的优越性。热管是靠自身内部液体的相变来实现热量传递的传热元件，它有以下特点：⑴每根热管都是永久性密封的，传热时没有额外的能量损耗，无运行部件，运行可靠性高。⑵热管换热器的结构决定了它是典型的逆流换热，热管又几乎是等温运行，因此热管换热器具有很高的效率。⑶因冷热气体的换热在热管的外表面进行容易扩展受热面积。⑷冷热气体中间用隔板隔开，没有泄漏，因此没有交叉污染问题。⑸由于流体流动通道宽敞，阻力损失小。⑹每根热管完全独立，维修方便。⑺从环境的适应性，余热回收效率、压力损失、防止堵塞、清洗、寿命等综合指标看，热管换热器占据优势。
工作原理：热管由管壳、吸液芯和端盖组成，在抽成真空的管子里充以适当的工作液，再将其两端密封。热管既是蒸发器又是冷凝器。热流吸热的一端是蒸发段，工质吸收热后蒸发汽化，流动至另一端即冷凝段放热液化，并依靠毛细力作用流回蒸发段，自动完成循环。
热管换热器由单根热管集装在一起，中间用隔板将蒸发段与冷凝段分开，热管换热器靠热管内工质的相变完成热量传递。每一根热管就是一个无动力的制冷循环系统，传热速度是相同金属的数千倍至万倍， 0.1℃的温差即有热响应，它最初用于人造卫星上解决向阳面和背阴面的受热不均匀，是人造卫星上必备设备之一。现在，越来越广泛的用于空气调节和余热回收领域，日本早稻田大学的一位专家说：“日本特别重视节能和环保，而热管技术以其高效的传热性，为节能环保找到了一条新路”。热管换热器在暖通空调设计手册中均有介绍和选用方法。

1） 低温热管换热器的主要优缺点：
优 点 缺 点
1. 结构紧凑，单位体积的传热面积大 1. 只能回收显热，不能回收潜热
2. 没有转动部件，不额外消耗能源 2. 接管位置固定，缺管配管的灵活性
3. 每根热管自成换热体系，不宜脏堵，便于更换
4. 热管的传热是可逆的，冷热流体可以变换
5. 冷、热气流之间的温差较小时，也能得到一定的回收效率
6. 本身的温降很小，接近于等温运行，换热效率高，60~70%
7. 使用寿命长，12年以上

2） 设计注意事项：
a. 低温热管适用于温度-40℃~80℃，全年可使用，回收冷量时，角度与热量相反。
b. 迎面风速宜采用1.5~3.5 m/s。
c. 冷、热端之间的间隔板，采用双层结构，可杜绝因漏风而造成交叉污染。
d. 换热器可垂直或水平安装，既可以几个并联，也可以几个串联。
e. 当气流的含湿量较大时，（此时有潜热回收，可作为余量）
f. 应设计凝水排除装置。
g. 启动换热器时，应使冷、热气流同时流动，或使冷气流先流动，停止时，应使冷、热气流同时停止，或先停止热气流。
辽宁省能源论证会对于热管换热器的结论为："该装置是二级加热设备，第一级用KLS系列低温热管换热器回收排风余热来预热新风。第二级选用通风工程常用的SRZ型空气加热器，二级串联一体，结构新颖，工程实用，是集中供暖、通风于一体的新型节能补风加热机组。该产品使用的排风余热回收装置是KLS型热管换热器，这种热管换热器经国家机械委和北京市科委鉴定认为该产品结构紧凑，性能稳定，运行维护方便，该产品已生产300多台，用户反映良好，所以该机组的核心设备是可靠的。该产品节能效果显著，可回收排风余热60﹪，投资回收期1-2年。同时还可以减少环境的污染。与会专家一致认为，该产品应在我省企业中积极推广使用，在使用过程中积累经验，继续完善提高，有利于我省节能工作的开展”
二、低温热管换热器节能与经济效益分析：
按沈阳地区冬季室外-19℃，室内20℃计算如果排风量为30 000立方米/时，能量损失为37万Kal/h,相当于0.7吨的锅炉每小时产生的热量。热管换热器每小时可回收的的热量按效率60%计算为22.2万Kal/h。

1. 板式热交换器的工作原理：
利用特殊的纸质材料或铝泊装配成上下各层间隔而成的通道，进风通过单数层通道，排风通过双数层通道，通过空气与层板的接触传递热量，送风与排风逆流时效率最高，但逆流运动时，材料受力最大，容易吹破交换器，所以常采用叉流结构，作成全热时，表面应涂上吸湿性材料。
板式换热器的优缺点：
优 点 缺 点
1. 构造简单，运行安全 1. 设备体积较大，需占用较多建筑空间
2. 没有传动设备，不消耗电力 2. 易脏堵，不易清洗，阻力大。
3．不需要中间热媒 3. 大风量时，选用有局限性
4. 设备费低

板式换热器设计选用时应注意：
i. 仅适用一般空调工程，当排风中含有有害成份时，不宜选用。
ii. 因阻力损失较大，为了在过渡季节能利用新风，减少能耗，在换热器旁应设计旁通风管，以便让新风从旁通通过。
iii. 与换热器连接的风管和旁通风管上，必须安装密闭性较好的风阀。
ⅳ. 安装的位置应便于芯体更换

三、列管式换热器设计

2、设计方案的选择
2．1换热器型式的选择
在乙醇精馏过程中塔顶一般采用的换热器为列管式换热器，故初步选定在此次设计中的换热器为列管式换热器。
列管式换热器的型式主要依据换热器管程与壳程流体的温度差来确定。在乙醇精馏的过程中乙醇是在常压饱和温度下冷凝，进口温度为76℃，出口温度为45。冷却介质为水，入口温度为24℃，出口温度为36℃，两流体的温度差不是很大，再根据概述中各种类型的换热器的叙述，综合以上可以选用固定管板式换热器。
2．2流体流速的选择
流体流速的选择涉及到传热系数、流动阻力及换热器结构等方面。增大流速，可加大对流传热系数，减少污垢的形成，使总传热系数增大；但同时使流动阻力加大，动力消耗增多；选择高流速，使管子的数目减小，对一定换热面积，不得不采用较长的管子或增加程数，管子太长不利于清洗，单程变为多程使平均传热温差下降。因此，一般需通过多方面权衡选择适宜的流速。表1至表3列出了常用的流速范围，可供设计时参考。选择流速时，应尽可能避免在层流下流动。

表1 管壳式换热器中常用的流速范围
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

表2 管壳式换热器中不同粘度液体的常用流速
液体粘度，mPa·s > 1500 1500 ~500 500 ~100 100 ~35 35 ~ 1 < 1
最大流速，m/s 0.6 0.75 1.1 1.5 1.8 2.4

表3 管壳式换热器中易燃、易爆液体的安全允许速度
液体名称 乙醚、二硫化碳、苯 甲醇、乙醇、汽油 丙酮
安全允许速度，m/s < 1 < 2 ~3 < 10

由于使用的冷却介质是井水，比较容易结垢，乙醇则不易结垢。水和乙醇的粘度都较小，参考以上三个表格数据可以初步选定管程流速为0.9m/s，壳程流速为7m/s。
2．3流体出口温度的确定
冷却介质水的入口温度24℃，出口温度为36℃，故，可以求得水的定性温度为：Tm=30℃
热流体乙醇在饱和温度下冷凝，故可以确定入口温度和出口温度相同，故乙醇的定性温度Tm=60.5℃。

2．4管程数和壳程数的确定
当换热器的换热面积较大而管子又不能很长时，就得排列较多的管子，为了提高流体在管内的流速，需将管束分程。但是程数过多，导致管程流动阻力加大，动力能耗增大，同时多程会使平均温差下降，设计时应权衡考虑。管壳式换热器系列标准中管程数有 1、2、4、6 四种。采用多程时，通常应使每程的管子数相等。
管程数N按下式计算：
N=u/v
式中 u——管程内流体的适宜流速；
V——管程内流体的实际流速。第二章 工艺设计计算
1确定物性数据
水的定性温度为Tm=(24+36)/2=30℃，乙醇的定性温度为Tm=(76+45)/2=60.5℃
两流体在定性温度下的物性数据
物性
流体
乙醇 60.5 757 0.6942 2.83 0.1774
水 30 996 0.0.8 4.20 0.617
2热负荷及传热面积的确定
1、计算热负荷
冷凝量=3.51Kg/s
热负荷 Q1=r= 3.51×2.83×31=307.93kW
2、计算冷却水用量
换热器损失的热负荷：以总传热量的3%计；
则Q2=q/(1-0.03)=317.46kW
水的流量可由热量衡算求得,即
==317460/4.2(36-24)=9.35kg/s
3、计算有效平均温度差：
逆流温差℃。
4、选取经验传热系数K值
根据管程走循环水，壳程走乙醇，总传热系数K现暂取：

5、估算换热面积

3换热器概略尺寸的确定
管径和管内流速
选用Φ25×2.5mm较高级冷拔传热管（碳钢），取管内流速 u1=0.8m/s。
管程数和传热管数
可依据传热管内径和流速确定单程传热管数

按双程管计算，所需的传热管长度为

按双程管设计，传热管适中，可以用双管程结构。根据本设计实际情况，现取传热管长l=4m，则该换热器的管程数为

传热管总根数 N=38×2=76(根）
3、平均传热温差校正及壳程数
平均温差校正系数有 :
R=2.6 P=0.23
双壳程，双管程结构，查得 ε=0.923
平均传热温差
由于平均传热温差校正系数大于0.8，同时壳程流体流量较大，故取双壳程合适。
4、壳体内径
则横过管数中心线管的根数
在计算壳体内径时可用公式：
D=t
b取传热管外径，则：
D=32（10-1）+50=338mm
按卷制壳体的进级档，可取D=350mm
卧式固定管板式换热器的规格如下：
公称直径D…………………………350mm
公称换热面积S……………………23.9m2
管程数……………………………2
管数n………………………………76
管长L………………………………4m
管子直径……………………………
管子排列方式………………………正三角形
5、折流板
采用弓形折流板，取弓形折流板圆缺高度为壳体内径的20%，则切去的圆缺高度为h=0.20*250=75mm。
取折流板间距B=0.3D，则
B=0.3*250=105mm，可取B=150mm。
折流板数 N=传热管长/折流板间距-1=8000/150-1=26（块）
4面积与总传热系数核算
1、壳程表面传热系数

2、管内表面传热系数
有公式：
管程流体流通截面积
管程流体流速

普朗特数
Pr=5.446
则ai=2.2

3、污垢热阻和管壁热阻
管外侧污垢热阻
所以管内侧污垢热阻
管壁热阻计算，碳钢在该条件下的热导率为50.29w/(m·K)。所以

4、传热系数K
依传热系数公式

5、传热面积裕度
可得所计算传热面积Ap为：

该换热器的实际传热面积为

该换热器的面积裕度为

5.压降校核
1、计算管程压降
（结垢校正系数，管程数，壳程数）
取碳钢的管壁粗糙度为0.1mm，则，而Rei=9700，于是

对的管子有
故, 管程压降在允许范围之内。

2、计算壳程压降
按式计算
, ,
流体流经管束的阻力

F=0.5

壳程流体流速及其雷诺数分别为：
取

流体流过折流板缺口的阻力
, B=0.2m , D=0.5m

总阻力
第三章 计算结果一览表
换热器主要结构尺寸和计算结果列表如下：
项目 结果 单位
换热器公称直径D 350
换热器管程数 2 ---
换热器管子总数N 76 根
换热器单管长度L 4 m
换热器管子规格 mm
换热器管子排列方式 正三角形错列 ---
管心距 32 mm
隔板中心到最近管中心距S 22 mm
各程相邻管管心距2S 44 mm
折流板间距B 150 mm
折流板数N 26 块
折流板外径 365 mm
折流板厚度 5 mm
壳体厚度 10 mm
壳程流体进口接管规格 mm
壳程流体出口接管规格 mm
管程流体进出口接管规格 mm
封头厚度 10 mm
封头内径 350 mm
封头曲面高度 100 mm
封头直径高度 20 mm
传热负荷Q 317.46 KW
乙醇流量 3.51 kg/s
循环水流量 9.35 Kg/s
初选总传热系数Ko 450 W/m2.k
初步估算传热面积A 23.9 m
管程流速 0.8 m/s
壳程传热系数o 925.4 W/m2.k
管程传热系数i 2200 W/m2.k
总传热系数K 575.4 W/m2.k
所需传热面积A 20.3 m
实际传热面积A 21.34 m
传热面积裕度H 5.1% ---
管程压降Pt 3200 Pa
壳层压降Ps 5400 Pa

第四章 换热管图（见附图）

第四章 流程图（见附图）

第四章 设计评述
通过分析管壳式换热器壳程传热与阻力性能特点,说明在采用能量系数K/N来评
价强化传热时,应更着眼于提高其换热性能。本设计中：
，
K/N=0.0669
满足要求，性能良好。
本设计通过对面积校核，压降校核，等计算可知均满足要求，且传热效率符合要求，能很好的完成任务。
经济和环境效益评价：生命周期方法是一种针对产品或生产工艺对环境影响进行评价的过程,它通过对能量和物质消耗以及由此造成的废弃物排放进行辨识和量化,来评估能量和物质利用对环境的影响,以寻求对产品或工艺改善的途径。这种评价贯穿于产品生产、工艺活动的整个生命周期,包括原材料的开采和加工、产品制造、运输、销售、产品使用与再利用、维护、再循环及最终处置。设计中使用水作冷却剂，无污染，耗资少，无有害气体产生，整个过程简单，易操作，环境和经济效益良好。
本设计中面积，传热系数，压降等均有比较好的裕度保证，即使生产使用中出现比较大的误差，设备结构也能保证不出现打的安全损伤的事故，具有良好可靠的安全保证。

第五章 个人小结
本次课程设计是理论联系实际的桥梁，是我们学习化工设计基础的初步尝试。通过课程设计，使我们能综合运用本课程和前修课程的基本知识，进行融会贯通的独立思考，在规定的时间内完成了指定的化工设计任务，从而得到了化工程序设计的初步训练。通过课程设计，使我们更加深刻的了解了工程设计的基本内容，掌握化工设计的程序和方法，培养了我们分析和解决工程实际问题的能力。

此外，通过本次课程设计，提高了我们以下方面的能力：
1 熟悉查阅文献资料，搜索有关数据。正确选用公式。
2 准确而迅速地进行过程计算用主要设备的工艺设计计算。
3 用精炼的语言，简洁的文字，清晰的图表来表达自己的设计思想的计算结果。
4 同样也发现了自己的诸多不足之处，对所学知识的熟悉程度不够，浪费了不少的时间。

第六章 参考文献

1．钱颂文主编，《换热器设计手册》，化学工业出版社，2002。

2. 贾绍义，柴诚敬等，《化工原理课程设计》,天津大学出版社,1994.

3．匡国拄，史启才等，《化工单元过程及设备课程设计》,化学工业出版社,2002.

4. 王志魁主编，《化工原理》，化学工业出版社，2004.

5. 陈敏恒，丛德兹等. 化工原理(上、下册)(第二版). 北京：化学工业出版社，2000.

6. 何潮洪等编，《化工原理》，科学出版社，2001年.

其他相关资料等！