热管壳式换热器.docx

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1、有效地设计管壳式换热器热管壳式换热器 （STHEs） 的设计是通过先进的计算机软件。但是要有效地使用此软件需要好的换热器设计的基本原则的理解。 本文介绍的换热设计内容包括基本知识： STHE 组件；STHEs根据结构和服务的分类；热设计所需的数据；管程设计；壳程设计：包括布管，节流，壳程压降 ；平均温度差。管程和壳程的传热及压降基本方程是众所周知的；在这里我们专注于这些关联式换热器优化设计的应用。管壳式换热器设计中的高级主题文章后续，例如分配壳侧和管侧流体的高级主题上的后续使用的多个壳，overdesign，除垢、 预计出现在下一个问题。热管壳式换热器的部件设计师对STHEs的机械特性有好的应

2、用知识和他们是如何影响热设计是非常重要的。STHE 的主要组件是：壳；封头；管；管道；管箱盖；管板；折流挡板；排气管；其他组件包括螺栓和垫片，通过隔板、 防冲板、 纵向挡板、 密封片、 支架和底座。标准的管式换热器制造商协会(TEMA)详细的描述这些各种组件。STHE 分为三个部分： 前封头、壳和后封头。图 1 说明了各种结构可能性的TEMA命名。由三个部分的字母代码描述换热器例如，BFL 换热器有一个阀盖盖、 一个两通壳及一个纵向挡板和一个后封头。按结构分类固定管板 固定管板换热器 （图 2）已经把直管固定在外壳焊接的管板两端。结构可能有可移动通道盖、管箱盖通道盖或整体管板。固定管板结构的主

3、要优势是其低成本，因为其结构简单。事实上只要没有需要的膨胀接头，固定管板是最便宜的结构类型。其他的优点是在移走通道盖或阀盖之后可以机械地清洁管子，由于没有法兰接头可以最小化壳程液泄漏。这种设计的缺点是由于管束是固定在外壳上的不能移动，管的外面不能被机械地清理。因此，其应用程序仅限于壳程上的清洁服务。但是，如果可以雇用一个令人满意的化学清洗程序，固定的管板结构可选择壳程上的污垢服务。倘若管与外壳之间存在大的温度差管板将不能承受应力差，从而必须加上一个伸缩接头。这很大程度上带走了低成本的优势。U型管 顾名思义U 型管换热器（图 3）管弯曲形状是U 型。U型管换热器中有只有一个管板。然而单管板的低成

4、本被弯曲的管子和略大直径的外壳引起的额外费用抵消（由于最小的U 形弯曲半径），制作U 型管换热器的成本和制作固定的管板换热器的成本相当。U 型管换热器的优点是由于一端是自由的该绑定在回应应力差异时可以伸展或收缩。此外，可以清除管的外部也可以移除管束。U 型管结构的缺点是无法有效地清理管的内部，因为U型弯曲可能需要灵活端钻轴的清洗。因此U 型管换热器不应服务于管道内流动脏的流体。浮头式 浮头式换热器是最通用类型的STHE同时价格也很昂贵。在这个设计中，管板一端相对于外壳是固定的，另一端是不受约束在壳体内浮动的。这将允许管束自由膨胀，也可以清洗管的里面和外面。因此，浮头 SHTEs 可用于壳程和管

5、程流动的液体是脏的使这个标准结构类型使用于脏的情况，例如炼油厂。有各种各样类型的浮头式结构。两个最常见的是提拉底座装置（TEMA S）和提拉(TEMA T) 设计。TEMA S 设计（图 4）是化学加工业(CPI)中最常见的构造。浮头盖与浮头管板用螺栓和一个巧妙分开的垫圈牢固的连接在一起。这个浮头挡板位于壳的末尾一边被一个较大的直径封头包含。若要拆卸换热器，首先要拆下封头，然后拆分垫圈，拆下浮头盖之后可以从固定端移走管束。TEMA T 结构（图 5），由于壳的直径比浮头法兰的直径大整个管束包括浮头的零件可以从固定端移走。浮头盖和浮头管板直接用螺栓连接因此可分垫圈是不需要的。这种结构的优点不用移

6、走壳或浮头盖就可以把管束从壳中移走，从而减少维护时间。这种设计是特别适合于有脏加热介质的并且不能使用U 形管的锅形再沸器。由于扩大了外壳所以这种结构是所有换热器类型中花费最高的。也有两种填充类型的浮头结构外填料式填料箱(TEMA P) 和外填料式套环(TEMA W) （见图 1）。但是由于它们容易出现渗漏，因此它们的使用仅限于氮和无毒而且有适度的压力和温度下（40 kg/cm2和 300C）的壳程流体。按使用分类基本上使用可以是单相（例如冷却或加热液体或气体）或两相（例如冷凝或汽化）。由于 STHE有两面这会导致使用的几种组合。广义地说使用可以如下分类：单相 （壳程和管程都是）；冷凝（一边冷凝

7、和另一边单相）；汽化（一边汽化和另一边单相）；冷凝/汽化（一边冷凝和另一边汽化）。通常使用以下术语：换热器：两边单相和工艺物料流（这不是一个实用程序）。冷却剂： 一股工艺流体和其他冷却水或空气。加热器： 一股工艺流体和其他热的实用东西，如蒸汽或热油。凝汽器： 一股冷凝蒸汽和其它冷却水或空气。冷却器： 一股工艺流体在真空温度下冷却和其余制冷剂或工艺物料流沸腾。再沸器： 一股来自精馏塔的残流和其它热的实用东西（蒸汽或热油）或工艺物料流。这篇文章具体集中在单相的应用程序。设计数据在讨论实际热设计前，让我们看看在开始设计之前过程许可方必须提供的数据：1. 这两种流的流量。2. 这两种流的进、出口温度。

8、3. 这两种流的工作压力。气体是必须的，尤其是如果气体密度未提供；液体不是必要的，它们的特性不随压力改变。4. 这两种流的允许压降。对于换热器设计这是一个非常重要的参数。一般情况下，对于液体每个壳允许值为 0.50.7 kg/cm2。尤其是粘性液体在管程中通常要保证较高的压力降。对于气体允许的值通常是 0.050.2 kg/cm2， 0.1 kg/cm2是典型的。5. 这两个流的污垢热阻。如果这不提供的，设计者应根据TEMA标准或过去的经验采用给定的值。6. 这两种流的物理性质。包括粘度、 导热系数、 密度和比热，最好是进、 出口温度。在进、 出口温度下必须提供粘度数据，尤其是对于液体，由于随

9、温度的变化可能会相当大而且是不规则的（既不是线性也不是对数）。7. 热负荷。壳程和管程的额定负荷应该是一致的。8. 换热器的类型。如果不提供换热器类型，设计者可以根据前面所述的各种结构特性选择。9. 管道尺寸。最好管口尺寸与管道尺寸相匹配以避免膨胀或减压。不过管口的尺寸选择标准通常比管道的更严格，尤其是对壳程的进口。因此，管口尺寸有时必须是一个定值（或更多的特殊情况下）大于相应的管道尺寸，尤其是对于小管道。10. 首选管的尺寸。管的尺寸要标明外径厚度长度。一些设备制造者首选外径*厚度（通常根据总结的注意事项）并根据可用绘图区确定最大管长度。11. 最大壳直径。这根据管束拆除要求和由起重负载限制

10、。这样的限制仅适用于管束可移动的换热器，即 U 型管和浮头式。固定管板换热器唯一的限制是制造商的制造能力和组件如凸形封头和法兰的可用性。因此浮头式换热器壳的内径通常限于1.41.5 m ，管长限于 6 - 9 m，而固定管板换热器可以有3 m厚的壳和管长度达 12 m或更长。12. 结构材料。如果管和壳由相同的材料制造，那么所有组件应该都是这种材料。因此只需要指定管和壳的结构材料。但是，如果壳和管是不同的冶金，那么应指定所有主要组件的材料，避免任何歧义。主要组件是壳（和壳盖），管，管道（和管道盖）， 管板和挡板。管程设计管程计算十分简单的，由于管程流动相当一个简单的圆形管道流动。传热系数和压降

11、都随管程的速度而变化，后者更强烈。一个好的设计将使用最佳允许压降，因为这样会产生最高的传热系数。如果所有管程流体流过全部的管 （一种管通），它会引起某一速度。通常此速度低的不能接受，因此需要增加。在通道中加上隔板（与适当的垫圈)，管程流体分几次流过管总数的一小部分。因此，在一个有200个管和两个通道的换热器中， 流体一次通过100个管，速度将是仅一次通过的两倍。管子通道的数量通常是一、 二、 四、 六、 八个等等。传热系数管程传热系数是雷诺数、 普朗特数和管径的函数。这些可以细分为以下基本参数： 物理性质（即粘度、导热性和比热）、管径、更重要的是质量速度。液体粘度的变化是相当大的，所以物理性质

12、对传热系数有着很大的影响。在管内湍流传热的基本计算公式如下：Nu = 0.027 (Re) 0.8 (Pr)0.33 (1a) or (hD/k) =0.027 (DG/m)0.8 (cm/k)0.33 (1b)重新整理：h = 0.027(DG/m) 0.8(cm/k)0.33(k/D) (1c)粘度影响传热系数的两种相反方式 作为雷诺数的参数，并作为普朗特数的参数。因此，从等式 1c得：h =a (m)0.330.8 (2a)h =a (m)0.47 (2b)换句话说传热系数与粘度的0.47乘方成反比。同样传热系数与导热率的0.67乘方成正比。关于换热这两个事实引出一些有趣的概论。高导热性

13、促进高传热系数。因此，冷却水（周围的导热率为0.55 kcal/hmC）通常有极高的传热系数6000 kcal/hm2C，接着液态烃(导热率在0.08到0.12 kcal/hmC之间)在250-1300 kcal/hm2C，然后气态烃（导热率在0.02 到0.03 kcal/hmC 之间) 在50500 kcal/hm2C。氢气是少有的气体，因为它有极高的导热率（大于液态烃）。因此其传热系数接近液态烃范围的上限。液态烃传热系数的范围相当大导致粘度变化很大，从不足 0.1 cp的乙烯到超过1000cp的丙烯或更多的沥青。在气态烃中传热系数较大的变化归因于工作压力变化较大。随着工作压力的升高气体密

14、度增加。压降是与质量速度的平方成正比与密度成反比。因此相同的压力降下，当浓度较高时可以保持较高的质量速度。这个较大的质量速度转化为较高的传热系数。压力降质量速度强烈地影响着传热系数。对于湍流时管程传热系数变为管程质量速度的0.8乘方，而管程压力降变为质量速度的平方。因此提高质量速度，压降增加的比传热系数增加的更快。因此超过质量速度的最佳值将会浪费更多的质量速度增加值。 此外，很高的速度导致侵蚀。但是压力降限制通常成为在侵蚀速度达到之前的长期控制。建议在管道内最小的流体速度是 1.0 m/s，最大值是 2.53.0 m/s。压降与速度的平方和移动的总长度成比例。因此对于给定数目的管与给定的管程流

15、量来说，当管路增加时压降上升到这一增加量的立方。在实际工作中这个增长有点小，因为在高的雷诺数下摩擦因数低，因此指数应该近似地用2.8代替3。随着管路数量的增加管程压力降急剧增加。因此经常发生在给定数目的管和两个通道情况下压降远远低于允许值，但在四个通道下它超出允许压力降。如果在这种情况下必须使用标准管，设计者可能不得不接受一个较低的速度。但是如果管直径和长度可以更改那么允许压降可以更好地利用，实现更高的管程速度。化学加工工业中通常使用以下管直径：3/8、1/2、5/8、3/4、1、7/4 和3/2英寸。其中，3/4英寸和1英寸是最受欢迎的。管的外径小于3/4英寸的不应该用于污垢服务。小直径管，

16、如1/2英寸，只适用于换热面积小于2030 m2的小换热器。必须满足给定流的总压降是十分重要的。为了所有换热器获得良好的传热，可更改各种换热器在特定的回路中给定流压降的分布。考虑热液体流流过几个预热器。通常情况下对于液体流允许每壳的压降是0.7 kg/cm2。如果有五个这样的预热器，这个回路允许的总压降为3.5kg/cm2。如果通过两个这样的换热器产生的压降仅是0.8 kg/cm2，剩下的2.7 kg/cm2可用其他三个平衡。示例 1： 最佳管程设计考虑表1中规定的换热器服务。使用TEMA类型的AES换热器（开环提拉浮头结构）。管的外径是25mm（首选）或20mm，厚2mm，长9m（但可能较短

17、）。第一次设计制作使用外径25mm，长9m的管（案例 A 表 2）。尽管允许压降为0.7 kg/cm2但管程压力降仅是0.17 kg/cm2。而且管程热阻是总值的27.71%，这就意味着如果更好地利用允许压降，传热面积就会减少。然而当管道数目从2个增加到4个（因为附加的分程隔板道所以保持壳的直径相同并且管的数量从500个减少到480个）时管程压降增加到1.06 kg/cm2，这是无法接受的。由于在这四个通道结构中超过安全标准设计8.1%，因此尝试通过缩短管的长度来降低管程压力降。当管的长度减小到7.5 m 时超过安全标准设计5.72%，但是管程压降为0.91kg/cm2仍高于允许值。下一步尝试

18、设计外径为20mm的管 (案例 B 表 2)。壳的直径和传热面分别从925 mm降到780 mm、从343 m2降到300 m2。管程速度(先2.17 m/s与1.36 m/s比较)、压降 (0.51 kg/cm2与0.17 kg/cm2比较）、传热系数（1976 kcal /hm2C与 1285 kcal /hm2C比较）都非常高。对与案例 A来说这个设计的传热系数是398 kcal /hm2C与356kcal /hm2C的比较。粘性液体的逐步计算当管程粘度明显的变化时，管程传热系数和压降的单点计算会给出不实际的结果。因为在湍流和层流这两种状态下的热性能是非常不同的，特别是在湍流和层流混合存

19、在的情况下。在这种情况下必须执行逐步计算或划分方式。步骤或区域的数目将由管程粘度的变化和雷诺数决定。示例 2： 逐步计算在精炼厂中釜式蒸汽发生器的主要过程参数如表 3 所示。重真空柴油的粘度从进口时的1.6cp变化为出口时的6.36cp。产生一种不执行逐步计算的设计 那就是在单一的平均温度和相应的物理性质的基础上。这种设计的详细信息表 4 所示在十个相等热负荷的步骤中显示原始换热器的下表面来执行管程的逐步计算。表5 中是单点和逐步计算的相关性能参数的比较。差异的主要原因是雷诺数的变化，从第一个区域的9813变到最后一个区域的2851。另外，平均温度差（MTD）大幅下降，从第一个区域的138.4

20、7C变到最后一个区域仅仅17.04C。因此，虽然初始区域（热端)的传热系数和平均温差都高，但是这些下跌逐步接近换热器出口(冷)端。所以尽管热负荷是一样的，但是第一个区域所需长度仅为2.325 m，最后一个区域需要长度为44.967 m。管程压降只是分段少量升高，因为管程完全在过渡区 (Re在2851和 9813之间）。管程设计壳程计算比管程计算复杂得多。这主要是因为在壳程中不仅只是一种流流动，最主要的是错流和四个泄漏或旁流。壳程有各种各样的流动装置，以及各种管的布局方式和节流设计，一起确定壳程流分析。壳体结构TEMA根据通过外壳壳程流体的流量定义各种壳的模型：E、F、G、H、J、K和X（参见图

21、 1）。TEMA E 单通壳中壳程流体进入壳的一端并且从壳的另一端离开。这是最常见的壳的类型这种结构建造的换热器要比其他复合结构建造的多。TEMA F 两通壳有一个纵向挡板，把外壳分为两个通道。壳程流体进入一端，穿过换热器的全长通过壳横截面积的二分之一，回转流过第二个通道，最后离开第二个通道的末端。纵向挡板阻塞短管板，所以流体能流到第二个通道中。F 壳用于温度交叉的情况下即冷流离开的温度高于出口热流的温度。如果两通(F) 壳的只有两个管道，那么这成为一个真的逆流排列可以得到较大的温度交叉。TEMA J 壳是一个分流壳，其中壳程流体进入中心壳并且分为两半，一股流向左侧另一股流向右侧然后分别离开。

22、然后他们合并为单个流。这被认为是 J 12 壳。或者这股流可分成两半进入壳的两端流向中心，并且作为单个流离开，这个被认为是 J 21 壳。TEMA G 壳是分流壳 （参见图 1）。这种结构通常被使用在横向的热对流系统再沸器。只有一个中央支承板和没有挡板。G壳不能用于管长大于3 m的换热器，因为这会超过TEMA所规定的最大不支持的管长的限制通常为1.5m，尽管它会随着管的外径、厚度和材料变化。当需要更大的管长时， 使用TEMA H 壳（见图 1）。H 壳基本上是两个 G 壳并排放置，因此有两个完整的支承板。这个被描述为一个双拆分的结构，即流是拆分两次并且重组两次。这种结构总是使用在横向的热对流系

23、统再沸器。G壳和H壳的优点是压降大幅减少并且没有折流板。TEMA X 壳（参见图 1）完全是一个错流壳，壳程流体进入壳顶部（或底部）流经管道，并从壳的相对面流出。压降极低事实上在壳上几乎没有任何压降，什么是压降，实际上是所有的管口。因此，这种结构被用于冷却水或冷凝蒸汽低压力尤其是真空下。如果需要结构的完整性，则指出所有的支撑板。他们不干预壳程流动因为他们的流动方向相同。TEMA K 壳（参见图 1）是一个特殊的的错流壳适用于锅型再沸器。它有积分的蒸气脱离接触空间所体现的扩大后的壳。在这里，太，板可以受雇为全力支持需要。管布局模式有四个管的布局模式，如图 6 中所示： 三角 （30 ），旋转三角

24、形 （60 ）、 广场 （90 ） 和旋转的广场 （45 ）。三角形 （或旋转三角形） 模式，可容纳更多管比广场 （或旋转的广场） 模式。此外，一个三角模式产生高湍流和因此高传热系数。不过，在的 1.25 倍外圆管的典型管摊位，它不允许机械清洗管，因为访问行车线不可用。因此，一个三角布局仅限于清洁壳侧服务。对于需要机械清洗壳侧上的服务，必须使用方形图案。化学清洗不需要访问行车线，因此三角布局可能用于脏壳侧服务提供化学清洗是适当和有效。旋转后的三角形图案很少提供任何超过一个三角形的模式的优势，它的使用是因此不很受欢迎。脏壳侧的服务，通常采用方形的布局。然而，由于这是一线的模式，它会产生较低的湍流

25、。因此，壳侧雷诺数很低 （ 2,000），这是通常有利于采用旋转的方形图案，因为这样会产生很多更高的动荡，哪些在更高的效率的压力转换的结果放到换热。 如前所述，壳侧、 U 型管施工管一边清洁服务和浮头壳侧和管端的脏服务建设清洁服务通常采用固定管板施工。(壳侧和管端的清洁服务，固定管板或 U 型管施工可能使用，尽管 U 型管更为可取的因为它允许差距扩大管壳式。）因此，三角管模式可用于固定管板换器和方形 （或旋转方形） 的模式浮头换器。U 型管换器、 三角模式可用于提供壳侧流是清洁和广场 （或旋转的广场） 模式如果是脏。 管心距 管间距被指两个相邻管之间最短的距离。 为三角形的模式，特马指定最小管

26、摊位的 1.25 倍外圆管因此，25 毫米管间距通常采用 20 毫米外径管。 对于方形图案，特马此外还建议最小 4 英寸 （或 6 毫米） 清洗行车相邻管之间。因此，最小管间距方形图案是 1.25 倍外圆管或管外径 6 mm，加上两者中较大。例如，20 毫米管敷设在 26 毫米 （20 + 6 毫米） 平方米摊位，但 25 毫米管应览 3125 毫米 （25 毫米 1.25) 平方米摊位 设计师愿意雇用最低推荐的管的摊位，因为它导致给定数目的管壳直径最小。不过，在特殊情况下，管间距可增加到一个较高的值，例如，减少壳程压降。交叉流壳的情况下尤其如此。节流 折流板的类型。折流板用于支持管，启用要维

27、持为壳侧液，可取的速度，防止管流致振动失效。有两种类型的折流板： 板、 杆。板折可能单节段性、 双节段或三重节段，如图 7 所示。 折流板间距。折流板间距是相邻的挡板之间的中心线为中心线距离。它是 STHE 设计中的最重要的参数。特马标准指定最小挡板的间距为五分之一的直径或 2 英寸内壳，以较大者为准。更紧密的间距将导致贫困束穿透壳侧液和机械清洗管的以外的困难。此外，稍后我们会解释低折流板间距结果差流分布。最大折流板间距是内径壳。高折流板间距将导致主要纵流，这是比横流式和不受支持的大型管跨度，这将使容易管由于流致振动故障的换热器效率低。优化折流板间距。壳侧湍流流动 (Re 大于 1,000），

28、0.60.7 权力的速度 ； 而异的传热系数然而，压力降到 1.72.0 电源而异。层流 （重新 100) 指数是 0.33 传热系数和压力降为 1.0。因此，由于减少了折流板间距，压降比得多快的速度增加传热系数。这意味着会有最佳的隔板间距，壳里面将会导致的压力降到传热的转换效率最高的直径比。此优化的比率通常是 0.3 和 0.6 之间。折流切。如图 8 所示，挡板切是段就砍掉在每个挡板，以便允许壳侧流至跨挡板的高度。这是内径壳的百分比表示。虽然这，也是 STHE 设计的重要参数，其效果是那么深刻比折流板间距。折流切可以因 15%和 45%的内径壳的不同而各异。这两个非常小、 非常大的挡板削减

29、也从理想情况下，不利于高效传热壳侧由于偏差大的如图 9 所示。强烈建议之间的唯一挡板削减 20%和 35%聘用。调切增加壳侧传热系数的 20%以下的挡板或增加减到比通常减少壳侧压力降 35%的挡板导致贫穷的设计。管束几何的其他方面应以实现这些目标而更改。例如，可能使用双节段挡板或分流的外壳或甚至横流的外壳，减少壳侧压力降。壳侧的单相流体，被建议削减 （图 10） 水平挡板，因为这最大限度减少存款的外壳底部的积累，也可以防止分层。然而，两通壳 (特马 F) 的情况下垂直切是首选为易于制作及束组合。莫名其妙中更详细地 (2) 和 (3) 讨论。 均衡交叉流动和窗口的速度 跨管流称为横流，而流 （就

30、，通过此隔板砍掉区） 的窗口区域通过被称为窗口流。 窗口速度和交叉流动速度应尽可能接近 最好在彼此的 20%。如果他们不同的更多，反复的加速和减速采取沿长度的管束，传热压降的低效转换过程中产生的地方。 壳侧流分析 壳侧，那里不是只有一个流，但主要的交叉流动流和四个泄漏或旁路流，如图 11 所示。小炉匠 (4) 建议主要交叉流流 (B)、 挡板孔管泄漏流 （A）、 束旁路流 (C)、 通分区旁路流 (F) 和挡板-壳泄漏流 (E) 调用这些流。虽然 B （主跨流） 流是高效换热，其他流不一样有效。A 流是相当有效的因为壳侧液是与管接触。同样，C 流是接触束，周围的外周血管和 F 流是与传递分区行

31、车线沿管接触。因此，这些流还遇到传热，虽然是在一个较低的效率比 B 流。然而，自 E 流沿壳体内壁，流动哪里没有管，它在所有遇到没有换热。这些五流所代表的总流的分数可以由任何复杂换热器热设计软件的一组特定的换热器几何和壳侧流条件确定。实质上，五个流并行，沿路径不同液压阻力的流动。因此，流分数将能使每个流的压降是相同的因为所有溪流的开始和结束时的进、 出口的喷嘴。随后，根据每个这些流，整体的效率壳侧流效率，从而建立了壳侧传热系数。由于流组分强烈取决于路径电阻，变任何以下的施工参数将会影响流分析，从而换热器壳侧性能：折流板间距和挡板切；管布局角度和管间距；通路中的流动方向和车道宽度；间隙管和挡板孔

32、；壳内径和挡板之间的间隙；密封条、 密封杆的位置。使用极低折流板间距往往会增加泄漏和绕过溪流。这是因为所有五个壳侧流有平行，并且，因此，有相同的压力降。泄漏路径尺寸被固定。因此，当折流板间距减少，阻力主要交叉流动路径，从而其压降增加。由于压力下降的所有五个流必须平等，泄漏和旁路流增加，直到出的所有流平衡的压力下降。最终结果是没有相应地增加传热系数在压降上升。壳侧流体粘度也深刻地影响流分析。除了影响壳侧传热与压力下降性能、 流分析也会影响平均温度差 （MTD） 换器。这将在下文详细。第一，不过，让我们看看一个示例，演示如何优化挡板设计时没有重大的温度配置文件扭曲。示例 3： 优化挡板设计考虑在表

33、 6 中指定的换热器服务。因为有两个独立变量 折流板间距和挡板切 我们将首先挡板切的常数保持在 25%，而异折流板间距 （表 7)。后来，折流板间距将保持常数和削减多样的挡板 （表 8)。在实际运作中，同时，应更改这两个参数，但保持恒定和不同的一个参数，另将更生动地展示每个参数的影响。第一次设计开发指定设计 A 表 7 中。在这里，挡板切是 25%，折流板间距为 300 毫米。在设计 B 和 C，折流板间距改为 350 毫米和 400 毫米，分别。没有这些设计温度配置文件失真问题。作为此隔板间距增加从 300 毫米到 400 毫米，主要的横流束绕道、 并通过分区绕过通知流增加逐步，而折流孔管泄

34、漏和挡板-壳泄漏流逐步减少。壳侧流换热的整体效率会逐步增加。不过，由于壳侧速度和雷诺数减少，壳侧传热系数和壳侧压力降下降，但在远低于后者比前者。由于允许壳侧压力降为 1.0 公斤/平方厘米，设计 A 被排除，如其壳侧压力降远远超出此限制。B 和 C 的设计都是可以接受的。Overdesign 轻微而异。因此，它将审慎采用设计 C，因为它具有低的压降和更好的流分析。现在考虑不同切同时保持在 400 毫米，隔板间距常数表 8 所示的挡板的影响。如挡板切逐步从设计 D 中的 25%增至 36%设计 g，遵守下列更改： 主跨流流 (B) 分数提高明显 ； 管-到-挡板孔 （A） 折流-壳 (E)，并通

35、过分区 (F) 流分数减少稳步 ； 束绕道 (C) 流分数仍然稳定 ； 壳侧流换热的整体效率降低了第一次，然后增加 ； 作为窗口速度降低、 壳侧传热系数下降 ；压力也下降跌幅，但不是一样快的传热系数。这些意见反映在 overdesign 的值。设计电子似乎是最好的选择，因为设计 D 不能被接受，因为过多的壳侧压降。通过修改挡板设计减少 DP单通道外壳和单节段挡板。折流的第一个备选是单通道 (特马 E) 壳中的单折。不过，在很多情况下，壳侧压力降是单节段折中一种单通道外壳，太高甚至后增加折流板间距和挡板剪切到建议的最高值。当处理很高的壳侧流率或壳侧液是一种低压气体时，可能会出现这种情况。在这些情

36、况下，应考虑的下一个另一种是双节段挡板 （图 7）。单通道外壳和双节段挡板。通过更改为双节段否则为相同的换热器中的相同间距在从单节段莫名其妙，交叉流动速度减少约到一半，因为壳侧流动分为两个并行的流。这大大减少了交叉流动压降。然而，窗口速度和因此窗口压力降不能降低明显 （假定最大推荐挡板切切换到双节段折之前已经尝试单节段折)。不过，由于交叉流动压降是总是远远大于窗口压降，是总压降明显减少。也是减少壳侧传热系数，但这是大大小于压降的减少。双节段挡板的使用被覆盖 （3） 的深度。分流壳和单节段挡板。如果允许壳侧压力降不能满足甚至与双节段应该下一步调查折流板在相对较大的间距，分流壳 (特马 J) 单节

37、段折 （图 1）。由于压降速度的平方和旅行的长短成正比，分流壳将有约八分之一压降否则为相同的单通道换热器。双节段折分流壳的优势是它提供了更大的压力降，减少由于可以减少不仅交叉流速度甚至窗口速度。缺点是由于所需的额外管道的成本增加。分流壳和双节段挡板。如果无法满足允许壳侧压力下降限制一个分流壳单节段折，它必须采取分流壳和双节段挡板的组合。使用这种组合，壳侧压力下降很大减少的现象可能 以作为低 4%的压力放在单通道换热器与相同折流板间距和折流切。鲜明的对比，传热系数将减少到 40%。无窗口管节段挡板。随着折流板间距增加减少壳程压降，换热器变得更容易管由于流致振动的故障。双节段折流板换器不太可能遇到

38、这种问题比单节段折。然而，即使有双节段挡板可能会持续振动问题。在这种情况下，应采用无窗口管设计 （图 7）。在这里，每个管支持每个挡板，以便不受支持的管跨度是折流板间距。在正常单节段折流板换器，不支持的管跨度是两次折流板间距。应成为必要使用非常大的隔板间距限制壳侧压力降到允许的值，中间支撑可能用于增加管，因而产生了设计，是针对管流致振动故障安全的自然频率。无管窗口设计需要更大的壳直径管的给定数目。此升级其成本，通常约 10%。更高的成本抵消在某种程度上较高的壳侧传热系数，由于纯横流是比相结合的传统设计中的交叉流动和窗口流效率更高。交叉流壳。有一些服务压力下降局限在哪里如此严重的无上述莫名其妙壳

39、/配置可以产生令人满意的设计。蒸汽喷射凝汽器操作在 50 毫米汞柱的压力和有 5 mm Hg 的允许压降是一个示例。这种情况下需要使用交叉流动壳 (特马 X)。在这里，纯交叉流发生在很低的速度，所以几乎没有压降外壳程序中。无论压降发生是几乎完全在喷嘴。支撑板将需要以满足特马要求，防止任何可能的流致管振动。由于壳侧流动平行这些支持板、 壳侧压力降不增加。增加管心距 给定数目的管、 小管间距、 小壳直径和因此越低成本。因此，设计师往往尽可能多管作为机械中打包。正如前文所述，设计师在 1.25 倍外圆管一般设置管间距对于广场或旋转平方米摊位，最小的清洗巷 4 英寸或 6 毫米的建议由特马。热工水力学

40、而言，压力降到传热的转换的最佳管摊位，管径比通常是 1.251.35 湍流流动和周围的层流 1.4。增加减少压力降管间距是通常不推荐两个原因。第一，它增加了壳直径，从而，成本。第二，减少压降通过修改挡板的间距，挡板剪切，或壳类型，将导致更便宜的设计。然而，在 X 壳的情况下可能需要增加超过应付压力下降的限制，因为没有其他参数，可以修改的特马最小管间距。 平均温差 温度差是传热的驱动力。 当两个流流反方向跨管壁时，有真实逆流流动 （图 12）。在这种情况，唯一的限制是热流在所有点应比冷流热。出口温度的冷流可能高于出口温度的热的流，如图 12 所示。 由于温度的差异而异沿换热器的长度，它已加权以获

41、得单点测定换热面积的平均价值。对数平均温差 （对数） 代表此加权的值。 如果热水和冷水流流量在同一方向，流是并发 （图 13）。平均温度差仍由对数表示。然而，比同一终端差异逆流流动低的并发流的对数。这是因为虽然一个终端的温度差是很高的另一个是太低 也就是说，沿路径的传热温差不平衡。 与并流甚至更严重的是出口温度冷流的必须是略低于出口温度的热的流，是一个严重的限制。因此，总是首选，并流逆流流动。 这些原则只适用于单通换器。但是，正如前文所述，管壳式换热器总是有两个或更多管刀路。由于壳侧流体流动的一个方向，半管传递经验逆流流动和其他半经验并流。对于这种情况 MTD 是逆流流动的对数既，并发流，但两

42、者之间的一个值。 修正系数，金融时报 ，这取决于四个终端温度和壳样式可以确定从特马标准中的图表。逆流流动的对数乘以这个因素，以获取已更正的对数。 1-2 壳 （一个壳程和两个或更多管刀路） 重要限制是冷流的出口温度不能超过出口温度热流。这是因为一个或多个并流走刀的存在。在现实中，很小的温差是可能的但这表示区域的不确定性和信用是很小，所以它通常被忽略。 当有温度交叉 （即，出口温度冷流的是高于出口温度热流的），和纯逆流流动是不可能，必须使用多个壳系列中的。这将在后续计划在下一期刊登的文章中详细讨论。 F 壳有两个传递，因此，如果有两个管刀路，这是纯逆流的情况。但是，如果 F 壳具有四个或更多管刀

43、路，它不再是逆流的真实情况和，因此，金融时报 修正了要应用。具有四个或更多管刀路 F 壳被表示为 2-4 壳。金融时报 因子 2 4 外壳完全相同系列中的两个 1 2 壳或两个外壳的传递。三个壳刀特马英尺因子图表真正代表三个壳在系列中，通过四个壳的系列，等等的四个壳。 它是必须认识到的对数和金融时报 的因子概念假定有整体的传热系数，沿外壳的长度没有显著变化。但是，有一些服务这是不正确。示例是的粘性液体冷却 液体冷却，其粘度增加，而这会导致在壳侧传热系数的逐步减少。在此情况下，简单化的整体 MTD 做法将不准确，和换热器必须分成几个部分和 zone-wise 执行的计算。 温度廓线自记仪 到目前

44、为止未考虑的重要问题是温度配置文件畸变。如前所述，泄漏和旁路流效率较低热量转移比主跨流流。 考虑壳侧流是冷液的情况。主跨流流遇到全热换面非常大的几分之一，因为它有捡的总热量的责任很大一部分。假定交叉流流是 58%的总壳侧流，但它接触灯管的 80%。因此，它的温度比如果整个壳侧流被拿起整个热责任更急剧上升。因此，其温度配置文件将会降幅比 (体感温度配置文件） 的总流而不考虑各种流分数 （图 14）。 折流管孔泄漏、 壳-束泄漏，和通过分区旁路流的温度廓线将取决于他们各自流组分及遇到的分数的传热面积。不过，因为外壳折流板漏电流不会遇到任何传热，其余四流必须拿起整个热的责任，使这些四流一起将有比明显

45、流的陡峭的温度廓线。因此，热与冷流之间的温度差将会降低一直换热器，从而导致的 MTD 减少的长度。这种减少在 MTD 称为温度配置文件失真 （或校正） 因素。 温度资料失真度就越明显，当泄漏和旁路流很高，特别是外壳折流板漏电流和壳侧温度差异对壳口温度方法的比例高。后者是因为靠近温度接近程度就越高壳口 MTD 的减少。 泄漏和旁路流往往较高，当壳侧粘度高，当折流板间距是很低。因此，照顾有行使如原油炼油冷却器减压渣油的粘性液体冷却器的设计中。 建议的最低温度配置文件失真度 0.75。下面这一点，必须雇用系列中的两个或更多的壳。通过使用多个壳系列中，减少了壳侧温度差异对壳口温度方法的比率。每个壳后主

46、跨流流绕道和漏电流的混合减少了处罚失真的温度分布，因此增加温度配置文件失真度。 在许多情况下，温度配置文件失真因素是不可避免的例如，当冷却粘性液体在较大的温度范围内，并有没有替代的 t 系列中的多个壳的使用。然而，在许多其他情况下，不当折流板间距不必要地施加很容易可以避免这种刑罚。设计师通常倾向于尽可能获得最大的壳侧传热系数，压力下降允许打包折接近。许多这种情况下，使用稍高折流板间距将减少外壳折流板漏电流 (主犯) 和因此改善明显，从而产生更好的设计的对数修正系数。 示例 4： 温度畸变和折流板间距 考虑现有的石脑油空冷器在炼油及石化复杂。表 9 和表 10 施工参数中列出的过程参数。现有的设计是根据暴露了 21%，主要是因为温度配置文件失真因素是 0.6，低于建议 0.75 值的最小的。现有设计了 140 毫米的折流板间距和挡板切下来的 （直径） 的 21%。外壳折流板漏电流小部分是 0.24。 若要改进设计，折流板间距是逐步增加。根据堆焊下跌日益折流板间距达间距的 190 毫米 ；此后，性能再次开始恶化。因此，190 毫米是最佳的挡板的间距。 表 11 中的各种迭代的详细的结果进行了比较。加勒比环境方案。