第一章 列管式换热器的设计
1.1概述
列管式换热器是一种较早发展起来的型式，设计资料和数据比较完善，目前在许多国家中已有系列化标准。列管式换热器在换热效率，紧凑性和金属消耗量等方面不及其他新型换热器，但是它具有结构牢固，适应性大 ，材料范围广泛等独特优点，因而在各种换热器的竞争发展中得以继续应用下去。目前仍是化工、石油和石油化工中换热器的主要类型，在高温高压和大型换热器中，仍占绝对优势。例如在炼油厂中作为加热或冷却用的换热器、蒸馏操作中蒸馏釜（或再沸器）和冷凝器、化工厂中蒸发设备的加热室等，大都采用列管式换热器[3]。
1.2列管换热器型式的选择
列管式换热器种类很多，目前广泛使用的按其温度差补偿结构来分，主要有以下几种： （1）固定管板式换热器：这类换热器的结构比较简单、紧凑，造价便宜，但管外不能机械清洗。此种换热器管束连接在管板上，管板分别焊在外壳两端，并在其上连接有顶盖，顶盖和壳体装有流体进出口接管。通常在管外装置一系列垂直于管束的挡板。同时管子和管板与外壳的连接都是刚性的，而管内管外是两种不同温度的流体。因此，当管壁与壳壁温度相差较大时，由于两者的热膨胀不同，产生了很大的温差应力，以致管子扭弯或使管子从管板上松脱，甚至毁坏整个换热器。
为了克服温差应力必须有温度补偿装置，一般在管壁与壳壁温度相差50℃以上时，为安全起见，换热器应有温差补偿装置。
（2）浮头换热器：换热器的一块管板用法兰与外壳相连接，另一块管板不与外壳连接，以便管子受热或冷却时可以自由伸缩，但在这块管板上来连接有一个顶盖，称之为“浮头”，所以这种换热器叫做浮头式换热器。这种型式的优点为：管束可以拉出，以便清洗；管束的膨胀不受壳体的约束，因而当两种换热介质的温差大时，不会因管束与壳体的热膨胀量的不同而产生温差应力。其缺点为结构复杂，造价高。
（3）填料函式换热器：这类换热器管束一端可以自由膨胀，结构与比浮头式简单，造价也比浮头式低。但壳程内介质有外漏的可能，壳程终不应处理易挥发、易爆、易燃和有毒的介质。
（4）U型管换热器：这类换热器只有一个管板，管程至少为两程管束可以抽出清洗，
1 管子可以自由膨胀。其缺点式管子内壁清洗困难，管子更换困难，管板上排列的管子少。
对于列管式换热器，一般要根据换热流体的腐蚀性及其它特性来选择结构与材料，根据材料的加工性能，流体的压力和温度，换热器管程与壳程的温度差，换热器的热负荷，检修清洗的要求等因素决定采用哪一类型的列管式换热器。
1.3换热器内流体通入空间的选择
哪一种流体流经换热器的壳程，哪一种流体流经管程，下列各点可供参考（以固定管板式为例）。
（1）不清洁和易结垢的流体易走管内，因为管内清洗比较方便。
（2）腐蚀性的流体易走管内，以免管子和壳体同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。
（3）压强高的流体易走管内，以免壳体受压，可节省金属消耗量。
（4）饱和蒸汽易走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸汽较洁净，它对清洗无要求。 （5）有毒流体易走管内，使泄露机会较少。
（6）被冷却的流体易走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。 （7）粘度大的液体或流量较小的流体，易走管间，因流体在有折流板的壳程流动时，由于流速和流量的不断改变。在低Re值（Re＞100）下即可达到湍流，以提高对流传热系数。
对于刚性结构的换热器，若两流体的温差较大，对流传热系数较大者易走管间，因壁面温度与α大的流体温度相近，可以减少热应力。
1.4流体流速的选择
增加流体在换热器中的流速，将加大对流换热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能性，即降低了污垢热阻，使传热系数增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能确定。
此外，在选择流速时，还要考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子数目减少，对一定的换热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管长都有一定的标准；单程变成多程使平均温度降下来。这些也是选择流速时应考虑的问题。
表1-1至表1-3列出了常用的流速范围，可供设计参考。所选的流速，应尽可能避免在滞流下流动。
表1-1常用的流速范围
Table 1-1 The scope of common use in current velocity
流体种类 管程流速 m/s 壳程流速m/s
一般流体 0.5～3 0.2～1.5
易结垢液体
＞＞1 ＞＞0.5
气体 5～30 3～15
表1-2安全允许速度
Table 1-2 The speed of the safe admiion of the liquid
液体名称
安全允许速度/m/s
乙醚、二硫化碳、苯 甲醇、乙醇、汽油
＜1
＜2～1.5
丙酮 ＜10
表1-3不同粘度液体的常用流速
Table 1-3 The different of the liquidin common use current velocity
液体粘度/mPa.s 最大流速/m/s ＞1500 0.6
1500～500 500～100 100～35 35～1 ＜1 0.75
1.1
1.5
1.8
2.4 1.5确定设计方案的原则
1.5.1满足工艺和操作的要求。
设计出的流程和设备首先要保证质量，操作稳定，这就必须配置必要的阀门和计量仪表等，并在确定方案时，考虑到各种流体的流量，温度和压强变化时采取什么措施来调节，而在设备发生故障时，检修应方便。
1.5.2满足经济上的要求。
在确定某些操作指标和选定设备型式以及仪表配置时，要有经济核算的观点，既能满足工艺和操作要求，又使施工建简便，材料来源容易，造价低廉。如过有废热可以利用，要尽量节省热能，充分利用，或者采取适当的措施达到降低成本的目的。
1.5.3保证安全。
在工艺流程和操作中若有爆炸，燃烧、中毒、烫伤等危险性，就要考虑必要的安全措施。又如设备的材料强度的验算，除按规定应有一定的安全系数外，还应考虑防止由于设备中压力突然升高或者造成真空而需要装置安全阀等。以上所提的都是为了保证安全生产所需要的。
第二章 列管式换热器热力计算
2.1稳态传热
稳态传热的基本方程式为：Q=KA△tm （1） Q K A △tm 热负荷，W；
总传热系数，W/m2•℃； 换热器总传热面积，m2；
进行换热的两流体之间的平均温度，℃。
2.1.1热负荷
当忽略换热器对周围环境的散热损失时，根据能量平衡，热流体所放出的热量应等于冷流体所吸收的热量，即
Q=Wh(Hh1-Hh2)=Wc(Hc2-Hc1) (2)
式中
Q W H 换热器的热负荷，kJ/h或W； 流体的质量流量，kg/h； 单位质量流体的焓，kJ/kg；
下标c,h分别表示冷流体和热流体，下标1和2表示换热器的进出口。
若换热器中两流体无相变化，且流体的比热容不随温度而变或可取平均温度下的比热容时，即
Q=WhCph(T1-T2)=WcCpc(t2-t1) （3）
式中
Cp t T 流体的平均比热容，kJ/（ kg•℃）； 冷流体的温度，℃； 热流体的温度，℃。
若换热器中有热流体的相变化，即
Q=Whγ=WcCpc(t2-t1) （4） 式中
Wh γ
饱和蒸气（即热流体）的冷凝速率，kg/h； 饱和蒸气的冷凝热，kJ/kg。
4 2.1.2总传热系数
（1） 总传热系数的计算式
两流体通过管壁的传热包括以下过程[4]。 a.热流体在流动过程中把热量传给管壁的对流热。 b.通过管壁的热传导。
c.管壁与流动中的冷流体之间的对流传热。
d.换热器在实际操作中，传热表面上常有污垢积存，对传热产生附加热阻，使总传热系数降低。在估算K值时一般不能忽略污垢热阻。由于污垢层的厚度及导热系数难以准确地估计，因此通常选用污垢热阻的经验值，作为计算K值的依据，若管壁内、外侧表面的污垢热阻分别用Rsi及Rso表示。
1/K=1/αo+do/αidi+Rso+Rsido/di+bdo/λdm (5) 其中
αo αi Rsi、Rso di、do、dm b λ
2.1.3平均温度
变温传热时，若两流体的相互流向不同，则对温度差的影响也不同，通常逆流传热效果好，以逆流为列，推导出计算平均温度的通式。
Δtmˊ=(Δt1+Δt2)/2 (6) Δt1=T1-t2 Δt2= T2-t1 式中
T1, T2 t1, t2 热流体的进出口温度, ℃； 冷流体的进出口温度, ℃；
Δtm=ΦΔtΔtmˊ (7) Δtmˊ
管外流体传热膜系数，w/m2·℃； 管内流体传热膜系数，w/m2·℃；
管壁内、外侧表面的污垢热阻，m2·℃/ w； 管内径、外径和内、外径的平均直径，m； 管子壁厚，mm；
管壁材料的导热系数，w/m2·℃；
按逆流计算时的平均温度差, ℃；
5 ΦΔt 温度差校正系数,无量纲；
温度差校正系数ΦΔt与冷热流体的温度变化与关,是P和R两因素的函数,即
ΦΔt=f(P,R) 式中P= (t2-t1)/ (T1- t1)=冷流体温升/两流体的最初温度差
R= (T2 -T1)/ (t2-t1)=热流体的温降/冷流体的温升
温度校正系数ΦΔt值可根据P和R两因素从相应的图中查得 温度差校正系数图是基于以下假设作出的。 壳程任一截面上流体温度均匀一致。 （1）管方各程传热面积相等。
（2）总传热系数K和流体比热容Cp为常数。 （3）流体无相变化。
（4）换热器的热损失可以忽略不计。
2.2对流传热膜系数
无相变对流传热的传热膜系数 2.2.1管内传热膜系数
对低黏度流体，Re＞10000，0.7
αi=0.023λi/di Rei0.8 Prin (8) 加热n取0.4；冷却n取0.3 2.2.2管外传热膜系数
αo=0.36(λ/dm) Rei0.55 Pri1/3(µ/µw)0.14 (9) Re=2×103～1×106
有相变对流传热的传热膜系数[5]
1/3蒸汽在水平管外冷凝
ao=1.163×0.945（λf3ρf2g/μfGg/） （10）
2.3流体压强降的计算
2.3.1管程流动阻力
管程阻力可按一般摩擦阻力公式求得。对于多程换热器，其总阻力∑ΔPi等于直管阻力、ΔP2阻力及进、出口阻力之和。一般进、出口阻力可忽略不计，故管程阻力的计算式为
6 ∑ΔPi=(ΔP1+ΔP2)FtNp （11）
式中
ΔP
1、ΔP2 Ft 分别为直管及回弯管中因摩擦阻力引起的压强降，Pa；
结垢校正因数，无量纲，对Φ25×2.5 mm的管子，取1.4， 对Φ19×2mm的管子，取1.5；
Np 管程数；
ΔP1=λ(L/d)×(ρu2/2) （12） ΔP2=3ρu2/2 （13）
2.3.2壳程流动阻力
现已提出的壳程流动阻力的计算公式虽然较多，但是由于流体的流动状况比较复杂，因此使计算得到的结果相差很多。下面壳程压强降ΔP0的公式，即
∑ΔP0=（ΔP1ˊ+ΔP2ˊ）FsNs （14）
式中
ΔP1ˊ 流体横过管束的压强降 ΔP2ˊ 流体通过折流板缺口的压强降， Fs 壳程压强降的结垢校正因数，无量纲，液体可取1.15，气体可取1.0
ΔP1ˊ=Ff0nc(NB+1)(ρu2/2) （15） ΔP2ˊ= NB（3.5-2h/D）ρu2/2 （16）
式中F
管子排列方法对压强降的校正因数，对正三角形排列F=0.5，对转角正方形为0.4，正方形为0.3。
f0
壳程流体的摩擦系数，当Reo＞500时， f0=5.0 Re0-0.228； nc
横过管束中心线的管子数，管子按正三角形排列nc=1.1×n1/
2管子按正方形排列nc=1.19×n1/2
NB
折流挡板数；
H
折流挡板间距，m；
u0
按壳程流通截面积A0计算的流速，m/s，而 A0=H(D-ncd0) 一般来说，液体流经换热器的压强降为10～100 kPa，气体的为1～10 kPa。
第三章 工艺流程
汽提塔（E101）底部的溶液经减压阀LC9202减压到1.76Mpa进入中压分解分离器（V102），溶液在此闪蒸并分解，分离后尿液进入中压分解塔（E102A/B），甲铵在此分解E102A壳体用0.5Mpa蒸汽供热，E102B用汽提塔蒸汽冷凝液分离器（V109）的2.5Mpa蒸汽冷凝供热。
从中压分解塔分离器顶部出来的含有氨和二氧化碳的气体先送到真空预浓缩器（E104）壳程中，被中压碳铵液泵（P103A/B）送来的碳铵液吸收，其吸收和冷凝热用来蒸发尿液中的部分水份，然后进入中压冷凝器（E106）用冷却水冷却，最终进入中压吸收塔（C101）。
中压吸收塔为泡罩塔，它用氨升泵（P105A/B）来的液氨和氨水泵（P107A/B）送来的氨水共同洗涤二氧化碳。中压吸收塔顶部含有微量惰性气氨进入氨冷器（E109）冷凝成液氨，收集于氨收集器（V105），不凝气通过氨回收塔（C105）进入中压惰性气体洗涤塔（C103）。惰性气体放空，其吸收热通过中压氨吸收塔（E111）用冷却水带走，氨水通过氨水泵（P107A/B）被送到中压吸收塔。
中压吸收塔底部溶液通过高压甲铵泵（P102A/B）加压到15.5Mpa送到甲铵冷凝器（E105），返回合成圈。
这里所做的换热器设计就是对中压吸收塔出来的气氨进行冷凝成液氨的设备进行设计计算，以下是氨冷凝器所在工艺流程中的位置（见附图3-1）。
第四章 换热器工艺过程计算
4.1设计任务和条件
物料：NH
3、循环水等。其中循环水走管程。 工艺条件：
壳程：操作压力：1.62 MPa 温度 43℃～38℃（入/出） 管程：操作压力：0.4 MPa 温度 32℃～36℃（入/出） 其中：NH3：流量：580 m3/h 密度13 Kg/m3
4.2设计过程
列管式换热器的选型和设计计算步骤 4.2.1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)确定流体在换热器两端的温度，选择列管换热器的形式；计算定性温度，并确定在定性温度下的流体物性。
(4)计算平均温度差，并根据温度差校正系数不应小于0.8的原则，决定壳程数。 (5)依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。 (6)由总传热速率方程Q=KSΔtm,初步算出传热面积S，并确定换热器的基本尺寸（如d、L、n及管子在管板上的排列等），或按系列标准选择设备规格。
4.2.2计算管程、壳程压强降
根据初定的设备规格，计算壳程、管程流体的流速和压强降。检查计算结果是否合理或满足工艺要求。若压强降不符合要求，要调整流速，再确定管程数或折流板间距，或选择另一规格的换热器，重新计算压强降直至满足要求为止。
4.2.3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，再计算总传热系数K/，比较K的初设值和计算值，若Kˊ/K=1.15～1.25或（Kˊ-K）/K=15.5%～30%，则初选的换热器合适。否则需另设K值，重复以上计算步骤[6]。
9 4.3工艺计算过程
4.3.1定性温度下流体物性
NH3：ρ=13kg/m
3 μ=0.918×10-5 Pa·s λ=0.0215W/M·℃
γ=1373kJ/kg Cp=0.67kJ/kg· ℃
V=580 m3/h 循环水：ρ=995.7 kg/m3
μ=80.07×10-5 Pa·s
λ=0.6176 W/M·℃
Cp=4.174 kJ/kg· ℃
液氨：ρf=583 kg/m3
λf=0.432kcal/m·h·℃
μf=0.306kg/m·h
g=12.7×107
本设计中涉及到氨的相变化传热过程，根据两流体的情况，循环水走管程，氨走壳程进行计算。
4.3.2试算和初选换热器的型号
(1)计算热负荷和冷却水流量
Q=Q1(显热)+Q2(潜热)
Q1=WCp(T1-T2)=VρCp(T1-T2)=(580×13/3600)×0.67×103×(43-38)=7016.4w Q2=Wγ=Vργ=(580×13/3600)×1373×103=2875672.2w Q= Q1+ Q2=7016.4+2875672.2=2882688.6w WH20=Q/CpΔt=2882688.6/(4.174×103×(36-32))=172.657kg/s VH2O= WH20/ρ=172.657/995.7=0.173m3/s (2)计算两流体的平均温度差
暂按单壳程、多管程进行计算。逆流时平均温度差为 NH3 43℃→38℃
水 36℃←32℃
Δt 7℃ 6℃
Δtmˊ=(Δt1+Δt2)/2=6.5℃
而 R=(T1-T2)/（t2- t1）=1.25 P=（t2- t1）/（T1- t1）=0.364 由P、R值查图4—17查得ΦΔt=0.92 所以Δtm=ΦΔt×Δtmˊ=0.92×6.5=5.98℃
（3）初选换热器型号
根据两流体的情况，假设K=1100 W/M·℃
10 故S=Q/K×Δtm=2882688.6/1100/5.98=438.2m2
由于Tm-tm=5-4=1℃＜50℃ 因此不需要考虑热补偿。据此，由换热器系列标准，有关参数如下表4-1：
表4-1换热器系列标准
Tab.4-1 Heat exchange is related to data
参数
壳径D/mm 公称面积S0/m2 公称压强/MPa 管子尺寸/mm 管子总数
管长/m 管子排列方法 管程数
1000 446.2 1.62 Φ19×2 1267 6 三角形 1 实际传热面积S0=ПndL=1267×3.14×0.019×(6-0.1) =446 m2。若采用此换热面积的换热器，则要求过程的总传热系数为1100 W/M·℃。
4.3.3核算压强降 （1）管程压强降
∑ΔPi=(ΔP1+ΔP2)FtNp
其中 Ft=1.5 Np=1 管程流通面积Ai=(п/4)di2n/Np=0.785×0.0152×1267/2=0.2239m2 ui=Vs/Ai=0.173/0.2239=0.8m/s Rei=diuiρ/μ=0.019×0.8×995.7/(80.07×10-5)=14922.4 设管壁粗糙度ε=0.1mm, ε/d=0.1/15=0.0067,由第一章中的λ-Re关系图中查得
λ=0.039 所以ΔP1=λ(L/d)×(ρu2/2)=0.039×(6/0.015)×(995.7×0.82/2)=4970.5Pa ΔP2=3ρu2/2=3×995.7×0.82/2=955.9 Pa 则 ∑ΔPi=（4970.5+955.9）×1.5×1=29839.35 Pa＜100Kpa （2）壳程压强降
∑ΔP0=（ΔP1ˊ+ΔP2ˊ）FsNs
11 其中Fs=1.0 Ns=1
ΔP1ˊ=Ff0nc(NB+1)(ρu2/2) 管子为三角形排列，F=0.5 nc=1.1 n1/2=1.1×12671/2=39 取折流挡板间距h=0.3m NB=L/h-1=6/0.3-1=19 壳程流通面积A0=H(D-ncd0)=0.3×(1-39×0.019)=0.0777 m2 u0=V0/A0=580/3600/0.0777=2.07m/s Re0= d0u0ρ/μ=0.019×2.07×13/(0.918×10-5)=55696.1＞500 f0=5.0 Re0-0.228=5.0×55696.1-0.228=0.414 所以 ΔP1ˊ=0.5×0.414×39×（19+1）×13×2.072/2=4497 Pa ΔP2ˊ= NB（3.5-2h/D）ρu2/2=19×(3.5-2×0.3/1)13×2.072/2=1534.6Pa ∑ΔP0=(4497+1534.6)×1×1=6031.6 Pa＜10kPa 计算表明，管程和壳程压强降都能满足题设的要求。 4.3.4核算总传热系数 （1）管程对流传热系数αi Rei=14922.4 Pri=μCp/λ=80.07×10-5×4.174×103/0.6176=5.41
αi=0.023λ/d Rei0.8 Pri0.4=0.023×(0.6176/0.02)×14922.40.85.410.4 =4061.6 W/m2 ·℃ (2)壳程对流传热系数α0 由于发生相变传热可有公式α
ˊ0
=0.945（λ
3fρf2g/μfGgˊ）1/3 Ggˊ=W/(L(Nt)2/3)=Vρ/(L(Nt)2/3)=580×13/(6×12672/3)=10.7kg/s αˊ0=0.945（λ3fρf2g/μfGgˊ）1/3
=0.945×(0.4323×5832×12.7×107/(0.306×10.7))1/3=9635.2kcal/m2·h·℃ α0=1.163αˊ0=1.163×9635.2=11205.7 W/m2·℃
(3)污垢热阻
查阅资料，管内、外侧污垢热阻分别取为 Rsi=0.00017 m2·℃/W Rs0=0.00017 m2·℃/W (4)总传热系数K0 管外侧热阻忽略时，总传热系数K0为 K0=1/（1/α0+ Rso+ Rsid0/di+d0/di/αi）
=1/(1/11205.7+0.00017+0.00017×0.019/0.015+0.019/(0.015×4061.6)) =1272.3 W/m2·℃
由前面的计算可知，选用该型号的换热器时要求过程的总传热系数为1100 W/m2·℃。在规定的流动条件下，计算出的K0为1272.3 W/m2·℃，故所选择的换热器是合适的，安全系数为 （K0-K）/K×100%=（1272.3-1100）/1100×100%=15.7%。
13 第五章 换热器主体设备工艺尺寸的确定
5.1管子的规格和排列方法
选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管换热器系列标准中仅为Ф25mm×2.5mm及Ф19mm×2mm两种规格的管子[7]。
管长的选择是以清洗方便即合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且容易弯曲。一般出厂的标准管长为6m，则合理的换热管长应为1.5m、2m、3m和6m。系列标准中也采用这四种管长。此外管长和壳径应相适应，一般去L/D为4～6（对直径小的换热器可取大些）。
如前所述，管子在管板上的排列方法有正三角形、正方形和转角正方形等。正三角形排列的优点有：相同壳程内可排列更多的管子；管板的强度高；流体走短路的机会少，且管外流体扰动较大，因而对流传热系数高。正方形排列的优点是便于清洗列管外壁，使用与壳程流体易产生污垢的场所；但其对流传热系数较正三角形排列时低。转角正方形排列则介于上述两者之间，与直列排列相比，对流传热系数可适当的提高。
管子在管板上排列的间距t（指相邻两管子的中心距），随管子和管板的连接方法的不同而异。通常，胀管法取t=(1.3～1.5)d0，且相邻两管外壁间距不应小于6mm,即t≥(d0+6)。焊接法取t=1.25d0。
5.2管程和壳程数的确定
当流体的流量较小或传热面积较大而需管数很多时，有时会使管内流速降低，因而对流传热系数较小。为了提高管内流速，可采用多管程。但是程数过多时，导致管内流动阻力增大，增加动力费用；同时多程会使平均温度差下降；此外多程隔板使管板上可利用面积减少。设计时应考虑这些问题。列管换热器的系列标准中管程数有
1、
2、4和6程等四种。采用多程时，通常应使每程的管子数大致相等[8]。 管程数m可按下式计算，即
m=u/uˊ
其中
u 管程内流体的适宜流速m/s；
uˊ 管程内流体的的实际流速m/s。
当温度差校正系数Ф△t低于0.8时，可采用壳方多程。如壳体内安装一块与管束平行
14 的隔板，流体在壳体内流经两次，称为两壳程。但由于壳程隔板在制造、安装和检修等方面都有困难，故一般不采用壳方多程的换热器，而是将几个换热器串联起来使用，以代替壳方多程。例如当需壳方两程时，即将总管数等分为两部分，分别装在两个内径相同而直径较小的外壳中，然后把两个换热器串联使用。
5.3折流挡板
安装折流挡板的目的，是为加大壳程流体的速度，是湍流程度加剧，以提高壳程对流传热系数[9]。
最常用的为圆缺型挡板，切去的弓形高度约为外壳内径的10%～40%，一般取20%～25%，过高或过低都不利于传热。
两相邻档板的距离（板间距）h为外壳内径D的（0.2～1）倍。系列标准中采用的h值为：固定管板的有150、300和600三种，单位均为mm；浮头的有150、200、300、480和600五种，单位均为mm。板间距过小，不便于制造和检修，阻力也较大。板间距过大，流体就难于垂直的流过管束，使对流传热系数下降。
5.4外壳直径的确定
换热器的壳体的内径应等于或稍大于（对浮头式换热器而言）管板的直径。根据计算出的实际管数、管径、管中心距及管子的排列方法等，可采用作图的方法确定壳体内径。但是，当管数较多又要反复计算时，用作图法就太麻烦了。一般在初步设计中，可先选定两流体的流速，然后计算所需的管程和壳程的流通截面积，与系列标准中查出外壳的直径。待全部设计完后，仍用作图法画出管子排列图。为了使管子均匀排列，防止流体走“短途”，可适当增减一些管子[10]。
另外，初步设计中也可用下式计算壳体的内径，即
D=t(nc-1)+2b 其中
D t nc b 壳体内径，m； 管中心距，m；
横过管束中心线的管数；
管束中心线上最外层的中心至壳体内壁的距离，一般取b=(1～1.5)d0；
m。nc值可用下面公式估算，即 管子按正三角形排列 nc=1.1n1/2
15 管子按正方形排列 nc=1.19n1/2 式中n为换热器的总管数。
表5-1壳体标准尺寸 Table 5-1 Hull stock size
壳体外径/mm 最小壁厚/mm 325 8
400 500 600 700
800 900 1000
1100 1200
14 5.5主要附件
封头：封头有方形和圆形两种，方形用于直径小（一般小于400mm）的壳体，圆形用于大直径的壳体[11]。
缓冲挡板：为防止壳程流体进入换热器时对管束的冲击，可以在进料口装设缓冲挡板。 导流筒：壳程流体的进、出口和管板间必存在有一段流体不能流动的空间（死角），为了提高传热效果，常在管束外增设导流筒，使流体进、出壳程时必然经过这个空间。
放气孔、排液孔：换热器的壳体上常安有放气孔和排液孔，以排除不凝气体和冷凝液等。换热器中流体进、出口的接管直径按下式计算，即
D=(4Vs/∏u)1/2
式中
Vs u 流体的体积流量，m3/s； 流体在接管中的流速，m/s；
流速u的经验值可取为 对液体 u=1.5～2m/s 对蒸汽 u=20～50m/s 对气体 u=(0.15～0.2)p/ρ (ρ为压强，KPa；ρ为气体密度，Kg/m3)。
5.6材料选用
列管换热器的材料应根据操作压力、温度及流体的腐蚀性等来选用。在高温下一般材料的机械性能及腐蚀性能下降 。同时具有耐热性、高强度及耐腐蚀性的材料是很少有的。目前常用的金属材料有碳钢、不锈钢、低合金钢、铜和铝等；非金属材料有石墨、聚四氟乙烯和玻璃等。不锈钢和有色金属虽然耐腐蚀性能好，但价格高且较稀缺，应尽量少用[12]。
表5-2列管换热器各部件的常用材料
Table 5-2 The common material for each parts of the tube heat exchanger
部件或零件名称
材料牌号
碳素钢 不锈钢
壳体、法兰 A3F、A3R、16MnR 16MN+ 0Cr18Ni9Ti 法兰、法兰盖 16Mn、A3 16MN+1CrNi9Ti 管板 A4 1CrNi9Ti 膨胀节 A3F、16MnR 1CrNi9Ti 挡板和支撑板 A3F 1CrNi9Ti 螺栓 16Mn、40Mn、40 MnB 换热管 10号
螺母 A
3、40Mn 1CrNi9Ti 垫片 石棉橡胶板 支座 A3F 5.7管板尺寸的确定
5.7.1管板受力情况分析
列管换热器的管板，一般采取平板管，在圆平板上开孔装设管束，管板又与壳体相连。管板所受载荷除管程和壳程压力外，还承载管壁和壳壁的温差引起的变形不协调作用等[13]。管板受力情况较为复杂，影响管板应力大小又如下因素：
（1）与圆平板类似，管板直径、厚度、压力大小，使用温度等对管板应力又显著影响。
（2）管束的承载作用。换板与许多换热管刚性的固定在一起，因此，管束起着支撑的作用，阻碍着管板的变形。在进行受力分析时，常把管板看成是放在弹性基础上的平板，列管就起着弹性基础的作用。其中固定式换热器管板的这种支撑作用最为明显。
（3）管孔对管板强度和刚度的影响。由于管孔的存在，削弱了管板的强度和刚度，同时在管孔边缘产生高峰应力。当管子连接在管束之后，管板孔内的管子又能增强管板的强度和刚度，而且也抵消一部分的高峰应力。通常采用管板的强度与刚度削弱系数来估计它的影响。
17 （4）管板边缘固定的形式。类似与圆平板、管板边界条件不同，管板应力状态是不同的。管板边缘有不同的固定形式，如夹持，兼支、半夹持等。通常以介于简支和夹持之间为多。这些不同的固定结构对管板应力产生不同程度的影响，在计算中，管板边缘中的固定形式是以固定系数来反映的。
（5）管壁和壳壁的温度所引起的热应力。由于管壁和壳壁温度不同产生变形量的差异，不仅使管子、壳体的应力有显著的增加，而且使管板的应力有很大的增加，在设备启动和停车过程中，特别容易发生这种情况。如采用非刚性（非固定管板式）结构换热器，这种情况影响会减少或消除。
（6）当管板又兼做法兰时，拧紧法兰螺栓，在管板上又会产生附加弯矩。 （7）其它，当管板厚度较大，管板上下两平面存在有温差，则产生附加热应力。当管子太长而无折流板支托时，管子会弯曲造成管板附加压力。当管板在制造、胀接或焊接管子时，也会产生一些附加压力。
目前设计管板厚度的方法很多，由于处理问题的出发点不同，考虑问题周密程度不同，而结果往往彼此相差很大。
5.7.2管板尺寸
当管子与管板采用胀接时，应考虑胀管时对管板的刚度要求，管板的最小厚度（不包括腐蚀余量），按表5-3规定，包括厚度附加量在内建议不小于20mm。
表5-3 管板最小厚度(mm) Table 5-3 The thickne of the thick wooden board that minimum deals take care of(mm)
换热器外径d0(mm) 管板厚度b(mm) ≤25 3/4dc 32 22 38 25 57 32
结 论
本次是对中压分解和回收工段中对氨冷凝器的设计通过对所需冷凝器进行物料衡算及热量衡算，首先估算换热面积而后选择适合的换热器型号，对选定的换热器进行面积的计算和压降核算以及总传热系数的核算，在满足这些计算中得到了设计的换热器是单壳程单管程换热器，壳径D= 1000 mm、公称面积S0=446.2 m
2、公称压强P=1.75 Mpa、管子尺寸d=Φ19×2 mm、管子总数n=126
7、管长L=6 m，理论计算值出来的换热器与实际生产中的换热器有不同。这次设计换热器没有温度的补偿，而实际生产中有温度的补偿，而且设计的换热器是单壳程单管程的，实际生产中的是单壳程双管程的。设计出的换热器都满足设计条件，但是从经济角度来考虑，可能不是很经济造价或设计出的设备所花代价会比较高，不过通过本次设计让我也学到了很多的东西，理论还是和实际有差距，在满足理论要求的同时还要考虑其经济性。
