设计任务和设计条件 某生产过程的流程如图所示,反应器的混合气体经与进料物流患热 后,用循环冷却水将其从110℃进一步冷却至60℃之后,进入吸收塔吸 收其中的可溶组分。已知混和气体的流量为227301kg/h,压力为6.9MPa, 循环冷却水的压力为0.4MPa,循环水的入口温度为29℃,出口温度为 39℃,试设计一台列管式换热器,完成该生产任务 原料补充 压缩机 反 吸 换热器 塔 循环冷水 物性特征: 混和气体在35℃下的有关物性数据如下(来自生产中的实测值): 密度 P,=90kg/m 定压比热容 cn=3.297kj/kg℃ 热导率 A1=0.0279w/m 粘度 11=1.5×10-Pc 循环水在34℃下的物性数据: 密度 p1=994.3kg 定压比热容 cn=4.174kj/kg℃ 热导率 λ1=0.624w/m℃ 粘度 1=0.742×103Pas
1 一．设计任务和设计条件 某生产过程的流程如图所示，反应器的混合气体经与进料物流患热 后，用循环冷却水将其从 110℃进一步冷却至 60℃之后，进入吸收塔吸 收其中的可溶组分。已知混和气体的流量为 227301 ㎏/h，压力为 6.9MPa , 循环冷却水的压力为 0.4MPa ，循环水的入口温度为 29℃，出口温度为 39℃ ，试设计一台列管式换热器，完成该生产任务。 物性特征： 混和气体在 35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）： 密度 3 1 = 90kg / m 定压比热容 p1 c =3.297kj/kg℃ 热导率 1 =0.0279w/m 粘度 Pas 5 1 1.5 10− = 循环水在 34℃ 下的物性数据： 密度 1 =994.3 ㎏/m 3 定压比热容 p1 c =4.174kj/kg℃ 热导率 1 =0.624w/m℃ 粘度 Pas 3 1 0.742 10− =
确定设计方案 选择换热器的类型 两流体温的变化情况:热流体进口温度110℃·出口温度60℃:冷流 体进口温度29℃,出口温度为39℃,该换热器用循环冷却水冷却,冬季 操作时,其进口温度会降低,考虑到这一因素,估计该换热器的管壁温 度和壳体温度之差较大,因此初步确定选用浮头式换热器。 2.管程安排 从两物流的操作压力看,应使混合气体走管程,循环冷却水走壳程。 但由于循环冷却水较易结垢,若其流速太低,将会加快污垢増长速度, 使换热器的热流量下贱,所以从总体考虑,应使循环水走管程,混和气 体走壳程
2 二． 确定设计方案 1．选择换热器的类型 两流体温的变化情况：热流体进口温度 110℃ 出口温度 60℃；冷流 体进口温度 29℃，出口温度为 39℃，该换热器用循环冷却水冷却，冬季 操作时，其进口温度会降低，考虑到这一因素，估计该换热器的管壁温 度和壳体温度之差较大，因此初步确定选用浮头式换热器。 2．管程安排 从两物流的操作压力看，应使混合气体走管程，循环冷却水走壳程。 但由于循环冷却水较易结垢，若其流速太低，将会加快污垢增长速度， 使换热器的热流量下贱，所以从总体考虑，应使循环水走管程，混和气 体走壳程
三.确定物性数据 定性温度:对于一般气体和水等低黏度流体,其定性温度可取流体 进出口温度的平均值。故壳程混和气体的定性温度为 110+60 T =85℃ 管程流体的定性温度为 39+29 34℃ 根据定性温度,分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。对混合 气体来说,最可靠的无形数据是实测值。若不具备此条件,则应分别查 取混合无辜组分的有关物性数据,然后按照相应的加和方法求出混和气 体的物性数据 混和气体在35℃下的有关物性数据如下(来自生产中的实测值): 密度 P,=90kg/m 定压比热容 Cpl=3. 297kj/kg 热导率 41=0.0279w/m 粘度 1=1.5×10Pas 循环水在34℃下的物性数据 密度 p1=994.3kg/m 定压比热容cn1=4.174kj/kg℃ 热导率 41=0.624w/m℃ 粘度 1=0.742×10Pas 3
3 三． 确定物性数据 定性温度：对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可取流体 进出口温度的平均值。故壳程混和气体的定性温度为 T= 2 110 + 60 =85℃ 管程流体的定性温度为 t= 34 2 39 29 = + ℃ 根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。对混合 气体来说，最可靠的无形数据是实测值。若不具备此条件，则应分别查 取混合无辜组分的有关物性数据，然后按照相应的加和方法求出混和气 体的物性数据。 混和气体在 35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）： 密度 3 1 = 90kg / m 定压比热容 p1 c =3.297kj/kg℃ 热导率 1 =0.0279w/m 粘度 1 =1.5×10 -5 Pas 循环水在 34℃ 下的物性数据： 密度 1 =994.3 ㎏/m 3 定压比热容 p1 c =4.174kj/kg℃ 热导率 1 =0.624w/m℃ 粘度 1 =0.742×10 -3 Pas
四.估算传热面积 1.热流量 Q1=mcn△1 =227301×3.297×(110-60)=3.75×10kj/h=10416.66kw 2.平均传热温差先按照纯逆流计算,得 A=10-39)-(66-29)=483k 110-39 3.传热面积由于壳程气体的压力较高,故可选取较大的K值。假设 K=320W/(mk)则估算的传热面积为 Q110416.66×10 674m K△t 320×48.3 4.冷却水用量 m=9=1041610=2496kg/s=898560kg/h cmA14174×103×10
4 四． 估算传热面积 1．热流量 Q1= 1 1 1 m c t p =227301×3.297×(110-60)=3.75×107 kj/h =10416.66kw 2.平均传热温差 先按照纯逆流计算，得 m t = 48.3K 60 29 110 39 ln (110 39) (60 29) = − − − − − 3.传热面积 由于壳程气体的压力较高，故可选取较大的 K 值。假设 K=320W/(㎡ k)则估算的传热面积为 Ap= 2 3 1 674 320 48.3 10416.66 10 m K t Q m = = 4.冷却水用量 m= pi i c t Q 1 = 249.6k g /s 898560k g / h 4.174 10 10 10416.66 10 3 3 = =
五.工艺结构尺寸 1.管径和管内流速选用Φ25×2.5较髙级冷拔传热管(碳钢),取管内流速 2.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 Ns=1898560(3600×9943)=612 du 0.785×0.022×1.3 按单程管计算,所需的传热管长度为 674 ln3.14×0.025×61214m 按单程管设计,传热管过长,宜采用多管程结构。根据本设计实际情况,采用非 标设计,现取传热管长1=7皿,则该换热器的管程数为 2 传热管总根数 Nt=612×2=1224 3.平均传热温差校正及壳程数平均温差校正系数按式(3-13a)和式(3-13b) 有 l10-60 5 39-29 0.124 110-29 按单壳程,双管程结构,査图3-9得 E=0.96 平均传热温差 Mt明=0.96×48.3=464℃ 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,故取单壳程 合适 4.传热管排列和分程方法采用组合排列法,即每程内均按正三角形排列,隔板 两侧采用正方形排列。见图3-13 取管心距t=1.25d0,则t=1.25×25=31.25≈32mm 隔板中心到离其最.近一排管中心距离按式(3-16)计算 S=t/2+6=32/2+6=22mm 各程相邻管的管心距为44m。 管数的分成方法,每程各有传热管612根,其前后关乡中隔板设置和介质的流通 5
5 五． 工艺结构尺寸 1．管径和管内流速 选用Φ25×2.5 较高级冷拔传热管（碳钢），取管内流速 u1=1.3m/s。 2．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 Ns= 612 0.785 0.02 1.3 898560 /(3600 994.3) 4 2 2 = = d u V i 按单程管计算，所需的传热管长度为 L= m d n A o s p 14 3.14 0.025 612 674 = 按单程管设计，传热管过长，宜采用多管程结构。根据本设计实际情况，采用非 标设计，现取传热管长 l=7m，则该换热器的管程数为 Np= 2 7 14 = = l L 传热管总根数 Nt=612×2=1224 3.平均传热温差校正及壳程数 平均温差校正系数按式（3-13a）和式（3-13b） 有 R= 5 39 29 110 60 = − − P= 0.124 110 29 39 29 = − − 按单壳程，双管程结构，查图 3-9 得 t = 0.96 平均传热温差 = 塑 = 0.96 48.3 = 46.4 m t m t t ℃ 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，故取单壳程 合适。 4.传热管排列和分程方法 采用组合排列法,即每程内均按正三角形排列,隔板 两侧采用正方形排列。见图 3-13。 取管心距 t=1.25d0，则 t=1.25×25=31.25≈32 ㎜ 隔板中心到离其最.近一排管中心距离按式（3-16）计算 S=t/2+6=32/2+6=22 ㎜ 各程相邻管的管心距为 44 ㎜。 管数的分成方法，每程各有传热管 612 根，其前后关乡中隔板设置和介质的流通
顺序按图3-14选取 5.壳体内径采用多管程结构,壳体内径可按式(3-19)估算。取管板利用率 n=0.75,则壳体内径为 D=1.05t√Nx/n=105×32√122075=1357m 按卷制壳体的进级档,可取D=1400m 6.折流板采用弓形折流板,去弓形之流板圆缺高度为壳体内径的25%,则切 去的圆缺高度为 H=0.25×140=350m,故可取h=350mm 取折流板间距B=0.3D,则B=0.3×1400=420mm,可取B为450mm 折流板数目N=传热管长 7000 1=14.5≈14 折流板间距 450 折流板圆缺面水平装配,见图3-15。 7.其他附件 拉杆数量与直径按表3-9选取,本换热器壳体内径为1400mm,故其拉 杆直径为Φ12拉杆数量不得少于10。 壳程入口处,应设置防冲挡板,如图3-17所示。 8.接管 壳程流体进出口接管:取接管内气体流速为u1=10m/s,则接管内径为 4V4×227301(3600×90) =0.299 3.14×10 圆整后可取管内径为300mm 管程流体进出口接管:取接管内液体流速uz2=2.5m/s,则接管内径为 4x898560/3600×994.3) =0.358 3.14×2.5 圆整后去管内径为360mm
6 顺序按图 3-14 选取。 5．壳体内径 采用多管程结构，壳体内径可按式（3-19）估算。取管板利用率 η=0.75 ，则壳体内径为 D=1.05t NT / =1.0532 1224/ 0.75 =1357mm 按卷制壳体的进级档，可取 D=1400mm 6．折流板 采用弓形折流板，去弓形之流板圆缺高度为壳体内径的 25%，则切 去的圆缺高度为 H=0.25×1400=350m，故可 取 h=350mm 取折流板间距 B=0.3D，则 B=0.3×1400=420mm，可取 B 为 450mm。 折流板数目 NB= 1 14.5 14 450 7000 −1 = − = 折流板间距 传热管长 折流板圆缺面水平装配，见图 3-15。 7．其他附件 拉杆数量与直径按表 3-9 选取，本换热器壳体内径为 1400mm，故其拉 杆直径为Ф12 拉杆数量不得少于 10。 壳程入口处，应设置防冲挡板，如图 3-17 所示。 8．接管 壳程流体进出口接管：取接管内气体流速为 u1=10m/s，则接管内径为 0.299 3.14 10 4V 4 227301/(3600 90) D1 = = = 圆整后可取管内径为 300mm。 管程流体进出口接管：取接管内液体流速 u2=2.5m/s，则接管内径为 0.358 3.14 2.5 4 898560/(3600 994.3) 2 = D = 圆整后去管内径为 360mm
六.换热器核算 1.热流量核算 (1)壳程表面传热系数用克恩法计算,见式(3-22) 当量直径,依式(3-23b)得 d. 壳程流通截面积,依式3-25得 S=BD(1-)=450×14001-)=0.1378 壳程流体流速及其雷诺数分别为 2273013600×90) 5.1m/s 0.1378 Re 0.02×5.1×90 =612000 1.5×10 普朗特数 3.297×103×1.5×10 1.773 0.0279 粘度校正 0.0279 0.02012000055×1.7733=925.5w/m2.K (2)管内表面传热系数按式3-32和式3-33有 a.=0.023Re0Pr04 管程流体流通截面积 S;=0.785×0.02212240.1922 管程流体流速
7 六． 换热器核算 1． 热流量核算 （1）壳程表面传热系数 用克恩法计算，见式（3-22） 3 0.14 1 0.55 0 1 0 0.36 Re Pr ( ) de w = 当量直径，依式（3-23b）得 e d = m d t d o o 0.02 ] 2 4 3 4[ 2 2 = − 壳程流通截面积，依式 3-25 得 ) 0.1378 32 25 = (1− ) = 4501400(1− = t d s BD o o 壳程流体流速及其雷诺数分别为 u m s o 5.1 / 0.1378 227301/(3600 90) = = 612000 1.5 10 0.02 5.1 90 Re 5 = = o − 普朗特数 1.773 0.0279 3.297 10 1.5 10 Pr 3 −5 = 粘度校正 ( ) 1 0.14 w o = = w m K 3 2 1 0.5 5 612000 1.773 925.5 / 0.02 0.0279 0.36 （2）管内表面传热系数 按式 3-32 和式 3-33 有 0.8 0.4 0.023 Re Pr i i i d = 管程流体流通截面积 0.1922 2 1224 0.785 0.022 Si = = 管程流体流速
8985603600×994.3) 1.306m/s 0.1922 Re=002×1306×994310.742×103)=35002 普朗特数 4.174×103×0.742×103 Pr =4.96 0.624 a=0023×0624×35008×49604=5889/m2k 0.02 (3)污垢热阻和管壁热阻按表3-10,可取 管外侧污垢热阻R。=0.0004m2k/w 管内侧污垢热阻R1=00m2:k/w 管壁热阻按式3-34计算,依表3-14,碳钢在该条件下的热导率为50w/(m噸)。 所以Rn 0.0025 50=000005m2:k/ (4)传热系数K依式3-21有 K Rd。,Rnd =400v/m2·k °+Rn+-) (5)传热面积裕度依式3-35可得所计算传热面积Ac为 Q11041666×103 =539m KAMn400× 该换热器的实际传热面积为Ap A=Nr=314×0025×7×1224=673m 该换热器的面积裕度为 H=4-A=673-539=249 传热面积裕度合适,该换热器能够完成生产任务。 2.壁温计算
8 u m s i 1.306 / 0.1922 898560 /(3600994.3) = Re 0.02 1.306 994.3/(0.742 10 ) 35002 3 = = − 普朗特数 4.96 0.624 4.174 10 0.742 10 Pr 3 3 = = w m k i 35002 4.96 5887 / . 0.02 0.624 0.023 0.8 0.4 2 = = （3）污垢热阻和管壁热阻 按表 3-10，可取 管外侧污垢热阻 Ro 0.0004m k / w 2 = 管内侧污垢热阻 Ri 0.0006m k / w 2 = 管壁热阻按式 3-34 计算，依表 3-14，碳钢在该条件下的热导率为 50w/(m·K)。 所以 Rw 0.00005m k / w 50 0.0025 2 = = （4） 传热系数 Ke 依式 3-21 有 w m k R d R d d R d d d K o o m w o i i o i i o e = + + + + = 2 400 / ) 1 ( 1 （5）传热面积裕度 依式 3-35 可得所计算传热面积 Ac 为 2 3 1 539 400 48.3 10416.66 10 m K t Q A e m c = = = 该换热器的实际传热面积为 Ap 2 Ap = do lNT = 3.140.02571224 = 673m 该换热器的面积裕度为 24.9% 539 673 539 = − = − = c p c A A A H 传热面积裕度合适，该换热器能够完成生产任务。 2． 壁温计算
因为管壁很薄,而且壁热阻很小,故管壁温度可按式3-42计算。由 于该换热器用循环水冷却,冬季操作时,循环水的进口温度将会降低。为确保 可靠,取循环冷却水进口温度为15℃,出口温度为39℃计算传热管壁温。另外, 由于传热管内侧污垢热阻较大,会使传热管壁温升高,降低了壳体和传热管壁温之差。 但在操作初期,污垢热阻较小,壳体和传热管间壁温差可能较大。计算中,应该按最 不利的操作条件考虑,因此,取两侧污垢热阻为零计算传热管壁温。于是,按式442 有 T 式中液体的平均温度tn和气体的平均温度分别计算为 tn=0.4×39+0.6×15=24.6℃ Tn=(110+60)/2=85℃ a=a1=5887w/m2·k an=an=925.5w/m2·k 传热管平均壁温 32.3℃ 壳体壁温,可近似取为壳程流体的平均温度,即ˆ=85℃。壳体壁温和传热管 壁温之差为M=85-323=527℃ 该温差较大,故需要设温度补偿装置。由于换热器壳程压力较大,因此,需 选用浮头式换热器较为适宜 3.换热器内流体的流动阻力 (1)管程流体阻力 AP, +APNN,F 42= 由Re=35002,传热管对粗糙度0.01,查莫狄图得λ,=0.04,流速u=1.306m/s, p=9943kg/m3,所以 9
9 因为管壁很薄，而且壁热阻很小，故管壁温度可按式 3-42 计算。由 于该换热器用循环水冷却，冬季操作时，循环水的进口温度将会降低。为确保 可靠，取循环冷却水进口温度为 15℃，出口温度为 39℃计算传热管壁温。另外， 由于传热管内侧污垢热阻较大，会使传热管壁温升高，降低了壳体和传热管壁温之差。 但在操作初期，污垢热阻较小，壳体和传热管间壁温差可能较大。计算中，应该按最 不利的操作条件考虑，因此，取两侧污垢热阻为零计算传热管壁温。于是，按式 4-42 有 c n n m c w w T t t 1 + 1 + = 式中液体的平均温度 m t 和气体的平均温度分别计算为 tm = 0.4×39+0.6×15=24.6℃ Tm = (110+60)/2=85℃ c = i = 5887w/㎡·k h = o = 925.5w/㎡·k 传热管平均壁温 tw = 32.3 ℃ 壳体壁温，可近似取为壳程流体的平均温度，即 T=85℃。壳体壁温和传热管 壁温之差为 t = 85−32.3 = 52.7 ℃。 该温差较大，故需要设温度补偿装置。由于换热器壳程压力较大，因此，需 选用浮头式换热器较为适宜。 3．换热器内流体的流动阻力 （1）管程流体阻力 pt pi pr NsNpFs = ( + ) Ns = 1 , Np = 2 , 2 2 u d l p i i i = 由 Re=35002，传热管对粗糙度 0.01，查莫狄图得 i = 0.04 ，流速 u=1.306m/s, 3 = 994.3kg / m ,所以
=004x71.3062×994.3 994.3×1.306 =2544Pa 41=(118714+2544)×2×1.5=43246P 管程流体阻力在允许范围之内。 (2)壳程阻力按式计算 p,=(4+4)FN,,N,=1,F=1 流体流经管束的阻力 F=0.5 f=5×5880008=0.2419 M lN=1.1×122405=385 N。=14 Apn=0.5×0.2419×38.5×(14+1)× 90×492 =75468P 流体流过折流板缺口的阻力 Ng(3.5 2B、o D),B=0.45m,D=1.4m =14×(352×04590×49=43218Pa 总阻力 Apn=75468+43218=1.19×10Pa 由于该换热器壳程流体的操作压力较高,所以壳程流体的阻力也比较适宜
10 pi 11871.4Pa 2 1.306 994.3 0.02 7 0.04 2 = Pa u pr 2544 2 994.3 1.306 3 2 2 2 = = = p1 = (11871.4 + 2544)21.5 = 43246Pa 管程流体阻力在允许范围之内。 （2）壳程阻力 按式计算 ps po pi FsNs = ( + ) , Ns = 1, Fs = 1 流体流经管束的阻力 2 ( 1) 2 o o o TC B u p Ff N N = + F=0.5 5 588000 0.2419 0.288 = = − o f 1.1 1.1 1224 38.5 0.5 0.5 NTC = NT = = NB =14 U m s O = 4.9 / po = 0.5×0.2419×38.5×(14+1)× 2 90 4.9 2 =75468Pa 流体流过折流板缺口的阻力 2 ) 2 (3.5 2 o i B u D B p N = − , B=0.45m , D=1.4m 43218 2 90 4.9 ) 1.4 2 0.45 14 (3.5 2 = pi = − Pa 总阻力 ps = 75468+43218=1.19× 5 10 Pa 由于该换热器壳程流体的操作压力较高，所以壳程流体的阻力也比较适宜