换热器折流板最大间距的 探讨.doc

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GB151－89《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1/3～1/2Ds，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，mm）。允许的最大压力降为0.4atm（40.53kPa）[1]。
　　GB151－89《钢制管壳式换热器》(以下简称GB151)中的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3－22　　　　　mm
换热管外径d
10
14
19
25
32
38
45
57
最大无支撑距
800
1100
1500
1900
2200
2500
2800
3200
　　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－水换热器系列为国家建筑标准设计，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DN400，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℃。壳程走加热水，进、出口温度为95/70℃。其结构参数如下：
　　壳体内径Ds=0.4m 　　　换热管外径do=0.025m
　　换热管内径di=0.02m 　换热管壁厚lw =0.0025m
　　管间距Pt=0.032m 　　　采用正三角形排列
　　排管数Nt=96根。 　　　管程数Np=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℃
T=(95+70)/2=82.5℃
物理常数

　　(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Ko=900kcal/（m2.h.℃）
　　(3) 计算有效平均温差Δtm

　　对数平均温差Δtln按下式计算

　　按图8－12(a)计算温度修正系数

　　由图8－12(a)查得温度修正系数FT=0.925
　　有效平均温差Δtm按下式计算：

　　(4) 计算传热量Q

　　(5)计算被加热水流量W2

　　(6)计算加热水流量W1

　　(7) 计算传热膜系数
　　①管程传热膜系数hi

　　由图8－13查得柯尔本传热因子
　　JH=3.3×10－3
　　按式8－6

　　不考虑粘度变化，则

　　② 壳程传热膜系数ho
　　C′=Pt－do=0.007m
　　假定折流板间距B=0.4m

　　取折流板缺口高度为25％，由图8－14查得管外传热因子Js=140不考虑粘度变化，则

　　(8) 计算总传热系数K1
　　由附表8－17查得
　　管内污垢系数ri=0.0002（m2.h.℃）/kcal（按自来水考虑）
　　管外污垢系数ro=0.0002（m2.h.℃）/kcal（按锅炉热水考虑）
　　管壁热阻rw按下式计算
　　rw=lw/λw
　　管壁材料导热系数λw =40kcal/（m.h.℃）（20号钢管）

　　K1>Ko
　　η=( K1－Ko)/ Ko=23.1％
　　η为总传热系数的贮备系数。若计算所得η在10％<η<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Ko=900 kcal/（m2.h.℃）是合理的，该换热器能够满足上述传热要求。
　　(9) 计算压力降
　　①　管程压力降ΔPt
　　Ret=46785.7 ，由图8－21查得管内摩擦因子Jft= 3.4×10－3
　　ut=Gt/（ρ2×3600）=1.301m/s
　　换热管长度l=4×3.5=14m
　　不考虑粘度变化，则

　　②　壳程压力降ΔPs
　　Res =51458.7，由图8－22查得壳程摩擦因子Jfs=3.9×10－2
　　us=Gs/（ρ１×3600）=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=0.4m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。
　　③ 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
方案b
方案c
方案d
总传热系数K1 kcal/（m2.h.℃）
1058.5
1090
1020.9
1047.7
总传热系数贮备系数η%
17.6
21.1
14.4
16.4
壳程压力降ΔPs
0.5881
0.5712
0.3123
0.2678
　　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η不仅比前者高，且压力降ΔPs更低，因此，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MPa
1.1
1.1
设计温度℃
70
100
平均金属温度℃
63.8
82.5
腐蚀裕量mm
1.5
1.5
焊接接头系数
0.85
0.85
圆筒厚度mm
8
8
圆筒材料
Q235-B
Q235-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σt
危险组合工况
Ps=1.1MPa,Pt=0
Ps=0,Pt=1.1MPa
换热管的轴向应力σt MPa
不计温差应力
计温差应力
不计温差应力
计温差应力
0.306
22.91
8.106
32.68
　　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DN300、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中关于折流板最大间距的规定应适当放宽（比如说2倍的壳体内径），但不得大于折流板的最大无支撑跨距。
作者单位：（江苏双良锅炉有限公司，江阴214444）
参考文献
　1 国家医药管理局上海医药设计院编，《化工工艺设计手 册》（上册），化学工业出版社，1996
　2 中国建筑标准设计研究所编，《暖通空调标准图集》T9 （合订本），中国建筑标准设计研究所出版，1993
　3 GB151－89《钢制管壳式换热器》，学苑出版社，1989