【正文】 fn——換熱管的固有頻率，Hz；Kc——比例系數研究表明,流體速度較低時,振動可能由漩渦脫落或紊流抖振引起,而在速度較高區(qū)域,誘發(fā)振動機理主要是流體激振。其特點是流體速度一旦超過某一臨界速度值并稍有增加時,振幅即有大幅度增加,若阻尼不太大時,形成的振幅將一直增大到管子互相碰撞。這種流體力與彈性位移的相互作用就叫做流體彈性激振。流場的改變則使作用在相鄰管子上的流體發(fā)生相應的改變,從而使受力作用的管子發(fā)生振動,從而進一步改變了作用在其中的流體力。漩渦分離一般不會引起管子大幅度振動。紊流抖振不是導致管子破壞的主要原因,而是產生流體彈性激振的重要因素。L———兩個連續(xù)管排間的中心線距離，m紊流脈動的頻率范圍較寬且具有很強的隨機性。 d0———管子的外徑，m　　脈動力的主頻率fb為：式中 fb———紊流脈動的頻率，Hz　　 漩渦脫落誘導振動卡門漩渦頻率按下面的公式確定：式中 fV——卡門漩渦頻率，HzSt——斯特羅哈數，無因次，對于按正三角形與正方形排列的管束，可根據節(jié)徑比xp=S/do計算，St=1/，經計算，所設計的換熱器的St =式中 V——橫流速度，m/sdo——換熱管外徑，mS——換熱管的中心距，m由此可見，當管束直徑一定時，流速越大，流體誘導頻率越大，當漩渦脫落頻率接或等于管束的固有頻率時，就會產生強烈的振動。管殼式換熱器管束振動主要是由殼程流體流動所引起的,而管程流體流動的影響可忽略不計。 材料缺陷擴展　振動所引起的應力脈動會使管材中的微觀缺陷擴展,以致產生大裂紋,最終使管子受到破壞。 冶金失效　　振動使換熱管產生交變應力,導致管子表層的氧化層脫落,管子表面留下坑點。 應力疲勞　　管子振動的振幅較大時,管子反復彎折的扭彎應力較高,長時間的連續(xù)振動會使管子斷裂。 擋板損傷　　為了便于安裝,一般擋板開孔較管子直徑略大,當擋板較薄時,管子振動會在管壁與擋板孔邊緣之間產生較高的接觸力,對管子有一種鋸割作用,短時間內即可將管子切開發(fā)生局部失效。在管殼式換熱器的殼程中，流體橫向流過管束時，流體誘發(fā)震動的主要原因是:卡門漩渦（有聲震動或無聲震動）、紊流抖動（有聲震動或無聲震動）、流體彈性不穩(wěn)定。只有當流體誘發(fā)振動的頻率與傳熱元件的固有頻率一致或相當接近時,傳熱元件的振幅激增,才導致破壞。fo——殼程流體的摩擦系數，當Re﹥500時，nc——橫過管束中心線的管子數，對正三角形排列ncNB——折流擋板數代入數值得：而，其中h=，d=，NB=29,式中 D——殼徑，mh——折流擋板間距，mdo——換熱器外徑，muo——按殼程流通截面積S計算的流速，而S=h（Dncdo）代入數值得： =29（） =1380Pa對于液體=，于是我們有：=1（1380+）=2317Pa＜100kpa經過以上的核算，我們發(fā)現(xiàn)，管程壓力降和殼程壓力降都符合要求。下面以埃索法計算殼程壓力降：殼程壓力降埃索法公式為：式中 ——流體橫過管束的壓力降，Pa；——流體通過折流擋板缺口的壓力降，Pa；Fs——殼程壓力降的垢層校正系數，無因次，；Ns——殼程數；而=，nc=19，NB=29,uo=。 管程壓力降的計算公式為：Rei=13670（前面已求），為湍流。換熱器核算 殼程對流傳熱系數對圓缺形的折流板，可采用克恩公式：計算殼程當量直徑，由正三角形排列可得：= =殼程流通截面積：=殼程流體流速為： =雷諾準數為 ：普蘭特準數為：= 。 管壁溫度的估算由于管壁熱阻一般可以忽略，故可以認為管內外壁的溫度是相同的，由此可以得到以下的關系：中，to，ti，tw分別為殼程，管程流體的平均溫度和壁溫。目前脹焊結合的方法已得到比較廣泛的應用。圖411（a）的結構是常用的一種；為了減少管口處的流體阻力或避免立式換熱器在管板上方滯留的液體，可采用圖411（b）的結構；為了不使小直徑管子被熔融的金屬堵住管口，則可改成圖411（c）的結構；圖411（d）的形式適用于易產生熱裂紋的材料，但加工量大。對于碳鋼或低合金鋼，溫度在300℃以上，蠕變會造成脹接殘余應力減小，一般采用焊接。當溫度升高時，材料的剛性下降，熱膨脹應力增大，可能引起接頭的脫落或松動，發(fā)生泄露。管子與管板的連接方法主要是脹接和焊接。表48 拉桿直徑和拉桿數殼體直徑/mm拉桿直徑/mm最少拉桿數殼體直徑/mm拉桿直徑/mm最少拉桿數200～2501041100128273，400，500，600124＞12501210800，1000126經查表易得，拉桿數為為4，直徑為12 連接與尺寸 拉桿示意圖如下所示：經查表，拉桿尺寸如下：表49 拉桿尺寸拉桿公稱直徑/mm數量基本尺寸拉桿直徑d/mm/mm/mm/mm1241215≧50拉桿孔示意圖如下所示：,管子與管板的連接是管殼式換熱器制造中最主要的問題。雙層隔板的結構見圖47，雙層隔板具有隔熱空間，可防止熱流短路。 換熱管的中心距經查表可得：（mm）換熱管外徑d換熱管中心距分程隔板槽兩側相鄰管的中心距253244 橫過管束中心線的管數 布管限定圓 布管限定圓為管束的最外層換熱管中心圓直徑，固定管板式換熱器的布管限定圓如下可得：dm=Di2b3=60028=584 mm式子中，Di——筒體內直徑，mm b3——，且大于8mm 分程隔板 分程隔板尺寸 經查表，分程隔板的尺寸如下表：表47 分隔板尺寸公稱直徑DN/mm隔板最小厚度/mm碳素鋼6008 管子和分程隔板的連接分程隔板有單層和雙層兩種，單層隔板與管板的密封結構如圖46所示，隔板的密封面寬度最小為（S+2）mm。在小直徑的換熱器中，常用同心圓排列，在相同直徑的管板上所排列的管數比按正三角形排列還多。正三角形的排列方式可在同樣的管板面積上排列最多的管數，故用的最為普遍，但管外不易機械清洗。）。）、同心圓排列、正方形排列（排列角為90176。 換熱管 換熱管的規(guī)格及尺寸偏差 經過查表得表46碳鋼、低合金鋼的換熱管的規(guī)格及尺寸偏差材料換熱管標準管子規(guī)格高精度、較高精度偏差外徑，mm厚度，mm外徑偏差，mm壁厚偏差，mm碳鋼GB/TB8163≧14~302~177?？紤]到腐蝕裕量，以及有足夠的厚度能防止接頭的松脫、泄露和引起振動等原因，建議最小厚度應大于20mm。一般浮頭式換熱器受力較小，其厚度只要滿足密封性即可。由于管板兼作法蘭與不兼作法蘭的區(qū)別因而結構各異，前者的結構見圖44，其中圖44（a）形式是在管板上開槽，殼體嵌入后進行焊接，殼體對中容易，施焊方便，適合于壓力不高、物料危害性不高的場合；如果壓力較高，設備直徑較大，管板較厚時，可采用圖44（b）形式，其焊接時較難調整。 壁厚的確定、封頭 壁厚查GB15199P21表8得圓筒厚度為：8 mm查JB/T473795，橢圓形封頭與圓筒厚度相等，即8 mm 橢圓形封頭查表可得其尺寸數據，見下表表43 橢圓形封頭的尺寸公稱直徑DN（mm）曲面高度（mm）直邊高度（mm）碳鋼厚度δ（mm）內表面積A容積V質量mkg6001502580．43740．035327．47管板除了與管子和殼體等連接外，還是換熱器中的一個重要的受壓器件。而且，C≥4S 且C≥32，S為殼體厚度。 經計算易得，殼程接管位置的最小尺寸為：120mm。（1）殼程接管位置的最小尺寸 所設計的為帶補強圈的殼程接管，則殼程接管位置的最小尺寸L1可用如下公式計算：L1≥式子中：——補強圈的外圈直徑，mm； b——管板厚度，mm； C——補強圈外緣至管板與殼體焊縫之間的距離，mm。 接管最小位置 換熱器設計之中，為了使換熱面積得以充分利用，殼程流體進出口接管應盡量靠近兩端的管板，而管箱的進出口盡量靠近管箱法蘭，從而減輕設備重量。 管程流體進出口時的接管 取接管內循環(huán)水流速u=，則接管內徑： 取標準管徑為150mm。 接管 殼程流體進出口時接管 取接管內油品流速為u= m/s 則接管內徑為：d=所以，取標準管的內徑為80mm。殼體直徑/mm＜400400～800900～1200管子外徑/mm19253857支承板厚度/mm6810最大間距/mm1500180025003400表42支承板厚度以及支承板允許不支承的最大間距經選擇，我們采用弓形折流板，取弓形折流圓缺高度為殼體內徑的25%，則切去的圓缺高度為：h=160 mm取折流板間距B=，則：B=650=195 mm可取B=200 mm因而查表可得：折流板厚度為5mm，支承板厚度為8mm，支承板允許不支承最大間距為1800mm。表41 折流板厚度/ mm殼體公稱內徑/mm相鄰兩折流板間距/mm≤300300～450450～600600～750＞750200～2503561010400～70056101012700～100068101216＞1000610121616支承板厚度一般不應小于表42(左)中所列數據。折流板外徑與殼體之間的間隙越小， 殼程流體介質由此泄漏的量越少，即減少了流體的短路，使傳熱系數提高，但間隙過小，給制造安裝帶來困難，增加設備成本，故此間隙要求適宜。允許的最小折流板間距為殼體內徑的20%或50mm，取其中較大值。折流板與支承板一般均借助于長拉桿通過焊接或定距管來保持板間的距離，其結構形式可參見圖43。從傳熱的觀點考慮，有些換熱器（如冷凝器）不需要設置折流板。在大直徑的換熱器中，如折流板的間距較大，流體繞到折流板背后接近殼體處，會有一部分液體停滯起來，形成對傳熱不利的“死區(qū)”。的缺口，見圖42（b）。常用的有弓形折流板和圓盤圓環(huán)形折流板，弓形折流板又分為單弓形[圖41（a）]、雙弓形[圖41（b）]、三重弓形[圖41（c）]等幾種形式。 殼程內徑及換熱管選型匯總 殼體內徑 采用多管程（2管程）結構，D=a（b1）+2e式中 D——殼體內徑，mm； ——管心距，mm； ——橫過管束中心線的管數，管子按正三角形排列： ；管子按正方形排列： ，n為換熱器的總管數； e——管束中心線上最外層管中心到殼體內壁的距離，一般取e=（1～）d0。選用φ25，管長6m，管內流速取ui=。標準管子的長度常用的有1500mm，2000mm，3000mm，6000mm等。所以，在管程結垢不很嚴重以及允許壓力降較高的情況下，采用φ19mm2mm直徑的管子更為合理。 =320W/m2?℃由以上的計算數據，代入下面的公式，計算傳熱面積：考慮15%的面積裕度，則：4 機械結構設計 管徑和管內流速換熱器中最常用的管徑有φ19mm2mm和φ25mm。s水蒸氣（有壓力）冷凝水蒸氣（常壓或負壓）冷凝水蒸氣冷凝水蒸氣冷凝水蒸氣冷凝水蒸氣冷凝水蒸氣冷凝有機物蒸氣及水蒸氣冷凝重有機物蒸氣（常壓）冷凝重有機物蒸氣（負壓）冷凝飽和有機溶劑蒸氣（常壓）冷凝含飽和水蒸氣的氯氣（＜50℃）殼程582～698814～1163467～814290～698116～467233～582198～233233～465116～34958～2332326～46521745～34891163～1071582～2908582～1193291～582114～349582～1163116～34958～174582～1163174～349總傳熱系數/[W/（m3s中有機物μ=～1mPas有機溶劑μ=～s重有機物μ＞1mPas水水水水水管程水（～）水（流速較高時）輕有機物μ＜s有機物μ=～1mPas水溶液μ＞2mPas重有機物μ＞1mPa℃）水（～）水冷水冷水冷水鹽水有機溶劑輕有機物μ＜選擇時，除要考慮流體的物性和操作條件外，還應考慮換熱器的類型。在定性溫度下，分別查取管程和殼程流體(冷卻水和煤油)的物性參數，見下表：密度/（㎏/m3）比熱容/（kJ/kg?℃）粘度/（Pa?s）導熱系數/（W/m?℃）煤油825104水(35℃)994104 計算總傳熱系數 煤油的流量已知要求處理能力為15萬噸煤油每年（每年按330天計，每天24小時連續(xù)運行），則煤油的流量為：Wh=100000t/（33024）=12626kg/hWh——熱流體的流量，kg/h； 熱流量由以上的計算結果以及題目已知，代入下面的式子，有：Q= =12626kg/h?℃(14040) ℃=778603W 平均傳熱溫差計算兩流體的平均傳熱溫差 暫時按單殼程、多管程計算。 確定物性數據