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【正文】 管程數NTP/管程數N’TP）3雙殼側壓降ΔPs（DBL） = 1/8 單殼側壓降ΔPs（SEG）J型壓降ΔPs（J） = 1/8 E型壓降ΔPs（E）2） 單相傳熱系數湍流：ho ∝ ； hi ∝ ； 層流：ho ∝ ； hi ∝ ； 流體分析1） 殼側流體分布的定義一般將殼側流體分為五部分A、B、C、E、F，如下圖所示。理論上每種流體的分率由殼側壓力平衡決定，并且對傳熱有較大影響。為獲得一個可靠、優化的傳熱速率，需要對流體進行分析。B流越大傳熱效率越高，殼側壓降較大時，A、C流及E流增大，B流減小。2） 每種流體分率一般達到如下目標值：l B流：湍流：最小為總流量的60%；層流：最小為總流量的40%；l C流：最大為總流量的10%；l E流：最大為總流量的15%；l F流：最大為總流量的10%。3） 改變流體分率的方法l 通過降低A、C、E流提高B流分率：加長折流板間距、增大折流板切口分率、運用雙弓形折流板；l 減小管與管孔間隙可減小A流；l 減小殼側與折流板間隙減小C流；l 安裝盤路擋板減小E流；l 安裝擋管或中間擋板可減小F流。 壓降、流速及傳熱系數1） 管側壓降由管內壓降、管段進出口和回轉區及管嘴壓降組成；殼側壓降一般由錯流壓降、窗口壓降、管嘴壓降及端口折流板部分壓降組成，換熱器的合理壓降可參照表51。表51 換熱器壓降操作情況操作壓力MPa(a)合理的壓降MPa真空操作P=0～△P=P/10低壓操作P=0～；P=～△P=P/2；△P=中壓操作（包括用泵輸送的流體）P=～△P=～較高操作壓力P=～△P=～換熱器傳熱計算時的壓降都是清潔時的壓降，結垢后，管、殼側的壓降都會增大，因此結垢以后的壓降可以在清潔時的基礎上乘以系數，見表52。為了使換熱器的面積最小，計算時應充分利用傳熱控制側的壓降。表52 不同污垢系數放大倍數污垢系數 ～～＞放大倍數注：實際允許壓降根據工藝要求決定校核中不同部分壓降受限調節方法：l 殼側壓降受限：降低流程數、增大折流板切口、增大殼側管嘴尺寸或改變殼體型式（用殼側分程型式或缺口不布管）；l 管側壓降受限：減少管程數或管長、增大管側管嘴尺寸、若允許，增大管徑或改變布管形式或適當減小管間距；除冷凝和再沸器，一般管殼側管嘴壓降之和不超過總壓降的25%。2) 流速管內液相油品：～，～3m/s， m/s。不同粘度下介質管內常用流速見表53。表53 常見流速流體粘度，cp＞15001500～500500～100100～3535～1＜1烴類最大流速，m/s3易結垢流體（ ，如冷卻水）在管內流速應大于1 m/s，見表54。表54 易結垢流體流速類別管材最低流速，m/s最高流速，m/s適宜流速，m/s凝結水鋼管～～冷卻水鋼管～～管程氣體常用流速范圍5～30 m/s。殼程液體最大允許流速一般約為管程的一半，易結垢流體（如海水、河水） m/s。殼程氣體常用流速范圍2～15 m/s。3） 管口流速 表55列出管口的最大允許流速Vmax。表55 管口最大允許流速介質液體氣體粘度，cp＞15001500～500500～100100～3535～1＜1相當于殼程氣體最大～Vmax，m/s4）傳熱系數 設計換熱器時，在選定換熱器型式后，通常先選用一個大致的K值進行傳熱面的初步估算。管殼式換熱器總傳熱系數的大致范圍見《石油化工設計手冊》第3卷。校核值與經驗值偏差不大，且校核程序中計算值與實際值偏差不大。 KETTLE式換熱器對于“K”式再沸器和蒸發器，釜體直徑是由管束上方蒸汽的所需要的流通面積決定的，流通速度不應超過氣相最大速度，即霧沫夾帶的速度。最大氣相速度的計算方法應參考HTRI文獻BKB1/2中的說明。設計時應考慮殼體內的清液層上方可能會存在一層液沫，液沫的允許厚度是125mm，液沫層上方的氣相流通所需要的高度至少是250mm。氣、液兩相進料時，應從管束上方或殼體側面進料，并設置防濺板保證氣、液兩者能夠分離，同時要注意出料管口應盡可能遠離進料管口，對于再沸器，液體進料管口放在靠近管板且盡量遠離排液管處。氣相出料管口的速度壓頭pV2不得高于3750 kg/()。 為使管束浸沒在液體中，應在釜內設置堰，且堰板至少要高出管束25mm，除非工藝上有特殊要求，堰上不得開放凈孔。對于有液面控制的“K”式換熱器，必須明確釜內液面控制方式，如果液面有波動，無法保證所有換熱管都能夠浸在液面以下時，為避免溫差應力，應使用U形管束。 污垢熱阻換熱器的結垢定義為由于種種原因流體中的組分或雜質在換熱表面上發生沉積，從而增加了熱阻與流動阻力，垢層隨操作時間而增加，會產生下面后果：A 總傳熱系數K隨污垢熱阻的增加而減少，清潔條件下的K愈高，則污垢熱阻的影響也愈大；B 由于污垢熱阻值具有某些不確定性，設計者往往采用較保守的值以增加安全系數，這使傳熱面積更加不必要的增大；C 隨結垢的增長，介質通道變窄，表面粗糙度增大，因而傳熱系數降低，介質流動壓降增大，為達到設計負荷，往往要加大加熱劑或冷卻劑的流量，從而降低了能量利用效率，且這一側的壓降又會增加，使機械能耗增加；D 污垢熱阻最終將使生產難以維持，必須停工清洗，增加了維護、清洗費用及停工損失。理解結垢對合理設計換熱設備至關重要，在此說明結垢原理及污垢熱阻。1） 結垢原理目前研究發現六種結垢原理，它們可單獨存在或并行出現：結晶、沉淀、化學反應及聚合、結焦及腐蝕性組分。流體及操作條件決定污垢形成速率，主要的操作影響因素有：l 隨著溫度升高，污垢增加；l 增大流速，污垢形成速率較小；l 有腐蝕性介質，選擇適當管材可減少污垢；l 相同的流體因用途不同，污垢熱阻相差較大，如加熱或冷卻、沸騰或冷凝。再沸或冷凝的污垢熱阻較高。2） 污垢熱阻 設計中給定一個適當的污垢熱阻對熱力學很重要，提供一定的面積余量以滿足污垢形成后設備滿足工藝要求。GB151 F7給出常用介質污垢熱阻。 腐蝕余量除非另有說明，碳鋼和低合金鋼的腐蝕余量是3mm，不銹鋼和其他材質的腐蝕余量是0。6 流體流動引起的振動在管束中橫向流流速下的影響，換熱器管子會有出現振動的趨向。如果振動振幅達到足夠大，則可能會為某一種或更多幾種激振機理所破壞：折流支撐板間跨中反復震蕩而管壁減薄；在管子界面和折流板處碰撞而磨損；高磨損率造成疲勞或腐蝕疲勞。管子疲勞導致工廠停工，修理耗費，因此保證現代管殼式換熱器避免在一切操作條件下出現流動誘發振動是十分重要的。要激發起換熱管振動，必須對管子供給以激振能，殼程流體流動就是誘發和維持管子振動的激振能源。換熱管是換熱器中細長彈性元件，殼程流體流動破壞了他們的平衡位置，并遭受振動運動。增加殼程橫流速度，管子運動可以有三種情況：在低橫流速度下，管子以低振幅隨機運動；當橫流速度增加，管子會在擋板孔內發生咔噠咔噠地摩擦聲響；當橫流速度超過某一值，管子就發生高振幅運動（振動）。當管子固有頻率與激振頻率相接近時，發生振動相應。管子與剛性結構間，有可能引起管子的撞擊磨損。 管子的破壞盡量管子在換熱器中任何地方都可產生破壞，但最容易引起流動誘發振動的區域是流動高速區：管束中兩塊折流支撐板間最大的末支撐的中間跨；管束周邊區在弓形折流板缺口區的管子；U形管束U形彎頭區；位于進口接管之下的管子；位于管束旁流面積和管程分程隔板流道內的管子；在管子和換熱器結構部件有相對運動的區段界面。 破壞機理引起管子破壞的主要機理是：碰撞磨損（管子與管子，管子與折流支撐板）；管子與折流支撐板界面，由于管子在支撐板管孔間碰撞和/或滑動而磨損破壞；撞擊與磨損的聯合作用下的破壞。 流動誘發振動機理流動誘發振動相應的激振機理通常為：漩渦分離或流動的周期性；湍流振動；流體彈性的穩定性；聲振動相應。漩渦分離、湍流抖振和聲激振頻率是振動響應現象，當激振頻率與管子頻率同步就產生振動響應。流體彈性不穩定的發生，是管子在殼程流體橫流達到臨界流速或速度閾，而導致管子振動響應振幅足夠大，造成與相鄰的管子的碰撞而破壞。在流體橫流速低于流體彈性不穩定臨界速度之下時，不會發生流體彈性不穩定振動現象；當流體輸入到管子質量阻尼系統的能量超過阻尼系統消耗的能量時，就達到了不穩定性振動狀態，這實際是流速達到或超過了臨界速度。 預測方法l 臨界流速當殼側穿過管束流速超過臨界流速，流動彈性不穩定引發振動。通過比較平均錯流速度和窗口流速與臨界流速來預測振動。l 聲振如果漩渦分離或紊流抖振引起的激振頻率與管子固有頻率相一致，則會導致振動，甚至管子破壞。l 振幅如果管子振幅較小，則不會有任何問題。振幅大到相鄰管間距的一半時會引起嚴重的沖擊及破壞。l 聲振當殼側流體為氣相或汽相，且漩渦分離或紊流抖振引起的激振頻率與殼側聲頻相一致時，則會引起噪音。 消除振動的方法檢測到振動后應做的調整如下：管子破壞一旦預測到管子有振動破壞，則采取措施：減小錯流速度、提高管子固有頻率，校核程序如下：l 改變折流板間距：縮短折流板間距會提高管子固有頻率；加大折流板間距會減小錯流速率；l 改變折流板型式：將當弓形改為多弓形有大大降低錯流速率，或者將折流板采用缺口不布管型式，但該方法造價高；l 改變殼體型式：殼體型式改為分流式也會大大降低錯流速率；l 防振折流板：采用防振折流板，如折流桿；l 增大殼體數量減小錯流速率；l U形管束的彎端增加全支撐即可消除振動，改變布管形式亦可消除振動，然而該方法要征求業主同意。2） 噪音聲振產生很大噪音但不會破壞管子，如下為消除聲振的方法：l 很多聲振問題由45176。布管型式引發，采用其他布管形式；l 增加消聲板：增加消聲板可提高聲振頻率；l 改變殼體直徑：改變殼體直徑可改變殼體的聲振頻率。7 附件附件1 管殼式換熱器數據表附件2 污垢系數