毕业设计（论文）管壳式热交换器的设计.doc

江南大学太湖学院毕业设计（论文）题目：管壳式热交换器的设计 机电 系 机械工程及其自动化 专业学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称： ）2011年5月22日 江南大学太湖学院本科毕业设计（论文）诚 信 承 诺 书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 管壳式热交换器的设计是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用、表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械74 学 号： 0723180 作者姓名： 2011 年 5 月 20 日江南大学太湖学院 机 电 系 机械工程及其自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题：、 题目 管壳式热交换器的设计 、专题 二、课题来源及选题依据管壳式热交换器是广泛应用于化工，医药，动力等行业的通用设备。热交换器的种类也随之增加，各种高强度，高效率的紧凑热交换器层出不穷。本设计是按照厂方给出的图纸以及技术要求所设计的换热系数高，耐腐蚀的管壳式热交换器。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：1熟练掌握金属材料知识 2熟悉铸造原理和过程 3熟练掌握换热系数的确定和计算 4熟练掌握管程阻力的确定和计算 5熟悉测量技术 6熟悉噪声的原理 7熟悉工艺卡片的制作 8熟悉检验技术 四、接受任务学生： 机械74 班 姓名 李瑞臣 五、开始及完成日期：自 2010 年 10 月25 日 至 2011年 5 月 22 日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师 签名 签名 签名教研室主任 学科组组长研究所所长 签名 系主任 签名2010年10月25日摘 要热交换器是广泛应用于化工，石油化工，动力，医药，冶金，制冷，轻工等行业的一种通用设备。随着科学生产技术的发展，促使了高强度，高效率的紧凑热交换器层出不穷。设计热交换器时必须正确选定哪一种流体走管程，哪一种流体走壳程。而恰当的流速对于热交换器的正常操作具有重要的意义。在设计时还需要考虑淡水进水温度，冷却水进水温度 ，淡水侧工作压力，海水侧工作压力，换热面积等。设计时需要先选择管壳式热交换器的重要部件，并且需要确定流体通过各种形式壁面时的换热系数，把它的变化规律用努赛尔准数（Nu）或传热因子（jh）与雷诺数（Re）之间的关系用公式表示出来。选择热交换器的类型和管子材料以及考虑热膨胀的补偿时均需知道壁温。管壳式热交换器管程阻力包括沿程阻力、回弯阻力和进、出口连接管阻力等。贝尔法的特点是利用大量实验数据，引入各流路的修正系数，可说是目前公开发表的各种方法中最先进的一种。贝尔法的缺点是烦琐、费时，不过这个问题在应用计算机后就可解决了。实际上此法并未把各流路的关系完全考虑在内，因此无法预测由于制造条件或结构。流路分析法是利用廷克所提出的将壳程流动分成所示的五股流路，将其中每一流路设想为一条管路，可以更具体的研究。随着生产规模的扩大，热交换器的尺寸、流体的流速、支承的跨距都随之增大，甚至超过允许的限度，从而降低了管束的刚性，增加了产生振动的可能。但是实践已经证明，若能在设计时利用现有的研究成果对振动进行必要的估算、分析，并采取一些防振措施，一些破坏性的振动多半可以避免。关键词：热交换器；换热系数；管程阻力；振动AbstractHeat exchanger is widely used in chemical, petrochemical, power, pharmaceutical, metallurgy, refrigeration, a universal device of light industry.With the development of scientific technology, high strength and high efficiency of compact heat exchangers in an endless stream.Design of heat exchanger must correctly select what kind of fluid pipe thread, which the fluid shell.Proper velocity is of great significance to the normal operation of heat exchangers.When designing also need to consider fresh water inlet water temperature, cooling of inlet water temperature and fresh water pressure of work,the se side to wok under pressure and heat exchanger area.Design need to choose an important part of shell-and-tube heat exchangers and the need to identify the fluid through various forms of wall surface heat transfer coefficient and its variation of the Nu or transfer JH and Renault Re the reletionship between the formulation.Select the type of heat exchanger and pipes materials, and consider the compensation should know that wall temperature of thermai expansion.Shell-and-tube heat exchanger tube resistance including the frictional resistance and Bending Resistance and export of connecting pipe resistance.Bell characteristics of the method is to use a lot of experimental data, the introduction of the flow path correction coefficient, are now one of the most advanced published various ways.Bell method for fault is cumbersome and time-consuming, But after the application of computer can solve this problem. This method does not actually full account of all stream, it is not possible to forecast for manufacturing conditions or structure.Stream analysis method is to use flow of dylan tinkers five-stream into shown the way, every state of the art road vision is apipeline to be more speific study.With the expansion of the scale of production,heat exchangers and fluid flow, increase the bearing span,even more than permitted limit,thereby reducing the vascular rigid,increasing the possibility of vibration.But practice has proven that, if we can at design time using the existing research resulits necessary to vibration estimation, analysis and anti-vibration measures are taken, some of the most destructive vibration can be avoided.Keyword:heat exchanger,coefficient of heat transfer,tube pass resistance,vibration目 录1 绪论11.1热交换器概述111.2课题研究的目的和意义12 总体方案设计原则及要求22.1设计原则122.2流体流动速度的选择222.3流体温度和终温的确定1032.4管壳式热交换器的热补偿问题1042.4.1 热交换器所受的应力42.4.2 温差应力52.4.3 拉脱力62.4.4热补偿的措施62.5管壳式热交换器管板的设计计算的要求372.6 管壳式热交换器设计参数及技术要求73 管壳式热交换器的设计83.1.管壳式热交换器主要组合部件83.1.1 进出水盖83.1.2 壳体83.1.3 端盖83.1.4 管板83.1.5 隔板（圆缺形）183.1.6 换热管103.1.7 其余零部件113.2.管壳式热交换器的结构设计5113.2.1 管程流通截面积的计算113.2.2 壳体直径的确定123.2.3 壳程流通截面积的计算1123.2.4 管板厚度及管子拉脱力计算133.2.5 壳体最小厚度计算153.2.6 壳体开孔补强计算153.2.7 端盖壁厚计算164 管壳式热交换器的传热设计174.1 传热系数的确定10174.2换热系数的计算11174.3弓形隔板6184.4与换热系数有关的几个问题12234.4.1 定性温度234.4.2 定型尺寸234.4.3 粘度修正234.5壁温的计算4245 管程阻力计算265.1管壳式热交换器管程阻力1265.2壳程阻力计算5275.3流路分析法简介1296 管壳式热交换器的检验326.1零部件检验326.2泵压检验327 管壳式热交换器的振动与噪声337.1流体诱发振动的原因1337.1.1 涡流脱落337.1.2 流体弹性旋转347.1.3 湍流抖振347.2振动的预测和预防3348 结论与展望368.1结论368.2不足之处及未来展望36致 谢37参考文献381 绪论1.1热交换器概述1 热交换器是广泛应用于化工，石油化工，动力，医药，冶金，制冷，轻工等行业的一种通用设备。随着科学和生产技术的发展，各种工业部门要求热交换器的类型和结构要与之相适应，流体的种类，流体的运动，设备的压力和温度等也都必须满足生产过程的要求。近代尖端科学技术的发展（如高温高压，高速，低温，超低温等），又促使了高强度，高效率的紧凑热交换器层出不穷。热交换器的种类繁多，若按其传热面的形状和结构进行分类可分为管型，板型和其他型式热交换器。而管型热交换器又可分为蛇管式热交换器，套管式热交换器，管壳式热交换器。板式热交换器可分为螺旋板式热交换器，板式热交换器，板翅式热交换器，板壳式热交换器。其他型式的热交换器是为了满足一种特殊要求而出现的热交换器，如回转式热交换器，热管热交换器等。1.2课题研究的目的和意义由于世界上燃煤，石油，天然气资源储量有限而面临着能源短缺的局面，各国都在致力于新能源开发，因而热交换器的应用又与能源的开发与节约紧密联系。热交换器不仅是一种广泛应用的通用设备，并且在某些工业企业中占用很重要的地位。2 总体方案设计原则及要求2.1设计原则1在设计热交换器时必须正确选定哪一种流体走管程，哪一种流体走壳程。这时要考虑下述一些原则;（1）要尽量提高使传热系数受到限制的那一侧的换热系数，使传热面两侧的传热条件尽量接近;（2）尽量节省贵重金属材料，以降低制造成本;（3）要便于清洗积垢，以保证运行可靠;（4）在温度较高的热交换器中应减少热量损失，而在制冷设备中则应减少冷量损失;（5）要减小壳体和换热管因受热不同而产生的温差应力，以便使结构得到简化;（6）在高压下工作的热交换器，应尽量密封简单，可靠;（7） 要便于流体的流入、分配和流出。可以认为在下列情况下的流体在管程流过是比较合理的，即容积流量小的流体;不清洁、易结垢的流体;压力高的流体;有腐蚀性的流体;高温流体或在低温装置中的低温流体。下列情况的流体在壳程流过比较合理，即:容积流量大的流体（常压下的气体）;刚性结构热交换器中换热系数大的流体;高粘度流体和在层流区流动的流体;饱和蒸汽。2.2流体流动速度的选择2 选择恰当的流速对于热交换器的正常操作具有重要的意义。因为在一般情况下，流速的增加将使换热系数随之俱增，但是增加流速将使流动阻力也随之增大，其增加的速率远超过换热系数的增加速率。 因此，所选择的流速要尽量使流体呈湍流状态，以保证设备在较大的传热系数下进行热交换，为避免产生过大的压降，不得不选用层流状态下的流速。而流速的最大值又是由允许的压降所决定的，当允许的压降已经限定，则最大流速就可由阻力公式计算出来。如果所允许的压降不是由生产条件来决定，则可根据技术经济比较来确定最佳流速(或最经济流速)，这时设备的投资费用与运行费用之和最低。 此外，在考虑最佳流速时并未计入所有因素的限制，这些因素中最主要的是机械条件与结构要求。所谓机械条件的限制是指流速的提高应当避免发生水力冲击、振动以及冲蚀等现象。至于在结构上则应注意到:当速度提得很高时，所需的管数少了，这时为了要保证所需的传热面积，就必须增大管子的长度或增加程数。长管不便于拆换和清洗，增加程数则使构造复杂，会使热交换器中引起平均温差的降低，因此实际上所选用的流速常低于最佳流速。至于流速的低限，就一般流体来说，则应能保持在湍流范围之内。还须注意，只有提高换热系数低的那一侧的流速，能对传热系数的增加发生显著的影响。因而流速的选择必须视不同情况而定。由下表2-1列出了选择流速时的一些参考值。表2-1流速表流体流速m/s管程 壳程循环水1.02.0 0.51.5新鲜水0.81.5 0.51.5低粘度油0.81.8 0.41.0高粘度油0.51.5 0.30.8气体530 215易结垢液体，或具有悬浮物质的冷却水（河水，海水），要求速度不小于1.52m/s，壳程流速应大于0.5m/s2.3流体温度和终温的确定10当热交换器的流动方式及传热面积已知时，流体的终温可由平均温差法或传热单元数法加以核定。在顺流和逆流时，还可用以下根据平均温差的指数规律而推导出来的公式直接计算终温，即在顺流时t”1=t1-(t1-t2) （2.1）t”2=t2-(t1-t2) （2.2） 而在逆流时t”1=t1-(t1-t2) （2.3）t”2=t2+(t1-t2) （2.4） 但是，流体的温度对热交换器的结构和运行有着重大的影响，因而在很多情况下都要由生产工艺过程或由设计者根据需要事先加以决定。在逆流传热时，当冷流体的终温与热流体的初温接近时，热利用率最大，但所需要的传热面也最大。 为了合理选择流体温度和换热终温可参考以下数据: (1)热端温差 20 (2)冷端温差 50 (3)冷却或冷凝器中，冷流体的初温应高于热流体的凝固点;对于含有不凝结气体的冷凝，冷流体的终温要求低于被冷凝气体的露点以下50 (4)空冷式热交换器热流体出口和空气进口之间的温差，从经济上考虑应不低20; (5)多管程热交换器应尽量避免温度交叉，必要时可将较小一端温差加大到20以上。 2.4管壳式热交换器的热补偿问题102.4.1 热交换器所受的应力热交换器工作时，都承受一定的内压或外压，因而壳壁及管壁要承受由于压力而产生的周向力和轴向力。对于内压薄壁圆筒而言，其周向应力值为Pd/2s0(Pd为平均直径，s0为计算壁厚)，而为满足周向应力的要求，计算壁厚应为S=+C,m （2.5）式中P筒体的设计压力，Pa Di筒体的内径，m; s筒体的壁厚，m; 焊缝系数; C壁厚附加量，m; 在设计温度下筒体材料的许用应力，Pa关于压力引起的轴向力，由于壳程流体压力作用于管板的净表面上，管程压力作用于端盖，进出水盖，故其值为：F1= Pa(D2i-nd20)+ ptd2in,N （2.6）式中：pa,pt-壳侧压力、管侧压力，Pa; di,do管子内、外径，m; n管子根数。该轴向力由壳体和管子共同承受，因而壳体所受之力与管束所受之力的和应等于Fi;又由于壳体与管子的应力分配与弹性模数成正比，故壳体应力ps= ，Pa （2.7）管子应力pt= ，Pa （2.8）式中f-截面积，m2 E弹性模数，Pa; 下标s,t分别表壳体与管子。在热交换器中，除了由压力产生的应力之外，还会由于壳体、管子所接触的流体温度不等，使壳体、管束的伸长受到约束，从而在轴向产生拉应力或压应力。这种由温差引起的力称温差应力或热应力、温差轴向应力。故从受力角度来看，热交换器要同时承受因压力而产生的轴向力、周向力以及因温差而产生的轴向力。若温差应力与受压而产生的轴向应力的总和超过壳体材料所允许的应力时，壳体将受到破坏。以上两个力除使壳壁和管壁产生拉(或压)应力之外，还在管子与管板的连接处产生拉脱力(从管板中拉脱出来的轴向力)，若管子拉脱力过大，则会引起接头处密封遭到破坏或使管子松脱。因此在设计时要校核拉脱力是否在允许范围之内。2.4.2 温差应力在计算固定管板式热交换器的温差应力时，通常假定:（1）管子与管板都没有发生挠曲变形，因而每根管子所受的应力相同;（2）以管壁的平均温度和壳壁的平均温度作为各个壁面的计算温度。设固定管板式热交换器在工作时的管壁温度为tw，壳体壁温为ts，则当两者都能膨胀自如时，管子的自由伸长量为t=at(tw-t0)l, m （2.9）而壳体的自由伸长量为 s=as(ts-t0)l, m （2.10）式中 at ，as 分别为管子和壳体材料的线膨胀系数，1/L-管子和壳体的长度，mt0-安装时的温度，由于管子与壳体不能独立地自由伸长，而只能共同伸长，因而当时，管子受到压缩，被压缩之长为（t-），而壳体受到拉伸，被拉伸之长为(-s)。应用虎克定律，可分别求出管子所受的压缩力和壳体所受的拉伸力。显然，这两个力应相等，即t-= , m （2.11）-s= , m （2.12）式中Et, Es分别为管子与壳体材料的弹性模数，Pa; ft, fs分别为所有管子、壳体的断面积，m2; F2管子所受的压缩力与壳体所受的拉伸力，N将以上两式合并，经整理后可得F2=,N （2.13）此即管子所受的压缩力和壳体所受的拉伸力。于是，管壁所受压应力为t= ,pa （2.14）壳壁所受拉应力为s= ,pa （2.15）故由温差产生的轴向应力ts=,Pa （2.16）tt=,Pa （2.17）但温差应力ts和tt方向相反，一个为拉应力时，另一个为压应力，因此与ps, pt合成时，若壳体膨胀量大于管子，则壳体轴向合成应力s=ps-ts ,Pa （2.18）管子轴向合成应力t=pt-tt ,Pa （2.19）若管子膨胀量大于壳体时壳体轴向合成应力s=ps+ts ,Pa （2.20）管子轴向合成应力t=pt+tt ,Pa （2.21）2.4.3 拉脱力在压力与温差的联合作用下，管子中所产生的应力为t，则管子拉脱力q为 q= ,Pa （2.22）式中 t管子的轴向合成应力，Pa; a单根换热管管壁的横截面积m2; l胀接深度，m若计算出的拉脱力超过允许范围，则需采取相应措施以减小拉脱力，例如对固定管板式无膨胀节的热交换器，就需采用膨胀节。2.4.4热补偿的措施一般情况下，当管子与壳体用同种材料，在壳壁与管壁的温差大于50时，就要考虑热补偿，以解决膨胀的差异。其措施主要是从工艺和结构两方面着手，可以采取的方法有减小管子与壳体的温差由于管壁温度总是接近于换热系数大的流体的温度，因此可将换热系数大的流体通过壳程，当壳体温度低于管束温度时，对壳体进行保温也可减小管子与壳体的温差。2.5管壳式热交换器管板的设计计算的要求3（1）设计计算公式是把管板视为均匀削弱的，放置在弹性基础上的当量平板。这个基本简化假定是由于在绝大多数实际的管壳式换热器结构中，管子直径相对于管板直径足够小，而管子的数量又足够多，假定在管板上管子是均匀分布的，因而离散的各个管子对管板的支承作用可以认定为均匀连续的，管板承受的载荷也认为是均匀分布的。（2）管束对管板在外载荷作用下的挠度和转角都有约束作用，管束的约束作用可以减少管板的挠度和降低管板中的应力。（3）管孔对管板的削弱作用。管板上密布着离散的管孔，管孔对管板的削弱作用主要表现在两个方面：第一，由于管板整体刚度削弱作用，采用刚度削弱系数，而对整体管板造成的强度削弱，采用强度削弱系数。第二，在管孔边缘产生的局部应力集中不予考虑，这样就可以近似的把管板当做一块均匀连续削弱的当量平板来考虑。（4）管板周边部分，通常存在一个较窄的不布管区，该区域的存在使管板边缘的应力下降。（5）由温度膨胀与壳程压力引起的壳壁的轴向位移和管板管束系统的轴向位移应在管板周边协调一致。2.6 管壳式热交换器设计参数及技术要求（1）设计参数淡水流量： G11=39T/h海水流量 ： G12=30T/h淡水进水温度 ： 80冷却水进水温度 ： 30淡水侧工作压力：0.2Mpa海水侧工作压力：0.2Mpa换热面积：2（2）技术要求1.用于柴油机热循环淡水的冷却。2.水压试验：端盖压力试验，压力为0.5Mpa，时间30min，无渗漏；管侧压力试验，压力为0.5Mpa，时间为30min，无渗漏;壳程压力试验，压力为0.5Mpa，时间为30min，无渗漏。3.外表面光滑，平整。4.加工面涂防锈油，其余涂防锈底漆。5.管程内为冷却介质海水，壳程内为被冷却介质淡水。6进水法兰和出水法兰分别与所配套柴油机的相应法兰接管连接。3 管壳式热交换器的设计3.1.管壳式热交换器主要组合部件3.1.1 进出水盖铸件，海水进出水口，封住壳体一面。3.1.2 壳体 单程壳体，经济便宜，结构简单，热效率最高（平均传热温度差修正系数）最大，在相同的壳体直径内，排管最多，比较紧凑。3.1.3 端盖铸件，封住壳体的另一面。3.1.4 管板材质：铜。用于固定管束，封闭壳体两侧，使壳内流体与管内流体分开，具有传热作用。在高温高压且其接头在操作中受反复热变形，热冲击和热腐蚀的作用时，为保证其可靠性，采用胀管法。胀管法通常能保证连接的严密性，同时易于更换损坏的管子。胀接接头不仅受温度影响，还受到操作压力，材质和其他条件的影响。多用于压力低于4Mpa和温度低于300的条件。采用胀管法，管板最薄，不仅造价低而且每根管子内侧都能进行清洗。但壳侧清洗较难，不能进行机械清洗，所以宜用与不易结垢和清洁的流体。管板与管子用胀接法连接时，管板的最小厚度（不包括腐蚀裕量）按表3-1规定表3-1管板的最小厚度换热管径d02525d05050管板最小厚度min用于易燃易爆有毒介质等严格场合 d0用于无害介质的一般场合0.75 d00.70d00.65 d03.1.5 隔板（圆缺形）1 材质：铜在管箱内安装隔板是为了将热交换器的管程分为若干流程。隔板的形状应力求简单，并使密封长度尽可能短。根据GB151-1999的规定，所采取的程数有1,2,4,6,8,10,12七种程数。如图3.2所示图3.2隔板管程隔板作用-防止壳程流体平行于管束流动，减少壳程底部液体的沉积。隔板缺口高度可为直径的10%40%，现在通用的高度为直径的25%。实际上在相同的压力降下，圆缺高度为直径20%的隔板将获得最好的传热效率。如图3.3所示图3.3隔板排列方式(Tinker)在1947年提出一个引人注目的壳侧流体流动模型，它将壳侧流体分为错流、漏及旁流等几种流路，每个流路各有自己的特点，如图3.4可知 图3.4廷克流路表流路A:由于管子与隔板上的管孔间存在间隙，而隔板前后又存在压差所造成的泄漏，它随着管外壁的结垢而减小。此流路在环形间隙内有非常高的换热系数，但却降低了主流速度，故对传热不利。流路B:这是真正横向流过管束的流路，它是对传热和阻力影响最大的一项。流路C:管束最外层管子与壳体间存在间隙而产生的旁路。此旁路流量可达相当大的数值。设置旁路挡板，可改善此流路对传热的不利影响。流路D:由于隔板和壳体内壁间存在一定间隙所形成的漏流，它不但对传热不利，而且会使温度发生相当大的畸变，特别在层流流动时，此流路可达相当大的数值。流路E:对于多管程，因为安置分程隔板而使壳程形成了不为管子所占据的通道，若用来形成多管程的隔板设置在主横向流的方向上，它将会造成一股(或多股)旁路。此时若在旁通走廊中设置一定量的挡管，可以得到一定的改善。3.1.6 换热管（B10白铜管）铜管坚固、耐腐蚀性强，具有一般金属的高强度；同时又比一般金属易弯曲、易扭转、不易裂缝、不易折断。铜管集金属管材与非金属管材的优点于一身。它比塑料管材坚硬，韧性好且延展性高，具有优良的抗振、抗冲击及抗冻胀性能。 铜管可以承受极冷和极热的温度，从196度到250度适用范围大，且适应温度剧烈变化（高温低温高温），使用性能不会因长期使用和温度的剧烈变化而降低，不会产生老化现象。这是普通管材所不能及的。 铜管的线形膨胀系数很小，是塑料管的1/10，可抗疲劳。在温度变化时不会产生过度的热胀冷缩而导致应力疲劳破裂。管子的排列方式：等边三角形排列（正六边形排列）法按等边三角形排列时，流体流动方向与三角形的一条边垂直，最内层六边形的边长等于S，通常在管板周边与六边形的边之间的六个弓形部分内不排列管子，但当层数a6时，则在这些弓形部分也应排列管子，这时最外层管子的中心不应超过最大六边形的外接圆周。如图3.5所示图3.5换热管排列 管板上两根管子中心线的距离称为换热管中心距，其大小主要与管板强度和清洗管子外表所需间隙，管子在管板上的固定方法等有关。采用胀管法时，过小的中心距会造成管板在胀接时由于挤压力的作用而产生变形，失去了管板与管子之间的连接力。一般认为换热管中心距以不小于1.25倍的管外径为宜。换热管与管板的连接-连接部位的换热管和管板孔表面应处理干净，不应留有影响胀接质量的毛刺，铁屑，锈斑，油污等；胀接连接时，其胀接长度，不应伸出管板背面，换热管的胀接部分与非胀接部分应圆滑过渡，不应有急剧的棱角。 为了提高胀管质量，要求管板材料的硬度应高于管子端的硬度，这样才能保证胀接强度和紧密性。 对于结合面的粗糙度，管孔与管子间的间隙太小，对胀管质量也有一定的影响，如结合面粗糙，可以产生较大的摩擦力，胀接后不易拉脱，若太光滑则易拉脱，但不易产生泄漏。为了结合面不产生泄漏现象，在结合面上不允许存在纵向的槽痕。 3.1.7 其余零部件出水方法兰，螺塞，壳体封板，旋盖，液位传感器，垫片，垫圈3.2.管壳式热交换器的结构设计53.2.1 管程流通截面积的计算单管程热交换器的管程流通截面积为At=Mt/tt, （3.1）式中 A管程流通截面积，; Mt 管程流体的质量流量，kg/s; t-管程流体的密度，kg/m3; t-管程流体的流速，m/s；管程流体为海水，海水的质量流量=30t/h,海水密度=1.03×103 kg/m3海水流速= 2 m/s，由上式可得：At5.4为保证流体以上述流量和流速通过热交换器，则所需管数n为 n=4At/di2 （3.2） 式中 di-管子内径，mAt5.4，di=6×10-3m由上式可得：，n=190为满足热计算所需的传热面F，每根管子的长度L应为 L=F/dn, m （3.3）式中的d为管子的计算直径，m。d=7×10-3m由上式可得：L=0.59m一般情况下，管子的计算直径取换热系数小的那一侧的，只有在两侧的换热系数相近时才取平均直径作为计算直径。当传热面一定时，增大管子长度可使热交换器的直径减小，从而使热交换器的成本有所降低。另一方面，太长了会给管子的清洗和拆换增加困难。当管子的长度定为L后，所需的管程数Zt=L/l （3.4）上式：L=管程总长，m；l=每程长度，m；由图纸可知，Zt=6，符合标准3.2.2 壳体直径的确定在确定壳体直径时，需要先确定内径。壳体内径与管子的排列方式密切相关。内径：Ds=（b+1）s+2b （3.5）式中 b=（11.5）d0(d0为管外径) b=管子按等边三角形排列时，b=1.1 s=最内层六边形的边长按计算得到的内径应圆整到标准尺寸。d0=7×10-3m,由上式可得，Ds=158.4根据GB150-1999，所以选用钢管制作圆筒。3.2.3 壳程流通截面积的计算1弓形隔板 图3.6隔板缺口高度如图3.6所示，其缺口高度（h）应能保证