固定管板式换热器的设计 108页

'固定管板式换热器的设计摘要固定管板式热交换器是管壳式热交换器的一种典型结构，也是目前应用比较广泛的一种热交换器。由已经给出的数据，首先进行热力计算，对换热管根数和管径等进行选择，使热交换器能满足换热需求。再根据GB151-2014和GB150-2011对壳程、管程、管板等零部件进行了结构的设计和强度计算，包括了材料的选择、具体尺寸的确定、开孔补强的计算和一些标准件的选用等，在校核计算符合要求之后才确定各项数据。最后用AUTOCAD进行装配图和各个零件图的绘制，在陈老师的多次审图之后出正式图纸。关键词：热交换器；固定管板式；标准-I- AbstractTheDesignofFixed-plateheatexchangertubeABSTRACTFixedtubeplateheatexchangerisatypicalstructureoftheshellandtubeheatexchangerandawiderangeofheatexchanger.Bythegivendata,firstofall,carryingoutthermodynamiccalculation,tochoicetheheatexchangertubesnumberanddiametertomeetthedemandofheattransfer.ThenuseGB151-2014andGB150-2011ontheshelltube,tubesheet of structuredesignandstrengthcalculationincludesmaterialselection,determinetheconcretesize, thecalculation totheopeningreinforcementand somestandardpartsoftheselection.Inthe calculation tomeettherequirementsbeforedeterminingthe data.FinallyusetheAUTOCADtaketheassemblydrawingandpartsdrawing,aformaldrawingsaftertheteacherapprovaled.Keywords:heatexchanger;Fixedtubeplate;Standard-1- 前言用于大于等于两种流体之间、固体和流体之间、固体粒子之间，或有热接触但温度不同的同种流体之间的热量（或焓）传递的装置，叫做换热设备，是实现化工生产过程中热量传递和交换的设备。1课题研究背景及目的在工业生产中，热交换器的主要作用是使热量（或焓）由温度相对较高的流体传到温度相对较低的流体，使流体的温度指标达到工艺过程的规定，以满足工艺过程的需求。石油、化工、制药、能源等工业生产，需要经常加热低温流体或冷却高温流体。这些过程与热量的传递有着非常密切的联系，都要用热交换设备来完成这些过程。在化工厂的设备里，热交换器的投资占总投资的10%到20%；在炼油厂中，约占设备总投资的35%到40%；海水淡化工艺里需要用到的装置几乎全部是由热交换设备组成的。近20年来，换热设备在能量的转化、储藏、回收以及新能源的利用和污染物的治理中有着普遍的应用[1]。随着热交换器节能技术的高速发展，应用领域也扩大了很多，利用热交换器对多余的热量进行回收利用给公司带来了较为显著的经济效益。热交换器也是国民经济和工业生产中应用极其广泛的热交换设备，随着现代化的新工艺、新材料、新技术的开发和能源危机的来临，世界各国都把石油化工的深度加工和综合高效利用能源放在了首要的位置，由此可见热交换器面临着巨大的挑战。热交换器的性能对能源的利用率、产品的质量以及整套设备或者系统运行的可靠性、经济性起着至关重要的作用，有时候甚至起着决定性作用。随着热交换器的地位和作用的提高，为了适应多种工作环境和工作要求，热交换器也开发出了越来越多的类型，不同类型的热交换器有不同的性能，也具有各自的优缺点。管壳式热交换器是属于表面式换热器的一类，是热交换器中使用最广的一种，虽然在传热效率、结构的紧凑性和单位传热面积金属消耗量等方面不如一些新型的高效紧凑式热交换器，但它结构坚固、可靠性高、易于制造、适应性广、生产成本低、处理能力大、选用的材料范围广、能承受较高的操作压力和温度、换热表面的清洁比较方便。在高温、高压和大型换热器中，管壳式热交换器仍具有绝对优势。管壳式热交换器主要又分为：固定管板式热交换器、U型管式热交换器、浮头式热交换器等，而固定管板式又是管壳式热交换器是使用最为广泛的一种，具有结构简单，管程清洗方便等特点。-1- 因此对固定管板式热交换器的研究和设计具有很大的意义，也是为了实现以下目的：1、减小设计传热面积的热交换器来减小质量和体积；2、提高现有热交换器的换热效率；3、使热交换器能够工作在温差较低的环境中；4、减小热交换器的流体阻力来减少换热器的动力消耗。2设计主要流程本设计首先搜集资料，查阅了相关的二十多篇文献，了解了热交换器详细结以及作用原理，全面考虑设计过程中需要注意的因素，并总结了一些现代化的创新型设计方案，同时详细介绍了本设计的主体——固定管板式热交换器的结构，对管程、壳程的各个主要部件作用做了介绍，最后介绍了本设计要用到的各个标准，完成了第一章的文献综述。在第二章，通过给定的设计要求，首先确定了设计方案，即初步选定热交换器的容器类型、流体的通道、流速、管束的排布方式以及管径等。然后便开始了工艺计算，对原油的流量、平均传热温度和传热面积进行计算。接下来通过工艺结构尺寸计算确定了管长、管程数壳程数、传热管根数、壳体内径、折流板数以及接管内径等。最后进行了热交换器的传热和阻力计算完成了整个热交换器的热力计算。第三章首先确定了接管法兰、接管以及支座的尺寸，然后就分别开始了对壳程圆筒、封头、管箱法兰、管板等的选材和强度校核，最后进行是否需要膨胀节和接管补强的判断，完成了热交换器的整个强度计算及校核。第四章进行了对整个热交换器的主要零部件的汇总，得出了设计结论-1- 第1章文献综述1.1热交换器介绍换热设备是用于两种及其以上的流体之间、一种流体和一种固体之间、固体粒子之间或有热接触且具有不同温度的同种流体间的热量（或焓）传递的装置。它是化工、炼油、食品、轻工、能源、机械以及其他许多工业部门被广泛使用的一种通用设备。在化工厂的设备里，热交换器的投资占总投资的10%到20%；在炼油厂中，约占设备总投资的35%到40%；海水淡化工艺里需要用到的装置几乎全部是由热交换设备组成的。近20年来，热交换设备在能量的转化、储藏、回收以及新能源的利用和污染物的治理中有着普遍的应用。工业生产中，热交换设备的主要作用是让热量（或焓）由温度较高的流体传递给温度较低的流体，使流体的温度达到工艺过程中规定的指标，从而满足工艺过程的需要。热交换设备也是回收余热、废热以及低品位热能的有效装置。工业生产中，由于工作条件、用途、物料特性等不同，出现了各种不同形式和结构的换热设备。在此，主要研究了管壳式固定管板热交换器。管壳式热交换器属于间壁式热交换器（又称表面式热交换器），它是利用间壁将需要交换的冷热两种流体隔开，互不接触，热量从热流体通过间壁传递给冷流体的一种热交换器。这类热交换器是目前使用最为广泛的一种换热设备。它的基本结构是在一个或多个圆筒形的壳程（壳体）中放置管束（由多个管子组成），该管子的两端或者一端要固定于管板上面，其中管子上的轴线要和壳体上的轴线相平行。是为了增加流体在壳程的流速并支承管子，改善传热的性能，在筒体内间隔安装多块折流板（也可以是其他新型的折流元件），用拉杆和定距管将折流板和管子组装在一起。换热器的壳体和两侧的端盖上（偶数管程则是一侧）装有流体的进出口，也有根据要求在其上装设检查孔，为安置测量仪表用的接口管、排气孔和排液空等。管壳式热交换器虽然在传热效率、结构的紧凑性和单位传热面积金属消耗量等方面比不上一些新型高效的紧凑式换热器，但它也有明显的优点，如结构坚固、可靠性高、易于制造、适应性广、生产成本低、处理能力大、选用的材料范围广、能承受较高的操作压力和温度、换热表面的清洁比较方便等。在高温、高压和大型热交换器中，管壳式热交换器仍具有绝对优势，是目前使用最广泛的一类换热器。根据管壳式换热器的结构特点，分为固定管板式热交换器、浮头式热交换器、U形管式热交换器、填料函式热交换器和釜式重沸器五类。在本设计论文中是对固-21- 定管板式热交换器的设计计算，则着重介绍固定管板式热交换器。1.2固定管板式热交换器结构简介固定管板式热交换器由管板、管箱、壳程、管子等零部件组成，管束连接在管板上，管板和壳体之间焊接，管束两端用胀接或焊接的方法将管子固定在管板上，壳体进出口管直接焊接在筒体上，管板外圆周和封头法兰直接用螺栓紧固，管程的进出口管直接焊接在管箱上，管束内根据换热管长度设置多块折流板，这类换热器的管程可以用隔板分程多个程数。固定管板式热交换器的优点是结构简单、紧凑，并可以承受较高的压力，造价低，管程的清洗方便，管子损坏的时候易于堵管或者更换；缺点是当管束和壳体的壁温或者材料的线膨胀系数差别较大时，壳体和管束中的热应力较大。这种热交换器适用于壳侧介质比较清洁而且不容易结构并能进行清洗，管、壳程两侧的温差较小或温差较大但是壳侧的压力不高的场合。在管壳式热交换器的基本设计方法中，要在满足工艺过程要求的前提下，达到安全和经济的目标。热交换器的设计中的主要任务有参数选择、结构设计、传热计算和压降计算等。设计主要包括了管子排列、管子支承结构、管程数、管长、壳体形式、热交换器类型、冷热流体流动通道等工艺计算和壳体、封头、管板等零部件的结构、强度设计计算。热交换器的工艺设计计算依据设计任务的不同可以分为设计计算和校核计算，包括换热面积的计算与选型两方面。一般情况下已知冷流体和热流体的物性和处理量。进出口压力和温度由工艺方面的要求来确定。在设计中需要选择或确定的有三大类数据：结构数据、物性数据和工艺数据。设计计算是根据已知的数据来计算热交换器的换热面积，从而来决定这个热交换器所需要的结构，可以来选定已有的标准热交换器；而校核计算则是对已经有的热交换器进行一些运行参数的核定，校核它是否满足预定的要求。热交换器的各零部件的设计和选择依据的标准是GB151-2014[2]《热交换器》。热交换器分为管程和壳程，流经换热管的内通道以及其相贯通的部分称之为管程，流经换热管外通道以及与其相贯通的部分称为壳程。整个热交换器的设计过程中，由于热交换器是压力容器的一种，则GB150-2011[3]《钢制压力容器》也是一个运用较多的标准，其他对法兰、垫片的标准则选用新的能源部发布的HG/T20615-2009[4]《钢制管法兰》，螺纹的选择用到了GB/T196-2003[5]《螺纹规格标准》，而在制作过程中的选用则用到的是JBT4712.1~JBT4712.4-2007[6]《容器支座》，在整体的设计中，熟练运用标准是一项非常重要的技能。-21- 在管程结构当中，换热管占了整个热交换器的大部分重量，换热管除了光管之外还能采用各式各样的强化传热管，比如翅片管、螺纹管、螺旋槽管等。当管内外两侧的给热系数较大的时候，翅片管的翅片布置应在给热系数较低的一侧。换热管是具有标准的尺寸（外径×壁厚）的钢管，主要分为无缝钢管和不锈钢管。在设计热交换器的时候，采用小管径的换热管时，可使传热系数提高、单位面积的传热面积增大、金属耗量减少、结构紧凑。据简单的估算，将同直径热交换器的换热管尺寸由φ25mm改为φ19mm，传热面积便可以增加40%左右，同时节约20%以上的金属。但小管径的流体有较大阻力，且不方便清洗，容易结垢堵塞。通常情况下，大直径的管子用于黏性较大或污浊的流体，小管径的管子则用于相对较清洁的流体。换热管常用的材料通常有碳素钢、铜、铜镍合金、铝合金、低合金钢、不锈钢、钛等。除此之外，也能够用一些非金属材料，如陶瓷、石墨、聚四氟乙烯等。换热管的排列方式主要有正方形、转角正三角形、正三角形、转角正方形等。正三角形的排列方式能够在相同的管板上排列最多的管数，所以用的最普遍，但是管外不便于清洗。为便于管外清洗，可采用正方形或转角正方形排列的管束。管板是管壳式热交换器里面最重要的零部件之一，其作用是排布换热管。将管程和壳程的流体分开，避免冷热流体的混合，同时受到管程、壳程的压力和温度的作用。管板在选材的时候不仅要考虑力学性能，还要考虑管程和壳程流体的腐蚀性，以及管板和换热器之间存在的电位差对腐蚀的影响。当流体腐蚀较低或者基本没有腐蚀性的时候，管板一般采用压力容器用的碳素钢或者锻件或低合金钢板来制造。当流体的腐蚀性较强时，管板应采用耐腐蚀材料，如不锈钢钛、铝、铜、等。对于厚度较大的管板，为达到降低造价，工程上常采用钛+钢、不锈钢+钢、钛+钢等复合板，或堆焊衬里。在热交换器承受高温、高压时，高温、高压对管板的要求是具有矛盾的。增大管板的厚度，管板便可以承受更大的压力，但是当管板两侧的温差较大的时候，沿管板内部厚度方向的热应力会增大；若减小管板的厚度，可以适当的降低它的热应力，但是承压能力会下降一些。而且，在开车和停车的时候，由于厚管板的温度变化较慢，换热管壁厚薄，温度变化较快，所以在换热管和管板的连接处会产生出较大的热应力，大的热应力往往会导致换热管和管板连接的地方发生破坏。因此，在满足强度的要求下，应尽量减少管板的厚度。管板设计时的基本考虑是：把实际复杂的管板简化为承受均匀分布的载荷，置于弹性的基础上并且受到在管孔有平均削弱作用的当量圆板。同时也在这个基础上考虑管束对于管板的挠度有约束作用，但忽略对于管板的转角具有约束作用；管板周边没有布管区域对管板有应力影响，把管板划分成为两个区，即靠-21- 近中央的布管区和靠近周边较窄的不布管区；不同结构形式的热交换器，管板边缘处具有不同形式的连接结构，根据具体的情况，考虑了壳体、法兰、管箱、封头、垫片等元件对管板边缘转角产生的约束作用；管板兼做法兰时，法兰力矩对管板应力的影响。管板的设计思路包括管板的弹性分析、危险工况、管板应力校核、管板应力调整。总体下来，管板的计算非常复杂，手算的工作量很大，目前我国已开发出过程设备强度计算的软件，比如SW6，在实际工程计算中运用软件计算便会大大缩短设计计算的工作量[7]。管箱位于换热器的两端，其作用是将管道输送过来的流体均匀分布到各个换热管，把管内的流体汇聚在一起并送出热交换器。在多管程热交换器里，管箱还能起到改变流体流向的作用。管程是在管内流动着的流体从一端流到另一端，在管壳式热交换器中，最简单的是单管程的热交换器。根据工艺设计要求，需要增加换热面积的时候，可采用增加换热管的长度或管数的方法。过于加长换热管的长度会受到加工、运输、安装及维修等多方面的限制，因此经常用增加管数的方法来实现换热面积的增加。管板与换热管的连接是管壳式热交换器的设计、制造中最关键的技术之一，也是热交换器出事故率最高的部位，所以，热交换器中管板和换热管的连接质量的好坏直接影响了热交换器的使用效果和使用寿命。主要有采用强度胀接、强度焊、胀焊并用的方法[8]。在壳程结构中主要由壳体、折流板或折流杆、拉杆、防冲挡板、纵向隔板、防短路结构等元件组成。壳体一般情况下是个圆筒，在筒壁上焊有接管，可以流入和排出流体。折流板的设置是为了提高壳程流体的流速并增加湍动，使壳程流体垂直地冲刷管束，改善传热，增加壳程流体的传热系数，减少结垢。在卧式热交换器中，折流板的还有支承作用。折流板一般是等间距布置，管束两端的折流板应放置在靠近壳程进出口接管。折流板上的管孔和换热管之间的间隙、折流板和壳体内壁之间的间隙应该符合要求，间隙过大会泄漏严重，对传热不利，还会引起振动；间隙过小，会使安装困难。折流板一般采用拉杆和定距管连接在一起[9]。其他零部件可根据需求来设定或者选用，如折流杆、防短路结构（挡管、旁路挡板、中间挡板）、防冲板、支座、静电接地板、铭牌等。上述基本设计主要在工程设计中用到的为主，当今社会是一个不断发展和进步的社会，能源和资源的紧缺让人们不得不努力开发新型的热交换器，研究新型的高效的热交换器元件，各工业部门都在努力发展大容量、高性能的设备，减少设备的投资和使用费用。当今的化工等生产中的环境更加恶劣，介质的腐蚀、毒性等情况会更加突出，所以新型材料也不断的加入热交换器的设计制造中。-21- 在这样的世界大环境下，各国都加快了先进热交换技术和节能技术的发展。我国十分重视传热强化和热能的回收利用这些方面的研究和开发工作，开发了适用于不同的工业生产过程要求的高效热交换设备来提高经济效益，并且取得了丰硕的成果。其中，传热强化和节能技术是热交换技术研究的主体方向。传热强化是改善传热性能的技术，可以通过提高和改善传热速率，来达到使用最经济的传热设备来传递一定热量的目的，也可以通过提高传热系数、增加平均传热温差、扩大换热面积等来实现。目前还普遍用槽管、翅片管、螺纹管、波纹管等新型管子来扩展表面以达到强化传热。同时也常会有通过改变壳程挡板结构、改变管束支承结构等方法来减少或者消除壳程的流动和传热的滞留死区，从而使换热面积能够得到充分得利用，达到壳程强化传热的效果[10]。总之，在这个能源紧缺的时代，对热量的充分利用显得尤为重要。在这个大发展的背景下，我国的热交换器也取得了巨大的突破，但是由于我国的热交换器起步相对较晚，在一些高端热交换器领域，比如模型化技术、电脑程序应用于设计计算、高新材料在热交换器的运用等方面相对于发达国家较薄弱。而且我国的化工、炼油、轻工业等正处于快速发展的阶段，提高热交换器的本土效率和产量便可以减少大量的热交换器进口，并能有效的减少国内大多数需要用到热交换器公司的开支，同时也能促进我国热交换器的大发展。1.3热交换器的优化热交换器的优化升级是重要的研究方向。祁飞，刘国振，贾晓艳在《固定管板式换热器热处理有关问题的探讨》[11]一文中分析道，设备是否进行焊后热处理选用哪种热处理，应首先分析其热处理的目的，充分理解标准中含义，再做出正确的选择，从而才能设计且制造出合格产品。热交换器的优化主要从结构设计、制作工艺、热处理、新技术开发应用等方面出发，用以提高换热效率、延长使用寿命、升级控制方案。刘执彬、徐勇在《固定管板换热器传热效率影响因素分析》[12]一文中，总结固定管板换热器传热效率的影响因素有：流动路线及防短路设置、折流板间距、管束在壳程接管进口或出口处的流通面积。并建议，根据工艺设计参数（介质流速、压力降等）依据伯努利方程确定介质在换热器内的流速，再以此流速来设计折流板弓高和间距。周蕾在《固定管板式换热器的研究与优化》[13]中，对固定管板式热交换器的固定管板厚度随工作压力(壳程与管程压力)改变的变化情况和不同热交换器公称直径条件下的管板布管情况进行了系统的研究，采用线性加权法对固定管板式热交换器的整体进行了优化。陈文星，陈士玮在《换热-21- 器优选的灰靶决策法》[14]一文中，灰靶理论应用到热交换器设计方案的评价与优选中，取得了与采用其他方法分析一致的结果，显示了它的有效性和实用性。而且整个分析过程简便，为其他一般化工设计方案优选提供了一种实用的方法。王伟，商玉坤，王立刚在《焦化厂粗煤气冷却用固定管板式换热器改进》[15]提出了结构设计上的改进和制造过程中的几个问题。王武超，赵竞全在《冷凝器动态性能仿真研究》[16]一文中应用移动边界法（MB)对冷凝器建立了动态仿真数学模型，模型体现了冷凝器内各个相区长度随时间的变化，模型最终可以化为常微分线性方程组的形式，在求解上更为方便且兼顾了仿真的效率和精度，模型可提供冷凝器详细的性能参数；研究了在系统不同的控制参数阶跃情况下冷凝器的动态响应，获得了冷凝器的动态特性，冷凝器的动态特性是冷凝器动态优化设计和编制系统控制规律的基础。该文中的冷凝器建模方法适合于系统级仿真研究。况莉在《循环水换热器泄漏故障分析和对策》[17]一文中，提出了循环水换热器泄漏故障分析和对策，使得换热器运行效果良好，达到了降低维修费用，保证装置长周期稳定运行的目的，为以后类似换热器的维护改造提供了有益的经验。刘维亭，张冰，朱志宇在《主冷凝器模糊控制系统设计》[18]一文中，从主冷凝器的特性出发，对真空－凝水过冷度控制系统进行了深入地研究，详细阐述了系统的设计准则、设计模型及实现方法。该系统硬件采用了数字信号处理芯片，以保证系统的实时性，软件采用了模糊－神经网络算法以克服系统模型的不确定性。设计出了工作稳定可靠，具有较强的鲁棒性的换热系统。-21- 第2章热力计算2.1原始数据和基本符号2.1.1原始数据表表2.1原始数据表Table2.1Rawdatatable管程壳程工作介质流体名称回流液原油气相密度流体密度（kg/）701798k污垢热阻值(·℃/W)0.00020.0004物性μ（kg/(m·s)）(kJ/(kg·℃))2.892.2λ（W/（m·℃））0.1510.131操作压力正常/最大MPa（G）0.8MPa1.0MPa进/出口操作温度（℃）194/101.853.7/122.1环境温度（℃）壁温（℃）147.987.9进口管流体流速（m/s）主要材料（推荐）碳素钢碳素钢腐蚀速率（mm/a）0.10.12.1.2基本符号——壳程圆筒的内径横截面积，；——在布管区，由于设置隔板槽和拉杆的需要，而没被换热管支承的面积，；——管板开孔之后剩下的面积，；——圆筒壁金属的横截面积，；——换热管管壁金属的横截面积，；-21- ——设备法兰的宽度，对于c型连接方式为管板延长部分做法兰形成的凸缘宽度，mm；——系数，按和查GB151-2014[2]图25；——系数，按和查GB151-2014[2]图25；——设备法兰上的外径，对于c型连接方式为管板延长部分做法兰形成的凸缘外直径，mm；——换热器中的壳程圆筒以及管箱圆筒的内直径，mm；——换热器管板上的布管区当量直径，mm；——换热器里换热管拥有的外径，mm；——换热器壳体法兰使用的材料拥有的弹性模量，MPa；——换热器管箱法兰使用的材料拥有的弹性模量，MPa；——换热器管板使用的材料拥有的弹性模量，MPa；——换热器壳程圆筒使用的材料拥有的弹性模量，MPa；——换热器换热管选用材料拥有的弹性模量，MPa；——系数，当时，取和其中较大的值；当时，取值；——系数，只适用于时，；——系数，当时，按和查GB151-2014[2]图31（a）实线；当时，按和查GB151-2014[2]图31（b）；——系数，按和查GB151-2014[2]里图29；——系数，按和Q查GB151-2014[2]图30；——热交换器中换热管拥有的加强系数；——热交换器管束模数，MPa；——热交换器换热管的有效长度，mm；——换热管与管板的焊脚高度或者胀接长度，mm；——热交换器管板边缘上的力矩系数；——系数；——边界效应压力组合系数；——热交换器管程在操作工况下所拥有的法兰力矩，按GB150-2011[3]规定，取其计算压力是，；-21- ——热交换器中换热管的数量；——热交换器有效压力的组合，MPa；——热交换器边界效应上的压力组合，MPa；——热交换器当量压力的组合，MPa；——热交换器壳程上的设计压力，MPa；——热交换器管程上的设计压力，MPa；——换热管与管板连接时的拉脱力，MPa；——热交换器许用拉脱应力，MPa；——设备制造的环境温度，℃；——热交换器壳程圆筒沿长度的平均金属温度，℃；——热交换器换热管沿长度的平均金属温度，℃；——热交换器管板边缘上的剪切系数；——系数，见GB150-2011[3]，按查取；——热交换器壳程圆筒上的材料随温度的线性膨胀系数；——换热管换热管上的材料随温度的线性膨胀系数；——系数；——壳程圆筒与换热管的热膨胀变形差；——管板的计算厚度，mm；——壳体的法兰厚度，对于c型连接方式，为管板延长部分做法兰形成的凸缘厚度，mm；——管箱法兰厚度，mm；——热交换器管箱圆筒的厚度，mm；——热交换器壳程圆筒材料的厚度，mm；——热交换器里换热管的壁厚，mm；——管板上的刚度方面削弱系数，一般可以取值；——系数；——管板上的强度方面削弱系数，一般可以取；——热交换器壳程圆筒上的轴向应力，MPa；——热交换器壳体法兰上的应力，MPa；——热交换器管板上的径向应力，MPa；-21- ——热交换器管板上的布管区旁边位置径向应力，MPa；——热交换器管板上径向拥有的应力系数；——热交换器管板上的布管区周围位置的径向拥有的应力系数；——热交换器的换热管上的轴向应力，MPa；——热交换器管板的布管区周围位置的剪切应力，MPa；——热交换器管板的布管区周边位置的剪切应力系数；——热交换器壳程圆筒的装配环向焊缝系数；——系数，按和查GB151-2014[2]图26；——系数，按和查GB151-2014[2]图26；-21- 2.2设计方案的确定2.2.1.换热器类型的选择回流液进口温度为194℃出口温度为101.8℃原油进口温度为53.7℃出口温度为122.1℃已知条件以给定为设计固定管板式热交换器，故选择固定管板式热交换器。2.2.2.冷热流体通道选择根据任务书回流液走管程，原油走壳程。2.2.3.流速的选择热交换器内流体的流速，不仅与对流传热系数有直接影响，而且与污垢热阻有关，从而会影响到总传热系数。特别是对于含有混沙等易沉积的颗粒物料，流速过低可能使管路堵塞，严重影响了设备的使用，但增大流速又会使流体阻力有明显的增大。一般的流体都尽可能使Re>10-4初步选定速度为1.0m/s，根据计算确定具体值。2.2.4.设备的结构形式（1）结构类型管束一般采用正三角形排列，管程应为偶数程，又由于壳程需要经常清洗，管束可采用正方形排列，折流板用纵向隔板，这些要根据后面的具体计算要求设计。（2）流体设备内的流向在无相变过程中，进出口温度确定时，逆流推动力大于并流传递，同样热流量所需的传热面积较小，因而逆流总是优于并流，但在实际换热器中纯的逆并流并不多见，其流动形态较为复杂，因此根据纯逆流的平均推动力和修正系数来计算实际的推动力，值应当大于0.8。-21- （3）设备的材料选择和保温初选f19×2mm的碳钢管，需要的热补偿根据计算结果再具体确定2.3工艺计算2.3.1.求原油的流量2.3.2.热流量2.3.3.平均传热温度2.3.4.传热面积根据流体情况，假设-21- 2.4工艺结构尺寸2.4.1管径管内流速及管长选用f19×2mm的碳钢管，管长选为6m管内径取管内流速2.4.2管程数和传热管数安单程换热计算，管束长度L为按单程管设计管长太长，一般采用多程管，选管程，每管程为6m所以选6管程，每管程为6m传热管总根数为根2.4.3平均传热温差校正及壳程数查GB151-2014[2]图B.3得到-21- 则平均传热温度为：由于>0.8，故取单壳程合适2.4.4传热管排列和分程方法采用组合排列法，即每层内均按正三角形排列，隔板两侧选用正方形排列，取管心距,则隔板中心到其最近一排管中心距离各程相邻管的管心距为24mm管数的分程方法：每一程的管数应大致相等，因为是6管程，且每一种的管数为121根，应采用平方分法，此方法便于接管。2.4.5壳体内径采用多管程结构，取管板利用率，则壳体内径为：按卷制壳体的进档级，可取2.4.6折流板采用弓形折流板，取弓形折流板圆缺高度为壳体内径的25%，则切去的圆缺高度,取折流间距，可取-21- 折流板数目块折流板圆缺面水平装配2.4.7接管壳程流体进出口接管：取接管内流体流速为，则接管内径为：管程流体进出口接管：取接管内流体流速为，则接管内径为：2.4.8其他附件该热交换器壳体内径为800mm，则其拉杆直径为，最少拉杆数为4，壳程入口处，应设置防冲挡板2.5换热器核算2.5.1热流量核算（1）壳程对流传热系数对圆缺形折流板，可采用凯恩公式有：当量直径为：-21- 壳程流通面积为：壳程流体流速及雷诺数为：普朗特数为：又由黏度校正：（2）管内表面传热系数为：管程流体流通截面积为：管程流体流速为：-21- 普朗特数为：（3）污垢热阻和管壁热阻为：管外侧污垢热阻管内侧污垢热阻碳钢在该条件下的热导率为50，所以:（4）传热系数为：（5）传热面积裕度计算传热面积为：该换热器的实际传热面积为:-21- 该换热器的面积裕度为：15%<15.8%<25%1.15<1.16<1.25所以该换热器能够完成生产任务2.5.2壁温计算热阻大的环节在传热过程中温差也相对较大，金属壁的热阻通常可以忽略不计，即故：解得2.5.3热转换器内流体的流动阻力（1）管程流体阻力为：由Re=1279.5，传热管相对粗糙度0.01查得：-21- 在允许范围内（1）壳程阻力为：流体流经管束的阻力为：流体经过折流板缺口的阻力为：总阻力为：在允许范围内所以所选固定管板式换热器满足生产需要-21- 第3章强度计算3.1基本零部件3.1.1接管法兰依据管箱和壳程圆筒的材料，管法兰的材料定为S30408II。根据设计条件中管口表中给出的连接尺寸标准，查HG/T20615-2009[21]中WN/RF（带颈对焊法兰凹凸密封面）部分表8.2.2-1，得到各个法兰的结构尺寸见表3.1，图3.1。表3.1带颈对焊刚制管法兰（WN）尺寸Table3.1steelpipeflanges(WN)size工称尺寸钢管外径（法兰焊端外径）A连接尺寸DNDPS法兰外径D螺栓孔中心圆直径K螺栓孔直径L螺栓Th螺栓孔数量n(个)法兰厚度（C）法兰颈大端（N）法兰内径法兰高度（H）203/426.910069.916M14411.23821514011/248.312598.416M14415.965416050260.3150120.718M16417.578526280388.9190152.418M16422.310877.568-51- 图3.1带颈对焊刚制管法兰（WN）Fig3.1Wnsteelpipeflanges（WN）3.1.2接管尺寸设计以其中管箱法兰T1（DN50）处接管为例：根据表8.2.2-1,钢管外径=A=60.3mm。查HG/T20615-2009[4]中表6.3.2得到DN50对应接管最小壁厚为4mm，确定接管壁厚5.6mm，计算接管内径mm。根据设计说明书，查HG/T20615-2009[4]中表9.3.4，接管采用与内壁平齐结构，无保温层时，DN50的接管及其连接法兰的伸出长度可设L=150mm。除去法兰高度H=62，计算接管长度l=L-H=88mm。布置详图见装配图。各个无缝钢管的材料和尺寸如表3.2，表3.2无缝钢管材料和尺寸Table3.2Seamlesssteelpipematerialsanddimensions序号接管外径/mm接管壁厚/mm伸出高度/mm接管长度/mm材料T160.35.6150880Cr18Ni9T260.35.6150880Cr18Ni9S188.98.0150820Cr18Ni9S248.35.0150900Cr18Ni9D126.94.5150990Cr18Ni9V126.94.5150990Cr18Ni9-51- 3.1.3支座化工压力容器及设备都是通过支座固定在工艺流程中的某一位置上的。支座的形式主要分三大类：立式容器支座、卧式容器支座、球式容器支座。卧式容器支座又可分为鞍式支座、圈式支座和支腿式支座，尤以鞍式支座使用最为广泛。鞍式支座的结构特征：1．鞍式支座标准分轻型（代号A）和重型（代号B）两种。轻型用于满足一般卧式容器使用要求；重型用以满足卧式换热器、盛装液体重度大和L/D大的卧式容器使用要求。2．根据安装形式，鞍式支座分固定式（代号F）和滑动式（代号S）两种。3．鞍式支座适用于卧式容器直径DN159～426（用无缝管件筒体）、300～4000（用卷制筒体）的范围内。根据JBT4712[6]，选择的支座为重型焊制B，包角为120°，有垫板，筋板数为2。图3.2支座Fig.3.2Support-51- 表3.3支座基本参数Table3.3Basicparametersofsupport公称直径DN允许载荷QKN鞍座高度h底板腹板筋板800220200720501010400120103.2壳程圆筒根据工作条件选择壳程圆筒的材料为16MnR钢板。在常温时许用应力为170Mpa，在设计温度220℃的许用应力为152MPa，屈服限为275Mpa。按GB151-2014[2]计算壳程圆筒厚度为;（3-1）式中：计算压力；内直径材料许用应力焊缝系数φ=0.85（采用双面焊、局部无损探伤）以上数值代入式（3-1）得:按GB150-2011[3]碳素钢或低合金钢容器的最小厚度不小于3mm，该厚度值不包括钢板负偏差和腐蚀裕度即，符合GB151-2014[2]-51- 厚度标准壳程圆筒的液压试验及压力试验时应力校核。试验液体为水，试验压力PT按下式:压力试验时，圆筒的总体薄膜应力按下式:3.3管箱3.3.1封头标准椭圆形封头，其封头壁厚近似等于筒体壁厚，这样筒体和封头就可采用同样厚度的钢板来制造。这不仅可以给选材带来方便，也便于筒体和封头的焊接。蝶形封头的主要优点是便于手工加工成型，且可以安装现场制造。它的主要缺点即受力情况不如椭圆形封头好。锥形封头在同样条件下与半球形、椭圆形和碟形封头比较，其受力情况比较差，其中一个主要原因是因为锥形封头与圆筒连接处的转折较为厉害，故曲率半径发生突变而产生边缘力的缘故。故本次设计采用标准椭圆形封头，根据工作条件选择标准椭圆形封头材料为15CrMoR（正火加回火）钢板。在常温时许用应力为150MPa，在设计温度220℃时的许用应力为130.8MPa，屈服限为258.7MPa。椭圆封头厚度计算根据GB151-2011中式（5-6）（3-2）式中有：计算压力Pc=1.1×0.8=0.88MPa内直径Di=800mm材料许用应力[σ]t=130.8MPa焊缝系数φ=0.85（采用双面焊、局部无损探伤）系数K=0.682（采用标准封头r/Di=0.15,α=30℃）-51- K值由GB150-2011[3]表6-4查得。以上数值代入式（3-2）、式（3-3）得：取，钢板负偏差和腐蚀裕度故标准椭圆形封头的水压试验压力：3.3.2管箱法兰选JB/T4703-2000[6]长颈对焊法兰PN=2.5MPa，DN800，材料为15CrMo。法兰密封面型式为凹凸面，连接尺寸（参阅图6-4）如下所示：Di=800mmδ0=16mmDb=915mmδ1=26mmDf=960mmH=115mmD4=863mmδf=52mm（不包括厚度附加量）垫片采用金属包垫片865×825JB/T4706-200由GB150-98表9-2查得m=3.75，y=52.4MPa选32个材料为35CrMoA等长双头螺栓M24×160JB/T4707-2000。（1）螺栓计算预紧状态下需要的最小螺栓载荷按式GB150-98式（9-4）计算：（3-3）垫片有效密封宽度：b垫片接触宽度为：按GB150-2011表9-1得垫片基本密封宽度为：-51- 由于b>6.4mm则有：垫片压紧力中心直径为：垫片比压力为：y=52.4MPa（见GB150-2011[3]表9-2）以上数值代入式（3-3）得：操作状态下需要的最小垫片压紧力按GB150-2011式（9-5）计算：（3-4）式中有：由上已知b=8mm，DG=847mm垫片系数m=3.75管程设计压力p=0.8MPa以上数值代入式（9-5）得：预紧状态下需要的最小螺栓面积按GB150-2011式（7-7）计算得：（3-5）操作状态下需要的最小螺栓面积按GB150-2011式（7-8）计算得：（3-6）式中有：常温下螺栓材料许用应力=228MPa在设计温度220℃下螺栓材料许用应力代入式（3-5）、式（3-6）得：-51- 需要的螺栓面积按GB150-2011第七章需要的螺栓面积取预紧状态下需要的螺栓最小面积和操作状态下需要的最小螺栓面积的最大值，则有：实际螺栓面积为;所需螺栓面积足够。螺栓最小间距由GB150-2011表9-3确定当时，推荐的螺栓最大间距为：（3-7）式中有：螺栓公称直径法兰厚度垫片系数以上数值代入式（3-8）得实际间距螺栓布置符合要求（2）法兰计算法兰预紧力矩按GB150-2011式（7-11）计算：（3-8）式中有：-51- 预紧状态螺栓设计载荷按GB150-2011式（7-9）计算得：力臂由GB150-2011表7-4得：以上数值代入式（3-9）得：法兰操作力矩按GB150-2011式（7-14）计算得：（3-9）式中：作用于法兰内径截面上的流体静压轴向力为：流体静压总轴向力与作用于法兰内径截面上流体静压轴向力之差为：窄面法兰垫片压紧力为：力臂为：力臂为：力臂为：以上数值代入式（3-10）得：-51- 法兰设计力矩为：取其中之大值（3-10）式中有：法兰材料为15CrMo锻件，由GB150-20112.6表9查得，其常温下许用应力为174MPa，在设计温度220℃下许用应力为140MPa。代入上式得：则有：法兰应力轴向应力按GB150-2011式（7-16）计算得：（3-11）周向应力按GB150-2011式（7-18）计算得：（3-12）径向应力按GB150-2011式（7-17）计算得：（3-13）式（3-11）~式（3-13）中整体法兰系数得颈部应力校正系数f按由图7-3查得f=1.4；参数为：-51- 按，，由图7-3及图7-4查得，按，由图9-8查得，，，。将、、、、、代入参数，，式中得到，，将以上数据代入式（3-12）到（3-14）得到：应力校核:轴向应力为：周向应力为;径向应力为：-51- 组合应力为：计算结果：该法兰强度条件满足，所选法兰尺寸是合适的。其中法兰厚度加上附加厚度4mm为56mm。3.4管板计算3.4.1初始数据壳程圆筒内径为：；厚度为：；管箱（封头）厚度为：；换热管外径为：；壁厚为：；根数为：；换热管中心距为：；管子总长度为：；管箱法兰外径为：；宽度为：；厚度为：。假定管板的厚度为，法兰部分的厚度为（即壳程圆筒法兰）延长部分兼作法兰的管板，如图3-5所示。则换热管有效长度各零件材料在设计温度时的物理、机械性能数据如下：壳体材料为：16MnR，弹性模量为：-51- 由GB150-2011表B.14钢材平均线膨胀系数为：壳体壁温为换热管材料为：20号钢弹性模量为：由GB150-2011表B.14钢材平均线膨胀系数为：换热管壁温为：换热管材料屈服极限为：封头法兰材料为：15CrMo（锻件）弹性模量为：管板材料为：15RrMo（锻件）法兰材料为：15CrMo（锻件）许用应力如下：壳程圆筒为：换热管为：管箱封头法兰为：管板为：换热管与管板采用焊接方式连接3.4.2面积系数计算壳程圆筒内径面积为：管板开孔后面积为：-51- 壳程圆筒金属横截面积为：换热管金属截面积为：管板布管区面积（三角形排列）为：管板布管区当量直径为：管板布管区的当量直径与壳程圆筒内径之比为：系数为：管束模数为：管子加强系数为：-51- （η为管板刚度消弱系数，一般可取μ值，μ=0.4）管板周边不布管区无量纲宽度为：3.4.3强度影响系数计算（1）旋转刚度为：，，由GB151-2014图7-7查得：法兰（或凸缘）和壳程圆筒的旋转刚度参数为：管箱圆筒和法兰（或凸缘）的旋转刚度参数为：旋转刚度的无量纲参数为：-51- （2）法兰力矩基本法兰力矩，对其延长部分兼做法兰的管板，由GB151-2014公式（7-72）得：其中按GB150.3-2011第七章确定作用时的法兰力矩为：按，查GB151-2014图7-12得，查图7-13得按，查GB151-2014图7-14得，查图7-15得系数为：系数为：系数为：管板边缘力矩变化系数为：法兰力矩变化系数为：-51- （3）危险组合为：壳程压力作用下壳程设计压力Ps=Pc=1.6MPa管程设计压力Pt=0管程压力作用下壳程设计压力Ps=0管程设计压力Pt=1.6MPaPc=-Pt（1+β）=-0.8（1+0.26）=-1.01MPa不计膨胀差计入膨胀差不计膨胀差计入膨胀差07.4×10-407.4×10-4033.201.324.9938.19-12.336.90.0390.0051-0.020.006730.0420.0079-0.0200.006730.29690.0559-0.2920.09810.6610.268-1.0260.37K=3.6，m=查GB151-2014图7-16得-0.217-0.300K=3.6，m=查GB151-2014图7-160.720.20-51- ，又由得，又由管板径向应力系数-0.0111-0.0154管板径向应力系数0.0210.00905管板布管区径向应力系数0.02830.00996管板布管区径向应力系数-0.02140.012管板布管区剪切应力系数0.05130.0418管板布管区剪切应力系数0.02920.045（4）校核管板、壳体法兰、换热管、壳程圆筒以及拉脱应力。壳程压力作用下壳程设计压力Ps=Pc=1.6MPa管程设计压力Pt=0管程压力作用下壳程设计压力Ps=0管程设计压力Pt=1.6MPaPc=-Pt（1+β）=-0.8（1+0.26）=-1.01MPa不计膨胀差计入膨胀差不计膨胀差计入膨胀差管板径向应力MPa管板径向应力MPa-51- 管板布管区周边处径向应力MPa管板布管区周边处径向应力MPa管板布管区周边剪切应力MPa管板布管区周边剪切应力MPa壳体法兰应力MPa壳体法兰应力MPa换热管轴向应力换热管轴向应力-51- MPaMPa壳程圆筒轴向应力MPa壳程圆筒轴向应力MPa拉脱应力0.38734.6拉脱应力12.839（4）换热管稳定性计算管子回转半径为：由GB/T1512014图7-2可知，管子受压失稳当量长度为：,参见附图7-13确定系数为：当：则管子稳定许用应力由GB/T151-2014式（7-15）得：从应力计算得计入膨胀差的管子应力为：-51- 由上述计算结果，可以看出进行的管板设计合格，管板的厚度为。3.5膨胀节判断由于连接形式选用焊，故许用拉脱为：对于不计膨胀变形差和计入变形差均成立由于管板的拉脱应力校核通过，所以不许另设膨胀节。3.6接管补强判断查GB150-2011，6.1.3部分，壳体开孔满足下述全部要求时，可不另行补强。a）设计压力2.5MPa,满足条件。b）两相邻开孔中心的间距应不小于两孔直径之和；对于三个或三个以上相邻开孔，任意两孔中心的间距应不小于该两孔直径之和的2.5倍；根据装配图中接管的布置，可知满足该条件。c）接管外径小于或等于89mm；由于接管最大外径为88.9mm，满足条件。d）接管壁厚满足GB151-2014的厚度要求。e）开孔不得位于A、B类焊接接头上，满足条件。f）钢材的标准抗拉强度下限值时，接管与壳体的连接宜采用全焊透结构形式；满足条件。综上所述接管不需要另加补强。-51- 第4章结论根据给定的设计任务书，取得的成果如下：（1）进行热交换器的热力计算，确定传热温差等热力系数及管长管径等尺寸系数，得出换热器的基本结构为单壳程6管程、换热管三角形形排列、管长6m、总管数726根。然后再依据管壳层流体的性质，进行热力校核，其结果符合要求。（2）进行热交换器的强度计算，依照有关介质的压力、温度、毒性、易燃易爆性等特点对管板、圆筒、封头等进行选材,然后对它们分别进行厚度计算，得出壳体、管箱、管箱封头名义厚度为8mm，管板厚度为60mm。然后进行有关部件的强度校核，并进行是否需要膨胀节和接管补强的判断，最终的结果表明该热交换器满足强度要求。（3）最后利用AUTOCAD软件进行工程制图，并将图纸附在最后。整个计算结果表明，所设计的热交换器通过了热力校核和强度校核，即该热交换器能满足管程壳程流体之间的换热需求，同时其安全性能也足够，在正常操作条件下能平稳运行。-51- 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致谢经过为期三个月的毕业设计，使我对热交换器的主要性能和设计要点有了一个更加全面的认识与了解，对书本上的理论知识也有了更加深的理解与记忆，同时也学习到了很多课堂上没接触过的知识，拓展了知识面，开阔了眼界。在此我要特别感谢我的指导教师：陈鸿海老师，本次设计从选题、构思、设计、画图到最后成型都是在陈老师的悉心指导和监督下进行的。在设计的这段时间里，陈老师给予了我正确的指导，及时纠正了论文及图纸中的错误，使我能及时顺利的完成设计任务，他一丝不苟的工作作风，对学生认真负责的态度，令我受益非浅。此外，本次设计也得到了很多同学在设计过程中的探讨和帮助，特此表示感谢！最后，还要感谢学校图书馆以及校园网提供的有力资源支持。在此次毕业设计中，我参考了大量的著作，但由于参考数量过多，所以不能一一注明并感谢，敬请谅解。-51- 热交换器装配图-51- 入口管板零件图-51- 出口管板零件图-51- 管箱零件图-51- 鞍式支座零件图-51- 顶丝零件图-51- 吊耳零件图-51- 毕业设计文献翻译院系名称：化学工程学院专业名称：过程装备与控制工程学生姓名：张越学号：2011010653指导老师：陈鸿海完成日期2015年6月10日 2理论与实际循环分析本章的热力学分析概述燃气轮机空气等压循环及其各种变形。这些变形用以评估对基本循环改进的效果。其中最重要的是对燃气轮机中能力的论证。这将在本章专门用一节进行论述。燃气轮机等压循环理论的等压循环由两个等压过程和两个等熵过程组成。两个等压过程包括燃气轮机燃烧室系统和废热锅炉的气体侧。两个等熵过程代表压缩过程（压缩机）和透平中的膨胀过程（透平膨胀器）。理想等压循环如图2-1所示。对图2-1所示的空气等压循环，由热力学第一定律可得出以下关系（假设动能和位能不发生变化）：压缩机的功透平的功总的输出功-51- 加入系统的热量由此，整个循环的循环为增加压比和透平点火温度可以增加等压循环的效率。这个关于总循环效率的关系式是在以下简化假设的基础上得出的：（1）气体为完全气体，即比定压热容(cp)、比定容热容(cv)都是常数，因此，在整个循环中比热比g为常数；（2）压缩机与透平中的压比(rp)相同；(4)所有组件的效率都为100％。在上述假设条件下，对于操作在环境温度与透平点火温度间的理想等压循环，其理想循环效率是压比的函数，表达式如下：式中，rp＝压比；g为比热比。由上式可知，随着压比的增大可获得非常高的效率。假设压缩机与透平中的压比相同，采用压缩机的压比可得到下式：采用透平的压比可得到下式：对于实际循环，当其透平点火温度为Tf，环境温度为Tamb，计算循环的总效率时，必须考虑透平压缩机效率(hc)与膨胀器效率(ht)的影响。其关系式如下：图2-2-51- 给出了压比和点火温度对总循环效率的影响关系。点火温度一定时，增大压比可提高总循环效率；但是，在任意给定温度时，压比增大超过一定的值，实际上会导致总循环效率降低。另外还需注意，压比过高会减小透平压缩机的稳定操作区。这将使得透平压缩机会严重增加入口空气过滤器中及压缩机叶片上的粉尘沉积，并将使循环的效率及性能大大降低。在某些情况下，这将引起压缩机发生喘振，继而导致熄火，甚至严重损毁压缩机叶片与燃气透平的径向轴承和推力轴承。为得到总热效率与透平入口温度、总压比与输出功之间更准确的关系，需要对这些因素间的关联加以考虑。为达到最大总循环热效率，下面的公式给出了入口温度一定时，最佳压比与压缩机及透平效率间的关系：当压缩机与透平内没有能量损失（hc=ht=1）时，上式简化为：当考虑压缩机与透平扩压器效率时，为获得最大输出功的最佳压比可用下式表示：图2-3为获得最大效率或每lb(kg)-51- 空气最大功的最佳压比。在同一点火温度，基于功的最佳压比低于基于效率的最佳压比。通过以上对效率的粗略分析，说明要提高总的循环效率可以增大压比、或增大透平入口温度，而要增大每磅（kg）空气的功，可以增大压比、或者增大透平入口温度、或降低入口温度。回热器效果在简单燃气透平循环中，透平的排气温度略高于空气离开压缩机时的温度。显然，通过回热器，利用透平的高温废气预热压缩机与燃烧室间的空气，可以减少燃料消耗。图2-4表示的是回热循环装置的示意图和对应的T-S图上的循环曲线。理想情况下，回热器中的流动是一个定压过程。回热器的效率由下式给出：-51- 因此，这种系统循环的总效率可表示为：要增加回热器的效率就需要更大的换热面积，这将增加成本、压降以及装置的体积。图2-5揭示了压比4.33:1、入口温度1200°F时，与简单开式循环相比，采用回热循环总效率增加的情况。循环效率随回热器压降的增大而降低。回热器的类型有两种：再生式与间壁式。“再生式热交换器”是指这样的系统，两流体交互与第三种介质接触，以此完成两流体间的热量交换。-51- 热量连续地流入、流出第三种介质，其温度循环变化。这种类型的换热器多用于对装置紧凑性要求高的场合。再生式回热器由具有蜂窝状陶瓷流道的大型转鼓组成。转鼓以很低的转速（10-15rpm）转动。转鼓的表面被气封分为两半。热气体流过半边转鼓，并加热流经的蜂窝状流道，然后，随着转鼓的转动，冷气体流经同一流道从而被加热。在间壁式回热器中，每个换热单元表面温度恒定，在给定换热条件下，气体逆流布置时，沿气体流动方向的温度分布使得换热效果最佳。最佳的温度分布可在逆流式换热器中完全实现，在叉流式换热器中可以非常接近地得到这种最佳温度分布。这种结构能够使得单位面积的流量最大，因而在换热量及压降等操作条件相同时，能够使得换热器具有较小的体积。回热器材料要求单位体积有较高的热容量，采用这样的材料可以延长切换时，间降低级间余速损失。另一个要求是，希望沿气体流动方向的导热率要小。回热器内部的任何泄露都应尽量避免。3％的泄露量将降低回热器的效率达80-71％。增大简单循环燃气轮机的输出功中间冷却与再热可以增大燃气轮机的输出功。中间冷却与再热的效果。燃气轮机循环的净功由下式计算：-51- 可见，减少压缩机耗功或增大透平功都可增大循环的净功。这分别就是采用中间冷却与再热的目的。还可以采用具有级间冷却的多级压缩机减少总的输入功。图2-6为多变压缩循环的P-V图，1-a为多变压缩过程。如果忽略动能的变化，压缩所耗的功可用面积1-a-J-K-1表示。1-x为定温线。如果将从压力p1到p2的多变过程分为1-c与d-e两步，并在两次压缩之间采用定压冷却使得Td=T1，则压缩耗功可用面积1-c-d-e-J-K-1表示。面积c-a-e-d-c表示的即为采用带有级间冷却的两级压缩所节省的压缩功。当吸气压力为p1排气压力为p2时，最佳的级间冷却压力为：因此，如果简单燃气轮机循环采用具有级间冷却的两级或多级绝热压缩过程进行改造的话，就可以在透平功不变的条件下增加循环的净功。理想简单循环的热效率会由于增加级间冷却而有所降低。图2－7为这种类型循环的示意图。1-2-3-4-1为理想简单循环，1-a-b-c-2-3-4-1为加入级间冷却后的循环。理想条件下，这两个循环都是可逆的，并且可用一系列的卡诺循环来代替。具体来说，如果简单燃气循环1-2-3-4-1被划分为一系列如m-n-o-p-m的循-51- 环，划分的循环数目越多，这些小循环就越接近卡诺循环。这样一个卡诺循环的效率可表示为：若比热比为常数，则有组成简单燃气轮机循环的卡诺循环都具有相同的效率。同样，循环a-b-c-2-a也可分为具有相同效率的一系列卡诺循环，但其效率要比循环1-2-3-4-1的低。因此，级间冷却的加入，在简单循环的基础上增加了循环a-b-c-2-a，降低了循环效率。在回热式燃气轮机循环中加入级间冷却既可增加循环的热效率又可增加输出的功，因为在图2-7所示的过程c-3所需的很大一部分热量可以从流经回热器的燃气轮机排气中获得，从而替代燃烧额外的燃料。再热循环可增加透平的功，因此可在压缩功或透平入口温度不变的条件下，通过把膨胀过程分为两步或多步进行，并在每次膨胀之前进行定压加热的方法增加净功。这种循环的改善方法被称为再热，如图2-8所示。同分析级间冷却的方法类似，可以看出增加再热的热效率比简单循环的热效率低，输出的功增加了。但是将回热与再热结合可提高热效率。实际循环分析前面的章节介绍了不同循环的概念。受压缩机、燃烧器及透平效率，还有系统中压力损失的影响，实际循环的热效率要比对应理想循环的热效率低很多。简单循环简单循环是目前现场最普遍采用的循环类型。实际的开式简单循环如图2-9所示，从图中可以看出其压缩机与透平效率的降低及工质通过燃烧器的损失。假设压缩机的效率为hc，透平的效率为h1，则实际的压缩机耗功与透平功为：-51- 因此，实际的总输出功为-51- 将温度从2a增加到3a实际所需的燃料为因此，总的绝热循环效率可用下面的公式计算：通过对循环进行分析，说明增大透平入口温度可以提高循环效率。为获得最大效率的最佳压比随透平入口温度的变化而变化，例如当温度为1500°F(816°C)时最佳压比约为15.5:1，当温度为2400°F(1316°C)时最佳压比约为43:1。另一方面，在对应温度下，为获得最大输出功的最佳压比从约11.5:1变为约35:1。因此，从图2-10可以看出，为获得最大操作性能，在温度2800°F(1537°C)时，最佳压比为30:1。若轴流压缩机单级压比为1.15-1.25:1，则需要16-24级。采用一台22级的压缩机达到30:1的压比个比较保守的设计。如果每级的压比增大到1.252:1，则级数约为16。后一种压比可以较高的效率得到。减少级数可大大降低总投资。提高透平温度可大大提高效率与输出的能量，所以当前一般情况下透平的入口温度都控制在2400°F(1316°C)左右。分轴式简单循环分轴式简单循环主要应用于高转矩与负荷变化大的场合。图2-11为两轴简单循环的示意图。第一个透平驱动压缩机；第二个透平用于能量输出。如果假设分轴式简单循环的级数比单轴简单循环的多，考虑到再热的因素，在设计负荷下分轴式循环的效率应稍微高一些。但是，如果级数相同，那么总效率没有变化。从H-S图可以看出透平间的一些关系。-51- 由于高压透平的作用是驱动压缩机，可用公式表示：-51- 因此，输出的功可表示为：在分轴循环中，第一个轴支撑压缩机和驱动压缩机的透平，第二个轴支撑负责能量输出的动力透平。两个轴能够以完全不同的速度转动。分轴式燃气轮机的优点是在低速下有很高的扭矩。动力透平在低转速下能够提供非常高的扭矩。低转速下的高扭矩为汽车用燃气轮机提供了很大便利，但是对于普通的发电装置，没有什么价值。它的用处通常局限在机械驱动应用中。回热循环随着燃料价格的上升，回热式循环越来越受到重视。在回热器中，利用高温的燃气轮机废气对压缩机与燃烧室间的空气进行预热，可用减少燃料的用量。从图2-4以及对回热器的定义，回热器出口的温度由下式给出：式中T2a为压缩机出口的实际温度。回热器提高了空气绝热燃烧器的温度，因此降低了燃料空气比，从而提高热效率。假设回热器的效率为80％，回热循环的效率要比简单循环高40％，如图2-13所示。单位质量空气做的功与简单循环中做的功相同或稍少。与简单循环相比，-51- 回热循环的最大效率点的压比稍低，但在两种循环中，获得最大输出功的最佳压比相同。因此，当生产商设计燃气轮机时，选取的压比必须使得两种循环都能获得最大的收益，因为多数情况下都提供回热选项。分轴回热式燃气轮机与分轴式循环非常相似。这种类型燃气轮机的优点与前面提到的相同，即能在低转速时获得大扭矩，循环的效率也相同。这类循环的性能曲线如图2-14所示。间冷简单循环带有间冷的简单循环能够减少压缩功，从而增加净输出功。在压缩机间带有级间冷却的简单循环如图2－7所示。在对间冷循环进行评价分析时引入以下假-51- 设：（1）压缩机级间冷却后的温度与入口温度相同（2）两级压缩机的效率相同（3）两级的压比相同等于。级间冷却降低了压缩机的能量消耗。保持总压比不变，分级压缩，通过冷却使得第二级与以后各级压缩的入口温度都降到环境空气的温度，从而降低压缩机的耗功。压缩机消耗的功可用下式表示：如图2－15所示，间冷循环能够使输出功增加30％，但总效率略有降低。间冷回热循环既能增加输出功又能通过热效率。如图2－16所示，这种组合循环能使效率增加12％，同时使输出功增加约30％左右。但是，与简单循环或再热循环相比，最高效率工况点对应的压比较低。-51- -51- 再热循环回热循环虽然能够提高分轴循环的效率，但却不能增加每磅气体做的功。要实现这个目的，就必须引入再热循环的概念。再热循环，如图2－8所示，包括两级涡轮，每一级的前面，都有燃烧室。在本章中我们假设高压涡轮的作用仅限于驱动压缩机，气体离开涡轮后，先被再次加热到一级燃烧室相同的温度，然后再进入低压涡轮或能量涡轮。再热循环的效率比相应的简单循环的效率低，但是输出的轴功能够增大约35％，如图1-17所示。间冷回热再热循环卡诺循环是最优化的循环，是所有循环优化的方向。如同在卡诺循环中通过等温压缩与膨胀使得热效率最高，可以通过对压缩过程进行中间冷却和在膨胀过程中进行再热的方式提高热效率。图2－18所示为一优化后实际应用的间冷回热再热循环示意图。-51- 这种循环在前述所有循环中效率最高、输出功最大。从图2－19可以看出，这种循环由于在压缩过程加入了中间冷却，使得达到最高效率的压比变得更高。蒸汽喷射循环蒸汽喷射用于往复式发动机与燃气轮机已经有几年了。这种循环或许是一种对当前人们关注的燃气轮机污染与效率问题的解决方案，腐蚀是这种方案面对的-51- 最大问题。蒸汽喷射的概念简单直观：将水蒸汽喷射到压缩机排出的气体中，从而增大提高涡轮的质量流率，示意图如图2-20所示。蒸汽从压缩机的下游喷入不会增加驱动压缩机消耗的功。在这一过程中所使用的蒸汽由涡轮废气产生。通常，压力为14.7psia（1Bar），温度为80°F(26.7°C)的水通过泵，进入回热器，使其压力比压缩机排气压力高60psia（4Bar），温度与压缩机排气温度相同。蒸汽在压缩机后面，燃烧器上游较远处喷入，以达到适当的混合效果，有助于降低燃烧器内主区的温度，减少NOx的排放。状态3的焓是空气与蒸汽混合物的焓，可用下面的公式计算：进入涡轮的焓由下式给出：-51- 消耗中需要加入的燃料量为离开涡轮的焓为这样，燃气轮机输出的总功为整个循环的效率为这种循环使得输出的功与总的热效率都有所增加。图2-21显示了透平入口温度为2400°F(1316°C)时，向系统注入重量为5％蒸汽的效果。在温度为2400°F(1316°C)，压比为17：1的条件下，与通常的简单循环相比，注入5％的蒸汽可使输出的功增加8.3％，循环的热效率增加19％。在这里假设蒸汽注入的压力比压缩机排气压力高60psia（4Bar），并且所有的蒸汽都-51- 由透平废气产生。计算表明废热的量远大于产生蒸汽所需的量。图2－22显示了在不同温度与压力条件下喷射5％蒸汽的效果。利用用蒸汽喷射来增加能量输出的方法已有许多年了，是增大工厂生产能力的一种非常有效的方法。氮氧化物排放量低是这一循环的显著优点。氮氧化物低排放量低，是通过将蒸汽喷射到燃烧器上游的压缩机排气扩散壁上，使得这一区域的空气与蒸汽均匀混合来实现的。均匀混合降低了燃料－空气混合物中氧的浓度，增大了混合物的热容量，从而降低了燃烧器的温度与NOx的生成。现场试验表明，加入重量与燃料相同的蒸汽可将NOx的排放量降低的可接受的程度。遇到的最大问题是腐-51- 蚀，与腐蚀相关的研究项目正在进行之中。这种系统最吸引人之处在于它不需对现有系统做大的变动即可达到想要的效果。如何确定蒸汽喷射器的位置是这种系统或循环正常运行的关键。蒸发回热循环这种循环，如图2-23所示，是带有水喷射的回热循环。从理论上讲，这种循环具有蒸汽喷射循环与回热循环两者的优点，NOx排放量低，热效率高。这种系统输出的功与蒸汽喷射系统所达到的相同，但热效率更高。高压蒸发器布置在压缩机与回热器之间，用于向空气中增加水蒸气，同时在这个过程中降低混合气体的温度。然后混合气体以较低的温度进入回热器，增大回热器进出口的温差。增大温差显著地降低了乏气的温度，这样，便可将原本因直接排放而损失的乏气中的热能做为蒸发水的热源。不仅空气还有水都流过回热器、燃烧室与透平。水以80°F(26.7°C)、14.7psia（1Bar）的状态通过泵进入蒸发器，并变为水蒸气排放出来，其温度与压缩机排气温度相同，压力比压缩机排气压力高60psia（4Bar）。然后以非常细小的雾滴喷射进空气中，并与之完全混合。控制方程与前门透平循环部分的相同，但是由于采用回热器使热量的加入方式发生了改变。由热力学第一定律，混合温度（T4）由关系式给出：-51- 离开蒸发器的焓由关系式给出：与回热循环类似，蒸发回热循环在较低压比下具有较高的效率。图2-24与图2-25给出了系统在不同蒸汽喷射率与透平入口温度时的性能曲线。与蒸汽喷射循环相-51- 似，蒸汽喷射的压力要比压缩机出口压力高60psia（4Bar）。在这个系统中，回热器的腐蚀是个需要面对的问题。当（气体）不是完全洁净时，回热器中可能会产生热斑（hotspots），可能会导致失火。这个问题可以通过对回热器进行相应的设计加以解决。这种循环的NOx排放量低，达到EPA标准。布雷顿－朗肯循环燃气轮机与蒸汽轮机的联合应用是一个有吸引力的建议，尤其是对于发电厂或是使用蒸汽的过程工业。在这种循环中，如图2-26所示，从透平中排出的高温气体被引入辅助锅炉，用于为蒸汽透平生产过热蒸汽。燃气轮机的相关计算与前面所述的简单循环相同。蒸汽轮机的相关计算如下：蒸汽发生器的热量透平的功-51- 泵的功联合循环的功等于燃气轮机的净功与蒸汽轮机的功之和。排出气体设计气量中的1/3至1/2可以做为能量加以利用。透平排出的乏气被用来给余热锅炉提供热量。下列公式给出了整个循环的功和热效率：整个循环的功整个循环的效率这种系统，如图2-27所示，净功与蒸汽喷射循环相当，但效率要高得多。这种系统的缺点是其初始投资高。然而，如同蒸汽喷射循环一样，排放气体中的NOx含量一样，取决于燃气轮机的使用情况。这种系统由于效率高而被广泛应用。-51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51- -51-'