列管式换热器的设计计算
1．流体流径的选择
哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定
管板式换热器为例)
(1) 不洁净和易结垢的流体宜走管内，以便于清洗管子。
(2) 腐蚀性的流体宜走管内，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。
(3) 压强高的流体宜走管内，以免壳体受压。
(4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速
关系不大。
(5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。
(6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管内，因管程流通面积常小于壳程，
且可采用多管程以增大流速。
(7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，
由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100)下即可达到湍流，以提高对流传热系数。
在选择流体流径时，上述各点常不能同时兼顾，应视具体情况抓住主要矛盾，例如首先
考虑流体的压强、防腐蚀及清洗等要求，然后再校核对流传热系数和压强降，以便作出较恰
当的选择。
2. 流体流速的选择
增加流体在换热器中的流速，将加大对流传热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能
性，即降低了污垢热阻，使总传热系数增大，从而可减小换热器的传热面积。但是流速增加，
又使流体阻力增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能定出。
此外，在选择流速时，还需考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子的数目减
少，对一定的传热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管
长都有一定的标准；单程变为多程使平均温度差下降。这些也是选择流速时应予考虑的问题。
3. 流体两端温度的确定
若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，就不存在确定流体两端温度的问题。
若其中一个流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却某热流体，
冷水的进口温度可以根据当地的气温条件作出估计，而换热器出口的冷水温度，便需要根据
经济衡算来决定。为了节省水量，可使水的出口温度提高些，但传热面积就需要加大；为了
减小传热面积，则要增加水量。两者是相互矛盾的。一般来说，设计时可采取冷却水两端温
差为5～10℃。缺水地区选用较大的温度差，水源丰富地区选用较小的温度差。
4. 管子的规格和排列方法
选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不应超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘
度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管式换热器系列标准中仅有φ25×
2.5mm 及φ19×mm 两种规格的管子。
管长的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且易弯曲。一般出
厂的标准钢管长为6m ，则合理的换热器管长应为1.5、2、3或6m 。系列标准中也采用这四
种管长。此外，管长和壳径应相适应，一般取L/D为4～6(对直径小的换热器可大些) 。
如前所述，管子在管板上的排列方法有等边三角形、正方形直列和正方形错列等，如第
五节中图4－25所示。等边三角形排列的优点有:管板的强度高；流体走短路的机会少，且
管外流体扰动较大，因而对流传热系数较高；相同的壳径内可排列更多的管子。正方形直列
排列的优点是便于清洗列管的外壁，适用于壳程流体易产生污垢的场合；但其对流传热系数
较正三角排列时为低。正方形错列排列则介于上述两者之间，即对流传热系数(较直列排列
的) 可以适当地提高。
管子在管板上排列的间距 (指相邻两根管子的中心距) ，随管子与管板的连接方法不同
而异。通常，胀管法取t=(1.3～1.5)do ，且相邻两管外壁间距不应小于6mm ，即t ≥(d+6)。
焊接法取t=1.25do。
5. 管程和壳程数的确定 当流体的流量较小或传热面积较大而需管数很多时，有时会
使管内流速较低，因而对流传热系数较小。为了提高管内流速，可采用多管程。但是程数过
多，导致管程流体阻力加大，增加动力费用；同时多程会使平均温度差下降；此外多程隔板
使管板上可利用的面积减少，设计时应考虑这些问题。列管式换热器的系列标准中管程数有
1、2、4和6程等四种。采用多程时，通常应使每程的管子数大致相等。
管程数m 可按下式计算，即:
(4-121)
式中 u ―――管程内流体的适宜速度， m/s；
u ′―――管程内流体的实际速度， m/s。
图4-49串联列管换热器
当壳方流体流速太低时，也可以采用壳方多程。如壳体内安装一块与管束平行的隔板，
流体在壳体内流经两次，称为两壳程，如前述的图4-47和图4-48所示。但由于纵向隔板在
制造、安装和检修等方面都有困难，故一般不采用壳方多程的换热器，而是将几个换热器串
联使用，以代替壳方多程。例如当需二壳程时，则将总管数等分为两部分，分别安装在两个
内径相等而直径较小的外壳中，然后把这两个换热器串联使用，如图4-49所示。
6. 折流挡板
安装折流挡板的目的，是为了加大壳程流体的速度，使湍动程度加剧，以提高壳程对流
传热系数。
第五节的图4－26已示出各种挡板的形式。最常用的为圆缺形挡板，切去的弓形高度约
为外壳内径的10～40％，一般取20～25％，过高或过低都不利于传热。
两相邻挡板的距离(板间距)h 为外壳内径D 的(0.2～1) 倍。系列标准中采用的h 值为:固
定管板式的有150、300和600mm 三种；浮头式的有150、200、300、480和600mm 五种。
板间距过小，不便于制造和检修，阻力也较大。板间距过大，流体就难于垂直地流过管束，
使对流传热系数下降。
挡板切去的弓形高度及板间距对流体流动的影响如图3-42所示。
7. 外壳直径的确定
换热器壳体的内径应等于或稍大于(对浮头式换热器而言) 管板的直径。根据计算出的实
际管数、管径、管中心距及管子的排列方法等，可用作图法确定壳体的内径。但是，当管数
较多又要反复计算时，作图法太麻烦费时，一般在初步设计时，可先分别选定两流体的流速，
然后计算所需的管程和壳程的流通截面积，于系列标准中查出外壳的直径。待全部设计完成
后，仍应用作图法画出管子排列图。为了使管子排列均匀，防止流体走" 短路" ，可以适当增
减一些管子。
另外，初步设计中也可用下式计算壳体的内径，即:
(4-122)
式中 D ――――壳体内径， m ；
t ――――管中心距， m ；
nc ―――－横过管束中心线的管数；
b ′―――管束中心线上最外层管的中心至壳体内壁的距离， 一般取b ′=(1～1.5)do 。
nc 值可由下面的公式计算。
管子按正三角形排列时: (4-123)
管子按正方形排列时: (4-124)
式中n 为换热器的总管数。
按计算得到的壳径应圆整到标准尺寸，见表4-15。
8．主要构件
封头 封头有方形和圆形两种，方形用于直径小的壳体(一般小于400mm) ，圆形用于大
直径的壳体。
缓冲挡板 为防止壳程流体进入换热器时对管束的冲击，可在进料管口装设缓冲挡板。
导流筒 壳程流体的进、出口和管板间必存在有一段流体不能流动的空间(死角) ，为了
提高传热效果，常在管束外增设导流筒，使流体进、出壳程时必然经过这个空间。
放气孔、排液孔换热器的壳体上常安有放气孔和排液孔，以排除不凝性气体和冷凝液等。
接管尺寸 换热器中流体进、出口的接管直径按下式计算，即:
式中Vs--流体的体积流量，/s；
u --接管中流体的流速， m/s。
流速u 的经验值为:
对液体 u=1.5～2 m/s
对蒸汽 u=20～50 m/s
对气体 u=(15～20)p/ρ (p为压强，单位为atm ；ρ为气体密度，单位为kg/)
9．材料选用
列管换热器的材料应根据操作压强、温度及流体的腐蚀性等来选用。在高温下一般材料
的机械性能及耐腐蚀性能要下降。同时具有耐热性、高强度及耐腐蚀性的材料是很少的。目
前常用的金属材料有碳钢、不锈钢、低合金钢、铜和铝等；非金属材料有石墨、聚四氟乙烯
和玻璃等。不锈钢和有色金属虽然抗腐蚀性能好，但价格高且较稀缺，应尽量少用。
10．流体流动阻力(压强降) 的计算
(1) 管程流体阻力 管程阻力可按一般摩擦阻力公式求得。对于多程换热器，其总阻
力Δpi 等于各程直管阻力、回弯阻力及进、出口阻力之和。一般进、出口阻力可忽略不计，
故管程总阻力的计算式为:
（4-125）
式中 Δp1、Δp2------分别为直管及回弯管中因摩擦阻力引起的压强降，N/；
Ft-----结垢校正因数，无因次，对于φ25×2.5mm 的管子， 取为
1.4，对φ19×2mm 的管子，取为1.5；
Np-----管程数；
Ns-----串联的壳程数。
上式中直管压强降Δp1可按第一章中介绍的公式计算；回弯管的压强降Δp2由下面的经验
公式估算，即:
(4-126)
(2) 壳程流体阻力现已提出的壳程流体阻力的计算公式虽然较多，但是由于流体的流动状况比较复杂，使所得的结果相差很多。下面介绍埃索法计算壳程压强Δpo 的公式，即: (4-127)
式中Δp1′-------流体横过管束的压强降，N/；
Δp2′-------流体通过折流板缺口的压强降，N/；
Fs --------壳程压强降的结垢校正因数，无因次，对液体可取 1.15，对气体或可凝蒸气可取1.0
而 (4-128)
(4-129)
式中 F----管子排列方法对压强降的校正因数，对正三角形排列F=0.5，对正方形斜转45°为0.4，正方形排列为0.3；
fo----壳程流体的摩擦系数，当Reo ＞500时，
nC----横过管束中心线的管子数；
NB----折流板数；
h ----折流板间距，m ；
uo----按壳程流通截面积Ao 计算的流速，而。
一般来说，液体流经换热器的压强降为 0.1～1atm ，气体的为0.01～0.1atm 。设计时，换热器的工艺尺寸应在压强降与传热面积之间予以权衡，使既能满足工艺要求，又经济合理。 三、列管式换热器的选用和设计计算步骤
1．试算并初选设备规格
(1) 确定流体在换热器中的流动途径。
(2) 根据传热任务计算热负荷Q 。
(3) 确定流体在换热器两端的温度，选择列管式换热器的型式；计算定性温度，并确定在定性温度下流体的性质。
(4) 计算平均温度差，并根据温度校正系数不应小于0.8的原则，决定壳程数。
(5) 依据总传热系数的经验值范围，或按生产实际情况，选定总传热系数K 选值。
(6) 由总传热速率方程 Q ＝KS Δtm ，初步算出传热面积S ，并确定换热器的基本尺寸(如d 、L 、n 及管子在管板上的排列等) ，或按系列标准选择设备规格。
2．计算管、壳程压强降 根据初定的设备规格，计算管、壳程流体的流速和压强降。检查计算结果是否合理或满足工艺要求。若压强降不符合要求，要调整流速，再确定管程数或折流板间距，或选择另一规格的设备，重新计算压强降直至满足要求为止。
3．核算总传热系数 计算管、壳程对流传热系数αi 和αo ，确定污垢热阻Rsi 和Rso ，再计算总传热系数K' ，比较K 得初始值和计算值，若K'/K＝1.15～1.25，则初选的设备合适。否则需另设K 选值，重复以上计算步骤。
通常，进行换热器的选择或设计时，应在满足传热要求的前提下，再考虑其他各项的问题。它们之间往往是互相矛盾的。例如，若设计的换热器的总传热系数较大，将导致流体通过换热器的压强降(阻力）增大，相应地增加了动力费用；若增加换热器的表面积，可能使总传热系数和压强降降低，但却又要受到安装换热器所能允许的尺寸的限制，且换热器的造价也提高了。
此外，其它因素(如加热和冷却介质的用量，换热器的检修和操作) 也不可忽视。总之，设计者应综合分析考虑上述诸因素，给予细心的判断，以便作出一个适宜的设计。
列管式换热器的设计计算
1．流体流径的选择
哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定
管板式换热器为例)
(1) 不洁净和易结垢的流体宜走管内，以便于清洗管子。
(2) 腐蚀性的流体宜走管内，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。
(3) 压强高的流体宜走管内，以免壳体受压。
(4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速
关系不大。
(5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。
(6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管内，因管程流通面积常小于壳程，
且可采用多管程以增大流速。
(7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，
由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100)下即可达到湍流，以提高对流传热系数。
在选择流体流径时，上述各点常不能同时兼顾，应视具体情况抓住主要矛盾，例如首先
考虑流体的压强、防腐蚀及清洗等要求，然后再校核对流传热系数和压强降，以便作出较恰
当的选择。
2. 流体流速的选择
增加流体在换热器中的流速，将加大对流传热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能
性，即降低了污垢热阻，使总传热系数增大，从而可减小换热器的传热面积。但是流速增加，
又使流体阻力增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能定出。
此外，在选择流速时，还需考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子的数目减
少，对一定的传热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管
长都有一定的标准；单程变为多程使平均温度差下降。这些也是选择流速时应予考虑的问题。
3. 流体两端温度的确定
若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，就不存在确定流体两端温度的问题。
若其中一个流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却某热流体，
冷水的进口温度可以根据当地的气温条件作出估计，而换热器出口的冷水温度，便需要根据
经济衡算来决定。为了节省水量，可使水的出口温度提高些，但传热面积就需要加大；为了
减小传热面积，则要增加水量。两者是相互矛盾的。一般来说，设计时可采取冷却水两端温
差为5～10℃。缺水地区选用较大的温度差，水源丰富地区选用较小的温度差。
4. 管子的规格和排列方法
选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不应超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘
度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管式换热器系列标准中仅有φ25×
2.5mm 及φ19×mm 两种规格的管子。
管长的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且易弯曲。一般出
厂的标准钢管长为6m ，则合理的换热器管长应为1.5、2、3或6m 。系列标准中也采用这四
种管长。此外，管长和壳径应相适应，一般取L/D为4～6(对直径小的换热器可大些) 。
如前所述，管子在管板上的排列方法有等边三角形、正方形直列和正方形错列等，如第
五节中图4－25所示。等边三角形排列的优点有:管板的强度高；流体走短路的机会少，且
管外流体扰动较大，因而对流传热系数较高；相同的壳径内可排列更多的管子。正方形直列
排列的优点是便于清洗列管的外壁，适用于壳程流体易产生污垢的场合；但其对流传热系数
较正三角排列时为低。正方形错列排列则介于上述两者之间，即对流传热系数(较直列排列
的) 可以适当地提高。
管子在管板上排列的间距 (指相邻两根管子的中心距) ，随管子与管板的连接方法不同
而异。通常，胀管法取t=(1.3～1.5)do ，且相邻两管外壁间距不应小于6mm ，即t ≥(d+6)。
焊接法取t=1.25do。
5. 管程和壳程数的确定 当流体的流量较小或传热面积较大而需管数很多时，有时会
使管内流速较低，因而对流传热系数较小。为了提高管内流速，可采用多管程。但是程数过
多，导致管程流体阻力加大，增加动力费用；同时多程会使平均温度差下降；此外多程隔板
使管板上可利用的面积减少，设计时应考虑这些问题。列管式换热器的系列标准中管程数有
1、2、4和6程等四种。采用多程时，通常应使每程的管子数大致相等。
管程数m 可按下式计算，即:
(4-121)
式中 u ―――管程内流体的适宜速度， m/s；
u ′―――管程内流体的实际速度， m/s。
图4-49串联列管换热器
当壳方流体流速太低时，也可以采用壳方多程。如壳体内安装一块与管束平行的隔板，
流体在壳体内流经两次，称为两壳程，如前述的图4-47和图4-48所示。但由于纵向隔板在
制造、安装和检修等方面都有困难，故一般不采用壳方多程的换热器，而是将几个换热器串
联使用，以代替壳方多程。例如当需二壳程时，则将总管数等分为两部分，分别安装在两个
内径相等而直径较小的外壳中，然后把这两个换热器串联使用，如图4-49所示。
6. 折流挡板
安装折流挡板的目的，是为了加大壳程流体的速度，使湍动程度加剧，以提高壳程对流
传热系数。
第五节的图4－26已示出各种挡板的形式。最常用的为圆缺形挡板，切去的弓形高度约
为外壳内径的10～40％，一般取20～25％，过高或过低都不利于传热。
两相邻挡板的距离(板间距)h 为外壳内径D 的(0.2～1) 倍。系列标准中采用的h 值为:固
定管板式的有150、300和600mm 三种；浮头式的有150、200、300、480和600mm 五种。
板间距过小，不便于制造和检修，阻力也较大。板间距过大，流体就难于垂直地流过管束，
使对流传热系数下降。
挡板切去的弓形高度及板间距对流体流动的影响如图3-42所示。
7. 外壳直径的确定
换热器壳体的内径应等于或稍大于(对浮头式换热器而言) 管板的直径。根据计算出的实
际管数、管径、管中心距及管子的排列方法等，可用作图法确定壳体的内径。但是，当管数
较多又要反复计算时，作图法太麻烦费时，一般在初步设计时，可先分别选定两流体的流速，
然后计算所需的管程和壳程的流通截面积，于系列标准中查出外壳的直径。待全部设计完成
后，仍应用作图法画出管子排列图。为了使管子排列均匀，防止流体走" 短路" ，可以适当增
减一些管子。
另外，初步设计中也可用下式计算壳体的内径，即:
(4-122)
式中 D ――――壳体内径， m ；
t ――――管中心距， m ；
nc ―――－横过管束中心线的管数；
b ′―――管束中心线上最外层管的中心至壳体内壁的距离， 一般取b ′=(1～1.5)do 。
nc 值可由下面的公式计算。
管子按正三角形排列时: (4-123)
管子按正方形排列时: (4-124)
式中n 为换热器的总管数。
按计算得到的壳径应圆整到标准尺寸，见表4-15。
8．主要构件
封头 封头有方形和圆形两种，方形用于直径小的壳体(一般小于400mm) ，圆形用于大
直径的壳体。
缓冲挡板 为防止壳程流体进入换热器时对管束的冲击，可在进料管口装设缓冲挡板。
导流筒 壳程流体的进、出口和管板间必存在有一段流体不能流动的空间(死角) ，为了
提高传热效果，常在管束外增设导流筒，使流体进、出壳程时必然经过这个空间。
放气孔、排液孔换热器的壳体上常安有放气孔和排液孔，以排除不凝性气体和冷凝液等。
接管尺寸 换热器中流体进、出口的接管直径按下式计算，即:
式中Vs--流体的体积流量，/s；
u --接管中流体的流速， m/s。
流速u 的经验值为:
对液体 u=1.5～2 m/s
对蒸汽 u=20～50 m/s
对气体 u=(15～20)p/ρ (p为压强，单位为atm ；ρ为气体密度，单位为kg/)
9．材料选用
列管换热器的材料应根据操作压强、温度及流体的腐蚀性等来选用。在高温下一般材料
的机械性能及耐腐蚀性能要下降。同时具有耐热性、高强度及耐腐蚀性的材料是很少的。目
前常用的金属材料有碳钢、不锈钢、低合金钢、铜和铝等；非金属材料有石墨、聚四氟乙烯
和玻璃等。不锈钢和有色金属虽然抗腐蚀性能好，但价格高且较稀缺，应尽量少用。
10．流体流动阻力(压强降) 的计算
(1) 管程流体阻力 管程阻力可按一般摩擦阻力公式求得。对于多程换热器，其总阻
力Δpi 等于各程直管阻力、回弯阻力及进、出口阻力之和。一般进、出口阻力可忽略不计，
故管程总阻力的计算式为:
（4-125）
式中 Δp1、Δp2------分别为直管及回弯管中因摩擦阻力引起的压强降，N/；
Ft-----结垢校正因数，无因次，对于φ25×2.5mm 的管子， 取为
1.4，对φ19×2mm 的管子，取为1.5；
Np-----管程数；
Ns-----串联的壳程数。
上式中直管压强降Δp1可按第一章中介绍的公式计算；回弯管的压强降Δp2由下面的经验
公式估算，即:
(4-126)
(2) 壳程流体阻力现已提出的壳程流体阻力的计算公式虽然较多，但是由于流体的流动状况比较复杂，使所得的结果相差很多。下面介绍埃索法计算壳程压强Δpo 的公式，即: (4-127)
式中Δp1′-------流体横过管束的压强降，N/；
Δp2′-------流体通过折流板缺口的压强降，N/；
Fs --------壳程压强降的结垢校正因数，无因次，对液体可取 1.15，对气体或可凝蒸气可取1.0
而 (4-128)
(4-129)
式中 F----管子排列方法对压强降的校正因数，对正三角形排列F=0.5，对正方形斜转45°为0.4，正方形排列为0.3；
fo----壳程流体的摩擦系数，当Reo ＞500时，
nC----横过管束中心线的管子数；
NB----折流板数；
h ----折流板间距，m ；
uo----按壳程流通截面积Ao 计算的流速，而。
一般来说，液体流经换热器的压强降为 0.1～1atm ，气体的为0.01～0.1atm 。设计时，换热器的工艺尺寸应在压强降与传热面积之间予以权衡，使既能满足工艺要求，又经济合理。 三、列管式换热器的选用和设计计算步骤
1．试算并初选设备规格
(1) 确定流体在换热器中的流动途径。
(2) 根据传热任务计算热负荷Q 。
(3) 确定流体在换热器两端的温度，选择列管式换热器的型式；计算定性温度，并确定在定性温度下流体的性质。
(4) 计算平均温度差，并根据温度校正系数不应小于0.8的原则，决定壳程数。
(5) 依据总传热系数的经验值范围，或按生产实际情况，选定总传热系数K 选值。
(6) 由总传热速率方程 Q ＝KS Δtm ，初步算出传热面积S ，并确定换热器的基本尺寸(如d 、L 、n 及管子在管板上的排列等) ，或按系列标准选择设备规格。
2．计算管、壳程压强降 根据初定的设备规格，计算管、壳程流体的流速和压强降。检查计算结果是否合理或满足工艺要求。若压强降不符合要求，要调整流速，再确定管程数或折流板间距，或选择另一规格的设备，重新计算压强降直至满足要求为止。
3．核算总传热系数 计算管、壳程对流传热系数αi 和αo ，确定污垢热阻Rsi 和Rso ，再计算总传热系数K' ，比较K 得初始值和计算值，若K'/K＝1.15～1.25，则初选的设备合适。否则需另设K 选值，重复以上计算步骤。
通常，进行换热器的选择或设计时，应在满足传热要求的前提下，再考虑其他各项的问题。它们之间往往是互相矛盾的。例如，若设计的换热器的总传热系数较大，将导致流体通过换热器的压强降(阻力）增大，相应地增加了动力费用；若增加换热器的表面积，可能使总传热系数和压强降降低，但却又要受到安装换热器所能允许的尺寸的限制，且换热器的造价也提高了。
此外，其它因素(如加热和冷却介质的用量，换热器的检修和操作) 也不可忽视。总之，设计者应综合分析考虑上述诸因素，给予细心的判断，以便作出一个适宜的设计。