表面式冷却器的热工计算
总传热系数与总传热热阻
如前所述，间壁式换热器的类型很多，从其热工计算的方法和步骤来看，实质上大同小异。下面即以本专业领域使用较广的、显热交换和潜热交换可以同时发生的表面式冷却器为例，详细说明其具体的计算方法。别的诸如加热器、冷凝器、散热器等间壁式换热器的热工计算方法，本节给予概略介绍。
对于换热器的分析与计算来说，决定总传热系数是最基本但也是最不容易的。回忆传热学的内容，对于第三类边界条件下的传热问题，总传热系数可以用一个类似于牛顿冷却定律的表达式来定义，即
（6-4）
式中的Δt是总温差；总传热系数与总热阻成反比，即：
（6-5）
式中 R t为换热面积为A时的总传热热阻，℃/W。
如果两种流体被一管壁所隔开，由传热学知，其单位管长的总热阻为
（6-6）单位管长的内外表面积分别为πd i和πd0，此时传热系数具有如下形式：
对外表面
（6-7）
对内表面
（6-7）
其中K0A0=K i A i
应该注意，公式(6-6)至(6-8)仅适用于清洁表面。通常的换热器在运行时，由于流体的杂质、生锈或是流体与壁面材料之间的其他反应，换热表面常常会被污染。表面上沉积的膜或是垢层会大大增加流体之间的传热阻力。这种影响可以引进一个附加热阻来处理，这个热阻就称为污垢热阻R f。其数值取决于运行温度、流体的速度以及换热器工作时间的长短等。
对于平壁，考虑其两侧的污垢热阻后，总热阻为
（6-9）
把管子内、外表面的污垢热阻包括进去之后，对于外表面，总传热系数可表示为
（6-10）
对于内表面则为
（6-11）知道了h0、R f，0、h i和R f，i以后，就可以确定总传热系数，其中的对流换热系数可以由以前传热学中给出的有关传热关系式求得。应注意，公式(6-9)～(6-11)中壁面的传导热阻项是可以忽略的，这是因为通常采用的都是材料的导热系数很高的薄壁。此外，经常出现某一项对流换热热阻比其它项大得多的情况，这时它对总传热系数起支配作用。附录6-2给出了总传热系数的有代表性的数值。
总传热热阻中的对流换热热阻和污垢热阻可以通过实验的方法求得。以管壳式换热器为例，传热系数可写成
（1）
式中R w，R f分别表示管壁与污垢的热阻。以管内流体的流动处于旺盛紊流区为例，对流换热系数h i与流速u的0.8次方成正比，即
（2）
其中C i为比例系数。
于是式（1）成为
（3）
在实验时，保持h0不变(只要使壳侧流体的流量和平均温度基本不变即可)，R w是不变的，R f在实验中一般变化不大，这样式(3)就可表示成
（4）
式（4）是一个y=b+mX型的直线方程，将不同管内流速时测得的传热系数画在坐标图上，求出通过这些实验点的直线的斜率m，则
（5）
这样根据式（5），管程侧流体的换热系数就可按式（2）求得。
又因为
（6）
如已知R w和R f，则壳侧换热系数h0可由图6-35中直线的截距求得。也可保持管程h i不变，改变
壳侧流量后，用类似的方法求得。这种方法称为威尔逊图解法。
威尔逊图解还可用来测定污垢热阻。在换热器全新或经过清洗后，作上述试验并用威尔逊图解画出直线1(图6-35)。经过一段时间运行后，在保持壳侧工况与上次试验相同的条件下，再作一次试验，用威尔逊图解得直线2；两根直线截距之差就是总污垢热阻的数值。
图6-35 威尔逊图解
常用计算方法
6.2.2.1 换热器热工计算的基本公式
换热器热工计算的基本公式为传热方程式和热平衡方程式。
（1）传热方程
（6-12）
式中，Δt m为换热器的平均温差，是整个换热面上冷热流体温差的平均值，它是考虑冷热两流体沿传热面进行换热时，其温度沿流动方向不断变化，故温度差Δt也是不断变化的。它不能像计算房屋的墙体的热损失或热管道的热损失等时，都把其Δt作为一个定值来处理。换热器的平均温差的数值，与冷、热流体的相对流向及换热器的结构型式有关。
（2）热平衡方程式
（6-13）
式中 G1，G2：热、冷流体的质量流量，kg/s；
c1,c2：热、冷流体的比热，J/（kg·℃）；
t1′、t2′：热、冷流体的进口温度，℃；
t1″、t2″：热、冷流体的出口温度，℃；
G1c1，G2c2：热、冷流体的热容量，W/℃。
即各项温度的角标意义为：“1”是指热流体，“2”是指冷流体；”′”指进口端温度，”″”指出口端温度。
6.2.2.2 对数平均温差法
应用对数平均温差法计算的基本计算公式如式(6-12)所示，式中平均温差对于顺流和逆流换热器，由传热学可得，均为：
（6-14）
由于温差随换热面变化是指数曲线，顾流与逆流相比，顺流时温差变化较显著，而逆流时温差变化较平缓，故在相同的进出口的温度下，逆流比顾流平均温差大。此外，顾流时冷流体的出口温度必然低于热流体的出口温度，而逆流则不受此限制。故工程上换热器一般都尽可能采用逆流布置。逆流换热器的缺点是高温部分集中在换热器的一端。除顺流、逆流外，根据流体在换热器中的安排，还有交叉流、混合流等。对于这些其它流动形式的平均温差，通常都把推导结果整理成温差修正系数图，计算时，先一律按逆流方式计算出对数平均温差，然后按流动方式乘以温差修正系数。
用对数平均温差法计算虽然较精确，但稍显麻烦。当Δt′/Δt″<1.7时，用算术平均温差代替对数平均温差的误差不超过2.3%，一般当Δt′/Δt″<2时，即可用算术平均温差代替对数平均温差，这时误差小于4%，即
Δt m=（Δt′+Δt″）/2
6.2.2.3 效能-传热单元数法（ε-NTU法）
换热器热工计算分为设计和校核计算，它们所依据的都是式(6-12)、(6-13)。这其中，除Δt m不是独立变量外，如将KA及G l c l、G2c2作为组合变量，独立变量也达8个，它们是4个温度加上Q、KA、G l C l及G2c2。因此，在设计计算时需要设定变量，在校核计算时还要试凑。
将方程式无因次化，可以大大减少方程中独立变量的数目。ε-NTU法正是利用推导对数平均温差时得出的无因次化方程建立的一种间壁式换热器热工计算法。它通过定义了以下三个无因次量：
1）热容比或称水当量比C r
（6-15）
2）传热单元数NTU
（6-16）
3）传热效能
（6-17）
推导得出了ε-NTU法：
对于顺流换热器，传热效能ε为
（6-18）
对于逆流换热器，传热效能ε为
（6-19）
传热效能ε也称为传热有效度，它表示换热器中的实际换热量与可能有的最大换热量的比值。
更广泛地，对于不同形式的换热器，传热效能ε同意汇总在表6-1。
表6-1 各种不同形式的换热器的传热效能
用计算方法
利用表6-1中的公式，可绘制ε-NTU和Cr的关系曲线，以方便应用，如图6-36至图6-41所示。
图6-36 式（6-18）对应的ε-NTU和C r曲线图6-37 式(6-19)(6-20)对应的ε-NTU和C r曲线
图6-38 式（6-21）对应的ε-NTU和C r曲线图6-39 式（6-22）对应的ε-NTU和C r曲线
图6-40 式（6-23a）对应的ε-NTU和C r曲线图6-41 式（6-23b）对应的ε-NTU和C r曲线6.2.2.4 对数平均温差法与效能—传热单元数法的比较
对数平均温差法(LMTD法)和效能—传热单元数法(e-NTU法)均可用于换热器的设计计算或校核计算。设计计算通常给定的量是：G1c1，G2c2，以及4个进出口温度中的3个，求传热面积；校核计算通常给定的量是：A，G1c1，G2c2，冷热流体的进口温度，求冷热流体的出口温度或热量。这两种方法的设计计算繁琐程度差不多。但采用LMTD法可从求出的温差修正系数的大小，看出选用的流动型式与逆流相比的差距，有助于流动型式的改进选择，这是ε-NTU法敞不到的。对于校核计算，虽两种方法均需试算传热系数．但由于LMTD法需反复进行对数计算，比ε-NTU 法要麻烦一些。当传热系数已知时，由ε-NTU法可直接求得结果，要比LMID法方便得多。
表面式冷却器属于典型的间壁式热质交换设备的一种，其热工计算方法有多种。前面介绍的对数平均温差法和效能—传热单元数法，均可用于表冷器的热工计算。
6.2.3.1 表冷器处理空气时发生的热质交换的特点
用表冷器处理空气时，与空气进行热质交换的介质不和空气直接接触，热质交换是通过表冷器管道的金属壁面来进行的。对于空气调节系统中常用的水冷式表冷器，空气与水的流动方式主要为逆交叉流，而当冷却器的排数达到4排以上时，又可将逆交叉流看成完全逆流。
当冷却器表面温度低于被处理空气的干球温度，但尚高于其露点温度时，则空气只被冷却面并不产生凝结水。这种过程称为等湿冷却过程或干冷过程(干工况)。
如果冷却器的表面温度低于空气的露点温度，则空气不但被冷却，而且其中所含水蒸气也将部分地凝结出来，并在冷却器的肋片管表面上形成水膜。这种过程称为减湿冷却过程或湿冷过程(湿工况)。在这个过程中，在水膜周围将形成一个饱和空气边界层，被处理空气与表冷器之间不但发生显热交换，而且也发生质交换和由此引起的潜热交换。
在减湿冷却过程中，紧靠冷却器表面形成的水膜处为湿空气的边界层，这时可认为与水膜相邻的饱和空气层的温度与冷却器表面上的水膜温度近似相等；因此，空气的主体部分与冷却器表面的热交换是由于空气的主流与凝结水膜之间的温差而产生，质交换则是由于空气主流与凝结水膜相邻的饱和空气层中的水蒸气分压力差(即含湿量差)而引起的。国内外大量的研究资料表明，在空气调节工程应用的表冷器中，热质交换规律符合刘伊斯关系式。由第4章第二节内容知，这时推动总热交换的动力是焓差，而不是温差。即总热交换量为
（6-25）
由温差引起的热交换量为
dQ=h(t-t b)dA
现引入换热扩大系数ξ来表示由于存在湿交换而增大了的换热量
（6-26）
式(6-26)即为ξ的定义式。其值的大小直接反映了表冷器上凝结水析出的多少，因此，f 又称为析湿系数。显然，干工况的ξ=1。
6.2.3.2 表冷器的传热系数
影响表冷器处理空气效果的因素有许多，对其进行强化换热的途径和方法详见传热学有关内容。当表冷器的传热面积和交换介质间的温差一定时，其热交换能力可归结于其传热系数的大小。所以，下面分析表冷器的传热系数问题。
前已述及，用肋片管制成的肋管式换热器在空调工程中得到了广泛的应用。由传热学知，对于既定结构的此类换热器，其传热系数为：
（6-27）
另外，由式（6-26）可得
将其代入式（6-25）有
（6-28）
式中，h w指表冷器的外表面的换热系数。式(6-28)表明，当表冷器上出现凝结水时，可以认为其外表面的换热系数比干工况时增大了ξ倍。于是，此时表冷器的传热系数K s的表达式可写成：
（6-29）
式中 K s为湿工况下表冷器的传热系数，W/(m2·℃)。
因此，对于既定结构的表冷器，影响其传热系数的主要因素为其内、外表面的换热系数和析湿系数。
表冷器外表面的换热系数与空气的迎面风速v y或质量澶速甲有关，当以水为传热介质时，内表面换热系数与水的流速w有关，析湿系数与被处理空气的(初)状态和管内水温有关。因此在实际工作中，通常通过测定，将表冷器的传热系数整理成以下形式公式：
（6-30）
式中 Vy为被处理空气通过表冷器时的迎面风速，m/s；ω为水在表冷器管内的流速，m／s；
A、B分别为由实验得出的系数，无因次；m、p、n分别为由实验得出的指数，无因次。
国产的一些表冷器的传热系数实验公式见附录63。
对于干工况，式(6-30)仍可使用，只不过要取ξ1。
6.2.3.3 表冷器的设计计算
用表面式冷却器处理空气，依据计算的目的不同，可分为设计性计算和校核性计算两种类型。设计性计算多用于选择表冷器，以满足已知初、终参数的空气处理要求；校核性计算多用于检查已确定了型号的表冷器，将具有一定初参数的空气能处理到什么样的终参数。每种计算类型按已知条件和计算内容又可分为数种，表6-2是最常见的计算类型。
表面冷却器的热工计算类型表6-2
前面介绍的常用于间壁式热质交换设备的对数平均温差法和效能-传热单元数法，均可用于表冷器的热工计算。在此，用效能—传热单元数法说明水冷式表冷器的设计计算步骤。
在具体介绍表冷器的热工计算之前，首先介绍表冷器的热交换效率系数和接触系数，然后再介绍其计算原则和具体的计算步骤。
(1)表冷器的热交换效率
如图6-42，该系数的定义式为：
（6-31）
式中 t1为处理前空气的干球温度，℃；t2为处理后空气的干球温度，℃；t w1为冷水初温，℃。
式(6-31)同时考虑了空气和水的状态变化。其中t1-t w1表示了表冷器中可能发生的最大温差。将式(6-31)分子分母同时乘以空气的热容量有：
于是，ε1实质上就是前面讲的换热器的传热效能。
另外，在表冷器的某微元面上，由于存在温差，空气沮度下降dt放出的热量为：
（6-32）
其中ξ为冷却过程中的平均析湿系数：当温差一定时，对于表冷器表面上有凝结水的湿工况而言，传热系数由K变为了K s。式(6-32)表明相当于空气的热容量增大了ξ倍。将此引入到式(6-15)、(6-16)所表示的无因次量有：
热容比：
（6-33）
传热单元数：
（6-34）
式中 W为冷水量，单位是kg/s。
由前边分析知，空调工程中所用的表冷器处理空气时，一般均可视为逆流流动，这时其热交换效率εl按逆流传热效能公式(6-17)可得为
对比以前的《空气调节》教材不难发现，它与热交换效率系数ε1的表达式是完全一样的。
表面式冷却器的热工计算
(2)表冷器的接触系数
图6-42 表冷器处理空气时的各个参数图6-43 表冷器ε2的推导示意图
同样如图6-42，接触系数的定义式为：
（6-35）
式中 t3为表冷器在理想条件下(接触时间非常充分)工作时，空气终状态的干球温度，℃。ε2不象ε1，它只考虑空气的状态变化。
根据定义
上式也可写成：
如图6-43，在微元面积dA上由于存在热交换，空气放出的热量-Gdi应该等于冷却器表面吸收的热量σ(i-i3)dA，即：-Gdi=σ(i-i3)dA
将σ=h w/c p代人上式，经整理后可得：
在空气调节工程的范围内，可以假定冷却器的表面温度恒定为其平均值。因此可以认为i3是一常数。
将上式从0到A积分之，得：
即
所以
如果将G=A y V yρ代入上式，则：
通常将每排肋片管外表面面积与迎风面积之比称做肋通系数α，那么：
式中，N为肋片管的排数。
将α值代入上式，则：
（6-37）
由此可见，对于结构特性一定的表面冷却器来说，由于肋通系数是个定值，空气密度也可看成常数，而h w一般是正比于V y m的。所以ε2就成了V y和N的函数，即：
ε2=f（V y，N）
而且ε2将随冷却器排数贝的增加而变大，并随V y的增加而变小；当N由与V y确定之后，如再能求得h w；就可用式(6-37)算出表面冷却器的ε2值。此外，表面冷却器的ε2值也可通过实测得到。
国产的一些表面冷却器的ε2值可由附录6-4查得。
虽然增加排数和降低迎面风速都能增加表冷器的ε2值，但是排数的增加也将使空气阻力增加；而排数过多时，后面几排还会因为冷水与空气之间温差过小而减弱传热作用，所以排数也不宜过多，一般多用4～8排。此外，迎面风速过低会引起冷却器尺寸和初投资的增加，过高除了会降低ε2外，也将增加空气阻力，并且可能由空气把冷凝水带人送风系统而影响送风参数，比较合适的V y值是2～3m／s。
(3)表冷器热工计算的主要原则
进行表面冷却器热工计算的主要目的是要使听选择的表面冷却器能满足下列要求：
1)该冷却器能达到的ε1应该等于空气处理过程需要的ε1；
2)该冷却器能达到的ε2应该等于空气处理过程需要的ε2；
3)该冷却器能吸收的热量应该等于空气放出的热量。
上面三个条件可以用下面三个方程式来表示
（6-38）
（6-39）
（6-40）
式中C r，NTU分别如式(6-33)、(6-34)所定义。
在进行设计计算时，一般是先根据给定的空气初、终参数计算需要的ε2，根据ε2再确定冷却器的型号、台数与排数，然后就可以求出该冷却器能够达到的ε1。有了ε1之后不难依下式确定冷水初温t wl：
（6-41）
如果在已知条件中给定了冷水初温t wl，则说明空气处理过程需要的ε1已定，热工计算的目的就在于通过调整水流速ω(改变水量W)或者调整迎面风速V y和排数N(改变传热系数K s和传热面积A)等办法，使所选择的冷却器能够达到空气处理过程需要的ε1。
附带说明，联立解三个方程式只能求出三个未知数。然而上述热平衡式(6-40)中实际上又包括Q=G(i1-i2)和Q=W c(t w2-t wl)两个方程。所以，解题时如需求出冷量Q，即需要增加一个未知数时，则应联立解四个方程。这就是人们常说的表冷器计算方程组由四个方程组成的道理。
此外，由表6-2可知，无论是哪种计算类型，已知的参数都是6个，未知的参数都是3个(按四个方程计算时，未知参数是四个)，进行计算时所用的方程数目与要求的未知数个数是—致的。如果已知参数给多了，即所用方程数目比要求的未知数多，就可能得出不正确的解；同理，如果使用的方程数目少于所求的未知数，也会得出不合理的解。关于这一点进行计算时必须注意。
（4）关于安全系数的考虑
表冷器经长时间使用后，因外表面积灰，内表面结垢等因素影响，其传热系数会有些降低。为了保证在这种情况下表冷器的使用仍然安全可靠，在选择计算时应考虑一定的安全系数；具体地说可以加大传热面积。增加传热面积的做法有两种：一是在保证V y情况下增加排数，二是减少V v增加A v，保持排数不变。但是，由于表冷器的产品规格所限，往往不容易做到安全系数正好合适，或至少给选择计算工作带来麻烦(计算类型可能转化成校核性的)。因此，也可考虑在保持传热面积不变的情况下，用降低水初温t w1的办法来满足安全系数的要求。比较起来，不用增加传热面积，而用降低一些水初温的办法来考虑安全系数，更要简单合理。
表面冷却器的阻力计算工程上是利用实验公式进行的。国产的部分水冷式表面冷却器的阻力计算公式见附录6-3。不过当冷却器在湿工况下工作时，由于流通空气的有效截面被凝结水膜占去一部分，所以空气阻力比干工况时大，计算时应根据工况不同，选用相应的阻力计算公式。5)表冷器的设汁计算步骤举例
【例6-1】已知被处理的空气量G为30000kg/h(8.33kg/s)；当地大气压力为101325Pa；空气的初参数为t1=25.6℃、i1=50．9kJ／kg、t s1=18℃、φ1=47％。空气的终参数为t2=11℃、
i2=30．7kJ/kg、t s2=10.6℃、φ2=95％。试选择JW型表面冷却器，并确定水温水量(JW型表面冷却窑的技术数据见附录6-5)。
【解】 1)计算需要的接触系数ε2，确定冷却器的排数
如图6-44，根据
得
图6-44 例6-1图图6-45 例6-2图根据附录6-4可知，在常用的V y范围内，JW型8排表面冷却器能满足ε2=0.947的要求，所以决定选用8排。
2)确定表面冷却器的型号
先假定一个V y′，算出所需冷却器的迎风面积A y′，再根据A y′择合适的冷却器型号及并联台数，并算出实际的V y值。
假定V y′=2.5m/s，根据A y′=G/（V y′ρ），可得：A y′=8.33/（2.5×1.2）=2.8m2根据A y′=2.8m2，查附录6-5可以选用JW30-4型表面冷却器一台，其A y=2.57m2，所以实际的V y为：
再查附录6-4可知，在V y=2.7m/s时，8排JW型表面冷却器实际的ε2=0.950，与需要ε2=0.947差别不大，故可继续计算。如果二者差别较大，则应改选别的型号的表面冷却器或在设计允许范围内调整空气的一个终参数，变成已知冷却面积及一个空气终参数求解另一个空气终参数的问题。
由附录6-5还可知道，所选表冷器的每排传热面积A d=33.4m2，通水截面积A w=0.00553m2
3）求析湿系数
根据
4）求传热系数
由于题中未给出水初温或水量，缺少一个已知条件，故采用假定水流速的办法补充一个已知数。
假定水流速ω=1.2m/s，根据附录6-3中的相应公式可计算出传热系数
5）求冷水量
根据W=A wω103得：
6）求表冷器呢功能达到的ε1
先求传热单元数及水当量比
根据式（6-46）得
根据式（6-45）得
根据NTU和C r值查图6-37或按式（6-19）计算可得ε1=0.74
7）求水温
由公式（6-41）可得冷水初温：
冷水终温：
8）求空气阻力和水阻力
查附录6-3中JW型8排表冷器的阻力计算公式可得：
6.2.3.4 表冷器的校核计算
表冷器的校校计算也要满足同其设计计算一样的三个条件，即要满足式（6-38）、（6-39）和（6-40）。对于核核计算，由于在空气终参数未求出之前，尚不知道过程的折湿系数ξ，因此为了求解空气终参数和水终因，需要增加辅助方程，使解题程序变得更为复杂。在这种情况下倒不如采用试算法更为方便，具体做法将通过下面例题说明。
【例6-2】已知被处理的空气量为16000kg/h（4.44kg/s）；当地大气压力为101325Pa；空气的初参数为：t1=25℃、i1=59.1kJ/kg、t s1=20.5℃；冷水量为W=23500kg/h（6.53kg/s）、冷水初温为t w1=5℃。试求用JW20-4型6排冷却器处理空气所能达到的终状态和水终温。
【解】如图6-45所示。
1）求冷却器迎面风速V y及水流速ω
由附录6-5知JW20-4型表面冷却器迎风面积A y=1.87m2，每排散热面积A d =24.05m2，通水断面A w=0.00407m2，所以
2）求冷却器可提供的ε2
根据附录6-4，当V y=1.98m/s 、N=6排时ε2=0.911
3）假定t2确定空气终状态
先假定t2=10.5℃，根据t s2=t2-（t1-t s1）（1-ε2）可得：
查i-d图可知，当t s2=10.1℃时，i2=29.7kJ/kg。
4）求析湿系数
根据
可得：
5）求传热系数
根据附录6-3，对于JW型6排冷却器
6）求表面冷却器能达到的ε1′值
传热单元数按式（6-34）求得：
水当量比按式（6-33）求得：
根据NTU的C r值查图6-37或按式（6-19）计算可得ε1′=0.73
7）求需要的ε1并与上面得到的ε1′比较
两个ε1差不多，证明所设t2=10.5℃合适；如不合适，则应重设t2再算。
于是，在本题条件下，得到空气终参数为：t2=10.5℃、t s2=10.1℃、i2=29.7kJ/kg。 8）求冷量及水终温
根据公式（6-40）可得
其它间壁式热质交换设备的热工交换
在建筑环境与设备工程专业领域里，除表面式冷却器为，还有大量的其他型式的间壁式热质交换设备，如加热器、冷凝器、蒸发器、散热器、省煤器、空气预热器等等，它们的热工计算方法大同小异。在此选择加热器和散热器举例说明，冷凝器和蒸发器的计算方法见本章第五节，其它的可举一反三，在此不再赘述。
6.2.4.1 空气加热器的热工计算
空气加热器广泛应用于建筑物的供暖、通风和空调等工程中，其所用热媒可以是热水，也可以是蒸汽。下面对其热工计算做一概略介绍。
因为在空气加热器中只有显热交换，所以它的热工计算方法比较简单，只要让加热器供给的热量等于加热空气需要的热量即可。用式(6-12)所示的对数平均温差法可以解决这个问题。
对于加热过程来说，由于冷、热流体在进、出口端的温差比值小于2，可以用算术平均温差代替对数平均温差，不会引起很大误差。
对于以热水为热媒的空气加热器，式(6-29)也可用来求其传热系数。实际工程中，也可整理成(6-30)的形式，不过要取ξ=1。由于空气被加热时温度变化导致的密度变化较大，所以一般用质量流速中较之于迎面风速Vy更多，因此，实际工作中，传热系数又常整理成如下形式的公式：
（6-42）
对于以蒸汽为热媒的空气加热器，基本上可以不考虑蒸汽流速的影响，而将传热系数整理成
（6-43）
上两式中 vρ为被处理空气通过加热器时的质量流速，kg/(m2·s)；A′、A″为由实验得出的系数，无因次；m′、n′、m″为由实验得出的指数，无因次。
6.2.4.2 散热器的热工计算
散热器是向房间供暖时采用的主要没备。此种换热器较之前面介绍的最大不同之处在于，流过其一侧的空气不再是受迫流动，而基本是处于一种自然对流状态。
在散热器内流动的热水或蒸汽通过它时将热量散发，以补充房间的热损失，使室内保持需要的温度。散热器的热工计算主要是决定供暖房间所需散热器的散热面积和片数。其热工计算采用的基本公式仍为
Q=KAΔt
m
式中 Q为散热器的散热量，一般取为房间的热负荷，W；Δtm为散热器内热媒与室内空气的对数平均温差，℃。
流过散热器的热媒通过散热器将热量传递给室内空气而使自身温度降低，部分室内空气流经散热器时被加热而温度升高，然后与室内空气混合以提高整体温度。由于流经散热器的室内空气温度一般是未知的，所以对数平均温差不能求得。考虑到实际生活中关心的是房间内空气的平均温度，而非流经散热器空气的温度和流量，同时影响散热器散热量的最主要因素又是热媒平均温
度与室内空气温度的差值，因此工程上将散热器散热量的公式改写为：
Q=KA（t
pj -tn）=KAΔt
p
式中 t pj为散热器内热媒平均温度，℃；t n为供暖室内计算温度，℃；K为散热器的传热系数，W/(m2·℃)。
公式中散热器内热媒的平均温度随供暖热媒(蒸汽或热水)的参数和供暖系统的形式而定。在热水供暖系统中，可取为所计算散热器进、出口水温的算术平均值。在蒸汽供暖系统中，当蒸汽表压力≤0.03MPa时，可取100℃；当蒸汽表压力≥0.03MPa时，取与散热器进口蒸汽压力相对应的饱和蒸汽温度。
公式中由于温差形式的改变引起的误差，归到了传热系数的计算中去考虑。由于散热器传热系数K值的影响因素很多：散热器的制造情况(如采用的材料、几何尺寸、结构形式、表面喷漆等因素)和散热器的使用条件(如使用的热媒、温度、流量、室内空气温度及流速、安装方式及组合片数等因素)，因而难以用理论的数学模型表征出各种因素对它的影响，一般通过实验方法确定。
采用影响传热系数和散热量的最主要因素——散热器热媒与空气平均温差Δtn，来反映K 和Q值随其变化的规律，是符合散热器的传热机理的。因为散热器向室内散热，主要取决于散热器外表面的换热阻；而在自然对流换热下，外表面换热阻的大小主要取决于温差Δtp。Δtp越大，则传热系数及散热量值越高。
散热器散热面积的计算方法、其传热系数和散热量值的实验测定值及其修正等，详见文献[14]。
蓄热式马蹄焰池窑的热工计算 无机111-06-郭小吉 指导教师-王志强 目录 （一）原始资料 (1) 1.产品 (1) 2.出料量 (1) 3.玻璃成分 (1) 4.料方及原料组成 (1) 5.碎玻璃数量 (2) 6.配合料水分 (2) 7.玻璃熔化温度 (2) 8.工作部玻璃液平均温度 (2) 9.重油 (2)
10.雾化介质 (2) 11.喷嘴砖孔吸入的空气量 (2) 12.助燃空气预热温度 (2) 13.空气过剩系数α (2) 14.火焰空间内表面温度 (2) 15.窑体外表面平均温度 (2) 16.熔化池内玻璃液温度 (2) 17.熔化部窑顶处压力 (3) 18.窑总体简图见图 (3) （二）玻璃形成过程耗热计算 (3) 1.生成硅酸盐耗热 (5) 2.配合料用量计算 (6) 3.玻璃形成过程的热平衡 (7)
（三）燃料燃烧计算 (7) （四）熔化部面积计算 (8) 1.各尺寸的确定 (9) 2. 确定火焰空间尺寸 (9) 3. 熔化带火焰空间容积与面积计算 (9) 4.火焰气体黑度（ε气）计算 (9) 5. 火焰温度计算 (9) 6. 熔化部面积计算 (10) （五）燃料消耗量及窑热效率计算 (10) 1.理论燃料消耗量计算 (14) 2.近似燃料消耗计算 (14) 3.实际燃烧消耗量计算 (15) 4.列熔化部热平衡表 (15)
5.熔化部热负荷值 (15) （六）燃料消耗量计算 (16) 1.理论空气需要量及燃烧产物量计算 (16) （七）蓄热室受热表面计算 (16) 1.原始资料 (16) 2.蓄热室计算 (17) 3.空气交换器 (17) 4.烟道 (17) （八）排烟系统阻力计算 (17) 1.局部阻力计算列下表………………………………………………………… 2.摩擦阻力计算列表 (18) 3.蓄热室几何压头计算 (19) （九）烟囱计算 (19)
结构设计 管箱设计 参照标准GB151-2014 壳体内径DN=450mm，材料为Q235,许用应力[δ]=125Mpa,壳体厚度δ=8mm，采用卷制。 接管 管程接管：Ф159×8，无缝钢管，材料为10号钢，L=100mm。 壳程接管：Ф219×8，无缝钢管，材料为10号钢，L=100mm。 管板 固定管板材料为Q235 Pg=1.6Mpa，厚度b=40mm。 具体尺寸(:mm) DN D D1 D2 D3 D4 D5 d2 450 565 530 500 447 487 450 18 螺栓规格数量 b f b P s P t M16 24 30 40 0.6 1.0
折流板 选取弓形折流板，上下缺口，材料Q235，缺口高度h=112.5mm，板间距l s =237.5mm, 进出口板间距L s,i =l s,o =260mm，厚度δ=6mm，外径D b=446.5mm，折流板数目9，经 计算换热与结构均符合要求。 拉杆 材料为Q235，选用Ф=16的拉杆4根，具体位置及装配方式见装配图，一端与管板采用螺纹连接，另一端用螺母固定在折流板上。 封头 选用材料为16Mn的椭圆形标准封头，取壁厚8mm。 H=137 h=25 D i =450 分程隔板 选用材料Q235，厚度为8mm,宽450mm，长489mm，一端为和封头形状相同的圆冠，另一端为平面，分程隔板焊于管箱内。 支座(JB-T4712.1-2007） DN450 120包角焊制，单筋，带垫板 L 1 b 1 δ 1 δ 2 b 3 δ 3 弧长 b 4 δ 4 e L 2 420 120 8 8 96 8 540 200 6 48 290
热交换器的选型和设计指南
目录 1 概述 (1) 2 换热器的分类及结构特点。 (1) 3 换热器的类型选择 (2) 4 无相变物流换热器的选择 (11) 5 冷凝器的选择 (13) 6 蒸发器的选择 (14) 7 换热器的合理压力降 (17) 8 工艺条件中温度的选用 (18) 9 管壳式换热器接管位置的选取 (19) 10 结构参数的选取 (19) 11 管壳式换热器的设计要点 (23) 12 空冷器的设计要点 (32) 13 空冷器设计基础数据 (35)
1 概述 本工作指南为工艺系统工程师提供换热器的选型原则和工艺参数的选取及计算方法。 2 换热器的分类及结构特点。 表 2－1 换热器的结构分类
3 换热器的类型选择 换热器的类型很多，每种型式都有特定的应用范围。在某一种场合下性能很好的换热器，如果换到另一种场合可能传热效果和性能会有很大的改变。 因此，针对具体情况正确地选择换热器的类型，是很重要的。换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有: 1) 热负荷及流量大小 2) 流体的性质 3) 温度、压力及允许压降的范围 4) 对清洗、维修的要求 5) 设备结构、材料、尺寸、重量 6) 价格、使用安全性和寿命 在换热器选型中，除考虑上述因素外，还应对结构强度、材料来源、加工条件、密封性、安全性等方面加以考虑。所有这些又常常是相互制约、相互影响的，通过设计的优化加以解决。针对不同的工艺条件及操作工况，我们有时使用特殊型式的换热器或特殊的换热管，以实现降低成本的目的。因此，应综合考虑工艺条件和机械设计的要求，正确选择合适的换热器型式来有效地减少工艺过程的能量消耗。对工程技术人员而言，在设计换热器时，对于型式的合理选择、经济运行和降低成本等方面应有足够的重视，必要时，还得通过计算来进行技术经济指标分析、投资和操作费用对比，从而使设计达到该具体条件下的最佳设计。 3.1管壳式换热器 管壳式换热器的应用范围很广，适应性很强，其允许压力可以从高真空到41.5MPa，温度可以从-100°C以下到 1100°C高温。此外，它还具有容量
一、窗节能设计分析 按《民用建筑热工设计规范》（GB50176-93）设计计算，设计依据： R o =R i +R+R e ……附2.4[GB50176-93] 在上面的公式中： R o ：围护结构的传热阻（m2·K/W）； R i ：围护结构内表面换热阻，按规范取0.11m2·K/W； R e ：围护结构外表面换热阻，按规范取0.04m2·K/W； R：围护结构热阻（m2·K/W）； R=R 面板+R 中空层 =δ 面板/λ 面板 +R 中空层 =0.01/0.76+0.12 =0.133m2·K/W 在上面的公式中： δ 面板 ：面板材料(玻璃)的总厚度（m）； λ 面板 ：面板材料的导热系数（W/m·K），按规范取0.76；
R 中空层 ：中空玻璃中空空气层热阻值（m2·K/W），按规范取0.12； 故窗玻璃部分热阻 R o玻=R i +R+R e =0.11+0.133+0.04 =0.283m2·K/W 玻璃部分传热系数K 玻=1/ R o玻 =1/0.283 =3.5W/m2·K 常用普通铝型材传热系数K 铝 约=6.0 W/m2·K 整窗传热系数为玻璃和铝框传热系数按面积的加权平均值本工程铝框所占窗洞面积百分比=0.19 本工程玻璃所占窗洞面积百分比=0.71 故整窗传热系数K 窗=K 铝 X0.19 + K 玻 X0.71 =6.0X0.19+3.5X0.71 =3.6 W/m2·K 根据《公共建筑节能设计标准》GB50189-2005相关规定，本工程属于夏热冬冷地区。则外围护结构传热系数和遮阳系数应符合下表规定:
夏热冬冷地区围护结构传热系数和遮阳系数限值 本工程两主要立面窗墙比为0.47,故要求建筑外窗传热系数≤2.8. 根据上面计算,采用普通中空玻璃窗无法满足节能要求. 若采用6+9A+6LOW-E中空玻璃，非断热型材，外窗传热系数计算如下： 6+9A+6LOW-E中空玻璃传热系数约为1.5—2.1 W/m2·K，此处按最不利情况取为2.1 W/m2·K。 常用普通铝型材传热系数K 铝 约=6.0 W/m2·K 整窗传热系数为玻璃和铝框传热系数按面积的加权平均值 本工程铝框所占窗洞面积百分比=0.19 本工程玻璃所占窗洞面积百分比=0.71 故整窗传热系数K 窗=K 铝 X0.19 + K 玻 X0.71 =6.0X0.19+2.1X0.71 =2.6 W/m2·K<2.8 W/m2·K
热交换器设计计算 一、基本参数 管板与管箱法兰、壳程圆筒纸之间的连接方式为e 型 热交换器公称直径DN600，即D i =600mm 换热管规格φ38?2，L 0=3000mm 换热管根数n=92 管箱法兰采用整体非标法兰 管箱法兰/壳体法兰外直径D f =760mm 螺柱孔中心圆直径D b =715mm 壳体法兰密封面尺寸D 4=653mm 二、受压元件材料及数据 以下数据查自GB 150.2—2011； 管板、法兰材料：16Mn 锻件 NB/T 47008—2010 管板设计温度取 10℃ 查表9，在设计温度100℃下管板材料的许用应力： =t r σ][178Mpa （δ≤100mm ） 查表B.13，在设计温度100℃壳体/管箱法兰/管板材料的弹性模量： Mpa 197000 E E E p f f ===’’’ 壳程圆筒材料：Q345R GB 713 壳程圆筒的设计温度为壳程设计温度 查表2，在设计温度100℃下壳程圆筒材料的许用应力： =t c σ][189Mpa （3mm ＜δ≤16mm ） 查表B.13，在设计温度10℃下壳程圆筒材料的弹性模量Mpa 197000E s = 查表B.14在金属温度20℃~80℃范围内，壳程圆筒材料平均线膨胀系数： ℃） （α??=mm /mm 10137.15-s 管程圆筒材料：Q345R GB 713 管程圆筒的设计温度为壳程设计温度 按GB/T 151—2014 中7.4.6.1规定，管箱圆筒材料弹性模量，当管箱法兰采用长颈对焊法兰时，取管箱法兰的材料弹性模量，即Mpa 197000E h = 换热管材料：20号碳素钢管 GB 9948 换热管设计温度取100℃ 查表6，在设计温度100℃下换热管材料的许用应力Mpa 147σ][t t =（δ≤16mm ） 查表B.3，设计温度100℃下换热管材料的屈服强度Mpa 220R t eL =（δ≤16mm ）
空气压缩热利用热管换热器的设计计算 杨宝莹 摘 要： 热管技术以其独特的技术在很多领域得到了广泛的应用，在压缩热领域热管技术也逐渐受到重视，除了理论研究热管技术在压缩热领域的应用外，设计出合适的换热设备对热管在压缩热领域的应用也及其重要。热管换热器的计算内容主要有热力计算和校核计算。其中热力设计计算大致可分为常规计算法，离散计算法和定壁温计算法。空气压缩热利用热管换热器一般为气－气型换热器，文章主要针对气－气型热管换热器的常规计算法进行介绍，并给出了一个具体实例的计算结果，以进一步促进热管换热器在空气压缩热利用领域的应用研究。 关键词： 热管 压缩热 热力计算 1 引言[1][2][4] 热管换热技术因其卓越的换热能力及其它换热设备所不具有的独特换热技术在航空，化工，石油，建材，轻纺，冶金，动力工程，电子电器工程，太阳能等领域已有很广泛的应用，空气压缩热利用领域冷热流体温差小，因此热管技术也逐渐受到重视。根据实际需要设计出合理的热管换热器对于空气压缩热利用领域来说也极为重要。 同常规换热器计算一样，热管换热器的计算内容主要有两部分：热管换热器的热力计算和校核计算。在这里主要对热管换热器的热力计算做个介绍。热管换热器的热力设计计算目前大致可分为三类：常规计算法，离散计算法，定壁温计算法。常规计算法将整个热管换热器看成一块热阻很小的间壁，然后采用常规间壁式换热器的设计方法进行计算。离散计算法认为热量从热流体到冷流体的传递不是通过壁面连续进行的，而是通过若干热管进行传递，呈阶梯式变化，不是连续的。定壁温计算法是针对热管换热器在运行中易产生露点腐蚀和积灰而提出的，计算时将热管换热器的每排热管的壁温都控制在烟气露点温度之上。从而避免露点腐蚀及因结露而形成的灰堵。 压缩热利用系统要处理的对象压缩机排气或吸干机排气，都属于气态介质，因此空气压缩热利用热管换热设备为气－气热管换热器。本文将对空气压缩热利用气－气热管换热器的常规计算法的热力计算做个简要介绍，文中的一次空气是压缩机排气，二次空气是吸干机排气。 2 热管换热器的设计计算[3][4] 2.1已知设计参数 一次空气质量流量M h , 进出口温度T 1,T 11，二次空气质量流量M c , 进出口温度T 2,T 21。一般六个已知量中，只要给定5个即可，另一个参数可由热平衡方程算出，如需要，还需给出一、二次空气的允许压降，二次空气出口温度未知时的计算过程为： ①一次空气定性温度 T h = 2 ' 11T T + (1) 查定性温度下的一次空气物性参数：定压比密度h p C 导热系数h λ粘度h μ 普兰德数h r P ②一次空气放出热量)(' 11T T C M Q h p h h -= (2)
纯凝结段换热器热力水力计算 （盘管式） 一．原始数据 给水压力w P （MPa ） 给水流量G （s kg /） 给水进口焓1h （kg kJ /）或给水进口温度1t （℃） 给水出口焓2h （kg kJ /）或给水出口温度2t （℃） 蒸汽压力s P （MPa ）或蒸汽饱和温度s T （℃） 蒸汽进口焓1H （kg kJ /） 蒸汽温度1T （℃） 疏水出口焓2H （kg kJ /） 二．选用数据 1．管子直径i o d d /（m m /） 螺旋管式高加常取略大的管径，约φ18~32mm ，壁厚2.5~5mm 左右。腰圆管的壁厚最薄至2.5mm ，实践表明2mm 壁厚者寿命不长。 螺旋形以及腰圆形等的管子，当壁厚在2.5~3mm 以上时，可以拼焊，但须注意拼接质量。 2．管内水速w （s m /） N d G w i 2 4 πυ = 在额定满负荷运行工况下，流经管内的给水流速按平均温度不超过下列数值，平均温度可按进口和出口温度的算术平均值或按热力计算的数据取用： 不锈钢、蒙乃尔合金（monel ）、因科镍（inconel ）管子为3s m / 铜镍合金（70-30，80-20，90-10）管子为2.7s m / 碳钢管子为2.4s m / 在平均温度下的额定满负荷工况下的碳钢管和铜管的合适给水速度推荐 为1.85s m /，或在1.85~2s m /之间，不得已时可略超过2s m /，但不应超过2s m /；螺旋管式高压加热器的碳钢螺旋管内给水速度推荐为2s m / 三．计算 1．传热量Q （W ）
()31210?-=h h G Q 2．核算蒸汽量D （s kg /） ()98 .0103 21??-= H H Q D 3．对数平均温差m t ?（℃） 2 11 2t T t T In t t t s s m ---= ? 4．给水平均温度f t （℃） m s f t T t ?-= 5．汽侧壁温w t （℃） m s w t T t ?-=4.0 6．汽液膜平均温度M t （℃） ()w s M t T t +=2 1 7．系数B ，查表 8．汽化潜热r （kg kJ /） 根据s P 查汽水性质表 9．换热管数量N （根） w d G N i 24 υ =
热管换热器设计计算 1确定换热器工作参数 1.1确定烟气进出口温度ti，t3，烟气流量V,空气出口温度頁，饱和蒸汽压力 Pc?对于热管式换热器，ti范圉一般在250°C?600°C之间，对于普通水- 碳钢热管的工作温度应控制在300°C以下.t2的选定要避免烟气结露形成 灰堵及低温腐蚀，一般不低于180°C.空气入口温度的.所选取的各参数值如下： 2确定换热器结构参数 2.1确定所选用的热管类型 烟气定性温度：f 宇_4沁；2沁=310比 在工程上计算时，热管的工作温度一般由烟气温度与4倍冷却介质温度的和的 半均值所得出： 烟气入口处：q =如+営=420?c+严z = 18O°C 烟气出口处：. t2+tiX4 200°C+20°Cx4 l° 5 5 C 选取钢-水重力热管.其工作介质为水.工作温度为30OC~250°C?满足要求.其相容壳体材料：铜.碳钢（内壁经化学处理）。
2.2确定热管尺寸 对于管径的选择，由音速极限确定所需的管径 d v = 1.64 Qc t J厂9必)2 根据参考文献《热管技能技术》，音速限功率参考范闱，取Qc=4kW,在 10 = 56吃启动时 p v = O.1113k^/7H3 p v = 0.165 X 105pa r = 2367.4幼/kg 因此d v = 1.64 I ! = 10.3 mm yr(p v p v)l 由携带极限确定所要求的管径 d _ I 1.78 X Qent P Ji (P L"1/4+P V~1/4)_2^(P L -Pv]1/4 根据参考文献《热管技能技术》，携带限功率参考范围，取Q ent=4kw 管内工作温度t t = 180°C时 P L = 886.9kg/m3 pv = 5.160/c^/m3 r = 20\3kJ/kg J = 431.0xl0^N/m 178x4 因此 nx20L3x(8Q6.^i/4+SA6^i/4)-2 [gX431.0xl0-4(886.9-5.160)]1/4 =13.6nun 考虑到安全因素，最后选定热管的内径为 4 = 22111111 管売厚度计算由式 Pv4 20qcr] 式中，Pv按水钢热管的许用压力28.5kg /nmr选取，由对应的许用230°C來选 取管壳最大应力乐朋=14kg/nim2,而 [ 11.热工计算 11.1.计算引用的规范、标准及资料 《建筑幕墙》 GB/T21086-2007 《民用建筑热工设计规范》 GB50176-93 《公共建筑节能设计标准》 GB50189-2005 《民用建筑节能设计标准(采暖居住建筑部分)》 JGJ26-95 《夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准》 JGJ75-20031 《居住建筑节能设计标准意见稿》 [建标2006-46号] 《建筑门窗玻璃幕墙热工计算规程意见稿》 [建标2004-66号] 《建筑玻璃应用技术规程》 JGJ113-2003 《玻璃幕墙光学性能》 GB/T18091-2000 《建筑玻璃可见光、透射比等以及有关窗玻璃参数的测定》 GB/T2680-94 11.2.计算中采用的部分条件参数及规定 11.2.1.计算所采纳的部分参数 按《建筑门窗玻璃幕墙热工计算规程意见稿》采用 11.2.1.1.各种情况下都应选用下列光谱： S(λ)：标准太阳辐射光谱函数(ISO 9845-1)； D(λ)：标准光源光谱函数(CIE D65，ISO 10526)； R(λ)：视见函数(ISO/CIE 10527)； 11.2.1.2.冬季计算标准条件应为： 室内环境计算温度：T in =20℃； 室外环境计算温度：T out =0℃； 内表面对流换热系数：h c =3.6W/(m2·K)； 外表面对流换热系数：h e =23W/(m2·K)； 室外平均辐射温度：T rm =T out 太阳辐射照度：I s =300W/m2； 11.2.1.3.夏季计算标准条件应为： 室内环境温度：T in =25℃； 室外环境温度：T out =30℃； 内表面对流换热系数：h c =2.5W/(m2·K)； 外表面对流换热系数：h e =19W/(m2·K)； 室外平均辐射温度：T rm =T out ； 太阳辐射照度：I s =500W/m2； 11.2.1.4.计算传热系数应采用冬季计算标准条件，并取I s =0W/m2； 11.2.1.5.计算遮阳系数、太阳能总透射比应采用夏季计算标准条件，并取T out =25℃； 11.2.1.6.抗结露性能计算的标准边界条件应为： 室内环境温度：T in =20℃； 室外环境温度：T out =-10℃或T out =-20℃ 室内相对湿度：RH=30%或RH=50%或RH=70%； 室外风速：V=4m/s； 11.2.1.7.计算框的太阳能总透射比g f 应使用下列边界条件： q in =α·I s q in ：通过框传向室内的净热流(W/m2)； α：框表面太阳辐射吸收系数； I s ：太阳辐射照度=500W/m2； 11.2.2.最新规范《公共建筑节能设计标准》的部分规定11.2.2.1.结构所在的建筑气候分区应该按下面表格取用： 换热器计算的设计型和操作型问题--传热过程计算 与换热器 日期:2005-12-28 18:04:55 来源:来自网络查看:[大中小] 作者：椴木杉热度： 944 在工程应用上，对换热器的计算可分为两种类型：一类是设计型计算（或称为设计计算），即根据生产要求的传热速率和工艺条件，确定其所需换热器的传热面积及其他有关尺寸，进而设计或选用换热器；另一类是操作型计算（或称为校核计算），即根据给定换热器的结构参数及冷、热流体进入换热器的初始条件，通过计算判断一个换热器是否能满足生产要求或预测生产过程中某些参数（如流体的流量、初温等）的变化对换热器传热能力的影响。两类计算所依据的基本方程都是热量衡算方程和传热速率方程，计算方法有对数平均温差（LMTD）法和传热效率-传热单元数（e-NTU）法两种。 一、设计型计算 设计型计算一般是指根据给定的换热任务，通常已知冷、热流体的流量以及冷、热流体进出口端四个温度中的任意三个。当选定换热表面几何情况及流体的流动排布型式后计算传热面积，并进一步作结构设计，或者合理地选择换热器的型号。 对于设计型计算，既可以采用对数平均温差法，也可以采用传热效率-传热单元数法，其计算一般步骤如表5-2所示。 表5-2 设计型计算的计算步骤 体进出口温度计算参数P 、R ； 4． 由计算的P 、R 值以及流动排布型式，由j-P 、R 曲线确定温度修正系数j ；5．由热量衡算方程计算传热速率Q ，由端部温度计算逆流时的对数平均温差Δtm ； 6．由传热速率方程计算传热面积 。 体进出口温度计算参数e 、CR ； 4．由计算的e 、 CR 值确定NTU 。由选定的流动排布型式查取 e-NTU 算图。可能需由e-NTU 关系反复计算 NTU ；5．计算所需的传热面积 。 例5-4 一列管式换热器中，苯在换热器的管内流动，流量为 kg/s ，由80℃冷却至30℃；冷却水在管间与苯呈逆流流动，冷却水进口温度为20℃，出口温度不超过50℃。若已知换热器的传热系数为470 W/（m2·℃），苯的平均比热为1900 J/（kg·℃）。若忽略换热器的散热损失，试分别采用对数平均温差法和传热效率-传热单元数法计算所需要的传热面积。 解 （1）对数平均温差法 由热量衡算方程，换热器的传热速率为 苯与冷却水之间的平均传热温差为 由传热速率方程，换热器的传热面积为 A = Q/KΔt m = = m 3 （2）传热效率-传热单元数法 苯侧 (m C ph ) = *1900 = 2375 W/℃ 冷却水侧 (m c C pc ) =(m h C ph )(t h1-t h2)/(t c1-t c2) =2375*(80-30)/(50-20)= W/℃ 因此， (m C p )min=(m h C ph )=2375 W/℃ 由式（5-29），可得 绪论 1. 2.热交换器的分类： 1）按照材料来分：金属的，陶瓷的，塑料的，是摸的，玻璃的等等 2）按照温度状况来分：温度工况稳定的热交换器，热流大小以及在指定热交换区域内的温度不随时间而变；温度工况不稳定的热交换器，传热面上的热流和温度都随时间改变。3）按照热流体与冷流体的流动方向来分：顺流式，逆流式，错流式，混流式 4）按照传送热量的方法来分：间壁式，混合式，蓄热式 恒在壁的他侧流动，两种流体不直接接触，热量通过壁面而进行传递。 过时，把热量储蓄于壁内，壁的温度逐渐升高；而当冷流体流过时，壁面放出热量，壁的温度逐渐降低，如此反复进行，以达到热交换的目的。 第一章 1.Mc1℃是所需的热量，用W表示。两种流体在热交换器内的温度变化与他们的热容量成反比；即热容量越大，流体温度变化越小。 2.W—对应单位温度变化产生的流动流体的能量存储速率。 4.顺流和逆流情况下平均温差的区别：在顺流时，不论W1、W2值的大小如何，总有μ＞０，因而在热流体从进口到出口的方向上，两流体间的温差△t总是不断降低；而对于逆流，沿着热流体进口到出口方向上，当W1＜W2时，μ＞０，△t不断降低，当W1＞W2时，μ＜０，△t不断升高。 5.P（定义式P12） 物理意义：流体的实际温升与理论上所能达到的最大温升比，所以只能小于1。 6.R—冷流体的热容量与热流体的热容量之比。（定义式P12） 7.从φ值的大小可看出某种流动方式在给定工况下接近逆流的程度。除非处于降低壁温的目的，否则最好使φ＞0.9，若φ＜0.75就认为不合理。 （P22 例1.1） 8.所谓Qmax是指一个面积为无穷大且其流体流量和进口温度与实际热交换器的流量和进口温度相同的逆流型热交换器所能达到的传热量的极限值。 9.实际传热量Q与最大可能传热量Qmaxε表示，即ε=Q/Qmax。意义：以温度形式反映出热、冷流体可用热量被利用的程度。 10.根据ε的定义，它是一个无因次参数，一般小于1。其实用性在与：若已知ε及t1′、t2′时，就可很容易地由Q=εW min(t1′-t2′)确定热交换器的实际传热量。 11.带翅片的管束，在管外侧流过的气体被限制在肋片之间形成各自独立的通道，在垂直于 流动方向上（横向）不能自由运动，也就不可能自身进行混合， 热交换器设计 在采用一体化布置的高温气冷堆中，为了使预应力混凝土压力容器体积不致过大，蒸汽发生器应尽量紧凑，严格限制受热面空间布置，并要求其具有较高的功率密度。因此，一体化布置的高温气冷反应堆主要选用直流型多头螺旋管式蒸汽发生器。 本文从实际工程设计出发，对多头螺旋管式蒸汽发生器的设计进行了研究，提出了多头螺旋管束受热面结构的设计方法，推荐了螺旋管内外的传热系数和压降的计算关系式。根据所提出设计方法和螺旋管内外的传热系数和压降的计算关系式对260MW蒸汽发生器进行了设计计算。 由于螺旋管具有占地面积小、传热系数大、结构紧凑、易于清洗、污垢热阻小等优点，不仅在核反应堆，而且在直流锅炉、急冷锅炉、各种石油化工设备中的换热器，热交换器都有相当广泛的应用。因此本文得到的结果不仅适用于高温气冷反应堆的蒸汽发生器，而且适用于各种工业设备中的螺旋管式换热器和螺旋管式热交换器。 - I - - II - 主要符号表 英 文 字 母 pf c 液体比热，W /kg ℃； D 螺旋直径，m ； c D 中心柱直径，m ； d D 套筒直径，m ； d 管子外径，m ； i d 管子内径，m ； aeff n i F F F ,, 所示的修正系数，无因次； G 质量流速，kg/sm 2； H 管束高度，m ； h 螺旋管导程，m ； mac h 对流放热系数，W/m 2℃； mic h 核沸腾放热系数，W/m 2℃； f K 液体的导热系数，W/m ℃； L 螺旋管长度，m ； M 头数，个； Nu 努塞尔特数，无因次； g Nu 汽相努塞尔特数，无因次； n 轴向方向管子排数，个； w g ,Pr 管壁温度确定的汽相pr 数，无因次； Pr 普朗特数，无因次； Re 雷诺数，无因次； 热交换器原理与设计 题型：填空20％名词解释（包含换热器型号表示法）20％ 简答10％计算（4题）50％ 0 绪论 ?热交换器：将某种流体的热量以一定的传热方式传递给他种流体的设备。(2013-2014学年第二学期考题[名词解释]) ?热交换器的分类：按照热流体与冷流体的流动方向分为：顺流式、逆流式、错流式、混流式 ?按照传热量的方法来分：间壁式、混合式、蓄热式。(2013-2014学年第二学期考题[填空]) 1 热交换器计算的基本原理（计算题） ?热容量（W＝Mc）：表示流体的温度每改变1℃时所需的热量?温度效率（P）：冷流体的实际吸热量与最大可能的吸热量的比率(2013-2014学年第二学期考题[名词解释]) ?传热有效度（ε）：实际传热量Q与最大可能传热量Q max之比 2 管壳式热交换器 ?管程：流体从管内空间流过的流径。壳程：流体从管外空间流过的流径。 ?<1-2>型换热器：壳程数为1，管程数为2 ?卧式和立式管壳式换热器型号表示法（P43）(2013-2014学年第二学期考题[名词解释]) 记：前端管箱型式:A——平盖管箱B——封头管箱 壳体型式:E——单程壳体 F——具有纵向隔板的双程壳体 H——双分流 后盖结构型式:P——填料函式浮头 S——钩圈式浮头 U——U 形管束 ?管子在管板上的固定：胀管法和焊接法 ?管子在管板上的排列：等边三角形排列（或称正六边形排列）法、同心圆排列法、正方形排列法，其中等边三角形排列方式是最合理的排列方式。(2013-2014学年第二学期考题[填空]) ?管壳式热交换器的基本构造：⑴管板⑵分程隔板⑶纵向隔板、折流板、支持板⑷挡板和旁路挡板⑸防冲板 ?产生流动阻力的原因：①流体具有黏性，流动时存在着摩擦，是产生流动阻力的根源；②固定的管壁或其他形状的固体壁面，促使流动的流体内部发生相对运动，为流动阻力的产生提供了条件。 ?热交换器中的流动阻力：摩擦阻力和局部阻力 ?管壳式热交换器的管程阻力：沿程阻力、回弯阻力、进出口连接管阻力 ?管程、壳程内流体的选择的基本原则：（P74） 管程流过的流体：容积流量小，不清洁、易结垢，压力高，有腐蚀性，高温流体或在低温装置中的低温流体。(2013- 换热器热力学平均温差计算方法 １·引言 换热器就是工业领域中应用十分广泛得热量交换设备，在换热器得热工计算中,常常利用传热方程与传热系数方程联立求解传热量、传热面积、分离换热系数与污垢热阻等参数[1，2]。温差计算经常采用对数平均温差法(ＬMTD)与效能-传热单元数法(ε-NTＵ），二者原理相同。不过,使用LMTＤ方法需要满足一定得前提条件;如果不满足这些条件，可能会导致计算误差。刘凤珍对低温工况下结霜翅片管换热器热质传递进行分析,从能量角度出发,由换热器得对数平均温差引出对数平均焓差，改进了传统得基于对数平均温差得结霜翅片管换热器传热、传质模型［3]。Sｈａo与Gｒanryd通过实验与理论分析认为,由于R32／R134a混合物温度与焓值为非线性关系,采用LMTD法会造成计算误差;当混合物得组分不同时,所计算得换热系数可能偏大,也可能偏小[4],她们认为,采用壁温法可使计算结果更精确。王丰利用回热度对燃气轮机内流体得对数平均温差与换热面积进行计算［5]。Ziegleｒ定义了温度梯度、驱动平均温差、热力学平均温差,认为判定换热效率用热力学平均温差,用对数平均温差判定传热成本得投入，而算术平均温差最易计算；当温度梯度足够大时,对数平均温差、算术平均温差与热力学平均温差几乎相等[6］。孙中宁、孙桂初等也对传热温差得计算方法进行了分析，通过对各种计算方法之间得误差进行比较,指出了LＭＴD法得局限性与应用时需要注意得问题［７,8］。Raｍ在对LMTD法进行分析得基础上，提出了一种ＬＭＴＤnew得对数平均温差近似算法,减小了计算误差[9]。本文在已有工作得基础上,分别采用LMTＤ与测壁温两种方法,计算了逆流换热器得传热系数，对两种方法进行比较,并在实验得基础上,进一步分析了二者得不同之处。 2·平均温差得计算方法?在换热设备得热工计算中,经常用到对数平均温差与算术平均温差。? 对数平均温差在一定条件下可由积分平均温差表示[１０],即:? ?采用ＬMTD法计算时，式(4)中Δｔ为对数平均温差Δtｌn,由式(3）与式(4)对比可知,式(3)与式（４）中冷热流体温度应该分别对应相等,都等于整个通道上流体得积分平均温度。然而在工程计算中，测量流体温度得分布函数较复杂,计算流体得积分平均温度难度较大，流体平均温度常常采用流体进出口温度得算术平均值,这样就会给计算结果带来误差。文献[7]对分离换热系数产生得误差进行了 混凝土的热工计算 混凝土成型完成时的温度： （T3：混凝土成型完成时的温度；C c：混凝土比热容；C f:模板比热容；C s:钢筋比热容；m c:每立方米混凝土的重量；m f:每立方米混凝土相接触的模板重量；m s:每立方米混凝土相接触的钢筋重量；T f: 模板的温度；Ts:钢筋的温度；T2:混凝土拌和物入模温度。） 垫层混凝土成型完成时的温度： C c m c T2+C f m f T f+C s m s T s T3= ———————————— C c m c+C f m f+C s m s 0.9×2400×10.0－0.84×1600×5 = ——————————————— 0.9×2400+0.84×1600 =4.2℃ 顶板混凝土成型完成时的温度： C c m c T2+C f m f T f+C s m s T s T3= ———————————— C c m c+C f m f+Csm s 0.9×2400×10.0－｛1.05×2400×（1562/1672）+0.48×3200× （110/1672）｝×5－0.48×50×5 = —————————————————————————— 0.9×2400+｛1.05×2400×（1562/1672）+0.48×3200×（110/1672）｝ +0.48×50 =2.1℃ 混凝土蓄热养护过程中的温度 （K:结构围护的传热系数；d i:第i层围护层厚度；k i: 第i层围护层的传热系数） 3.6 K= —————— 0.04+∑d i/k i 3.6 = ——————— 0.04+0.03/0.14 =14.2 （kJ/㎡·h·k） （θ：综合参数；ω：透风系数；M：结构表面系数；V ce：水泥水化速度系数；ρc：混凝土的质量密度。） 壳管式换热器例题 （一） 确定计算数据 用户循环水的供水温度为95℃，回水温度为70℃，外网蒸汽的温度为165℃，蒸汽焓为2763kJ/kg ，饱和水焓为694kJ/kg ，从水水换热器出来的凝结水温取80℃。 （二） 计算用户循环水量和外网的蒸汽流量。 用户循环水流量： s kg t t c Q G h g /55.41) 7095(41871035.4)(6 ''=-?=-= 外网蒸汽进入热力站的流量： s kg h h Q D n q /79.1) 804187102763(1035.4)(36 =?-??=-= （三）热网回水从水水换热器出来进入汽水换热器前的水温t 2 () ℃ 7.73)70(418755.4185418779.170)80165(222=-??=??-??=-??t t t c G c D （四）汽水换热器的选择计算 因为热负荷较大，初步选择N107-3DN650型汽水换热器两台并联。换热器的主要技术数据如下： 管内水流总净断面积为87.9×10-4m 2，管内径为0.02m ，外径为0.025m ，单位长度加热面积7.9 m 2，总管根数/行程数为112/4，最大一排管根数为12根，每纵排平均管数为9根。 1、单台汽水换热器的换热量为： ()Mw h h D Q b q 85.12 694000276300079.12) (=-=-= 2、汽水换热器的平均温差为： ℃80951657.731657.73951 221=---=---=?In t t t t In t t t n n p 3、热网循环水在换热器内的流速 可按下式计算：p n f G w ρ= 式中p ρ－为换热器内热网水的平均密度，kg/m 3。 s m w m kg t n p pj /4.2969109.872/55.41/9694.842 7.739543 =??===+=-ρ℃ 该流速在推荐流速范围内。 4、 内壁与水的换热系数 ℃ ?=?-?+=-+=22.08.022 .08.02 /1370602.04.2)4.84041.04.84211630()041.0211630(m w d w t t pj pj i α 5、 外壁与蒸汽的凝结换热系数 管外壁温度是未知的，假设管外壁温度比蒸汽饱和温度小30℃，则管外壁温度为： 热工计算书 一、 基本计算数据 C30普通硅酸盐混凝土，每方立方原材料用量：水:175kg ； 水泥:300kg; 砂:825kg; 石:1000kg ； 一级粉煤灰:70kg; 防冻剂：12kg 。 顶板厚度1.0m 。 二、最大绝热温升 ρ??+=c Q F K m T c h /)( h T —混凝土最大绝热温升（℃） c m —混凝土中水泥（包括膨胀剂）用量（3/m kg ） F —混凝土活性掺和料用量（3/m kg ） K —掺和料折减系数。粉煤灰取0.25。 Q —水泥28d 水化热（kJ/kg ），取300。 c —混凝土比热、取0.97)]/([K kg kJ ? ρ—混凝土密度、计算得23823/m kg h T =（300+0.25×70）×300/（0.97×2382） =44.43℃ 三、混凝土中心计算温度 )()(1t h j t T T T ξ?+= )(1t T —t 龄期混凝土中心计算温度（℃） j T —混凝土浇筑温度(入模温度)，取10℃。 )(t ξ—t 龄期降温系数 浇注层厚度１.0m对应各龄期降温系数查表取得。见下表。 从上表中可知：3d龄期时混凝土中心计算温度最大。计算得：T1(3d)= 10+0.49×44.43=31.77℃ 四、暖棚热源计算 因31.77-25=6.77°C 即当满足温度高于6.77℃时，可满足设计要求的“混凝土内外温差不大于25℃”。 考虑到暖棚的热流失以及棚内架子管吸热等因素，控制暖棚内空气温度平均温度为15℃ 由Q=cm△t，可计算出将暖棚内空气由-15℃升高到15℃需要的热量： 其中c—空气比热容，1.01 kJ/（kg·℃） m—闭合框架内的空气质量，按西区第7仓计算。 m=nρv=1.293×9.5×30×26.62=9809.6 kg 计算得Q=1010×9809.6×30=297×103 (kJ) 煤发热量按3800大卡/kg计算即15.96×103（kJ） 需用煤量18.6kg。考虑热损失系数0.7。由此可计算出煤的一次燃烧量为27kg。 因7仓闭合框架内放置了16个火炉，即每个火炉有1.7kg煤同 空调用热管换热器的设计计算 西安工程大学 王晓杰 黄翔 武俊梅 郑久军 摘 要： 热管技术以其独特的技术在很多领域得到了广泛的应用，在空调领域热管技术也逐渐受到重视，除了理论研究热管技术在空调领域的应用外，设计出合适的换热设备对热管在空调领域的应用也及其重要。热管换热器的计算内容主要有热力计算和校核计算。其中热力设计计算大致可分为常规计算法，离散计算法和定壁温计算法。空调用热管换热器一般为气－气型换热器，文章主要针对气－气型热管换热器的常规计算法进行介绍，并给出了一个具体实例的计算结果，以进一步促进热管换热器在制冷空调领域的应用研究。 关键词： 热管 空调 热力计算 1 引言[1][2][4] 热管换热技术因其卓越的换热能力及其它换热设备所不具有的独特换热技术在航空，化工，石油，建材，轻纺，冶金，动力工程，电子电器工程，太阳能等领域已有很广泛的应用，制冷空调领域冷冷热流体温差小，因此热管技术也逐渐受到重视。根据实际需要设计出合理的热管换热器对于空调领域来说也极为重要。 同常规换热器计算一样，热管换热器的计算内容主要有两部分：热管换热器的热力计算和校核计算。在这里主要对热管换热器的热力计算做个介绍。热管换热器的热力设计计算目前大致可分为三类：常规计算法，离散计算法，定壁温计算法。常规计算法将整个热管换热器看成一块热阻很小的间壁，然后采用常规间壁式换热器的设计方法进行计算。离散计算法认为热量从热流体到冷流体的传递不是通过壁面连续进行的，而是通过若干热管进行传递，呈阶梯式变化，不是连续的。定壁温计算法是针对热管换热器在运行中易产生露点腐蚀和积灰而提出的，计算时将热管换热器的每排热管的壁温都控制在烟气露点温度之上。从而避免露点腐蚀及因结露而形成的灰堵。 空调系统要处理的对象一般为室外新风或是室内排风，都属于气态介质，因此空调用热管换热设备为气－气热管换热器。本文将对空调用气－气热管换热器的常规计算法的热力计算做个简要介绍，文中的一次空气是待处理室外新风，二次空气可以是室内排风或室外新风。 2 热管换热器的设计计算[3][4] 2.1已知设计参数 一次空气质量流量M h , 进出口温度T 1,T 1’，二次空气质量流量M c , 进出口温度T 2,T 2’。一般六个已知量中，只要给定5个即可，另一个参数可由热平衡方程算出，如需要，还需给出一、二次空气的允许压降，二次空气出口温度未知时的计算过程为： ①一次空气定性温度T h =2 ' 11T T + (1) 查定性温度下的一次空气物性参数：定压比密度h p C 导热系数h λ粘度h μ 普兰德数h r P ②一次空气放出热量)(' 11T T C M Q h p h h -= (2) 1. 《热工学》，《传热学》里面有计算公式和公式推导 2. 各种手册里有更为直接的工程计算方法和参数列表，比如机械类手册，热工类手册、暖通类手册，压力容器类手册。 3. 计算热管换热系数可以采用有限元方法，ansys 、abaqus 都可以，如果有流固耦合，也可以用fluent 和cfx ，甚至是基于workbench 的多物理场联合仿真。另外还有流程类仿真计算软件，如aspen 之类的，这个软件一般应用在石化领域， 计算换热器比较有优势。 热管换热器设计 一台锅炉排烟温度为160℃，要求设计一台热管换热器，用烟气余热加热进气以提高锅炉效率。已知参数：锅炉排烟量f V =189000m 3/h ，迎风面风速=f u 2.9m/s ，排烟温度=1f t 160℃，设定出口烟气温度=2f t 118℃。需要空气的流量V l =120000m 3/h ，进气温度℃251=l t ，空气风速为s m v f /9.2= 选取圆片翅片强化换热。翅片管材料选择碳钢（w C =1%）。热管参数：热管蒸发段长取l 0=3.16m ，管外径d 0=34mm ，管内径d i =29mm ，壁厚δ0=2.5mm ， 翅片高度H=12mm ，翅片厚度δ=2mm ，翅片间距mm s f 4.6=，那么翅片的节距 mm s s f f 4.8'=+=δ，每根管肋片数为n f =3160/8.4=376片。管排选用叉排布置， 迎面横向管子距离设定为m S T 115.0=，翅片管纵向距离m S S T L 115.0==。由于烟气和空气的物性很相近，取相同的蒸发器和冷凝器结构参数。 1. 总换热量计算 定性温度t fm=℃1392 118 1602 t 21 =+= +f f t 查物性得： ) /(10473.3/10931.25682.0Pr )/(0793.1/8712.02 2 6 3 K m W s m K kg kJ c m kg f f f p f ??=?==?==--λνρ，，，，热工计算汇总
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