第十章传热过程分析与换热器的热计算
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传热学第十章传热过程和换热器计算
第十章 传热过程分析与换热器热计算
1
10.1 传热过程的分析和计算
传热过程：热量由壁面一侧的流体通过壁面传到另一侧流 体中去的过程。（两个流体通过壁面的换热过程。） 【传热过程是传热学中特指的概念】
传热方程式： Φ = K A Δt
式中：K为传热系数(总传热系数)。对于不同的传热过程，
K的计算公式不同。
25
（1）加大传热温差 tm
在冷、热流体进、出口温度相同的情况下，逆流的平均温 差最大，顺流的平均温差最小，因此从强化传热的角度出 发，换热器应当尽量布置成逆流。
（2）减小传热热阻 Rk
1）多布置换热面，增加总传热面积A，可降低总传热热阻， 加大传热量。
2）降低污垢热阻。
3）减小对流换热热阻Rh1、Rh2。如果两个热阻相差较大，应 抓住主要矛盾，设法减小其中最大的热阻。
Φ Ko Ao (t fi t fo )
说明： 也可以以内表面为基准。
ho
4
3. 带保温层的金属圆管传热 —— 临界热绝缘直径
圆管外敷保温层后：
Φ
1
l(t fi t fo ) 1 ln( di 2 )
1
hidi 2
di
ho (di 2 )
可见，保温层使得导热热阻增加，换热削弱；降低对流 换热热阻，使得换热增强，那么，综合效果到底是增强 还是削弱呢？
传热工程技术的两个方向：强化传热技术与削弱传热技术 （又称隔热保温技术）。
24
无论是强化传热还是削弱传热，一般都是从改变传热温差和 改变传热热阻两方面入手。
以换热器内的传热过程为例：
kAtm
tm 1
tm Rk
tm Rh1 R Rh2
kA
传热强化途径： （1）加大传热温差 tm； （2）减小传热热阻 Rk 。
1
10.1 传热过程的分析和计算
传热过程：热量由壁面一侧的流体通过壁面传到另一侧流 体中去的过程。（两个流体通过壁面的换热过程。） 【传热过程是传热学中特指的概念】
传热方程式： Φ = K A Δt
式中：K为传热系数(总传热系数)。对于不同的传热过程，
K的计算公式不同。
25
（1）加大传热温差 tm
在冷、热流体进、出口温度相同的情况下，逆流的平均温 差最大，顺流的平均温差最小，因此从强化传热的角度出 发，换热器应当尽量布置成逆流。
（2）减小传热热阻 Rk
1）多布置换热面，增加总传热面积A，可降低总传热热阻， 加大传热量。
2）降低污垢热阻。
3）减小对流换热热阻Rh1、Rh2。如果两个热阻相差较大，应 抓住主要矛盾，设法减小其中最大的热阻。
Φ Ko Ao (t fi t fo )
说明： 也可以以内表面为基准。
ho
4
3. 带保温层的金属圆管传热 —— 临界热绝缘直径
圆管外敷保温层后：
Φ
1
l(t fi t fo ) 1 ln( di 2 )
1
hidi 2
di
ho (di 2 )
可见，保温层使得导热热阻增加，换热削弱；降低对流 换热热阻，使得换热增强，那么，综合效果到底是增强 还是削弱呢？
传热工程技术的两个方向：强化传热技术与削弱传热技术 （又称隔热保温技术）。
24
无论是强化传热还是削弱传热，一般都是从改变传热温差和 改变传热热阻两方面入手。
以换热器内的传热过程为例：
kAtm
tm 1
tm Rk
tm Rh1 R Rh2
kA
传热强化途径： （1）加大传热温差 tm； （2）减小传热热阻 Rk 。
10传热学-传热过程和换热器
Ah2 1 1 h1 h2 1
tf1 tf 2
K
For steady heat transfer through a series composite wall
K
1 1 n i 1 h1 i 1 i h2
二、通过圆筒壁的传热 (heat transfer through a cylinder)
二、对保温隔热材料的要求 1. 有最佳密度：使用时，应尽量使其使用密 度接近最佳密度； 2. 热导率小：选用热导率小的材料； 3. 温度稳定性好：在一定温度范围内，物性 值稳定 4. 有一定的机械强度； 5. 吸水、吸湿性小：水分会使材料导热系数 大大增加。 三、最佳保温隔热厚度
四、保温结构 为防止水或湿气进入，外加保护层。 为减少对环境的辐射散热，外加铝箔或聚酯镀铝薄膜。 五、保温隔热效率 设备和管道保温隔热前后的散热量(或冷损失量)之差 与保温隔热前散热量0(或冷损失量)之比，即：
Heat transfer rate:
KAt KA(t f 1 t f 2 )
where A—surface area, m2 t—temperature difference, C K—overall heat transfer coefficient, W/m2· C
一、通过平壁的传热 (heat transfer through a plane wall)
注意：对于低温、超低温管道和设备的保冷，一般的 保温隔热材料不能满足要求，须采用多层镀铝薄膜和 网状玻璃纤维布并抽真空。
0 0
§3 换热器(Heat exchangers)
一、换热器的种类(Heat exchanger types) 1. 按原理分 间壁式换热器：冷热流体被固体壁隔开，如蒸发 器、冷凝器等。 混合式换热器：在这种换热器中，两种流体相互 混合，依靠直接接触交换热量。如水和空气直接 接触的冷却水塔。 回热式(或蓄热式、再生式)换热器：在这种换热 器中，冷热流体交替地与固体壁接触，使固体壁 周期地吸热和放热，从而将热流体的热量传给冷 流体。如锅炉的再生式空气预热器和燃气轮机的 空气预热器。
tf1 tf 2
K
For steady heat transfer through a series composite wall
K
1 1 n i 1 h1 i 1 i h2
二、通过圆筒壁的传热 (heat transfer through a cylinder)
二、对保温隔热材料的要求 1. 有最佳密度：使用时，应尽量使其使用密 度接近最佳密度； 2. 热导率小：选用热导率小的材料； 3. 温度稳定性好：在一定温度范围内，物性 值稳定 4. 有一定的机械强度； 5. 吸水、吸湿性小：水分会使材料导热系数 大大增加。 三、最佳保温隔热厚度
四、保温结构 为防止水或湿气进入，外加保护层。 为减少对环境的辐射散热，外加铝箔或聚酯镀铝薄膜。 五、保温隔热效率 设备和管道保温隔热前后的散热量(或冷损失量)之差 与保温隔热前散热量0(或冷损失量)之比，即：
Heat transfer rate:
KAt KA(t f 1 t f 2 )
where A—surface area, m2 t—temperature difference, C K—overall heat transfer coefficient, W/m2· C
一、通过平壁的传热 (heat transfer through a plane wall)
注意：对于低温、超低温管道和设备的保冷，一般的 保温隔热材料不能满足要求，须采用多层镀铝薄膜和 网状玻璃纤维布并抽真空。
0 0
§3 换热器(Heat exchangers)
一、换热器的种类(Heat exchanger types) 1. 按原理分 间壁式换热器：冷热流体被固体壁隔开，如蒸发 器、冷凝器等。 混合式换热器：在这种换热器中，两种流体相互 混合，依靠直接接触交换热量。如水和空气直接 接触的冷却水塔。 回热式(或蓄热式、再生式)换热器：在这种换热 器中，冷热流体交替地与固体壁接触，使固体壁 周期地吸热和放热，从而将热流体的热量传给冷 流体。如锅炉的再生式空气预热器和燃气轮机的 空气预热器。
换热器热量及面积计算公式
换热器热量及面积计算一、热量计算1、一般式Q=Q c=Q hQ=W h（H h,1- H h,2）= W c（H c,2- H c,1）式中：Q为换热器的热负荷，kj/h或kw；W为流体的质量流量，kg/h；H为单位质量流体的焓，kj/kg；下标c和h分别表示冷流体和热流体，下标1和2分别表示换热器的进口和出口。
2、无相变化Q=W h c p,h(T1-T2)=W c c p,c(t2-t1)式中：c p为流体平均定压比热容，kj/(kg.℃)；T为热流体的温度，℃；t为冷流体的温度，℃。
3、有相变化a.冷凝液在饱和温度下离开换热器，Q=W h r = W c c p,c(t2-t1)式中：W h为饱和蒸汽（即热流体）冷凝速率（即质量流量）（kg/s）r为饱和蒸汽的冷凝潜热（J/kg）b.冷凝液的温度低于饱和温度，则热流体释放热量为潜热加显热Q=W h[r+c p,h（T s-T w）] = W c c p,c(t2-t1)式中：c p,h为冷凝液的比热容（J/（kg/℃））；T s为饱和液体的温度（℃）二、面积计算1、总传热系数K管壳式换热器中的K值如下表：注：1 w = 1 J/s = 3.6 kj/h = 0.86 kcal/h1 kcal = 4.18 kj2、温差（1）逆流热流体温度T：T1→T2冷流体温度t：t2←t1温差△t：△t1→△t2△t m=（△t2-△t1）/㏑（△t2/△t1）（2）并流热流体温度T：T1→T2冷流体温度t：t1→t2温差△t：△t2→△t1△t m=（△t2-△t1）/㏑（△t2/△t1）对数平均温差，两种流体在热交换器中传热过程温差的积分的平均值。
( 恒温传热时△t=T-t，例如：饱和蒸汽和沸腾液体间的传热。
) 对数平均温差因为在冷凝器板换一系列的换热器中温度是变化的为了我们更好的选型计算所以出来一个相对准确的数值,当△T1/△T2>1.7时用公式：△Tm=（△T1-△T2）/㏑（△T1/△T2）.如果△T1/△T2≤1.7时，△Tm=（△T1+△T2）/2二种流体在热交换器中传热过程温差的积分的平均值。
传热过程和换热器热计算基础
tf1－tf2 tf1－tf2 q= = 1 δ 1 Rt = + ∑ + k h1 i =1 λi h2
(m2·℃) / W
多层平壁的传热：
q=
n δi 1 1 +∑ + h1 i =1 λi h2
tf1－ tf2
二、圆筒壁的传热 每米长圆筒壁的总传热热阻热阻：
只有管道外径 d 2 超过某一值后包上热绝缘层才能 起到减少单位管长热损失的作用，把此直径称为临界 热绝缘直径，用 d c 表示。
d c 可由求 q1 对热绝缘层外径的一阶导数并令之 等于零而得到，即 d = 2λins c h2 （ d 2 > d c 加绝热层才能减少热损）
式中： 2 ——管道热绝缘层外表面对环境的表面传 h 热系数[W/(m2·K)]； λins ——保温材料的导热系数[W/(m·K)]。
' 肋面平均温度 t w2 (< tw2 )
肋片实际散热量：
h A (t
2
2
'
w2
− tf2
)
2
肋处于肋基温度下的理想散热量： h 肋片效率：
A2 (t w 2 − tf2 )
t w 2 − tf2 实际散热量 h2 A2 t w 2 − tf2 = = η= 理想散热量 h2 A2 (t w 2 − tf2 ) t w 2 − tf2
Φ = Ah2 (t w2 − tf2 )
λ Φ = A (t w1 − t W2 ) δ
Φ tf1 − t W1 = Ah Φ t w1 − t W2 = Aλ / δ Φ t w2 − t f2 = Ah2
传热方程：
A(t f1 − t f2 ) Φ= = KA ∆ t 1 / h1 + λ / δ + 1 / h2
(m2·℃) / W
多层平壁的传热：
q=
n δi 1 1 +∑ + h1 i =1 λi h2
tf1－ tf2
二、圆筒壁的传热 每米长圆筒壁的总传热热阻热阻：
只有管道外径 d 2 超过某一值后包上热绝缘层才能 起到减少单位管长热损失的作用，把此直径称为临界 热绝缘直径，用 d c 表示。
d c 可由求 q1 对热绝缘层外径的一阶导数并令之 等于零而得到，即 d = 2λins c h2 （ d 2 > d c 加绝热层才能减少热损）
式中： 2 ——管道热绝缘层外表面对环境的表面传 h 热系数[W/(m2·K)]； λins ——保温材料的导热系数[W/(m·K)]。
' 肋面平均温度 t w2 (< tw2 )
肋片实际散热量：
h A (t
2
2
'
w2
− tf2
)
2
肋处于肋基温度下的理想散热量： h 肋片效率：
A2 (t w 2 − tf2 )
t w 2 − tf2 实际散热量 h2 A2 t w 2 − tf2 = = η= 理想散热量 h2 A2 (t w 2 − tf2 ) t w 2 − tf2
Φ = Ah2 (t w2 − tf2 )
λ Φ = A (t w1 − t W2 ) δ
Φ tf1 − t W1 = Ah Φ t w1 − t W2 = Aλ / δ Φ t w2 − t f2 = Ah2
传热方程：
A(t f1 − t f2 ) Φ= = KA ∆ t 1 / h1 + λ / δ + 1 / h2
传热过程分析与换热器的热计算
传热过程分析与换热器的热计算传热是指物体之间由于温度差异而出现的热量传递的现象。
传热过程分析是研究物体内部和物体之间的热量传递方式和传热速率的科学方法。
而换热器是一种用于加热或冷却流体的设备，通过换热器进行传热过程，可以实现能量的转移和利用。
本文将重点介绍传热过程分析和换热器的热计算。
热传导是一种由于温度梯度引起的分子间能量传递方式。
它主要发生在固体内部或固体与液体/气体之间接触的表面上。
热传导的传热速率与温度差、导热系数和传热距离有关。
可以使用傅里叶热传导定律来计算热传导速率。
对流传热是通过流体的传递热量。
它可以分为自然对流和强制对流。
自然对流是通过密度差异引起的流体运动，而强制对流是通过外部力（例如风扇或泵）的作用引起的流体运动。
对流传热的传热速率与流体的热导率、流体速度、传热表面积和温度差有关。
可以使用牛顿冷却定律或恒定换热表达式来计算对流传热速率。
辐射传热是通过电磁辐射传递热量。
辐射传热不需要介质，可以在真空中传递热量。
辐射传热的传热速率与物体的表面温度、发射率和表面积有关。
可以使用斯特藩-玻尔兹曼定律来计算辐射传热速率。
在换热器的热计算中，需要确定热源和热负荷之间的传热量。
考虑到换热器的热效率，还需要根据实际运行条件计算热量损失。
热计算的基本原则是能量守恒。
以热交换器为例，热交换器是常见的换热器类型之一，用于在两个流体之间交换热量。
热交换器通常由两个平行的管道组成，一个用于热源，一个用于热负荷。
通过选择合适的热交换器类型和优化设计，可以最大限度地提高热交换效率。
热交换器的热计算主要包括确定传热量、计算传热系数和计算温度差。
传热量可以通过两个流体的热容和温度差来计算。
传热系数是一个表示热交换器传热性能的常数，可以根据热交换器类型和流体性质来确定。
温度差可以通过温度测量仪器来测量。
热交换器的热计算还需要考虑热损失。
热损失可以通过热辐射、热传导和热对流来计算。
对于热辐射损失，可以使用斯特藩-玻尔兹曼定律。
第十章传热和换热器
tw,
q qc qr (hc hr ) tw t f
qr , tam
h tw t f
qc , hc , t f
§ 10-3 换热器的型式和基本构造
一、分类
1.按结构型式分: 1)间壁式: 冷、热流体被固体壁面隔开。
如：暖风机、冷凝器、蒸发器等。
暖风机
风冷冷凝器
2)混合式: 冷、热流体互相混合。 如：喷淋式冷却塔、蒸汽喷射器。
以管壳式换热器为例，说明方法的要点.
总传热系数可表示为:
1 k
1 ho
Rw
Rf
1 hi
do di
(a)
Rw 管壁导热热阻
R f 污垢热阻
工业换热器中的管内流体的流动一般都是处于 旺盛湍流状态，hi 与流速u的0.8次方成正比.则
two
ho A1 two t fo ho f A2 two t fo
h0A0 (tw0 t f 0 )
为肋面总效率:
A1 A2 f
A0
1
tf1 tf2
1
hi Ai Ai ho A0
则以光壁为基准的传热系数:
ki
1
1
1
hi ho
定义肋化系数： Ao Ai
1, 1
（3）根据结构，算出传热系数K。(带有假设性)
（4）由传热方程(换热面积A已定),得到 。
（5）由热平衡方程得出’(出口温度均是未知量,也 带假设性.) （6）与’的误差<5%,则满足计算要求. 否则重新假设t,重复上述步骤.
2. 传热单元数法
1)换热器的效能定义：
实际传热量 最大可能传热量
实际传热量： M1c1(t'1t"1 ) M 2c2 (t"2 t'2 )
《传热学》课程教学大纲-蔡琦琳
《传热学》课程教学大纲一、课程基本信息二、课程目标(-)总体目标：《传热学》是研究由温差引起的热能传递规律的科学，是建筑环境与能源应用工程专业的一门基础课程和学位课程。
在制冷、热能动力、机械制造、航空航天、化工、材料加工、冶金、电子与电气和建筑工程等生产技术领域中存在大量的传热问题，课程旨在使学生掌握传热的基本概念、基本原理和计算方法，使学生对热量传递这一普遍存在的现象有理性的认识，并能熟练运用基础知识来思考、分析和解决实际传热问题。
(二)课程目标：本课程旨在使学生掌握热量传递的三种基本方式及其物理机制，掌握传热基础理论与计算方法；掌握传热学的基本实验，具备分析工程传热问题的能力，能够解决增强传热、削弱传热和温度控制等工程传热问题；了解传热学的前沿知识及其在科学技术领域的应用，培养学生分析问题和解决问题的能力，以及团队合作意识。
课程目标1：系统深入学习，掌握传热基础理论与计算方法。
1.1 掌握传热的基本概念、理论、机理及影响因素；1.2 掌握热传导、热对流和热辐射三种传热模式的基本公式，能够进行各种工况下传热量的计算，并能对工程传热问题进行描述和分析。
课程目标2：掌握传热实验，应用传热学知识，解决工程传热问题。
2.1 掌握传热学中的实验研究方法，使学生对热量传递这一普遍存在的现象有理性的认识。
2.2 根据所学传热理论和实验知识，熟练掌握增强或削弱热能传递过程的方法，能够在工程应用中对热能有效利用、热力设备效率的提高、节能降耗技术等问题从传热学角度进行思考、分析和解决问题。
课程目标3：培养学生的自主学习意识、团队合作能力、口头和书面表达能力，探索传热学前沿科学知识。
3.1 通过课堂分组讨论等方式培养团队合作意识、沟通交流能力和对工程问题进行清清晰表达的能力；3.2 通过课外文献调研并撰写课程报告，提升文献查阅能力和书面表达能力。
(H)课程目标与毕业要求、课程内容的对应关系三、教学内容第一章结论1 .教学目标（1）了解传热的定义；了解传热学的研究内容及其在生活和工程中的应用；（2）掌握热量传递的三种基本方式及其物理机理；（3）掌握傅里叶定律、牛顿冷却定律及斯忒藩定律，并能应用这三个定律分析基础传热问题；（4）了解传热过程的特点以及电.热模拟的作用和意义；（5）掌握热流密度、热阻和综合传热系数的计算方法。
10.5 换热器的热计算：效能-传热单元数方法
• 式（10-5-12b）计算多壳程换热器时，得 出的NTU 为单壳程的NTU
第十章 10.5节（11）
下一节 11
1 Leabharlann C min C max第十章 10.5节（11）
4
t1 t2 (t1 t1 ) (t1 t2 ) (Cmin / Cmax )(t1 t1) 1 Cmin
t1 t2
t1 t2
C max
1 exp NTU(1 Cmin / Cmax )
1 (Cmin / Cmax )
系数和总传热系数 • 求换热器效能及两侧流体的热容比 • 求出NTU值，进而得到换热面积 • 若与初选面积不同，修改布局重新计算
第十章 10.5节（11）
9
校核计算:
• 根据已知传热面积、总传热系数和较小 侧热容可直接求出NTU值
• 由热容比和NTU 值，选取相应的公式或 者曲线求得换热器效能
• 由效能求出小热容流体的出口温度，再 由能量守恒关系式得到另一个出口温度
• 如果总传热系数未知，那么迭代过程仍 然不可避免
第十章 10.5节（11）
10
教材中汇总表10-1/10-2
• 针对n个壳程的式（10-5-13a）假定每个 壳程的布置相同，总NTU 数平均分配
• 相变换热器，传热性能与流动形式无关
• 式（10-5-14）只能在热容比等于1时获得 精确值，无法表示成NTU的显函数形式
10.5 换热器的热计算： 效能 – 传热单元数方法
效能 – 传热单元数
effectiveness - NTU method （ - NTU）
NTU: Number of Transfer Units
第十章 10.5节（11）
1
第十章 10.5节（11）
下一节 11
1 Leabharlann C min C max第十章 10.5节（11）
4
t1 t2 (t1 t1 ) (t1 t2 ) (Cmin / Cmax )(t1 t1) 1 Cmin
t1 t2
t1 t2
C max
1 exp NTU(1 Cmin / Cmax )
1 (Cmin / Cmax )
系数和总传热系数 • 求换热器效能及两侧流体的热容比 • 求出NTU值，进而得到换热面积 • 若与初选面积不同，修改布局重新计算
第十章 10.5节（11）
9
校核计算:
• 根据已知传热面积、总传热系数和较小 侧热容可直接求出NTU值
• 由热容比和NTU 值，选取相应的公式或 者曲线求得换热器效能
• 由效能求出小热容流体的出口温度，再 由能量守恒关系式得到另一个出口温度
• 如果总传热系数未知，那么迭代过程仍 然不可避免
第十章 10.5节（11）
10
教材中汇总表10-1/10-2
• 针对n个壳程的式（10-5-13a）假定每个 壳程的布置相同，总NTU 数平均分配
• 相变换热器，传热性能与流动形式无关
• 式（10-5-14）只能在热容比等于1时获得 精确值，无法表示成NTU的显函数形式
10.5 换热器的热计算： 效能 – 传热单元数方法
效能 – 传热单元数
effectiveness - NTU method （ - NTU）
NTU: Number of Transfer Units
第十章 10.5节（11）
1
换热器的传热计算
换热器的传热计算换热器的传热计算包括两类：一类是设计型计算，即根据工艺提出的条件，确定换热面积；另一类是校核型计算，即对换热面积的换热器，核算其传热量、流体的流量或温度。
这两种计算均以热量衡算和总传热速率方程为根底。
换热器热负荷Q 值一般由工艺包提供，也可以由所需工艺要求求得。
Q=W c p Δt ，假设流体有相变，Q=c p r 。
热负荷确定后，可由总传热速率方程〔Q=K S Δt 〕求得换热面积，最后根据"化工设备标准系列"确定换热器的选型。
其中总传热系数K=0011h Rs kd bd d d Rs d h d o m i i i i ++++ 〔1〕在实际计算中，总传热系数通常采用推荐值，这些推荐值是从实践中积累或通过实验测定获得的，可以从有关手册中查得。
在选用这些推荐值时，应注意以下几点：1. 设计中管程和壳程的流体应与所选的管程和壳程的流体相一致。
2. 设计中流体的性质〔粘度等〕和状态〔流速等〕应与所选的流体性质和状态相一致。
3. 设计中换热器的类型应与所选的换热器的类型相一致。
4. 总传热系数的推荐值一般围很大，设计时可根据实际情况选取中间的*一数值。
假设需降低设备费可选取较大的K 值；假设需降低操作费用可取较小的K 值。
5. 为保证较好的换热效果，设计中一般流体采用逆流换热，假设采用错流或折流换热时，可通过安德伍德〔Underwood〕和鲍曼〔Bowman〕图算法对Δt进展修正。
虽然这些推荐值给设计带来了很大便利，但是*些情况下，所选K值与实际值出入很大，为防止盲目烦琐的试差计算，可根据式〔1〕对K值估算。
式〔1〕可分为三局部，对流传热热阻、污垢热阻和管壁导热热阻，其中污垢热阻和管壁导热热阻可查相关手册求得。
由此，K值估算最关键的局部就是对流传热系数h的估算。
影响对流传热系数的因素主要有：1.流体的种类和相变化的情况液体、气体和蒸气的对流传热系数都不一样。
牛顿型和非牛顿型流体的也有区别，这里只讨论牛顿型对流传热系数。
换热器计算
三、传热的基本方式
一个物系或一个设备只要存在温度差就会发 生热量传递，当没有外功加入时，热量就总 是会自动地从高温物体传递到低温物体。根 据传热的机理不同，热传递有三种基本方式：
热传导
热对流
热辐射
(一) 热传导(导热)
问题：冬天，为什么触摸铁比木头更冷些？
一些常见物质的导热系数
物质 导热系数 λ[W/m·℃] 碳钢 45~52 不锈钢 铝合金 铜 10~30 203 银 钛
并流
逆流
平均温差计算实例
例2，氨冷器为逆流操作，试分别求氨冷凝段，液氨冷却段水的出 口温度及每一段的平均温差 解：逆流操作温度变化图如下：
t1=85℃ 气氨冷却
氨： 水： T2=21 ℃ T4 ？ T3？ T1=19 ℃
t2=45℃ 气氨冷凝成液氨 t2=45℃ 液氨冷却
t3=30℃
根据热平衡方程：Q氨放热=Q水吸热
易于堵管或更换。
缺点：不易清洗壳程， 壳体和管束中可能产 生较大的热应力。 适用场合：适用于壳程介质清洁，不易结垢，管程需清洗 以及温差不大或温差虽大但是壳程压力不大的场合。 例：氨冷器（卧冷），变换冷却器
浮头式换热器
优点：管内和管 间清洗方便，不 会产生热应力。 缺点：结构复杂， 设备笨重，造价 高，浮头端小盖 在 操作中无法检查。 适用场合： 壳体和管束之间壁温相差较大，或介质易结垢的场合。 例如：813低甲冷
Q1=WCpg (t1-t2)= 20000×2.112×(85-45)=1.69×106kJ/h
Q2=Wr= 20000×1336.97=2.67×107kJ/h Q3=WCpl(t2-t3)=20000×4.708×(45-30)=1.41×106kJ/h Q=Q1+Q2+Q3=2.98×107kJ/h=8.3MW
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四、管壳式换热器的近期发展
按流动方向分类： 1. 顺流式
3. 叉流式
2. 逆流式 4. 混合流式（杂流式）
按流程分类：
单流程： 双流程： 多流程：
10-3 换热器中传热过程平均温差的计算
1. 简单顺、逆流换热器平均温差的计算
在换热器中，热流体沿程放出热量温度不断下降；冷流体沿程吸收 热量而温度不断上升。当利用传热方程式来计算整个传热面上的热流 量时，必须使用整个传热面积上的平均温差(又称平均温压)，记为Δtm 。据此，传热方程式的一般形式应为: Φ=kAΔtm
逆流的缺点是：热流体和冷流体的最高温度集中在换热器的同一端，使得 该处的温度特别高，这是应该避免的。
例：已知一换热器，热流体进口温度t1’=3000C,出口温度 为t1’’ = 2100C；冷流体进口温度t2’=1000C,出口温度 为t2’’=2000C。求换热器在顺流布置和逆流布置时的 对数平均温差，试说明哪一种布置换热效果好。
每米管长的传热量：
ql h11d12t1f1 ln td fd21 2h21d2 kl(tf1tf2)
1 kl 1 1 lnd2 1
h1d1 2 d1 h2d2
对于多层圆管
பைடு நூலகம்
1
kl 11d1i n1 21ilnddi i121dn1
3. 通过肋壁的传热过程计算
加肋侧的面积A2＝肋片表面积A2’ ＋两肋片之间壁的表面积A2”
图9-7 板式换热器示意图
5）螺旋板式换热器。螺旋板式换热器的换热表面是由两块金属板卷 制而成，冷、热流体在螺旋状的通道中流动，图9-8所示是其两个方向的 截面示意图。这种换热器换热效果较好，缺点是换热器的密封比较困难。
图10-12-8 螺旋板式换热器
三、提高换热器紧凑性的途径 缩小体积、减轻重量
对于蒸汽加热的暖气包，由于蒸汽凝结换热系数h1远远 大于暖气包对室内空气自然对流时的h2，使这一传热过程中的 总热阻完全决定于h2一侧的换热热阻。因此在h2一侧加导热热 阻较小的肋片是最有效的改进措施。
在表面传热系数较小的一侧采用肋壁是强化传热 的一种行之有效的方法。
例1： 一平壁一侧加肋，加肋后面积为A2，肋化系数 =13，肋壁总效率tot=0.9。壁的厚度=10mm，材料的 导热系数=50W/(m·K)，相对应的换热系数为 h1=200W/(m2 ·K)和h2=10W/(m2 ·K) ，流体温度tf1=75C 和tf2=15 C。求以A1为基准，其单位面积的传热量q1， 并与不加肋时的传热量q比较。
在三类换热器中以间壁式换热器应用最广，本节将对其结构 型式及换热器中冷、热流体间的平均温差的计算方法作比较详 细的介绍。近年发展起来的热管换热器是一种有相变的间壁式 换热器，其工作原理具有一定特点．第十章中有专门介绍。
二、间壁式换热器的主要形式 管式热交换器
间壁式热交换器
板式热交换器
壳管式热交换器 肋片管式热交换器 套管式热交换器
q1A Q 11tf1 tf21 k1(tf1tf2)
h1
h2 tot
W /m 2
k1
1
1
1
以A1为基准的肋壁的传热系数
h1 h2 tot
在冷热介质温度一定时，要增强传热可以加大h1、h2、λ、A1、 A2以及减小δ。最有效的措施是改变上列某些值后，可减小各 项分热阻中最大的那一个热阻值。
图9-4 简单的壳管式换热器示意图
为了提高管程流体的流速，在图9-4所示的换热器中，一端的封头里 加了 一块隔板，构成了两管程的结构，称为l-2型换热器(此处l表示壳程 数，2表示管程数)。图9-5所示是一个1-2型换热器的剖面图。
图9-5 1-2型换热器剖面示意图
3）交叉流换热器。它是间壁式换热器的又一种主要型式。根据换热 表面结构的不同又可有管束式、管翅式及板翅式等的区别，如图9-6所示
和砖墙内侧的温度。（不考虑门、窗的传热影响）
4. 临界热绝缘直径(与热绝缘层经济厚度)
在圆管外覆盖一层热绝缘材料时 则每米管长的总热阻为：
R 总 ,lh 1 1 d 1 2 11ln d d 1 2 212ln d d 2 x h 21 d x
R ql
R总,l (3)
(4)
(1)+(2)
d
Q k(A t1t2)k A tm
热流体放出的热量 冷流体吸收的热量
Q 1qm 1c1(t1 t1 ) Q 2qmc2(t2 t2 )
q m 1 c 1 (t1 t1 ) q m 2 c 2 (t2 t2 )
qm1c1 W1
qm2c2 W2
单位时间内流过冷流、体热的热容量
d Q q m 1 c 1 d 1 tq m 2 c 2 d 2t
ql
费
用
R总,l
O d2
dcr
d3
d
经济厚度
绝缘层厚度
热绝缘层经济厚度:每年的热损失与热绝缘投资最少时对应的热 绝缘厚度称为热绝缘层经济厚度。
例：有一外径为0.015m的管道要作保温处理。现有两种隔热材 料，其一A:的导热系数为0.209w/(m0c);其二B:的导热系数为 0.058w/(m0c)。已知管的换热系数为13.96w/(m0c)。试问选择 哪一种材料合适？
t
t
t 1
t 1
t 1
t 2
t 1
t 2
t 2
A
t 2 A
t
t
t 1
t 1
t 1
t 1
t 2
t 2
t 2
A
t 2 A
对数平均温差公式推导
设t1′，t1〃，qm1和c1分别表示热流体的进出口温度、流量 和比热容； t2′，t2〃，qm2和c2分别表示冷流体的进出口温度、 流量和比热容。（四个假设书中：P 324）
t' t
0
ln
t '' t '
mk A
d(t)mdQ t'' t' mQ
t ' t '' Q t ' kA
ln t ''
由tm
Q得 kA
t '' ln mkA
t '
t
＝
m
t ' ln
t t '
''
t ''
对数平均温差
对逆流换热过程
d Q q m 1 c 1 d1 t q m 2 c 2 d2t
q1 /q = 4347.6/570.3 = 7.623
例2：墙厚240mm，室内空气的温度为20 C ，室外空 气的温度为-10 C ；砖墙的导热系数=0.95W/(m·K)， 室内空气对墙面的换热系数为h1=8W/(m2 ·K) ，室外空 气的换热系数为h2=37W/(m2 ·K) （考虑了辐射换热的 因素）。试求冬季室内、外空气通过砖墙传递的热量
tot
A2'' A2
A2' A2
f
肋壁总效率
加肋侧流体的换热量 Qh2(tw 2tf2)A 2 tot
肋壁的导热热量
Q A1(tw1 tw2)
不加肋侧与流体的换热量 Qh1(tf1tw1)A1
肋壁的传热公式
Q
tf1tf2
1 1
k1A1(tf1tf2) W
h1A1 A1 h2A2 tot
t
t 1 t 2
dt 1
dQ q m1c1
dQ W1
t 1
dt 2
dQ qm2c2
dQ W2
t 2 A
t
＝
m
t
'
t t '
''
11 d(t1t2)(W1W2)dQ
ln
t ''
对数平均温差
tm
tmax tmin ln tmax
t”
t
t 1 t 2
tmin
当 tmax 2时 t m in
A2 >A1
肋化系数 ：
A2 A1
肋片越高，肋距越小，肋化系 数就越大。
肋片与流体的换热量 h2(tw2 tf2)A2'
h2(tw2tf2)A2'f
f 为肋片效率 加肋侧与流体的换热量
Qh2(tw2tf2)A2'' h2(tw2tf22)A2'f
h2(tw2tf2)A2(A A22'' A A22' f )
t
＝
m
1 2
(t m a x
t m in
)
t 1
t’ t 2 A
2. 其他复杂布置时流换热器平均温差的计算
叉流和混合流 （壳管式换热器与交叉流式换热器）
tm
t
tmaxtmin ln tmax
tmin
逆流时的对数平均温差
计算P、R 值，查图表定
3. 各种流动形式的比较
在各种流动形式中，顺流和逆流可以看作是两种极端情况。在相同的进、 出口温度条件下，逆流的平均温差最大，顺流的平均温差最小。而其他各种 流动形式介与顺流和逆流之间。
图9-6 交叉流换热器示意图
4）板式换热器。板式换热器由一组几何结构相同的平行薄平板叠加所 组成，两相邻平板之间用特殊设计的密封垫片隔开，形成一个通道，冷、 热流体间隔地在每个通道中流动。为强化换热并增加板片的刚度，常在平 板上压制出各种波纹。板式换热器中冷、热流体的流动有多种布置方式， 图9-7所示为1-1型板式换热器的逆流布置，这里的1-1型表示冷、热流体 都只流过一个通道。板式换热器拆卸清洗方便，故适合于含有易污染物的 流体(如牛奶等有机流体)的换热。
O d2
dcr
d3
按流动方向分类： 1. 顺流式
3. 叉流式
2. 逆流式 4. 混合流式（杂流式）
按流程分类：
单流程： 双流程： 多流程：
10-3 换热器中传热过程平均温差的计算
1. 简单顺、逆流换热器平均温差的计算
在换热器中，热流体沿程放出热量温度不断下降；冷流体沿程吸收 热量而温度不断上升。当利用传热方程式来计算整个传热面上的热流 量时，必须使用整个传热面积上的平均温差(又称平均温压)，记为Δtm 。据此，传热方程式的一般形式应为: Φ=kAΔtm
逆流的缺点是：热流体和冷流体的最高温度集中在换热器的同一端，使得 该处的温度特别高，这是应该避免的。
例：已知一换热器，热流体进口温度t1’=3000C,出口温度 为t1’’ = 2100C；冷流体进口温度t2’=1000C,出口温度 为t2’’=2000C。求换热器在顺流布置和逆流布置时的 对数平均温差，试说明哪一种布置换热效果好。
每米管长的传热量：
ql h11d12t1f1 ln td fd21 2h21d2 kl(tf1tf2)
1 kl 1 1 lnd2 1
h1d1 2 d1 h2d2
对于多层圆管
பைடு நூலகம்
1
kl 11d1i n1 21ilnddi i121dn1
3. 通过肋壁的传热过程计算
加肋侧的面积A2＝肋片表面积A2’ ＋两肋片之间壁的表面积A2”
图9-7 板式换热器示意图
5）螺旋板式换热器。螺旋板式换热器的换热表面是由两块金属板卷 制而成，冷、热流体在螺旋状的通道中流动，图9-8所示是其两个方向的 截面示意图。这种换热器换热效果较好，缺点是换热器的密封比较困难。
图10-12-8 螺旋板式换热器
三、提高换热器紧凑性的途径 缩小体积、减轻重量
对于蒸汽加热的暖气包，由于蒸汽凝结换热系数h1远远 大于暖气包对室内空气自然对流时的h2，使这一传热过程中的 总热阻完全决定于h2一侧的换热热阻。因此在h2一侧加导热热 阻较小的肋片是最有效的改进措施。
在表面传热系数较小的一侧采用肋壁是强化传热 的一种行之有效的方法。
例1： 一平壁一侧加肋，加肋后面积为A2，肋化系数 =13，肋壁总效率tot=0.9。壁的厚度=10mm，材料的 导热系数=50W/(m·K)，相对应的换热系数为 h1=200W/(m2 ·K)和h2=10W/(m2 ·K) ，流体温度tf1=75C 和tf2=15 C。求以A1为基准，其单位面积的传热量q1， 并与不加肋时的传热量q比较。
在三类换热器中以间壁式换热器应用最广，本节将对其结构 型式及换热器中冷、热流体间的平均温差的计算方法作比较详 细的介绍。近年发展起来的热管换热器是一种有相变的间壁式 换热器，其工作原理具有一定特点．第十章中有专门介绍。
二、间壁式换热器的主要形式 管式热交换器
间壁式热交换器
板式热交换器
壳管式热交换器 肋片管式热交换器 套管式热交换器
q1A Q 11tf1 tf21 k1(tf1tf2)
h1
h2 tot
W /m 2
k1
1
1
1
以A1为基准的肋壁的传热系数
h1 h2 tot
在冷热介质温度一定时，要增强传热可以加大h1、h2、λ、A1、 A2以及减小δ。最有效的措施是改变上列某些值后，可减小各 项分热阻中最大的那一个热阻值。
图9-4 简单的壳管式换热器示意图
为了提高管程流体的流速，在图9-4所示的换热器中，一端的封头里 加了 一块隔板，构成了两管程的结构，称为l-2型换热器(此处l表示壳程 数，2表示管程数)。图9-5所示是一个1-2型换热器的剖面图。
图9-5 1-2型换热器剖面示意图
3）交叉流换热器。它是间壁式换热器的又一种主要型式。根据换热 表面结构的不同又可有管束式、管翅式及板翅式等的区别，如图9-6所示
和砖墙内侧的温度。（不考虑门、窗的传热影响）
4. 临界热绝缘直径(与热绝缘层经济厚度)
在圆管外覆盖一层热绝缘材料时 则每米管长的总热阻为：
R 总 ,lh 1 1 d 1 2 11ln d d 1 2 212ln d d 2 x h 21 d x
R ql
R总,l (3)
(4)
(1)+(2)
d
Q k(A t1t2)k A tm
热流体放出的热量 冷流体吸收的热量
Q 1qm 1c1(t1 t1 ) Q 2qmc2(t2 t2 )
q m 1 c 1 (t1 t1 ) q m 2 c 2 (t2 t2 )
qm1c1 W1
qm2c2 W2
单位时间内流过冷流、体热的热容量
d Q q m 1 c 1 d 1 tq m 2 c 2 d 2t
ql
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用
R总,l
O d2
dcr
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经济厚度
绝缘层厚度
热绝缘层经济厚度:每年的热损失与热绝缘投资最少时对应的热 绝缘厚度称为热绝缘层经济厚度。
例：有一外径为0.015m的管道要作保温处理。现有两种隔热材 料，其一A:的导热系数为0.209w/(m0c);其二B:的导热系数为 0.058w/(m0c)。已知管的换热系数为13.96w/(m0c)。试问选择 哪一种材料合适？
t
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A
t 2 A
对数平均温差公式推导
设t1′，t1〃，qm1和c1分别表示热流体的进出口温度、流量 和比热容； t2′，t2〃，qm2和c2分别表示冷流体的进出口温度、 流量和比热容。（四个假设书中：P 324）
t' t
0
ln
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mk A
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Q得 kA
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对数平均温差
对逆流换热过程
d Q q m 1 c 1 d1 t q m 2 c 2 d2t
q1 /q = 4347.6/570.3 = 7.623
例2：墙厚240mm，室内空气的温度为20 C ，室外空 气的温度为-10 C ；砖墙的导热系数=0.95W/(m·K)， 室内空气对墙面的换热系数为h1=8W/(m2 ·K) ，室外空 气的换热系数为h2=37W/(m2 ·K) （考虑了辐射换热的 因素）。试求冬季室内、外空气通过砖墙传递的热量
tot
A2'' A2
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f
肋壁总效率
加肋侧流体的换热量 Qh2(tw 2tf2)A 2 tot
肋壁的导热热量
Q A1(tw1 tw2)
不加肋侧与流体的换热量 Qh1(tf1tw1)A1
肋壁的传热公式
Q
tf1tf2
1 1
k1A1(tf1tf2) W
h1A1 A1 h2A2 tot
t
t 1 t 2
dt 1
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m
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''
11 d(t1t2)(W1W2)dQ
ln
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对数平均温差
tm
tmax tmin ln tmax
t”
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t 1 t 2
tmin
当 tmax 2时 t m in
A2 >A1
肋化系数 ：
A2 A1
肋片越高，肋距越小，肋化系 数就越大。
肋片与流体的换热量 h2(tw2 tf2)A2'
h2(tw2tf2)A2'f
f 为肋片效率 加肋侧与流体的换热量
Qh2(tw2tf2)A2'' h2(tw2tf22)A2'f
h2(tw2tf2)A2(A A22'' A A22' f )
t
＝
m
1 2
(t m a x
t m in
)
t 1
t’ t 2 A
2. 其他复杂布置时流换热器平均温差的计算
叉流和混合流 （壳管式换热器与交叉流式换热器）
tm
t
tmaxtmin ln tmax
tmin
逆流时的对数平均温差
计算P、R 值，查图表定
3. 各种流动形式的比较
在各种流动形式中，顺流和逆流可以看作是两种极端情况。在相同的进、 出口温度条件下，逆流的平均温差最大，顺流的平均温差最小。而其他各种 流动形式介与顺流和逆流之间。
图9-6 交叉流换热器示意图
4）板式换热器。板式换热器由一组几何结构相同的平行薄平板叠加所 组成，两相邻平板之间用特殊设计的密封垫片隔开，形成一个通道，冷、 热流体间隔地在每个通道中流动。为强化换热并增加板片的刚度，常在平 板上压制出各种波纹。板式换热器中冷、热流体的流动有多种布置方式， 图9-7所示为1-1型板式换热器的逆流布置，这里的1-1型表示冷、热流体 都只流过一个通道。板式换热器拆卸清洗方便，故适合于含有易污染物的 流体(如牛奶等有机流体)的换热。
O d2
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