換熱器的設計1基本原理課件

魏高升動力工程系工程熱物理教研室傳熱傳質研究所 辦公：教4樓 C209房間

電話：80798627，51971318Email：gaoshengw@魏高升動力工程系工程熱物理教研室傳熱傳質研究所參考書1.《換熱器原理與設計》，余建祖編著，北京航空航天大學出版社，20052.《換熱器》，秦叔經(jīng)，葉文邦等編，北京-化學業(yè)出版社20033.《電站鍋爐空氣預熱器》，國家電力公司電力機械局編，中國電力出版社，20024.《換熱器設計》，毛希瀾主編，上海科學技術出版社1988

5.《發(fā)電廠空冷技術》，丁爾謀主編，水利電力出版社，19886.《傳熱學》第四版，楊世銘、陶文銓編著，高等教育出版社，2006年參考書第一章緒論第一章緒論換熱器換熱器廣泛應用于廣泛應用于化工、能源、機械、交通、制冷空調(diào)、航空航天以及日常生活等各個領域。換熱器不僅是保證某些工藝流程和條件而廣泛采用的設備，也是開發(fā)利用工業(yè)二次能源，實現(xiàn)余熱回收和節(jié)能利用的主要設備。

換熱器也稱熱交換器，是把熱量從一種介質傳給另一種介質的設備換熱器換熱器廣泛應用于廣泛應用于化工、能源、機械、交通、制冷1.換熱器的分類按照換熱器的工作原理分類間壁式混合式（直接接觸式）回熱式（蓄熱式）1.換熱器的分類按照換熱器的工作原理分類

混合式（直接接觸式）：換熱器內(nèi)冷、熱流體直接接觸、互相混合來實現(xiàn)熱量交換。典型應用：電廠中的水冷塔海勒式間接空冷凝汽器混合式（直接接觸式）：換熱器內(nèi)冷、熱流體直換熱器的設計1基本原理課件

蓄熱式：冷、熱兩種流體依次交替地流過換熱器的同一換熱面（蓄熱體）實現(xiàn)非穩(wěn)態(tài)的熱量交換。蓄熱式：冷、熱兩種流體依次交替地流過換熱器的優(yōu)點：結構緊湊，以單位傳熱面積計算，價格比較便宜。不存在永久性的流動停止區(qū)域，因此表面具有自清掃功能；缺點：主要是泄漏和攜帶，還存在密封困難等問題。優(yōu)點：結構緊湊，以單位傳熱面積計算，價格比較便宜。不存在永久

間壁式(表面式換熱器)：其中冷熱流體被一個固體壁面隔開，熱量通過固體壁面?zhèn)鬟f。這種換熱器要發(fā)生熱流體與壁面間的對流換熱、壁的導熱、壁面與冷流體間的對流換熱三個環(huán)節(jié)組成的傳熱過程。

在以上三種類型的換熱器中間壁式換熱器的用量最大，是占主導地位的換熱器型式。間壁式(表面式換熱器)：其中冷熱流體被一個固套管式換熱器示意圖間壁式換熱器的主要型式：

（1）

套管式換熱器

特點：結構簡單、牢固可靠、可串并聯(lián)使用，傳熱面積有限，傳熱量小。套管式換熱器示意圖間壁式換熱器的主要型式：

（2）

管殼式換熱器

由管子和外殼構成。2殼程、4管程換熱器

管殼式換熱器結構牢固可靠、耐高溫高壓。（2）管殼式換熱器由管子和外殼構成

（3）

肋片管式換熱器

由帶肋片的管束構成的換熱裝置。

肋片管式換熱器適用于管內(nèi)液體和管外氣體之間的換熱，且兩側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相差較大的場合。

（3）肋片管式換熱器由帶肋片的管束

（4）

板翅式換熱器

由金屬板和波紋板形翅片層疊、交錯焊接而成。板翅式換熱器結構緊湊、傳熱系數(shù)高。（4）板翅式換熱器由金屬板和波紋板

（5）

板式換熱器

由若干片壓制成型的波紋狀金屬板疊加而成。板式換熱器傳熱系數(shù)高、阻力相對較小、結構緊湊。（5）板式換熱器由若干片壓制成型的換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件

（6）

螺旋板式換熱器

由兩塊金屬板卷制而成。螺旋板式換熱器傳熱性能較好、制造工藝簡單，但承壓、密封性能較差。（6）螺旋板式換熱器由兩塊金屬板卷空氣

煙氣

熱管式空氣預熱器示意圖

（7）熱管式換熱器

由多根熱管構成。熱管式換熱器具有較高的傳熱性能，但熱管的制造工藝較復雜，熱管的密封性、壽命問題需重點考慮?？諝鉄煔鉄峁苁娇諝忸A熱器示意圖（7）熱管式換間壁式換熱器中冷、熱流體的相對流動方向

在冷、熱流體進口溫度相同、流量相同、換熱面面積相同的情況下，流動型式影響冷、熱流體的出口溫度、換熱溫差、換熱量以及換熱器內(nèi)的溫度分布。間壁式換熱器中冷、熱流體的相對流動方向在冷2換熱器設計概述2.1換熱器的合理設計要求在給定的工作條件（流體流量，進口溫度等）下，達到要求的傳熱量和流體出口溫度。流體壓降要小，以減少運行中的能量消耗；滿足外形尺寸和重量的要求；安全可靠，滿足最高工作壓力、工作溫度以及防腐、防漏、工作壽命等方面的要求；制造工藝切實可行，選材合理且來源有保證，以減少初投資；安裝、運輸以及維護方便等2換熱器設計概述2.1換熱器的合理設計要求在給定的工作條件2.2換熱器的設計過程換熱器設計指標總體布置：選定類型、結構及材料流動形式傳熱表面熱設計傳熱計算流阻計算優(yōu)化分析傳熱表面的工作特性幾何參數(shù)流體及材料的熱物理性質結構設計：構造、強度、振動、密封、工藝、維修等可供選擇的方案評價和抉擇評價依據(jù)擇優(yōu)條件最佳設計2.2換熱器的設計過程換熱器總體布置：熱設計傳熱表面的流體及第二章?lián)Q熱器的傳熱及阻力計算第二章?lián)Q熱器的傳熱及阻力計算一、基本參數(shù)和方程2.1換熱器的傳熱計算的基本參數(shù)流體1的放熱熱流量換熱器的傳熱熱流量流體2的吸熱熱流量一、基本參數(shù)和方程2.1換熱器的傳熱計算的基本參數(shù)流體1的

二、換熱器的傳熱熱阻

換熱器的污垢熱阻k0、k分別為結垢前后的傳熱系數(shù)

二、換熱器的傳熱熱阻換熱器的污垢熱阻k0Ko為以管外壁面積為基準計算的傳熱系數(shù)。

Ko為以管外壁面積為基準計算的傳熱系數(shù)。換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件間壁式換熱器的總傳熱熱阻熱流體側對流換熱熱阻間壁的導熱熱阻污垢熱阻冷流體側對流換熱熱阻流體與潔凈肋片間的對流換熱熱阻間壁式換熱器的總傳熱熱阻熱流體側對流換熱熱阻間壁的導熱熱阻典型間壁的傳熱熱阻

平壁圓管壁圓管壁外側帶肋片平壁兩側帶肋片典型間壁的傳熱熱阻平壁圓管壁圓管壁外側帶肋片平壁兩側帶幾種常見擴展表面的肋片效率：對于等截面直肋：

肋片效率的影響因素：幾種常見擴展表面的肋片效率：對于等截面直肋：肋片效率的影等厚度環(huán)肋：（工程上常用的，簡化的）管束外整體肋（制冷裝置的蒸發(fā)器，空冷凝汽器）順排（矩形肋片）：

叉排，三角形（六邊形肋）：

等厚度環(huán)肋：（工程上常用的，簡化的）管束外整體肋（制冷裝置的rbabrbabrbabrbab三、對數(shù)平均溫差三、對數(shù)平均溫差順流與逆流的比較：順流逆流（1）順流時冷流體的終溫永遠低于熱流體的終溫，而逆流時冷流體的終溫可以超過熱流體的終溫；

（2）計算證明，當冷、熱流體進出口溫度相同時，逆流的平均溫差大于順流；

（3）逆流時換熱面的溫度變化大，容易造成熱應力破壞；

順流與逆流的比較：順流逆流（1）順流時冷流體的終溫永遠低對于如圖所示的簡單多程交叉流，只要折流一方的折流次數(shù)多于4次，就可以按純逆流或純順流來計算。

為冷、熱流體進、出口溫度相同情況下逆流時的對數(shù)平均溫差；為小于1的修正系數(shù)，其它復雜布置時換熱器平均傳熱溫差的計算對于復雜的多程交叉流對于如圖所示的簡單多程交叉流，只要折流一方的折流次數(shù)殼側1程，管側2，4，6，

程時的溫差修正系數(shù)

殼側1程，管側2，4，6，程時的溫差修正系數(shù)殼側2程，管側4，8，12，

程時的溫差修正系數(shù)

殼側2程，管側4，8，12，程時的溫差修正系數(shù)交叉流，兩側流體都不混合時的溫差修正系數(shù)

交叉流，兩側流體都不混合時的溫差修正系數(shù)交叉流，一側混合、一側不混合時的溫差修正系數(shù)

幾點說明：（1）圖的下半部，尤其R較大時，曲線幾乎豎直，查圖誤差較大，這時可用PR代替P，1/R代替R查圖。對任意一臺換熱器，都有f(P,R)=f(PR,1/R)，這稱為換熱器的互易性規(guī)則。交叉流，一側混合、一側不混合時的溫差修正系數(shù)幾點說明：（2）若有一側發(fā)生相變，P、R中必有一個等于零，此時=1。（3）冷、熱流體走管側還是殼側不影響修正系數(shù)，即不影響傳熱溫差。（2）若有一側發(fā)生相變，P、R中必有一個等于零，此時=1分別指出（a)、(b)兩組圖中的兩個圖哪個正確。分別指出（a)、(b)兩組圖中的兩個圖哪個正確。2.2換熱器傳熱計算的基本方法

換熱器的熱計算分為兩種類型：

(1)

設計計算：根據(jù)換熱條件和要求，設計一臺新?lián)Q熱器，為此需要確定換熱器的類型、結構及換熱面積。

換熱器計算的兩種方法：1.平均溫差法；

2.效能-傳熱單元數(shù)法。

(2)校核計算：核算已有換熱器能否滿足換熱要求，一般需要計算流體的出口溫度、換熱量及流動阻力等。2.2換熱器傳熱計算的基本方法換熱器的熱計算分為兩1.換熱器傳熱計算的平均溫差法：（1）設計計算：

根據(jù)生產(chǎn)任務的要求，給定冷、熱流體的質量流量和4個進、出口溫度中的3個，需確定換熱器的型式、結構，計算傳熱系數(shù)k、換熱面積A、流動阻力及結構強度等。換熱器傳熱計算的基本公式：

3個方程有8個獨立變量，只要知道其中5個變量，可求其它3個。1.換熱器傳熱計算的平均溫差法：（1）設計設計計算步驟：

(a)

根據(jù)給定的換熱條件，如流體性質、流量、溫度和壓力范圍等，選擇換熱器類型，布置換熱面，計算換熱面兩側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及總傳熱系數(shù)k；

(b)

根據(jù)給定條件，由式求出未知的進、出口溫度，并求出換熱量；(c)

由4個進出口溫度及流動型式求平均溫差；

(d)

由式求出所需的換熱面積A，如與初選換熱面積不一致，則需重新布置換熱面;

(e)

計算換熱器的流動阻力，如果阻力過大，會加大設備的投資和運行費用，須改變方案，重新設計。設計計算步驟：(a)根據(jù)給定的換熱(2)校核計算：

已知已有換熱器的換熱面積A、兩側流體的質量流量、進口溫度等5個參數(shù)，須計算熱、冷流體的出口溫度和換熱量。計算步驟：

(a)

先假設一個流體的出口溫度用熱平衡方程式求出換熱量和另一個流體的出口溫度；

(b)

根據(jù)流體的4個進、出口溫度求平均溫差；

(c)

計算換熱面兩側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，進而求得傳熱系數(shù)k；

(d)由式求出換熱量;

(e)比較與，如果相差較大,再重新假設流體出口溫度，重復上述計算，直到滿意為止。

(2)校核計算：已知已有換熱器的換熱面積一臺逆流式換熱器剛投入工作時的運行參數(shù)如下：熱流體的質量流量與比熱容的乘積W/K，熱流體的進、出口溫度分別為℃、℃，冷流體的進、出口溫度分別為℃、℃，傳熱系數(shù)k=800W/m2K。運行一年后發(fā)現(xiàn)，在、及、

保持不變的情況下，由于結垢使得冷流體只能被加熱到

oC，試計算：（1）結垢后熱流體的出口溫度；（2）結垢后換熱器的傳熱系數(shù)；（3）換熱器單位面積的污垢熱阻。一臺逆流式換熱器剛投入工作時的運行參數(shù)如下：熱流體的

解：（1）如果忽略換熱器的散熱損失，根據(jù)冷、熱流體的熱平衡，

解得

結垢后的傳熱量為解：（1）如果忽略換熱器的散熱損失，根據(jù)冷、熱流體的解得℃

（2）結垢前的對數(shù)平均溫差結垢后的對數(shù)平均溫差

解得℃（2結垢前結垢后結垢后的傳熱系數(shù)（3）結垢后換熱器單位面積的污垢熱阻結垢后換熱器總污垢熱阻結垢前結垢后結垢后的傳熱系數(shù)

2.效能–傳熱單元數(shù)方法

效能－傳熱單元數(shù)方法（Effectiveness－NumberofTransferUnitsmethod），簡寫為-

NTU方法。（1）基本定義換熱器效能：分母為換熱器中可能的最大溫差，而分子為較小熱容流體的溫度變化的絕對值。換熱器效能表示換熱器中的實際傳熱量與理論上最大可能的傳熱量之比。

2.效能–傳熱單元數(shù)方法效能－傳熱單元數(shù)傳熱單元數(shù)：傳熱單元數(shù)NTU反映換熱器傳熱能力大小。（2）

-

NTU

關系式以順流為例，假定熱流體熱容較小，即根據(jù)效能的定義，傳熱單元數(shù)：傳熱單元數(shù)NTU反映換熱器傳熱能力大小根據(jù)冷、熱流體的熱平衡，根據(jù)冷、熱流體的熱平衡，NTUNTU該式為順流時換熱器效能、傳熱單元數(shù)和熱容比三者之間的函數(shù)關系式。可以證明，若qm2c2最小時也可得出同樣的結果。對于逆流換熱器，同樣可以導出效能、傳熱單元數(shù)和熱容比三者之間的函數(shù)關系式：若一側發(fā)生相變，熱容比等于零，不管流動方式如何，均有該式為順流時換熱器效能、傳熱單元數(shù)和熱容比三者之間的函數(shù)關系若qm2c2

＝qm2c2，順流：逆流：若qm2c2＝qm2c2，順流：逆流：以上兩式也可以化成NTU表達式：順流：逆流：無論是順流換熱器還是逆流換熱器，效能、傳熱單元數(shù)和熱容比三者之間存在函數(shù)關系式：以上兩式也可以化成NTU表達式：順流：逆流：無換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件不同流動形式換熱器的效能-傳熱單元數(shù)關系具有以下特征：（1）效能一般隨傳熱單元數(shù)的增大而增大，且趨于平緩；（2）效能隨熱容比的減小而增加；（3）逆流換熱器的效能始終隨傳熱單元數(shù)的增大而增大，而順流換熱器的效能當NTU達到2.5以后曲線就幾乎不再向上升，這說明順流換熱器的面積（即NTU值）過分增大沒有意義。說明逆流優(yōu)于順流。不同流動形式換熱器的效能-傳熱單元數(shù)關系具有以下特征（3）換熱器熱計算的

-

NTU

方法

A.設計計算：計算步驟：

根據(jù)生產(chǎn)任務的要求，給定冷、熱流體的質量流量和4個進、出口溫度中的3個，需確定換熱器的型式、結構，計算傳熱系數(shù)k、換熱面積A、流動阻力及結構強度等。

(a)

根據(jù)給定的換熱條件，如流體性質、流量、溫度和壓力范圍等，選擇換熱器類型，布置換熱面，計算換熱面兩側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及總傳熱系數(shù)k；

(b)

根據(jù)給定條件，由式求出未知的進、出口溫度，并求出換熱量；（3）換熱器熱計算的-NTU方法

(c)根據(jù)進出口溫度求出換熱器的效能以及兩側流體的熱容比:

(d)

根據(jù)換熱器的結構和流動方式選擇相應的函數(shù)關系式或圖線，求出NTU值，進而根據(jù)求出換熱面積A；(c)根據(jù)進出口溫度求出換熱器的效能以及兩

(e)

與初選面積比較，若不一致，修改設計方案并重新計算，直到兩者基本一致為止;

(f)

計算換熱器的流動阻力和強度，如果不合適，須改變方案，重新設計。(e)與初選面積比較，若不一致，修改設計方

B.校核計算：

已知已有換熱器的換熱面積A、兩側流體的質量流量、進口溫度等5個參數(shù)，須計算熱、冷流體的出口溫度和換熱量。計算步驟：

(a)

先假設熱容量較小流體的出口溫度，用熱平衡方程式求出另一個流體的出口溫度；B.校核計算：已知已有換熱器的換熱面積A

(c)

根據(jù)已知傳熱面積、總傳熱系數(shù)和較小側熱容可直接求出換熱器的傳熱單元數(shù)NTU：

(e)由效能直接求出小熱容側流體的出口溫度，再由能量守恒關系式得到另一個出口溫度；

(b)

計算換熱面兩側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，進而求得傳熱系數(shù)k；

(d)

根據(jù)換熱器的結構和流動方式選擇相應的函數(shù)關系式或圖線，求出換熱器效能(c)根據(jù)已知傳熱面積、總傳熱系數(shù)和較小側

(e)與假設的出口溫度比較，如果相差較大,再重新假設，重復上述計算，直到滿意為止。

(f)

流體的出口溫度確定后，就可以用熱平衡方程式求出換熱量：對比換熱器校核計算的平均溫差法和效能－傳熱單元數(shù)法，只要總傳系數(shù)未給定，迭代計算過程就不可避免。但是-

NTU方法所需迭代次數(shù)很少，這正是-NTU方法的優(yōu)越性。利用線算圖計算雖然方便，但精度較低，因此應盡量應用公式計算。(e)與假設的出口溫度比較，如果相差較大,換熱器的設計1基本原理課件換熱器的設計1基本原理課件

用溫度為60℃、流量為32t/h的地熱水采暖供熱。使用一臺1×15/1×15的逆流鋸齒型板式換熱器。若冷水流量為27t/h，入口溫度為15℃，試求換熱量和熱、冷水的出口溫度。已知換熱器的單板片換熱面積等于0.193m2，單通道流通截面積為0.00134m2，當量直徑為0.0096m，不銹鋼板片的厚度為0.8mm。兩側允許壓降均為50kPa。。對流換熱關聯(lián)式為

摩擦系數(shù)關聯(lián)式：

f=16.8/Re

0.2945Nuf=0.31Ref0.61Prf0.3(0.4)，

Ref>1000

用溫度為60℃、流量為32t/h的地熱水采暖6060

解：1.平均溫差法假設：（1）常物性；（2）沿程的總傳熱系數(shù)是常量；

（3）不計散熱損失。

假設冷水側的出口溫度為45

℃，由熱平衡關系式可以得熱水的出口溫度為

熱水的平均溫度為51.6

℃，查物性表得

1=987.3kg/m3，1=0.65W/(mK)，1=0.544m2/s，Pr1=3.452

解：1.平均溫差法假設冷水側的出口溫度為熱水的流速為熱水的雷諾數(shù)熱水側對流換熱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)熱水的流速為熱水的雷諾數(shù)熱水側對流換熱的表

冷水的平均溫度為35

℃，查物性表得

2=994kg/m3，2=0.6265W/(mK)，2=0.73210－6m2/s，Pr2=4.865

冷水的速度

冷水的雷諾數(shù)冷水的平均溫度為35℃，查物性表得冷水側對流換熱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

不銹鋼板片在50

℃附近的導熱系數(shù)為16.3W/(mK)，其導熱熱阻為Rp=/p=0.8×10－3m/16.3W/(m2K)=0.491m2K/W查表，取兩側水的總污垢熱阻為

Rf

=0.7×10－4m2K/W冷水側對流換熱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)不銹鋼板片在50換熱器的總傳熱系數(shù)換熱器的對數(shù)平均溫差換熱器的總傳熱系數(shù)換熱器的對數(shù)平均溫差由以下兩式分別求出兩個換熱量1=qm2c2(t2

t2)

=27103kg/3600s4.174kJ/(kgK)(4525)℃＝626.1kW2=kA

tm

=2475W/(m2K)5.597m2

16.51

℃＝228.7kW二者相差太大，顯然該假設t2＝45℃不正確，必須修改t2的假設值并重復上述計算過程：由以下兩式分別求出兩個換熱量1=qm2c2假設t2＝31

℃，重復上述計算過程，結果如下：

u2=0.3734m/s,

t2m＝28℃，2=996.2kg/m3，2=0.6142W/(mK)，2=0.84510－6m2/s，Pr

2=5.74冷水：熱水：

t1m＝57.5℃，

1=986.8kg/m3，1=0.651W/(mK)，1=0.497510－6m2/s，Pr1=3.13假設t2＝31℃，重復上述計算過程，結果如下：

u1=0.4468m/s，

總傳熱系數(shù)：又一次得到兩個不同的換熱量值：1=qm2c2(t2－t2)=187.92kW

2=kA

tm=405.3kW

根據(jù)兩次得到的兩個不同換熱量值作圖：u1=0.4468m/s，總傳熱系兩條直線的交點可查到比較接近于實際的t2＝36

℃。

用此t2值重復上述計算過程，可得

1=344.4kW,2=343.0kW這兩個換熱量非常接近，說明36℃是正確的t2值。最終換熱量可取1、2的算術平均值，即343.7kW。

最后作換熱器流動阻力校核計算：兩條直線的交點可查到比較接近于實際的t2＝36℃。

熱水側：

f1=16.8/Re

0.2945=16.8/74480.2945＝1.216

冷水側：

f2=16.8/Re

0.2945＝16.8/42420.2945＝1.435兩側流體的壓降均遠低于允許值，可以采用提高流速或其它方式強化傳熱。熱水側：f1=16.8/Re02.

-

NTU

方法仍假設冷流體的出口溫度t2=45℃，用與平均溫差法完全相同的計算步驟求出總傳熱系數(shù)k值，

求出相應的傳熱單元數(shù)

兩側流體的熱容比

2.-NTU方法仍假設冷流體的出把以上兩個數(shù)據(jù)代入逆流時的-NTU關系式按照效能的定義得到t2=35.99℃

該值與假設的45℃差距較大，以此值作為新的假設值再迭代一次，結果t2＝36