换热器计算汇总
一、冷凝器热力、结构计算
1.1冷凝器的传热循环的确定
根据冷库的实际工作工况：取蒸发温度015t C =-?，过热度5r t C ?=?，即吸入温度110t C =-?；过冷度 5K t C ?=? ,冷凝器出口温度535k k t t t C =-?=?，则C t k 40=.
查《 冷库制冷设计手册》第441页图6-7， R22在压缩过程指示功率82.0=i η kg kJ h /4051= kg kJ h /4452= ()K kg kJ s s ?==/7672.121
kg m v /06535.031= kg kJ h /4183= kg kJ h /2504=
kg kJ h /2435= kg m v /108673.0335-?=
kg kJ h h w t /4040544512=-=-= (3.1) kg kJ w w i
t i /8.4882.040===η 图1-1系统循环p-h 图
lgp /MPa
kg kJ w h h i s /8.4538.4840512=+=+=
再查R22的圧焓图得C t s 802= kg m v s /02.032= 所需制冷剂流量为s kg h h Q q s k mo /3834.0243
8.4538152=-=-= 1.2冷却水流量vs q 和平均传热温差m T ?的确定
1.2.1冷却水流量vs q 确定
冷却水进、出口温度 C t ?='322,236t C ''=? ，平均温度C t m ?=34，由《传热学》563页的水的物性表可得:
3994.3/kg m ρ=4174/()p c J kg K =?620.746610/m s ν-=? 262.4810/()W m K λ-=??
则所需水量: ()()s m t t c Q q p k vs /10879.4323641743.9941081333
'2''2-?=-???=-=ρ 1.2.2平均传热温差m T ?的确定
由热平衡 ：2323()()mo s p vs q h h c q t t ρ''-=?- ，有
2332()mo s p vs q h h t t c q ρ-''=-=()C 3.3510
879.4174.43.9944188.4533834.0363=???-?-- ()()C q c h h q t vs p mo 13.3210
879.4174.43.9942432503834.032t 354'
24=???-?+=-+=-ρ
各段对数平均温差
（1）段： ()()()()C t t t t t t t t t k k m 05.532
3513.3240ln 323513.3240ln '254
'2541=-----=-----=? （2）段：C t t t t t t t k k m 15.63.354013.3240ln 13.323.35ln 3
4432=---=---=? （3）段：()
()()()C t t t t t t t t t k s k s m 57.173.35403680ln 3.35403680ln 3''223''223=-----=-----=? 整个过程的平均温差（积分平均温差）
C t h h t h h t h h h h t m s m m s m 83.657.174188.45315.625041805.52432502438.4533
3224315452=-+-+--=?-+?-+?--=?
1.3 换热管的选型
根据《小型制冷装置设计指导》第71页表3-4，选用3号滚轧低翅片管为传热图1-2冷凝器流体温度变化简图
管, ?16mm ×1.5mm ，因其增强系数相比较大，有利换热。有关结构参数为:
10.4i d mm = 15.1t d mm = 0.4t mm δ= 12.4b d mm = 1.2f s mm =
单位管长的各换热面积计算如下:
2222222222/0.01510.0004/0.0012/0.0158/()/(2)(0.01510.0124)/(20.0012)/0.0972/()/0.0124(0.00120.0004)/0.0012/0.026/0d t t f f t b f b b f t f i i a d s m m m m a d d s m m m m a d s s m m m m a d πδππππδπππ==??==-=?-?==-=??-===?翅顶面积翅侧面积翅间管面面积2222.0104/0.0327/(0.01580.09720.026)/0.139/of d f b m m m m
a a a a m m m m ==++=++=单位管长管外总面积
1.4 估算传热管总长
假定按管外面积计算的热流密度2/5000m W q v =. 则应布置传热面积 2002.165000
86000m q Q F k === 应布置的有效总管长
m a F L of 117139
.02.160=== 1.5确定每流程管数Z 、有效单管长l 及流程数N
冷却水进出口温度C t ?='322,2
t ''＝36℃, 平均温度C t m ?=34，由水的物性表可得:
3994.3/kg m ρ= 4174/()p c J kg k =? 620.746610/m s ν-=? 262.4810/()W m k λ-=??
所需冷却水体积流量： ()()s m t t c Q q p k vs /10879.4323641743.9941081333
'2''2-?=-???=-=ρ 则冷却水质量流量： s kg q q vs ms /851.410879.43.9943=??==-ρ
根据《热交换器原理及设计》第294页及《小型制冷装置设计指导》第68
页表3-2有关年运行小时的规定：初选冷却水流速度s m u /0.2=, 则每个流程管数：7.280104
.00.214.310879.44423
2=????==-i vs ud q Z π 取整数Z=29 根，即实际水流：s m Z d q u i vs /98.129
0104.014.310879.44423
2=????==-π。
管程数N 与管子的有效长度l 的乘积为N ·l ，即：
m Z d F l N 43.1329
012.014.32.1600=??==?π 采用管子成正三角形排列的布置方案，由《热交换器原理与设计》表2.3可取管中心距S=22mm 。对于不同的流程数N ，就有不同的管长l 和壳体内径
Di
对流程数N, 总根数NZ, 有效单管长l ,壳体内径i D 及长径比/i l D 进行组合计算,组合计算结果如表1-1所示:
表1-1 流程数N 总根数NZ 有效单管长l =/L NZ (m)
壳内径
i D （m ） 长径比/i l D 2
58 2.02 0.180 11.22 4 116 1.01 0.248 4.06 其中壳体内径的选择根据《冷库制冷设计手册》第606页对壳体的规格进行选择。 分析上面的组合计算结果,由《热交换器原理及设计》第54页规定，对壳体的长径比一般在4-25之间,故选择4流程作为冷凝器结构设计依据。
1.6 传热管的布置排列及主体结构
现采用管子成正三角形的布置方案，根据《热交换器原理及设计》第45页表2.3换热管中心距的规定，当换热管外径为?16mm 时，选管距22s mm =、分程板两侧相邻管中心距35E l =mm 。为使传热管排列有序及左右对称,共布置124根管,采用平行隔板分开四流程。
1.7传热水平管的布置排列及平均管排数m n
根据上面管子安排和流程数N 的情况可知：N=4，总管子数N ·Z=116，则传热管布置在四流程内，用平行隔板分开，每流程的管子数依次为:25,33,33,25。如图1-3所示：
图1-3 管子的布置排列
1.8传热计算及所需传热面积确定
1.8.1水侧表面传热系数计算
从水物性表及《小型制冷装置设计指导》第78页表3-12知:
水在034C m t =时,运动粘度620.746610/m s ν-=?
物性集合系数1395.623.262186.44m B t =+= 雷诺数46102758110
7466.00104.098.1Re >=??==-v ud i , 即水在管内的流动状态为湍
流, 则由《小型制冷装置设计指导》第78页式(3-5): 水侧表面传热系数：)/(6.94110104
.098.144.218622.08
.02.08.0K m W d u B a i wi ?=?== 1.8.2氟利昂冷凝表面传热系数计算
由上面图（1）的传热管的布置方式，布置在4个四分之一的扇形内，每个扇形分4行，每行的管子数依次为:5,5,5,6。由《小型制冷装置设计指导》第77页式(3-4)计算管排修正系数:
765.0116
6144526833
.0833.0833.021833.0833.02833.01=?+??=???+++???++=z z n n n n n n n ε 根据所选管型,低翅片管传热增强系数由《小型制冷装置设计指导》第77页式(3-2)计算，其中环翅当量高度：
2222()/4(15.112.4)/(415.1) 3.86t b t h d d d mm mm ππ'=-=-?=
增强系数：0.250.25/ 1.1()(/)/0.026/0.139 1.1(0.01580.0972)(12.4/3.86)/0.139 1.384b of d f b of
a a a a d h a ι?=++=++=
由《小型制冷装置设计指导》第76页表3-11,
R22在冷凝温度40,1447.1k t C B =?=
由《小型制冷装置设计指导》第76页式(3-1)计算：
氟利昂侧冷凝表面传热系数：
25.0025
.025.025
.025.07.3328)(765.0384.10124.01.1447725.0)(725.0-----=-?????=-=θ?εwo k wo k n b ko t t t t Bd a
其中o k wo t t θ=-(wo t 是管处壁面温度)
1.8.3传热系数o K
传热过程分成两部分：第一部分是热量经过制冷剂的传热过程，其传热温差为o k wo t t θ=-；第二部分是热量经过管外污垢层、管壁、管内污垢层以及冷却水的传热过程，其传热温差0083.6θθ-=-?=-=?m m wo i t t t t (其中wo t 是管外
污垢外壁面的温度)。
由《热交换器原理与设计》第292页附表C 得:
水侧污垢系数20.000086()/i r m K W =?
忽略氟利昂侧油膜热阻，由《小型制冷装置设计指导》第78页式(3-6)和式(3-7)计算热流密度q (单位为2/W m )
第一部分的热流密度
75.00017.3328θθ=?=ko a q
第二部分的热流密度
()000283.616.12060358.0139.03930012.00327.0139.0000086.06.9411183.6183.6θθλδθ-?=?+??? ??+-=?+???? ??+-=
m of i
of i wi a a a a r a q (其中δ是低翅片管翅管壁厚度, λ是紫铜管热导率,取393/()W m K λ=?, m a 是低翅片管每米管长翅根管面平均面积, 即()/2m i b a d d π=+)
因为传热是串联，则有12q q ≈。选取不同的o θ(单位为C ?)进行试凑,计算结果如表1-2所示:
表1-2 /o c θ?
1q 2q 2.00
5598.1 5825.4 2.05
5702.8 5765.2 2.10 5806.8 5704.8
当C 05.20=θ时, 1q 与2q 误差只为 1.09%，小于3%，符合要求。此时C t t k wo 95.3705.2400=-=-=θ，取22210/5000/57342
m W m W q q q >=+=,与前面假定的2/5000m W 相差12.3% <15%，符合要求。
传热系数：)/(53.83983
.65734200K m W t q k m ?==?=
1.8.4传热面积of F 与有效管长l 确定
计算实际所需传热面积:
20202.1613.145734
81000m F m q Q F k of =<=== 初步结果设计中所需要的冷凝传热面积22.16m 较传热计算传热面积大12.7%，可作为冷凝传热面积富裕量。即初步结构设计所布置的冷凝传热面积能够满足负荷的供热要求，表明假设是可取的。 管子的有效长度m N a F l of of
876.0116
139.013.14=?== 适当增加长度，根据《热交换器原理与设计》第54页推荐的换热管长度，选取传热管有效单管长t 1.0l m =。
则实际布置管外冷凝传热面积202.160.1139.0116m F =??=，较传热计算所需传热面积大12.7%，冷凝传热面积有足够的富裕量。
二、冷却水侧阻力计算
根据《制冷原理与设备》P222 公式(9-64) (9-65)得： 水的沿程阻力系数02455.027581
3164.0Re 3164.025.025.0===
ε 冷却水的流动阻力
Pa
N d l N u p i t 01.33021)]14(5.10104.00.1402455.0[98.13.99421)]1(5.1[2122=++????=++=?ερ
（其中t l 为传热管有效单管长，由上面有t 1.0l m = ）
考虑到外部管路损失，冷却水泵总压头约为
MPa MP p p 13302101.0a 01.033021.01.01.0'=+=?+=?
取离心水泵的效率0.6η=，则水泵所需的功率为：
水泵所需的功率 W p q Pe vs 32.10826
.0101331.010879.463'
=???=??=-η 三、冷凝器的配件及其强度校核
3.1连接管管径计算
3.1.1 冷却水进出口连接管
冷却水的流量s m q vs /10879.433-?=，根据《小型制冷装置设计指导》第75页关于进出水管冷却水流速的规定，取冷却水流速度 1.0/u m s =，故冷却水进出口连接管的直径mm m u q d vs i 8.780788.00
.114.310879.4443
==???==-π。 查《 冷库制冷设计手册》第605页得，选取无缝钢管0.489?φ，内径为80mm 。
3.1.2 制冷剂连接管
根据传热循环查R22的lg P h -图（见上面“系统循环图”）得：
冷凝器入口，kg kJ h s /8.4532= kg m v s /02.032=
冷凝器出口，kg kJ h /2435= kg m v /108673.0335-?=
制冷剂的质量流量 s kg h h Q q s k mo /3843.0243
8.4538152=-=-=
制冷剂蒸气的体积流量
s m v q q s mo s v /1067.702.03843.03322-?=?=?= 制冷剂液体的体积流量
s m v q q mo v /1033..3108673.03843.034355--?=??=?=
根据《小型制冷装置设计指导书》P75,推荐，氟利昂蒸汽在进气接管内流速为10~18m/s,液体在出液接管内流速在0.5m/s 左右，初取蒸汽在进气接管内流速为
u 2′=14m/s,液体在出液接管内流速u 5=0.5m/s
（1）初取蒸气气流速度s m u /142=，则进气接管的内径：
mm u q d s v i 42.2614
14.31067.7443
222=???==-π 查《冷库制冷设计手册》第603页，选取无缝钢管5.232?φ，内径mm d i 272= 则实际蒸气气流速度s m d q u i s v /4.13027
.014.31067.74423
2222=???==-π 根据GB151-1999《管壳式换热器》第78页5.11.2.1的规定，
此时)/(2230)/(89784.1302
.011222222222s m kg s m kg u v u s s ?>?=?==ρ，所以要设防冲板。
（2）根据《小型制冷装置设计指导》第75页规定：初选制冷剂液体速度40.5/u m s =，则出液管的内径：
mm u q u q d v v i 2.295
.014.31033.34444
55544=???===-ππ 查《冷库制冷设计手册》得，选取无缝钢管5.338?φ，内径mm d i 315= 则实际制冷剂液体流速s m d q u i v /441.0031
.014.31033.34424
2555=???==-π 此时
)/(5950)/(3.224441.010
867.0112223255255s m kg s m kg u v u ?
3.2防冲板
根据《热交换器原理与设计》第53页及GB151-1999《管壳式换热器》第78页5.11.2.1的关于安装防冲板的要求，因氟利昂蒸气进口处
)/(2230)/(89784.1302
.011222222222s m kg s m kg u v u s s ?>?=?==ρ，故需安装防冲板。
根据GB151-1999《管壳式换热器》第78页5.11.4规定，取厚度为3mm 的不锈钢作为防冲板，规格为：mm mm a a 8888?=?，直接焊在拉杆上。
3.3壳体
根据先前设计布管情况，由《冷库制冷设计手册》第605页无缝钢管规格,和《换热器原理与设计》55页，选择用Di=305mm ，外径为Do=325mm ，厚度S=10mm 的无缝钢管作为壳体材料。
3.4管板
根据GB151-1999《管壳式换热器》第29页图18，选用e 型管板。为达密封效果，管子与管板连接采用胀接法。
选择管板兼做法兰, 根据《制冷机工艺》第111页表6-6，查得与管子连接方式有关的系数1 1.15f =，与管板兼做法兰有关的系数2 1.30f =。
由《制冷机工艺》P111经验公式(6-4)得管板厚度:
mm mm D f f t i 2.29)3050083.017(30.115.1)0083.017(21=?+??=+??=
实际可取t=30mm
3.5端盖
根据《制冷机工艺》第112页关于封头的规定（结构如下图）：
标准椭圆封头的的长短轴之比为2:1，长轴R 等于筒体的内径Di ，
mm D L mm S h h mm mm D h mm R mm S i i i i 4.2430508.0%8,25.82625.7625.764
3054,305,60=?===+=+======选用
3.6支座
3.6.1支座选型
根据《小型制冷装置设计指导》第75页，选用如下支座（相关尺寸如下）。
查表3-9得，mm L mm K 280,200==
3.6.2支座定位：
根据GB151-1999《管壳式换热器》第89页5.20.1的规定：
)mm 1000(250,500'====L mm L L mm L C C B 其中取。
3.7支撑板
由换热管长l=1m 得，（根据《热交换器原理与设计》第50页表2.5，对换
热管外径为16mm的最大无支撑跨距是1100mm，故需至少一块支撑板），考虑到GB151-1999《管壳式换热器》第75页5.9.5.1关于支撑板安装的需求，取2块支撑板缺口上下方向交替排列均匀布置，此时换热管无支撑跨距为333.33mm。根据《热交换器原理与设计》第51页表2.6：取支撑板厚度为4mm，直接焊接在拉杆上。
3.8拉杆
根据GB151-1999《管壳式换热器》第77页5.10.2表43、表44，拉杆直径为12mm，考虑到支撑板的固定与布置，取杆数为4根(布置如上图1-1所示)。
3.9法兰类选择
3.9.1连接管法兰
根据GB/T 9119-2000第2页5.3.2的规定（结构如下），由上面连接管外径与工作压力（管程设计工作压力为0.4MPa，壳程设计工作压力为1.6MPa）查第4页表2及第6页表4及第8页表6得：
冷却水进出口连接管法兰（A=89mm）：
mm
D
L
mm
mm
B
mm
C
=
=
=
=
n=
=
=
K
,
91
20
,
.
2
,
18
,8mm
f
160
,
,
200
mm
制冷剂进气连接管法兰（A=32mm）：
D
mm
mm
L
B
mm
K
mm
=
=
=
=
n=
=
=
14
,
33
16
,
.
2
,
,
f
mm
,4mm
85
115
,
C
制冷剂出液连接管法兰（A=38mm ）：
.2,18,39,18,140,100,4mm f mm C mm B mm L mm D mm K n =======
3.9.2管板法兰
根据GB150-1998《钢制压力容器》第97页表9-3及GB151-1999《管壳式换热器》第144页图G1的规定：管板兼做法兰,取20A L mm =，18e L mm =
法兰外径mm mm s L L D D e A f 4212)101820(3252)(0=?+++=?+++= 法兰厚度mm mm t f 24233023=?-=?-=δ
螺栓所在圆的直径mm mm s L D D A a 3852)1020(3252)(0=?++=?++= 螺栓所在圆周长mm mm D C a a 9.120838514.3=?==π
3.9.3端盖法兰
根据JB/T4702-2000规定，选用平密封面型平焊法兰（结构如下）：
3.10垫片
3.10.1材料的选取
根据GB151-1999《管壳式换热器》第147页表H1的规定，垫片的材料可选XB-200橡胶石棉板，再根据GB150-1998《钢制压力容器》第95页表9-2，取厚度 1.5mm δ=，得垫片系数 2.75m =，比压力25.5y MPa =。再根据以上法兰的结构，由GB150-1998《钢制压力容器》第93页表9-1，选1a 型压紧面。
本次设计壳体内径Di=305mm<700mm ，取垫片宽度N=20mm 。根据GB150-1998《钢制压力容器》第96页9.5.1.1得： 垫片基本密封宽度10 6.42
o N b mm mm ==>。 垫片的有效密封宽度 2.53 2.53108.00o b b mm mm ==?=
3.10.2垫片压紧力作用中心圆直径
因为10 6.42
o N b m m m m ==>，取垫片接触面外径260fo D mm =，根据GB150-1998《钢制压力容器》第96页9.5.1.2，垫片压紧力作用中心圆直径即垫片接触面外径减去2b ，即226028.00244G fo D D b mm =-=-?=
3.10.3所需要的最小压紧力
根据GB150-1998《钢制压力容器》第96页式（9-1）及（9-2）得
A ）预紧状态下所需要的最小压紧力
3.14 3.142448.0025.5156297G G F D by N ==???=
B ）操作状态下所需要的最小压紧力 (其中 1.6c p MPa =为冷凝压力)
6.28 6.282448.00 2.75 1.65393
7.7P G c F D bmp N ==????=
3.10.4垫片宽度校核
由于螺栓面积还没有决定，所以要先决定螺栓后，再校核垫片宽度。垫片宽度校核在后面。
3.11螺栓
3.11.1螺栓的选取
根据《机械设计基础课程设计指导书》第110页表11.6,选取螺栓GB/T5780-20001680M ?,由《机械设计基础》第137页表10-1得:小径13.835i d mm =，根据GB150-1998《钢制压力容器》第25页表4-7，螺栓材料选用35号钢。
3.11.2 螺栓的布置
根据GB150-1998《钢制压力容器》第97页式（9-3）得：螺栓的最大间距
max 6624221676.310.5 2.750.5f L d mm m δ?=+=?+=++
由GB150-1998《钢制压力容器》第97页表9-3可知螺栓的最小间距 min
38L mm = 由此可取螺栓间距60L mm =。由前面可知螺栓所在圆的周长mm C a 9.1208=，故所需的螺栓数最少15.2060
9.1208==
n ，为了便于布置螺栓,取 n=22。
3.11.3螺栓载荷 根据GB150-1998《钢制压力容器》第97页式（9-4）及（9-5）得
A) 预紧状态下需要的最小螺栓载荷
63.14 3.140.2440.00825.510156296.6a G W D by N ==????=
B) 操作状态下需要的最小螺栓载荷
22660.785 6.280.7850.244 1.610 6.280.2440.008 2.75 1.610128714.9P P G c G c
W F F D p D bmp N
=+=+=???+?????=
3.11.4螺栓面积
根据GB150-1998《钢制压力容器》第25页表4-7，常温下35号钢 M16螺栓材
料的530b MPa σ=， 315s a MP σ=，设计温度下螺栓的许用应力[]114t b MPa σ=，
据《机械设计基础》第148页表10-6，取安全系数3S =，315[]1053s b MPa S σσ===。
根据GB150-1998《钢制压力容器》第97页式（9-6）及（9-7）得：
A) 预紧状态下需要的最小螺栓面积21562961488.533[]105
a a
b W A mm σ===
B) 操作状态下需要的最小螺栓面积2128714.91129.1[]114
P P t b W A mm σ=== 需要的螺栓面积 2max(,)1488.533m a p a A A A A mm ===
实际螺栓面积
2222
111616 3.1413.8352404.11488.53344b i A d mm mm π=?=???=>，符合要
求。
与之配合的孔径为：mm D 6.171.1=
3.11.5 螺栓设计载荷
根据GB150-1998《钢制压力容器》第97页式（9-8）及（9-9）得
A)预紧状态螺栓设计载荷
1[](1488.5332404.1)114221880.122
t
m b b A A W N σ+==+?= B)操作状态螺栓设计载荷221880.1p W W N ==
3.11.6 对于垫片宽度校核
垫片在预紧状态下受到最大螺栓载荷的作用，可能因压紧过度而失去密封性能，为此垫片须有足够的宽度min N 。
根据后面所选螺栓的计算, 常温下35号钢的
315[]1053s
b MPa S σσ===，螺
栓实际面积:22404.1b A mm = 。 6min 6[]2404.110510 6.46206.28 6.2824425.510
b b G A N mm mm N mm D y σ??===<=??? 故所选的垫片宽度符合要求。
3.12分程隔板
根据GB151-1999《管壳式换热器》第28页5.6.6.2的规定，取分程隔板槽深
换热器计算公式与比热容概要
换热器计算公式与比热容 5 术语和定义 5.1 热侧 废气通道，又称气侧。 5.2 冷侧 冷却液通道，又称水侧。 5.3 气阻 气侧压力降，又称气侧压差。 5.4 水阻 水侧压力降，又称水侧压差。 5.5 换热面积A h 热侧总表面积，单位m2。 5.6 热侧通道面积S h 热侧总横截面积，单位m2。 5.7 放热量Q h 热侧空气放热量，指EGR冷却器稳定工作状态下，热侧空气所放出的热量，单位为kW。其计算公式如下： Q h=G h×Cp h（t hi-t ho）/1000………………………………………………(5-1)式中： G h——空气质量流量，kg/s； Cp h——增压空气比热，kJ/kg℃； t hi——热侧空气进口温度，℃；
t ho——热侧空气出口温度，℃。 5.8 吸热量Q w 冷侧冷却液吸热量，单位kW。其计算公式如下： Q w=G w×Cp w×（t wo-t wi）/1000 ………………………………………(5-2) 式中： G w——水质量流量，kg/s； Cp w——水比热，kJ/kg℃； t wi——冷却水进口温度，℃； t wo——冷却水出口温度，℃。 5.9 热平衡误差δ 计算公式： δ=[( Q h - Q w)÷Q h]×100 % …………………………………………(5-3a) 或 δ=[( Q w - Q h)÷Q w]×100% ………………………………………(5-3b) 式中： δ——热平衡误差，%； 当热平衡误差δ大于±5%，试验参数应重新测量，直到δ不大于±5%。 5.10 散热能力Q 指在规定的工作条件下，空气通过EGR冷却器散发掉的理论散热量，单位为Kw(或W)，其计算公式如下： Q＝K×A h×△t m ………………………………………………………(5-4) 式中：
换热器计算步骤
第2章工艺计算 2.1设计原始数据 表2—1 2.2管壳式换热器传热设计基本步骤 （1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）由热平衡计算的传热量的大小，并确定第二种换热流体的用量。 （3）确定流体进入的空间 （4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据 （5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取管径和管内流速 （7）计算传热系数，包括管程和壳程的对流传热系数，由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此，一般先假定一个壳程传热系数，以计算K，然后再校核 （8）初估传热面积，考虑安全因素和初估性质，常采用实际传热面积为计算传热面积值的1.15~1.25倍 l （9）选取管长 （10）计算管数 N T （11）校核管内流速，确定管程数 （12）画出排管图，确定壳径 D和壳程挡板形式及数量等 i （13）校核壳程对流传热系数 （14）校核平均温度差 （15）校核传热面积 （16）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。 2.3 确定物性数据 2.3.1定性温度 由《饱和水蒸气表》可知，蒸汽和水在p=7.22MPa、t>295℃情况下为蒸汽，所以在不考虑开工温度、压力不稳定的情况下，壳程物料应为蒸汽，故壳程不存在相变。
对于壳程不存在相变，其定性温度可取流体进出口温度的平均值。其壳程混合气体的平均温度为： t=420295 357.5 2 + =℃（2-1） 管程流体的定性温度： T=310330 320 2 + =℃ 根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。 2.3.2 物性参数 管程水在320℃下的有关物性数据如下：【参考物性数据无机表1.10.1】 表2—2 壳程蒸气在357.5下的物性数据[1]：【锅炉手册饱和水蒸气表】 表2—3 2.4估算传热面积 2.4.1热流量
空气压缩热利用热管换热器的设计计算(互联网+)
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)
板式换热器选型与计算方法(DOC)
板式换热器选型与计算方法 板式换热器的选型与计算方法 板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： 总传热量(单位:kW). 一次侧、二次侧的进出口温度 一次侧、二次侧的允许压力降 最高工作温度 最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）
在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。 （1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； mh,mc-----热、冷流体的质量流量，kg/s； Cph,Cpc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。 对数平均温差(LMTD) 对数平均温差是换热器传热的动力，对数平均温差的大小直接关系到换热器传热难易程度.在某些特殊情况下无法计算对数平均温差,此时用算术平均温差代替对数平均温差，介质在逆流情况和在并流情况下的对数平均温差的计算方式是不同的。在一些特殊情况下，用算术平均温差代替对数平均温差。 逆流时： 并流时：
气气热管换热器计算书
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 [ 姓名：杜鑫鑫学号：0903032038 合肥学院 材 料 工 程 基 础 姓名： 班级：09无机非二班 学号：\ 课题名称：换热器及其基本计算 指导教师：胡坤宏 换热器及其基本计算 一、换热器基础知识 （1）换热器的定义： 换热器是指在两种温度不同的流体中进行换热的设备。 （2）换热器的分类： 由于应用场合不同，工程上应用的换热器种类很多，这些换热器照工作原理、结构和流体流程分类。 二、几个不同的换热器 （1）管壳式换热器 管壳式换热器又称列管式换热器，是一种通用的标准换热设备。它具有结构简单、坚固耐用、造价低廉、用材广泛、清洗方便、适应性强等优点，应用最为广泛，在换热设备中占据主导地位。 管壳式换热器是把换热管束与管板连接后，再用筒体与管箱包起来，形成两个独立的空间。管内的通道及与其相贯通的管箱称为管程；管外的通道及与其相贯通的部分称为壳程。一种流体在管内流动，而另一种流体在壳与管束之间从管外表面流过，为了保证壳程流体能够横向流过管束，以形成较高的传热速率，在外壳上装有许多挡板。 而壳管式换热器又可根据不同分为U形管式换热器、固定管板换热器、浮头式换热器、填料函式换热器几类。 (2) 套管式换热器 套管式换热器是用两种尺寸不同的标准管连接而成同心圆套管，外面的叫壳程，内部的叫管程。两种不同介质可在壳程和管程内逆向流动(或同向)以达到换热的效果。 套管式换热器以同心套管中的内管作为传热元件的换热器。两种不同直径的管子套在一起组成同心套管，每一段套管称为“一程”，程的内管（传热管）借U形肘管，而外管用短管依次连接成排，固定于支架上。热量通过内管管壁由一种流体传递给另一种流体。通常，热流体由上部引入,而冷流体则由下部引入。套管中外管的两端与内管用焊接或法兰连接。内管与U形肘管多用法兰连接,便于传热管的清洗和增减。每程传热管的有效长度取4～7米。这种换热器传热面积最高达18平方米，故适用于小容量换热。当内外管壁温差较大时,可在外管设置U形膨胀节或内外管间采用填料函滑动密封，以减小温差应力。管子可用钢、铸铁、陶瓷和玻璃等制成，若选材得当，它可用于腐蚀性介质的换热。这种换热器具有若干突出的优点，所以至今仍被广泛用于石油化工等工业部门。 换热器设计指南 1总贝!I i.i目的 为规范本公司工艺设计人员设计管壳式换热器及校核管壳式换热器而编制。 1. 2范围 1.2.1本规定规定了管壳式换热器的选型、设计、校核及材料选择。 1.2.2本规定适用于本公司所有的管壳式换热器。 1.3规范性引用文件 下列文件中的条款通过本规定的引用而成为本规定的条款，凡注日期的应用文件，其随后所有的修改单或修改版均不适用本规定。凡不注日期或修改号 (版次)的引用文件，其最新版本适用于本规定。 GB150-1999钢制压力容器 GB151-1999管壳式换热器 HTRI设计手册 Shell & tube heat exchangers ------- JGC 石油化工设计手册第3卷——化学工业出版社(2002) 换热器设计手册——中国石化出版社(2004) 换热器设计手册——化学工业出版社(2002) Shell and Tube Heat Exchangers Technical Specification ---------- SHESLL (2004) SHELL AND TUBE HEAT EXCHANGERS——BP (1997) Shell and Tube Exchanger Design and Selection -------- HEVRON COP. (1989) HEAT EXCHANGERS——FLUOR DANIEL (1994) Shell and Tube Heat Exchangers ------- TOTAL (2002) 管壳式换热器工程规定——SEI (2005) 2设计基础 2. 1传热过程名词定义 2.1.1无相变过程 加热：用工艺流体或其他热流体加热另一工艺流体的过程。 冷却：用工艺流体、冷却水或空气等冷剂冷却另一工艺流体的过程。 换热：用工艺流体加热或冷却另外一股工艺流体的过程。 2.1.2沸腾过程 在传热过程中存在着相的变化一液体加热沸腾后一部分变为汽相。此时除显热传递外，还有潜热的传递。 池沸过程：用工艺流体、水蒸汽或其他热流体加热汽化大容积设备中的工艺流体过程。 流动沸腾：用工艺流体、水蒸汽或其他热流体加热汽化狭窄流道中的工艺流体过程。 2.1.3冷凝过程 部分或全部流体被冷凝为液相，热流体的显热和潜热被冷流体带走，这一相变过程叫冷凝过程。 纯蒸汽或混合蒸汽冷凝：用工艺流体、冷却水或空气，全部或部分冷凝另一工艺流体。 有不凝气的冷凝：用工艺流体、冷却水或空气，部分冷凝工艺流体和同时冷却不凝性气体。 2.2换热器的术语及分类 2.2.1术语及定义 换热器装置：为某个可能包括可替换操作条件的特定作业的一个或多个换热器； 位号：设计人员对某一换热器单元的识别号； 有效表面：进行热交换的管子外表面积； 管程：介质流经换热管内的通道及与其相贯通部分； 壳程：介质流经换热管外的通道及与其相贯通部分； 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 板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： ?总传热量(单位:kW). ?一次侧、二次侧的进出口温度 ?一次侧、二次侧的允许压力降 ?最高工作温度 ?最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量） 在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。 （1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； m h,m c-----热、冷流体的质量流量，kg/s； C ph,C pc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。 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) 热解工艺水-气换热装置（卧式）设计 摘要 城市生活垃圾是指城市居民日常生活中或为城市日常生活提供服务的活动中产生的固体废弃物。城市生活垃圾具有二重性，如果经过合理的资源化处理，可转化为可再生利用的能源，但是如果不加以利用和合理处置将造成环境的污染。随着城市化进程的加快和人民生活水平的提高，源源不断的城市生活垃圾将会产生出来。城市生活垃圾的收集、运输和处理过程会产生大量的有害成分，从而对大气、土壤、水等造成污染，不仅严重破坏城市景观，而且传播疾病，威胁人类的健康甚至生命安全。城市生活垃圾已成为社会公害之一，是我国和世界各大城市面临的重大环境问题。 本设计对环境污染概况和城市垃圾进行了详细的介绍，由城市垃圾处理引申出垃圾热解技术。并且针对垃圾碳化热解装置的配套换热装置进行设计。通过对换热器的规格要求，特性参数，设计出热解交换器，并且绘制出工艺流程图来简单化的展示垃圾热解的处理方式及流程。 关键词：城市垃圾垃圾热解技术换热器 Pyrolysis process water - gas heat exchanger unit (horizontal) Design ABSTRACT MSW is the daily life of urban residents in activities or providing services for the city everyday solid waste generated. MSW has a duality, if after a reasonable treatment resources, can be converted to the use of renewable energy, but if you do not take advantage and reasonable disposition will cause environmental pollution. With the acceleration of urbanization and people's living standards improve, a steady stream of municipal solid waste will be generated out. Municipal solid waste collection, transportation and treatment process will generate a lot of harmful ingredients, resulting in the pollution of air, soil, water, etc., not only seriously undermine the urban landscape, and the spread of disease, the threat to human health or safety. MSW has become one of the social nuisance, are major environmental problems facing the country and the world's major cities. The design overview of environmental pollution and urban waste carried out a detailed description, come out of the garbage from the municipal waste pyrolysis technology. And heat transfer device is designed for supporting garbage pyrolysis carbonization device. Through the heat exchanger specifications, parameters, pyrolysis exchanger design 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，，，， 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 热管换热器实验 一、实验目的 1. 了解热管换热器实验台的工作原理； 2. 熟悉热管换热器实验台的使用方法； 3. 掌握热管换热器换热量Q和传热系数K的测量和计算方法。 二、实验台的结构及其工作原理 热管换热器实验台的结构如下图所示。实验台由翅片管(整体绕制)、热段风道、冷段风道、冷段和热段风机、电加热器(Ⅰ—450W，Ⅱ—1000W)、工况选择 —测温元件 7—温度数显仪表8—工况选择开关9—琴键开关10—支架11—热段风机热段中的电加热器使空气加热，热风经热段风道时，通过翅片管进行换热和传递，从而使冷段风道的空气温度升高。利用风道中的热电偶对冷、热段的进出口温度进行测量，并用热球风速仪对冷、热段的出口风速进行测量，从而可以计算换热器的换热量Q和传热系数K。 三、实验台参数 1.冷段出口内径：D=180mm 2.热段出口内径：D=180mm 3.冷段传热表面参数： 翅片管长280mm 钢管直径21mm 翅片直径40mm 翅片个数104个 4.热段传热表面参数： 翅片管长280mm 钢管直径21mm 翅片直径40mm 翅片个数104个 四、实验步骤 1.连接电位差计和冷热端热电偶（如无冰水条件，可不连接冷段热电偶，而将冷段热电偶的接线柱短路。这样，测出的温度应加上室温）； 2.接通电源； 3.将工况开关按在“工况Ⅰ”位置（Ⅰ－450W），此时电加热器和风机开始工作； 4.用热球风速仪在冷、热段出口的测孔中测量风速（为使测量工作在风道温度不超过40℃的情况下进行，必须在开机后立即测量）。风速仪使用方法，请参阅该仪器说明书； 5.待工况稳定后（约20分钟后），按下琴键开关，切换测温点，逐点测量工况I的冷热段进口温度（参看实验台结构图）； 6．将工况开关按在“工况Ⅱ”位置（Ⅱ－1000w），重复上述步骤，测量工况Ⅱ的冷热段进口温度； 7.验结束后，切断所有电源。 五、实验数据处理 将实验测得的数据填入下表中：表1 [附]将实验所用的仪器名称、规格、编号及实验日期、室温等填入上表中的备注栏。 计算换热量、传热系数及热平衡误差： 1.工况Ⅰ(Ⅰ-450W) 冷段换热量 Q L ＝ρL ___ L v·F L·C PL(t L2－t L1) [W] 换热器热量及面积计算 一、热量计算 1、一般式Q=Q c=Q h Q=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/h 1 kcal = 4.18 kj 2、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。 逆流时△T1=T1-t2 △T2=T2-t1 顺流时△T1=T1-t1 △T2=T2-t2 其中： T1 ——热流进口温度℃ T2——热流出口温度 四、列管式换热器的工艺计算 4.1、确定物性参数： 定性温度：可取流体进口温度的平均值 壳程油的定性温度为 T=(140+40)/2=90℃ 管程流体的定性温度为 t=(30+40)/2=35℃ 根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据煤油在定性温度下的物性数据： ρo=825kg/m3 μo=7.15×10-4Pa?S c po=2.22KJ/(Kg?℃) λo=0.14W/(m?℃) 循环冷却水在35℃下的物性数据： ρi=994kg/m3 C pi=4.08KJ/(kg.℃) λi=0.626W/(m.℃) μi=0.000725Pa.s 4.2、计算总传热系数： m o=［（15.8×104）×103］/(300×24)=21944Kg/h Q o=m o c po t o=21944×2.22×(140-40)=4.87×106KJ/h=1353KW 4.2.1.2、平均传热温差 4.2.1.3、冷却水用量 W i=Q o/C piΔt=4.87×106/(4.08×(40-30))=119362 Kg/h 4.2.2、总传热系数K =0.023××× =4759W/(.℃﹚ 壳程传热系数：假设壳程的传热系数 污垢热阻 管壁的导热系数λ=45W/﹙m.℃﹚ 则总传热系数K为： 4.3、计算传热面积 S’=Q/(KΔt)= (1353×103)/(310×39)=111.9m2 考虑15%的面积裕度，S=1.15×S’=128.7 m2 4.4、工艺结构尺寸 选用φ25×2.5传热管（碳钢），取管内流速μi=1m/s 依据传热管内径和流速确定单程传热管数 =(119362/(994×3600) 0.785×0.022×1 =106.2≈107根 按单程管计算，所需的传热管长度为 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t 1，t 2，烟气流量V ，空气出口温度 ，饱和蒸汽压力 p c .对于热管式换热器，t 1范围一般在250C ~600C 之间，对于普通水-碳钢热管的工作温度应控制在300C 以下.t 2的选定要避免烟气结露形成 灰堵及低温腐蚀，一般不低于180C .空气入口温度 .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： = = 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平均值所得出： 烟气入口处： 烟气出口处： 选取钢-水重力热管，其工作介质为水，工作温度为30C ~250C ，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 根据参考文献《热管技能技术》，音速限功率参考范围，取C Q 4kW =，在 启动时 因此 由携带极限确定所要求的管径 根据参考文献《热管技能技术》，携带限功率参考范围，取4Q ent =kw 管内工作温度 时 4431.010/N m δ-=? 因此 考虑到安全因素，最后选定热管的内径为 m m 22d i = 管壳厚度计算由式 ] [200d P S i V σ= 式中，V P 按水钢热管的许用压力228.5/kg mm 选取，由对应的许用230C 来选取管壳最大应力2MAX 14kg/mm σ=,而 2MAX 1 [] 3.5/4 kg mm σσ== 故 0.896mm 3.5 2000.022 28.5S =??= 考虑安全因素，取 1.5S mm =,管壳外径:m m 25.51222S 2d d i f =?+=+=. 通常热管外径为25~38mm 时，翅片高度选10~17mm （一般为热管外径的一半），厚度选在0.3~1.2mm 为宜，应保证翅片效率在0.8以上为好.翅片间距对干净气流取2.5~4mm ；积灰严重时取6~12mm ，并配装吹灰装置.综上所述，热管参数如下： 翅片节距：'415f f f S S mm δ=+=+= 每米热管长的翅片数：' 10001000 200/5 f f n m S === 肋化系数的计算： 每米长翅片热管翅片表面积 22 [2()]14 f f o f f f A d d d n π πδ=? ?-+???? 每米长翅片热管翅片之间光管面积 (1)r o f f A d n πδ=??-? 每米长翅片热管光管外表面积 o o A d π=? 肋化系数：22[2()]1(1) 4 f o f f f o f f f r o o d d d n d n A A A d π πδπδβπ??-+????+??-?+= = ? 22[0.5(0.050.025)0.050.001]2000.025(10.2) 8.70.025 ?-+??+?-= =换热器及其基本计算
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