换热器设计总结

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主要符号表--传热过程计算与换热器

符号 A b cp d do H K l m NTU Q q R r r T t a Dt e j l t 下标 传热面积 厚度 定压比热 直径 管外径 焓 传热系数 长度 质量流率 传热单元数 传热速率 热通量或热流密度 热阻 半径 汽化潜热 温度 温度 对流传热系数 传热温差 传热效率 温差修正系数 导热系数 时间 意义 m m 2单位 J/（kg·K） m m kJ/kg W/(m·K) m kg/s — W W/m （m·K）/W m kJ/kg K ℃ W/（m·℃） ℃或K — — W/（m·K） s 2222c 冷流体；h 热流体；1 进口；2 出口

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化工生产中大多数情况不允许冷、热两种流体在换热过程中混合，所以要通过间壁式传热来进行热量交换。间壁式传热由固体内部的热传导及各种流体与固体表面间的对流传热组合而成。对于热传导和各种情况下的对流传热所遵循的规律已在上一章进行了详细阐明，本章将在此基础上进一步讨论传热过程的计算问题，并介绍工业上实现这些传热过程的热交换设备-换热器。 如图5-1所示，热流体通过间壁与冷流体进行热量交换的

传热过程分为三步进行：

（1）热流体以对流传热方式将热量传给固体壁面； （2）热量以热传导方式由间壁的热侧面传到冷侧面； （3）冷流体以对流传热方式将间壁传来的热量带走。 在上述三个步骤中，第（2）步通过间壁的传热纯属热传导，第（1）与（3）步为流体与间壁固体之间的传热，主要依*对流传热，但是对于高温的多原子气体或含固体颗粒的气体，流体与壁面之间的辐射传热也不容忽视。由于在化工生产中经常遇到的是温度不太高的流体之间的传热过程，因而在传热过程计算中通常忽略流体与间壁之间的辐射传热。

图5-1中示出了沿热量传递方向从热流体到冷流体的温度分布情况。热流体以对流方式将热量传给间壁的一侧，如果热流体不发生相变，则热流体的温度逐渐降低；在间壁中沿热流方向温度降低；当热量传给冷流体后，如果冷流体也不发生相变，则其温度将逐渐升高。

5.2.1 热量衡算方程

热量衡算方程反映了冷、热流体在传热过程中温度变化的相互关系。根据能量守恒原理，在传热过程中，若忽略热损失，单位时间内热流体放出的热量等于冷流体所吸收的热量。图5-2为一稳态逆流操作的套管式换热器，热流体走管内，冷流体走环隙。由于冷、热流体沿壁面平行流动，而流动方向彼此相反，所以称之为逆流（若方向相同，则称为并流）。 对于换热器的一个微元段，传热面积为dA，冷热流体之间的热量传递满足

dQ = mhdHh = mcdHc（5-1）

式中 m为冷热流体质量流率，kg/s；dH表示单位质量流体焓值增量，kJ/kg；dQ为微元传热面积dA上的传热速率，W。下标h和c分别表示热流体和冷流体。

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对于整个换热器，其热量的衡算式为

Q = mh(Hh1-Hh2) = mc(Hc1-Hc2)（5-2）

式中 Q为整个换热器的传热速率，或称为换热器的热负荷，W；H表示单位质量流体焓值，kJ/kg；下标1和2分别表示流体的进口和出口。

如果换热器中的流体均无相变，且流体的比热容不随流体温度变化而为常数时，式（5-1）和式（5-2）可分别表示为

dQ = mhCphdth = mcCpcdtc （5-3） Q = mhCph(th1-th2) = mcCpc(tc1-tc2)（5-4）

式中cp为流体的定压比热，kJ/（kg·℃）；th和tc分别为热流体和冷流体的温度，℃。 若换热器中的流体有相变，如冷流体被加热沸腾，冷流体的进口为饱和液体，出口为饱和蒸汽的情况下，式（5-2）可变为

Q = mhCph(th1-th2)=mcr（5-5）

式中r为冷流体的汽化潜热，kJ/kg。如果冷流体在换热器的进出口处存在液体过冷和蒸汽过热，则应加入显热部分，即

Q = mhCph(th1-th2) = mc[Cpl(ts-tc1)+r+Cpv(tc2-ts)]（5-6）

式中ts为冷流体的饱和温度，℃。

如果在换热器中存在热损失，则在换热器中的传热速率为

Q = mh(Hh1-Hh2)-Qh'= mc(Hc1-Hc2)-Qc'（5-7）

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式中Q'h为热流体对环境的散热量，W；Q'C为冷流体对环境的散热量，W。

5.2.2 传热速率方程

对于间壁式传热，上一章已经分别介绍了通过固体的热传导方程和对流传热速率方程，然而在应用这些方程进行传热计算时，都需涉及壁面的温度，而壁面温度通常是未知的。为了避免在传热速率方程中出现未知的壁面温度，在实际的传热过程计算中，通常采用以间壁两侧流体的温度差为推动力的总传热速率方程，简称传热速率方程。

如图5-2所示，在换热器中，任取一微元段dl，对应于间壁的微元传热面积dAo，热流体对冷流体传递热量的传热速率可表示为

（5-8）

式（5-8）称为微分传热速率方程。式中K'表示局部传热系数，W/（m2·℃）；th、tc分别为热流体和冷流体的局部平均温度，℃。因为上式仅针对换热器的dl段列出，故式中各量均具有局部的性质。

由于换热器内的冷、热流体的温度和物性是变化的，因而在传热过程中的局部传热温差和局部传热系数都是变化的，但在工程计算中，在沿程温度和物性变化不是很大的情况下，通常传热系数K和传热温差Dt均可采用整个换热器上的积分平均值，因此，对于整个换热器，传热速率方程可写为

Q = KΔtm A（5-9）

式中K表示总平均传热系数，简称总传热系数或传热系数，W/（m2·℃）；A为换热器的总传热面积；tm表示冷热流体的平均传热温差，℃。 由传热热阻的概念，传热速率方程还可以写为

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（5-10）

式中R=1/KA为换热器的总传热热阻，℃/W。

5.2.3 总传热系数与壁温计算

总传热系数K是反映换热器传热性能的重要参数，也是对换热器进行传热过程计算的基本依据。它可以通过查阅相关手册、实验测定和分析计算获得。总传热系数K的数值取决于流体的物性、传热过程的操作条件和换热器的类型等多方面因素。

一、 总传热系数的计算

如图5-2所示，设两流体通过间壁进行换热。在换热器中任取一微元段dl，间壁内、外侧的传热面积分别为dAi和dAo。壁面的导热系数为l，壁厚为b。内、外侧流体的温度分别为th和tc，对流传热系数分别为ai和ao。间壁内侧、外侧的温度分别为twh和twc。 根据牛顿冷却定律和傅立叶定律，有

式中dAm为间壁的平均导热面积，m2。

在稳态条件下，由热流体到冷流体的传热过程中，各个环节的传热速率处处相等，即

dQi = dQm = dQo = dQ （5-12）

利用式（5-11）和（5-12），可得

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（k）

对比式（5-9）与上式，可得平均传热温差的表达式

（5-22）

上述所推导的平均传热温差表达式称为对数平均温差。对于冷、热流体作并流流动的传热过程，同样可以导出与式（5-22）相同的结果。因此，式（5-22）是计算逆流和并流情况下平均传热温差的通用计算公式。

在应用式（5-22）计算平均温差时，为了计算方便，当换热器的端部温差满足2>Δt2/Δt1>0.5时，上述对数平均温差可以用算术平均温差（Δt1+Δt2）/2代替，其误差不超过4%。

例5-2 在一套管式换热器中，用机油来加热原油。机油的进、出口温度分别为200℃和15

0℃；原油的进出、口温度分别为90℃和130℃。试求在这种温度条件下，机油与原油作逆流和并流流动时的平均传热温差。

解 由题设条件，可根据式（5-22）计算机油与原油传热过程的平均温差。计算的条件和计算结果如下表所示。

讨论 由计算结果可见：在同样的进、出口温度条件下，逆流的传热温差比并流的大。因此，当换热器中传热速率和传热系数都相同时，采用逆流流动所需的传热面积比并流的小。

2．错流和折流时的传热温差

在实际的换热器设计中，流体的流动通常不是纯粹的逆流或并流，因为在设计中除了考虑传热的温差外，还要考虑到影响传热系数的多种因素以及换热器结构方面的问题，所以，在换热器中流体的流向一般都比较复杂。

如图5-4所示，按照冷、热流体之间的相对流动方向，流体之间作垂直交*的流动，称为错流；如一流体只沿一个方向流动，而另一流体反复地折流，使两侧流体间并流和逆流交替出现，

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这种情况称为简单折流。在列管式换热器中可以有多种流动排布型式。为了强化传热，列管式换热器的管程或壳程通常是多流程，即流体经过两次或多次折流后才流出换热器，这样就使平均温差的计算变得复杂。

图5-5示出简单折流中热流体作单程流动、冷流体作双程流动的组合（简称1-2折流）。在这种情况下，传热过程的平均温差计算远比单纯并流或逆流时的计算复杂。经过推导，对于1-2折流的平均温差可表示为

（5-23）

上式适用于图5-5a和图5-5b两种情况。

对于常用换热器中的各种流动组合，尽管可以通过理论分析得到平均温差的计算公式，但是形式上将更加复杂。在工程上，对于错流或复杂流动的平均温差，常采用安德伍德和鲍曼提出的一种简单方法，即先按逆流计算对数平均温差

Δtm' ，再乘以考虑流动排布型式的温差修正系数j，

从而得到复杂流动排布型式的平均温差Δtm ，即

（5-24）

温差修正系数j与换热器内流体的温度变化有关。对于给定的流动排布型式，温差修正系数j可以表示为无因次参数P和R的函数，参数P和R的定义如下

（5-25）

（5-26）

温差修正系数j与参数P和R的关系可以通过理论导出。例如，对于1-2折流，联立式（5-22）、式（5-23）和式（5-25）可得j与参数P和R的函数关系

（5-27）

对于1-2n型（如1-4、1-6、1-8等）折流，也可以近似采用上述公式计算温差修正系数。 图5-6给出一些常见流动排布型式下温差修正系数j与P和R的函数曲线图，可供计算平均温差时查用。对于其他型式的流动排布型式，其平均传热温差的修正系数可查阅相关手册。

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例5-3 在一1-2型换热器中，用机油来加热原油。机油的进、出口温度分别为200℃和150℃；原油的进出、口温度分别为90℃和130℃。试求在这种温度条件下，机油与原油的平均传热温差。

解 本题冷、热流体温度条件与例5-2相同，根据例5-2机油与原油作逆流时的平均温差64.9℃。

Δt'm=

由图5-6，查得温差修正系数j=0.92，故平均传热温差为

讨论 由计算结果可见：在同样的温度条件下，折流的传热平均温差小于逆流（但大于并流）。温差修正系数j可以用来表征在给定传热工况下换热器内流体流动与逆流型式的接近程度。

3．不同流动排布型式的比较

在前述各种流动排布型式中，并流和逆流是两种极端情况。由例题5-2和5-3可看出，两流体作变温传热时，在进出口温度条件相同时，逆流的平均温差最大，并流的平均温差最小，对于其他的流动排布型式，其平均温差介于两者之间。因此，就提高传热温差推动力而言，逆流优于其他型式的流动。

逆流的另一优点是可以节省加热或冷却介质的用量。因为并流时，冷流体的出口温度tc2总是低于热流体的出口温度th2，而在逆流时，冷流体的出口温度tc2可以高于热流体的出口温度th2。因此，在逆流冷却时，冷流体的温升可比并流时的大，由热量衡算方程可知，相应的冷流体的流量可以少些。与此类似，在逆流加热时，热流体的温降可比并流时的大，所需的热流体流量较少。

因此，在实际的换热器中应尽量采用逆流流动，而避免并流流动。但是在一些特殊场合下仍采用并流流动，以满足特定的生产工艺需要，例如要求冷流体被加热时不能超过某一规定温度，或者热流体被冷却时不能低于某一规定温度，则采用并流流动较容易控制。此外，在高温换热器中，如果采用逆流流动，则热流体和冷流体的最高温度均集中在换热器的同一端，使得该处的壁温特别高，将导致管壁处产生较大的热应力和热变形，这种情况也不宜采用逆流流动。

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当换热器中有一侧流体发生相变，由于发生相变流体的温度保持不变，无论何种流动排布型式，只要另一侧流体的进、出口温度保持恒定，则传热过程的平均温差均相同。这时也就没有并流和逆流之分了。

采用折流和其他复杂流动的目的是为了提高传热系数，然而其代价是减小了平均传热温差，因为折流的平均温差总是小于逆流流动。所以，在换热器的设计中，一方面要采用流体折流来提高传热系数，另一方面还要使流动尽量接近于逆流流动，以接近于逆流的传热温差，即要求温差修正系数j尽量接近于1。一般在换热器设计时，应注意使j值不小于0.9，至少也不应低于0.8，否则经济上不合理，同时换热器操作温度变化时，会引起参数P的变化，可能使j值急剧下降（见图5-6），将导致实际换热器操作稳定性变差。增大值的一个方法是改用多壳程的换热器（对比图5-6（a）～（c））。

在传热过程的计算中，热量衡算方程和传热速率方程将换热器和换热流体的各参数关联起来。当已知冷、热流体的流量和进出口温度时，可以根据传热系数、平均传热温差和传热量，计算传热过程所需的传热面积。然而，当给定冷、热流体的流量、进口温度、传热面积以及传热系数，则往往需要采用试差法来确定两流体的出口温度。为了避免应用试差法而方便地求解流体的出口温度，凯斯和伦敦提出了传热效率和传热单元数的概念。

一、 传热效率

换热器传热效率e的定义为实际传热速率Q与理论上可能的最大传热速率Qmax之比 e = Q/Qmax（5-28）

当忽略换热器的热损失时，实际的传热速率等于冷流体吸收热量的速率，或者是热流体放出热量的速率。在间壁两侧的流体均无相变时，由式（5-4），实际传热速率为

Q = mhCph(th1-th2) = mcCpc(tc1-tc2) （5-4）

无论何种型式的换热器，其最大可能的传热速率应遵循由热力学所规定的极限。根据热力学第二定律，换热后热流体温度下降的极限为冷流体的进口温度tc1；冷流体温度上升的极限也只能是热流体的进口温度th1。由式（5-4）可知，只有热容量（m·cp）较小的流体，其温度才可能发生最大的变化，因此最大可能的传热速率应为冷、热流体之间的最大极限传热温差（th1-tc1）乘以热容量较小的流体的热容量（m·cp）min，即

Qmax = (mCp)min(th1-tc1)（5-29）

式中（m·Cp）min为冷、热流体中较小的一个数值。显然，Qmax仅是一个理想值，在实际操作中是不可能实现的。

如果热流体的热容量较小，则传热效率e为

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（5-30）

如果冷流体的热容量较小，则传热效率e为

（5-31）

由式（5-30）和式（5-31）可知，传热效率即为小热容量流体的进出口温差与冷、热流体的进口温差之比。传热效率e大，表明流体的可用热量已被利用的程度高，即换热效果好；反之，则传热效果差。需要指出，传热效率仅表征了流体可用热量被利用的程度，并不说明换热器经济性的优劣。

如果已知换热器的传热效率e，就可以根据冷热流体的进口温度确定换热器的传热速率Q，即

（5-32）

求得Q后便容易由热量衡算获得冷、热流体的出口温度了。这样问题就集中在如何求取换热器的传热效率上了。为此先引入传热单元数的概念。

二、 传热单元数

在换热器中的微元传热面积dA上，由热量衡算方程式（5-3）和传热速率方程式（5-8）可得

（5-33a）

对于冷流体，满足

（5-33b）

当传热系数K和比热cpc为常数时，积分上式可得

（5-33c）

式中NTUc（Number of Transfer Unit）称为对冷流体而言的传热单元数，Dtm为换热器的对数平均温差。

同理，以热流体为基准的传热单元数可表示

（5-34）

在换热器中，传热单元数定义为

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（5-35）

它是小热容量流体的温度变化与平均温差的比值，NTU中包括的A和K两个量分别反映换热器的初投资和运行费用。因此，它可作为衡量换热器综合技术经济性能的指标。

三、 传热效率和传热单元数的关系

对一定型式的换热器，其传热效率与传热单元数之间的关系可根据热量衡算方程和传热速率方程导出。下面以逆流式换热器为例，推导传热效率e与传热单元数NTU的关系。 利用关系Δt1=th1-tc2、Δt2=th2-tc1，将前面推导对数平均温差所得到的式（h）改写为

（a）

设热流体的热容量较小，即（m·Cp）min=（mh·Cph），上式可以写为

（b）

设 ，并将式（5-34）代入上式，得

（c）

结合传热效率e的定义（式（5-30）和式（5-31）），可将上式左侧的温差 、 ，写为

（d）

（e）

将上两式代入式（c）中，并整理得

（5-36）

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若冷流体的热容量较小，即（m·cp）min=（mc·Cpc），则设 ，同样可得

（5-37）

令

（5-38）

则式（5-36）和式（5-37）可以写成相同的型式

（5-39）

式中CR称为热容流量比。

同理，对于并流换热器，经过类似的推导，也可得到传热效率e与传热单元数NTU之间的关系

（5-40）

由此可见，传热效率e一般是传热单元数NTU、热容流量比CR和流动排布型式的函数。不同情况下传热效率e与传热单元数NTU、热容流量比CR的关系已导出了计算公式，并绘制成图，供设计时利用。图5-7～图5-10分别表示并流、逆流、1-2折流以及2-4折流时传热效率e与传热单元数NTU、热容流量比CR的关系。各图对冷、热流体均适用。在使用时应注意各图所对应的换热器类型，同时图中参数均需对应同一流体。对于其他类型的换热器，传热效率与传热单元数之间的关系可查阅有关手册或专著。

由图5-7～图5-10可见，对于给定的热容流量比CR，传热效率e总是随传热单元数NTU的增加而增大，当NTU→∞时，e→1，具有渐近的性质。因此，在传热效率较高时，若要进一步提高传热效率e，则必须增加较大的传热单元数NTU，这将导致传热面积的大幅度增加。以逆流为例，对于CR=1的情况，当NTU=9时，e=0.9；当NTU=11.5时，e=0.92，这表明欲使传热效率提高2%，则传热单元数需增加28%，使传热面积大大增加。因而，在传热效率较高时，要求尽量减少换热器的散热损失则显得更为重要。

对于给定的传热单元数NTU，传热效率e随热容流量比CR的减小而增加；当e<0.4时，CR对传热效率的影响很小。

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下面再对热容量流量比CR的两种极限情况进行讨论。

当冷、热流体之一发生相变，此时CR→0，因为发生相变一侧的流体温度始终处于操作压力下的饱和温度，进出口温度不变，相当于该侧流体热容量无限大，即CR→0。由此，式（5-39）和式（5-40）均可简化为

（5-41）

上式表明，无论是逆流或并流换热器，只要传热单元数相同，两者的传热效率相等。这个结果证实了在蒸发器或冷凝器中传热效率与流体流动方向无关的结论。

当两侧流体的热容流量相等，即CR→1时，对式（5-39）和式（5-40）取极限，则可分别简化为

逆流 （5-42）

并流 （5-43）

对于一组串联的换热器，其传热单元数为各个换热器的传热单元数之和，即

（5-44）

式中Ki为第i个换热器的传热系数；Ai为第i个换热器的传热面积。上式是针对热流体写出的，同样也可按冷流体的传热单元进行叠加。

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。

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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

LMTD法 e-NTU法 1．根据已知的三个端部温度，由热量衡算方1．根据已知的三个端部温度，由热量衡算方程程计算另一个端部温度； 2．由选定的换热器型式计算传热系数K； P、R； 计算另一个端部温度； 2．由选定的换热器型式计算传热系数K； CR； 3．由规定的冷、热流体进出口温度计算参数3．由规定的冷、热流体进出口温度计算参数e、4．由计算的P、R值以及流动排布型式，由4．由计算的e、CR值确定NTU。由选定的流j-P、R曲线确定温度修正系数j；5．由热量动排布型式查取e-NTU算图。可能需由e-NTU衡算方程计算传热速率Q，由端部温度计算逆关系反复计算NTU；5．计算所需的传热面积 。 流时的对数平均温差Δtm； 6．由传热速率方程计算传热面积 。 例5-4 一列管式换热器中，苯在换热器的管内流动，流量为1.25 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/KΔtm = 118.8x1000/(470X18.2) = 13.9 m3

（2）传热效率-传热单元数法

苯侧 (mCph) = 1.25*1900 = 2375 W/℃

冷却水侧 (mcCpc) =(mhCph)(th1-th2)/(tc1-tc2) =2375*(80-30)/(50-20)=3958.3 W/℃

因此， (mCp)min=(mhCph)=2375 W/℃ 由式（5-29），可得

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Qmax = (mCp)min(th1-tc1) = 2375*(80-20) = 142.5*10^3 W 由传热效率和热容流量比的定义式 e = Q/Qmax = 118.8/142.5 = 0.83 CRh=(mhCph)/(mcCpc)=2375/3958.3=0.6 由式（5-39）

0.83=(1-exp[(1-0.6)*NTU])/(0.6-exp[(1-0.6)*NTU]) 可求出传热单元数 NTU=2.71

则换热器的传热面积为

A = (mCp)min/K *NTU = 2375/470 * 2.71 = 13.7 m^2

讨论：由计算结果可见：采用两种方法计算传热面积，由于计算原理相同，计算结果十分接近。

而对数平均温差法较为简单。

二、 操作型计算

对于换热器的操作型计算，其特点是换热器给定，计算类型主要有以下两种：

1．对指定的换热任务，校核给定的换热器是否适用。一般给定换热器的传热面积和结构尺寸、冷热流体的流动排布型式、冷热流体的流量和进出口温度，需校核计算传热速率或流体出口温度是否能满足生产工艺要求。

2．对一个给定的换热器，当某一操作条件改变时，考察传热速率及冷、热流体出口温度的变化情况；或者为了达到指定的工艺条件所需采取的调节措施。例如，对于一个给定的换热器，当冷、

热流体的流量和冷流体进口温度不变时，热流体的进口温度升高，分析传热速率和流体出口温度的变化；或者当热流体的流量和冷流体进口温度不变时，提高热流体的进口温度，则为了维持热流体的出口温度不变，需计算冷流体的流量调节策略。

在前述设计型计算中，由于已知冷、热流体的进出口温度，因而采用对数平均温差法计算传热平均温差比较方便。而在操作型计算中则不然，由于流体的出口温度是未知的，为了计算对数平均温差就必须先假设流体出口温度，然后根据该温度需同时满足热量衡算方程和传热速率方程进行逐步试算。因此，采用对数平均温差法进行操作型计算比较繁杂，而应用传热效率-传热单元数法则比较方便。

对于操作型计算，采用传热效率-传热单元数法和对数平均温差法计算的一般步骤如表5-3所示。

表5-3 操作型计算的计算步骤

e-NTU法 LMTD法

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1．由已知换热器型式计算传热系数K； 1．假设出口温度，根据热量衡算方程计算另一个出2．由已知条件计算NTU、CR； CR值和流动排布型式确定e； 量衡算式或以下两式计算出口温度 口温度； 3．计算逆流平均温差Dtm； 确定j；5．由 计算传热速率；6．由已知的传热速率Q和（mccpc）、（mchph）通过热量衡算方程计算出口温度； 7．对比第一步所假定的出口温度。如果不一致，则重新假定反复计算，直到出口温度计算值与假定值的偏差符合精度要求。 例5-5 在列管式换热器中用锅炉给水冷却原油。已知换热器的传热面积为100m2，原油的流量为8.33kg/s，温度要求由150℃降到65℃；锅炉给水的流量为9.17kg/s，其进口温度为35℃；原油与水之间呈逆流流动。若已知换热器的传热系数为250 W/（m2·℃），原油的平均比热为2160 J/（kg·℃）。若忽略换热器的散热损失，试问该换热器是否合用？若在实际操作中采用该换热器，则原油的出口温度将为多少？

3．通过计算式或算图，由计算的NTU、2．由已知换热器型式计算传热系数K； 4．由 计算传热速率，并由一侧流体的热4．由P、R值，并根据流动排布型式由j-P、R曲线解 （1）对数平均温差法

所要求的传热速率Qr可由热量衡算方程得到

校核换热器是否合用，取决于冷、热流体间由传热速率方程决定的Q=KAΔtm 是否大于所要求的传热速率Qr。若Q>Qr，则表明该换热器合用。或者由Qr=KArΔtm ，求出完成传热任务所必需的传热面积Ar，若Ar小于给定的实际传热面积A，则也表示该换热器合用。 由热量衡算方程可计算出锅炉给水的出口温度

按逆流计算平均传热温差

由传热速率方程，在此条件下换热器实际传热速率为

由于实际传热速率小于所要求的传热速率，因而，该换热器不合用。

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或者计算

也可说明该换热器不合用。

下面计算采用该换热器进行实际操作时，原油的出口温度。

设原油和锅炉给水的实际出口温度为t'h2，t'c2，换热器的实际传热速率为Q'，并假定传热系数不变。根据热量衡算方程和传热速率方程，有

联立上述三式，采用试差法或消元法求解，计算结果为 Q = 1386kW，th2'= 73℃，tc2'=71.2 ℃

可见，由于实际传热速率小于所要求的数值，则原油的实际出口温度大于65℃，锅炉给水的出口温度也低于74.8℃，也说明该换热器不能满足工艺条件的需要。

（2）传热效率-传热单元数法

由已知条件可计算出

mhCph=8.33*2160=17992.8 W/℃；mcCpc=9.17*4187=38394.8 W/℃

因而，取 (mCp)min=mhCph

据此可计算换热器的热容流量比CR和传热单元数NTU

根据式（5-39）可得传热效率e

计算该换热器的实际传热速率

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上式说明该换热器的实际传热速率小于所需要的传热速率，故不合用。 根据传热效率e的定义式，可得原油的实际出口温度

由热容流量比CR的定义式和热量衡算方程，可得锅炉给水的实际出口温度

由此可见，原油的出口温度未能降至规定的要求，因此该换热器不合用。

讨论 由对数平均温差法和传热效率-传热单元数法的计算过程可见：对于这类校核型的计算，

采用传热效率-传热单元数法要简便的多，它可直接得到换热器的出口温度和传热速率，避免了用试差法或消元法求解联立方程。

由表5-2和表5-3的计算步骤可见，对于设计型计算，应用对数平均温差法可以方便地将所选换热器中流体流动排布型式与最理想的逆流型式作出优劣对比，有利于流动排布型式的选择；对于操作型计算，采用传热效率-传热单元数法较简便，特别是在传热系数K为常数时，无须试差即可直接得到计算结果。因此，两种计算方法各有特点，分别适用于不同的计算类型。

在换热器中，随着传热过程的进行，流体温度沿传热面不断变化（流体发生相变时除外）。在稳态传热过程的计算中，一般均假设流体的物性及传热系数K为一平均值而在整个换热器的传热过程中维持恒定。当加热或冷却粘度较高的流体，或流体进出口温度变化较大时，流体物性的变化较显著，此时将物性和传热系数K作为常数处理时将导致传热过程计算的较大误差。 减小这一误差的最简单处理方法是假定传热系数K与传热温差成线性关系。对于并流和逆流流动，忽略换热器散热损失，则传热速率可表示为

（5-45）

式中传热温差Dt和传热系数K的下标1、2分别表示换热器两端。对于其他流动排布型式，作为一种近似计算方法，可在上式右侧乘以温差修正系数j加以校正，而温差Dt1、Dt2为按逆流情况计算的端部温差。

对于传热系数变化的传热过程，更严格准确的方法是采用积分方法计算传热速率。由式（5-8）积分可得传热速率Q为

（5-46）

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联立式（5-3）和式（5-8），并积分可得换热器的传热面积A

（5-47）

如果已知cp、K、th与tc的函数关系，即可求出传热面积A，其中th与tc的关系由热量衡算方程确定。当cp、K、th与tc的函数关系复杂，不能用解析法求解上述积分时，可采用微元分段的计算方法，将每一个微元段j中的物性、传热系数Kj视为常数，分段计算微元段上的平均传热温差Dtmj和传热速率DQj。对于任一微元段dAj的传热速率方程可以写为

（5-48）

对整个换热器而言的总传热速率为

（5-49）

式中n为换热器所分微元的总段数。 对于换热器的总传热面积可以表示为

（5-50）

分段方法计算传热过程的计算工作量较大，适合于采用计算机进行计算。

5.7.1 换热器的分类

换热器种类很多，按热量交换的原理和方式，可分为混合式、蓄热式和间壁式三类：

一、 混合式（或直接接触式）

混合式换热器是依*冷、热流体直接接触进行传热，这种传热方式避免了传热间壁及其两侧污垢的热阻，只要流体间的接触情况良好，就具有较大的传热速率，它具有设备结构简单、传热效率高和易于防腐等特点。因此，在生产工艺上允许两种流体相互混合的情况下，都可以采用混合式换热器，例如气体的洗涤和冷却、循环水的冷却、蒸汽-水之间的混合加热等。图5-11示出混合式冷凝器的原理示意图。

二、 蓄热式（或回热式）

蓄热式换热器又称蓄热器，它主要是由热容量较大的蓄热室构成，蓄热室的填料一般是耐火材料或金属材料。当冷、热两种流体交替通过蓄热室时，即可通过蓄热室将热流体传给蓄热室的热量间接地传给冷流体，以达到换热的目的。蓄热式换热器的结构较简单，可耐受高温，但其缺点是设备体积庞大，冷、热流体之间存在一定程度的混合。它常用于气体的余热或冷量的回收利

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用。传统的蓄热室是由耐火砖砌成的格子体，单位体积蓄热室的传热面积较小，而近年开发的高效而紧凑的蓄热器则大大地改善了设备庞大的缺点，如旋转型蓄热器和流化床型蓄热器。图5-12表示旋转型蓄热器的示意图。

三、 间壁式

这类换热器的特点是冷、热两种流体之间有一固体壁面，两流体分别在固体壁面的两侧流动，两种流体不直接接触，热量通过壁面进行传递。工业上应用最广泛的换热器即是间壁式，因而本节将重点介绍间壁式换热器。

换热器还可按其用途分为加热器、冷却器、蒸发器、冷凝器和再沸器等；按换热器制造材料分为金属、陶瓷、塑料、石墨和玻璃等等，这里不再详述。

5.7.2 间壁式换热器

按照传热面的型式，间壁式换热器可分为夹套式、管式、板式和各种异型传热面组成的特殊型式换热器。

一、 夹套式

夹套式换热器主要用于反应器的加热或冷却，如图5-13所示，夹套安装在容器外部，通常用钢或铸铁制成。在用蒸汽进行加热时，蒸汽由上部连接管进入夹套，冷凝水由下部连接管流出；在用冷却水进行冷却时，则冷却水由夹套下部进入，而由上部流出。

夹套式换热器由于传热面积的限制，常常难以满足及时移走大量反应热的换热需求，这时就需要在反应器内部加装冷却盘管，以保证反应器内一定的温度条件。有时为了提高夹套内冷却水一侧的对流传热系数，还在夹套内加设挡板，这样可使冷却水按一定的方向流动，并提高流速，从而增大传热系数。

二、 管式换热器 1． 沉浸式换热器

沉浸式换热器是将金属管弯制成各种与容器相适应的形状（如蛇管或螺旋状盘管），并沉浸在容器内的液体中，如图5-14所示。

这种换热器可用于液体的预热或蒸发，也可用作气体和液体的冷却和冷凝。由于容器内管外液体的体积大，流速低，因而传热系数低，而且对工况的变化不够敏感。然而它具有构造简单，制作、维护方便和容易清洗等优点。由于更换管子方便，所以它还适用于有腐蚀性的流体。为了增强容器内液体的湍动程度，提高传热系数，可在容器内装搅拌器。

2． 喷淋式换热器

喷淋式换热器是将冷却水直接喷洒在管外，使管内的热流体冷却或冷凝，如图5-15所示。

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在上下排列的管子之间用U形弯管连接。为了分散喷淋水，在管组的上部装有带锯齿形边缘的斜槽，也可用喷头直接向排管喷淋。在换热器的下部设有水池，以收集流下来的水。

喷淋式换热器的优点是：结构简单，易于制造和检修，便于清除污垢；其传热系数通常比沉浸式换热器大，加上管外水的蒸发汽化以及空气冷却的共同作用，所以传热效果好。它适用于高压流体的冷却或冷凝。由于它可用耐腐蚀的铸铁管作冷却排管，因而可用于冷却具有腐蚀性的流体。 它的主要缺点是：当冷却水过分少时，下部的管子不能被润湿，几乎不参与换热。因此对于容易发生意外事故的石油产品或有机液体的冷却不宜采用这种型式的换热器。

3． 套管式换热器

套管式换热器是将不同直径的两根管子套成同心套管作元件，然后将多个元件用U形弯管连接而成的换热器，其结构如图5-16所示。在套管式换热器中，可以实现两种流体以纯并流或纯逆流方式流动。其内管直径通常在38～57mm范围内选取，外管直径通常在76～108mm范围内选取，每根套管的有效长度一般不超过4～6m。

套管式换热器的优点是结构简单，易于维修和清洗，适用于高温、高压流体，特别是小容积流量流体的传热。如果工艺条件变动，只要改变套管的根数，即可以增减传热负荷。

它的主要缺点是流动阻力大，金属耗量多，而且体积较大，因而多用于所需传热面积较小的传热过程。

4． 列管式换热器

列管式换热器（又称管壳式换热器）是工业上应用最广泛的换热设备。与前述几种换热器相比，它的主要优点是单位体积所具有的传热面积大、结构紧凑、传热效果好。由于结构坚固，而且可以选用的结构材料范围广，故适应性强、操作弹性较大，因此，在高温、高压和大型装置上多采用列管式换热器。

列管式换热器主要由壳体、管束、折流板、管板和封头等部件组成。管束安装在壳体内，两端固定在管板上。封头用螺栓与壳体两端的法兰相连。这种结构易于检修和清洗。在进行热交换时，一种流体由封头的进口接管进入，通过平行管束的管内，从另一端封头出口接管流出，称为管程；另一流体则由壳体的接管进入，在壳体内从管束的空隙处流过，通过折流板的引导，由壳体的另一个接管流出，称为壳程。

在列管式换热器中，由于管内外流体的温度不同，管束和壳体的温度和材料不同，因此它们的热膨胀程度也有差别。若两流体的温差较大，就可能由热应力引起设备的变形，管束弯曲，甚至破裂或从管板上松脱。因此，当两流体的温差超过50℃时，就必须采用一定的热补偿措施。按热补偿的方法不同，列管式换热器可分为以下几种主要型式：

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（1）固定管板式换热器

当冷、热流体的温差不大时，可采用固定管板的结构型式，如图5-17所示，即两端管板与壳体是连成一体的。这种换热器的特点是结构简单，制造成本低。但是由于壳程不易清洗或检修，要求壳程流体必须是洁净而且不易结垢的流体。当两流体的温差较大时，应考虑热补偿。图中示出具有膨胀节的壳体。当壳体和管束的热膨胀不同时，膨胀节即发生弹性变形（拉伸或压缩），以适应壳体和管束不同的热膨胀程度。这种热补偿方法简单，但是不宜用于两流体温差过大（大于70℃）和壳程流体压力过高的场合。

（2）U形管式换热器

U形管式换热器的管束是由U字形弯管组成，如图5-18所示。管子的两端固定在同一块管板上，弯曲端不加固定，使每根管子具有自由伸缩的余地而不受其他管子或壳体的影响。这种换热器壳程易于清洗，而清除管子内壁的污垢则比较困难，且制造时需要不同曲率的模子弯管，管板的有效利用率较低。此外，损坏的管子也难于调换，U形管管束的中心部分空间对换热器的工作存在不利的影响。由于上述缺点，这种型式的换热器的应用受到很大的限制。

（3）浮头式换热器

浮头式换热器的结构如图5-19所示，它的两端管板只有一端与壳体以法兰实行固定连接，这一端称为固定端；另一端的管板不与壳体连接而可相对于壳体滑动，这一端称为浮头端。因此，这种型式换热器的管束热膨胀不受壳体的约束，壳体与管束之间不会因热膨胀程度的差异而产生热应力。在换热器的检修和清洗时，只要将整个管束从固定端抽出即可进行。但是其缺点是：结构较复杂，金属耗量较多，造价较高。浮头式换热器适用于冷、热流体温差较大，壳程介质腐蚀性强、易结垢的情况。

三、 板式换热器 1． 螺旋板式换热器

螺旋板式换热器是由螺旋形传热板片构成的换热器。它比列管式换热器的传热性能好，结构紧凑，制造简单，安装方便。

螺旋板式换热器的结构包括螺旋形传热板、隔板、盖板、定距柱和连接管等部件，其结构因型式不同而异。各种型式的螺旋板式换热器均包含由两张厚约2～6mm的钢板卷制而成，构成一对相互隔开的同心螺旋流道。冷、热流体以螺旋板为传热面相间流动。

按流体在流道内的流动方式和使用条件不同，螺旋板式换热器可分为I、II、III三种结构型式，如图5-20所示。

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I型：两流体在螺旋流道的两侧均作螺旋流动。通常是冷流体由外周边流向中心排出，热流体由

中心流向外周排出，可实现严格的逆流传热，常用于液-液换热。由于通道两侧完全焊接密封，因此I型结构为不可拆卸结构。

II型：在这种型式中，一种流体在螺旋形流道内进行螺旋流动，而另一种流体则在另一侧螺旋

流道中作轴向流动。因此，轴向流道的两端是敞开的，螺旋流道的两端是密封的。这种型式适用于两侧流体的流率差别很大的情况，常用作冷凝器、气体冷却器等。

III型：在这种型式中，一种流体在螺旋形流道内进行螺旋流动，另一种流体则在另一侧螺旋流

道中作轴向流动和螺旋流动的组合。这种型式适用于蒸汽的冷凝冷却，蒸汽先进入轴流部分冷凝，体积减少后再转入螺旋形流道进一步冷却。

由上述结构可见，由于流体在螺旋板间流动时离心力形成二次环流和定距柱扰流作用，使流体在较低的雷诺数下（Re=1400～1800）就形成湍流，换热器中的允许流速较高（液体2m/s，气体20m/s），传热系数比较高。由于流体的流速较高，又是在螺旋形通道内流动，一旦流道某处沉积了污垢，该处的流通截面减小，流体在该处的局部流速相应提高，使污垢较易被冲刷掉，具有一定的自洁作用，适于处理悬浮液和粘度较大的流体。由于流道较长而且可实现逆流传热，故有助于精密控制流体的出口温度和有利于回收低温热能，在纯逆流的情况下，两流体的出口端温差最小仅为3℃。

螺旋板式换热器的主要缺点是操作压力和温度不能太高，一般只能在2.0MPa以下、300～400℃以下运行，而且流动阻力较大。此外还存在检修和维护困难的问题。

2． 板式换热器

板式换热器主要由一组长方形的薄金属传热板片构成，用框架将板片夹紧组装于支架上。两相邻板片的边缘衬以橡胶或石棉垫片。板片四角有圆孔，形成流体通道。冷、热流体相间地在板片两侧流过，通过板片传热。板片一般压制成各种槽形或波纹形，既提高了板片的刚度，增强流体的扰流，也增加了传热面积和使流体在传热面上分布均匀。图5-21a所示为人字形波纹板片，图5-21b表示板式换热器中冷、热流体的流动。

板式换热器的主要优点是传热系数高。由于板片上有波纹或沟槽，可使流体在很低的雷诺数下（Re=200）达到湍流，而流动阻力却不大。板式换热器的结构紧凑，一般板片的间距为4～6mm，单位体积的传热面积可达250～1000m2/m3，比列管式换热器（40～150m2/m3）高出许多。它还具有可拆卸结构，可根据传热过程需要，用增减板片数目的方法方便地调节传热面积，提高了换热器的操作灵活性。此外，板式换热器的检修和清洗都比较方便。

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板式换热器的主要缺点是允许的操作压力和温度都比较低。通常操作压力低于1.5MPa，最高不超过2.0MPa，操作压力过高容易引起泄漏。它的操作温度受到板片密封垫片的耐热性限制，一般不超过250℃。由于板片的间距较小，故操作的处理量也较小。

与螺旋板式换热器类似，板式换热器适用于操作压力和温度较低，流体的腐蚀性强而需要采用贵重材料的场合。

3． 板翅式换热器

板翅式换热器是一种更为高效、紧凑、轻巧的新型换热器。

隔板、翅片和封条三部分构成了板翅式换热器的结构基本单元。冷、热流体在相邻的基本单元体的通道中流动，通过翅片及与翅片连成一体的隔板进行热交换。将这样的基本结构单元根据流体流动方式的布置叠置起来，钎焊成一体组成板翅式换热器的板束或芯体。图5-22a所示为常用的逆流、错流和错逆流板束，图5-22b表示常用的翅片型式，主要有光直翅片、锯齿翅片和多孔翅片三种。一般情况下，从换热器的强度、绝热和制造工艺等要求出发，板束的顶部和底部还有若干层假翅片层，又称强度层。在板束两端配置适当的流体进出口集流箱即可组成板翅式换热器。

板翅式换热器的主要优点是：传热性能好。由于翅片在不同程度上促进了湍流并破坏了传热边界层的发展，故传热系数很大。冷、热流体间的传热不仅仅以隔板为传热面，大部分热量是通过翅片传递的，结构高度紧凑，单位体积的传热面积可达2500m2/m3，最高可达4300m2/m3。通常板翅式换热器采用铝合金制造，因此换热器的重量轻。由于铝合金在低温条件下的延展性和抗拉强度均很高，因此板翅式换热器适用于低温和超低温操作场合。同时由于翅片对隔板的支撑作用，其允许的操作压力也较高，可达5MPa。此外板翅式换热器还可用于多种不同介质在同一换热器内进行多股流换热。

板翅式换热器的主要缺点是流道尺寸小，容易堵塞，而且检修和清洗困难，因此所处理的物料应较洁净或预先净制。另外，由于隔板和翅片均由薄铝板制成，故要求换热介质不腐蚀铝材。

5.7.3 列管式换热器的选用与设计原则

换热器的设计即是通过传热过程计算确定经济合理的传热面积以及换热器的结构尺寸，以完成生产工艺中所要求的传热任务。换热器的选用也是根据生产任务，计算所需的传热面积，选择合适的换热器。由于参与换热流体特性的不同，换热设备结构特点的差异，因此为了适应生产工艺的实际需要，设计或选用换热器时需要考虑多方面的因素，进行一系列的选择，并通过比较才能设计或选用出经济上合理和技术上可行的换热器。

本节将以列管式换热器为例，说明换热器选用或设计时需要考虑的问题。

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一、 流体通道的选择

流体通道的选择可参考以下原则进行：

1． 不洁净和易结垢的流体宜走管程，以便于清洗管子；

2． 腐蚀性流体宜走管程，以免管束和壳体同时受腐蚀，而且管内也便于检修和清洗； 3． 高压流体宜走管程，以免壳体受压，并且可节省壳体金属的消耗量；

4． 饱和蒸汽宜走壳程，以便于及时排出冷凝液，且蒸汽较洁净，不易污染壳程； 5． 被冷却的流体宜走壳程，可利用壳体散热，增强冷却效果； 6． 有毒流体宜走管程，以减少流体泄漏；

7． 粘度较大或流量较小的流体宜走壳程，因流体在有折流板的壳程流动时，由于流体流向和流速不断改变，在很低的雷诺数（Re<100）下即可达到湍流，可提高对流传热系数。但是有时在动力设备允许的条件下，将上述流体通入多管程中也可得到较高的对流传热系数。

在选择流体通道时，以上各点常常不能兼顾，在实际选择时应抓住主要矛盾。如首先要考虑流体的压力、腐蚀性和清洗等要求，然后再校核对流传热系数和阻力系数等，以便作出合理的选择。

二、 流体流速的选择

换热器中流体流速的增加，可使对流传热系数增加，有利于减少污垢在管子表面沉积的可能性，即降低污垢热阻，使总传热系数增大。然而流速的增加又使流体流动阻力增大，动力消耗增大。因此，适宜的流体流速需通过技术经济核算来确定。充分利用系统动力设备的允许压降来提高流速是换热器设计的一个重要原则。在选择流体流速时，除了经济核算以外，还应考虑换热器结构上的要求。

表5-4给出工业上的常用流速范围。除此之外，还可按照液体的粘度选择流速，按材料选择容许流速以及按照液体的易燃、易爆程度选择安全允许流速。

三、 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，则不存在确定流体两端温度的问题。若其中一流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却一热流体，冷水的

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进口温度可根据当地的气温条件作出估计，而其出口温度则可根据经济核算来确定：为了节省冷水量，可使出口温度提高一些，但是传热面积就需要增加；为了减小传热面积，则需要增加冷水量。两者是相互矛盾的。一般来说，水源丰富的地区选用较小的温差，缺水地区选用较大的温差。不过，工业冷却用水的出口温度一般不宜高于45℃，因为工业用水中所含的部分盐类（如CaCO3、CaSO4、 MgCO3和MgSO4等）的溶解度随温度升高而减小，如出口温度过高，盐类析出，将形成传热性能很差的污垢，而使传热过程恶化。如果是用加热介质加热冷流体，可按同样的原则选择加热介质的出口温度。

四、 管径、管子排列方式和壳体直径的确定

小直径管子能使单位体积的传热面积大，因而在同样体积内可布置更多的传热面。或者说，当传热面积一定时，采用小管径可使管子长度缩短，增强传热，易于清洗。但是减小管径将使流动阻力增加，容易积垢。对于不清洁、易结垢或粘度较大的流体，宜采用较大的管径。因此，管径的选择要视所用材料和操作条件而定，总的趋向是采用小直径管子。

管长的选择是以合理使用管材和清洗方便为原则。国产管材的长度一般为6m，因此管壳式换热器系列标准中换热管的长度分为1.5、2、3或6m几种，常用3m或6m的规格。长管不易清洗，且易弯曲。此外，管长L与壳体D的比例应适当，一般L/D=4～6。

管子的排列方式有等边三角形、正方形直列和正方形错列三种。等边三角形排列比较紧凑，管外流体湍动程度高，对流传热系数大；正方形直列比较松散，对流传热系数较三角形排列时低，但管外壁清洗方便，适用于壳程流体易结垢的场合；正方形错列则介于上述两者之间，对流传热系数较直列高。

管子在管板上的间距t跟管子与管板的连接方式有关：胀管法一般取t=（1.3～1.5）do，且相邻两管外壁的间距不小于6mm；焊接法取t=1.25do。

换热器壳体内径应等于或稍大于管板的直径。通常是根据管径、管数、管间距及管子的排列方式用作图法确定。

五、 管程和壳程数的确定

当流体的流量较小而所需的传热面积较大时，需要管数很多，这可能会使流速降低，对流传热系数减小。为了提高流速，可采用多管程。但是管程数过多将导致流动阻力增大，平均温差下降，同时由于隔板占据一定面积，使管板上可利用的面积减少。设计时应综合考虑。采用多管程时，一般应使各程管数大致相同。

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当列管式换热器的温差修正系数 时，可采用多壳程，如壳体内安装与管束平行的隔板。但由于在壳体内纵向隔板的制造、安装和检修都比较困难，故一般将壳体分为两个或多个，将所需总管数分装在直径相等而较小的壳体中，然后将这些换热器串联使用，如图5-23所示。

六、 折流板

折流板又称折流挡板，安装折流板的目的是为了提高壳程流体的对流传热系数。其常用型式有弓形折流板、圆盘形折流板（如图5-24所示）以及螺旋折流板等。常用型式为弓形折流板。折流板的形状和间距对壳程流体的流动和传热具有重要影响。

通常弓形缺口的高度约为壳体直径的10%～40%，一般取20%～25%。两相邻折流板的间距也需选择适当，间距过大，则不能保证流体垂直流过管束，流速减小，对流传热系数降低；间距过小，则流动阻力增大，也不利于制造和检修。一般折流板的间距取为壳体内径的20%～100%。

七、 换热器中传热与流体流动阻力计算

有关列管式换热器的传热计算可按已选定的结构型式，按前一章相关内容，根据传热过程各个环节分别计算出两侧流体的对流传热热阻及导热热阻，得到总传热系数，再按本章前述内容进行换热器传热计算。

列管式换热器中流动阻力计算应按壳程和管程两个方面分别进行。它与换热器的结构型式和流体特性有关。一般对特定型式换热器可按经验方程计算，计算式比较繁杂，具体内容可参阅有关的换热器设计教科书或手册。

八、 列管式换热器的选用和设计的一般步骤：

列管式换热器的选用和设计计算步骤基本上是一致的，其基本步骤如下：

1．估算传热面积，初选换热器型号

（1） 根据传热任务，计算传热速率；

（2） 确定流体在换热器中两端的温度，并按定性温度计算流体物性；

（3） 计算传热温差，并根据温差修正系数不小于0.8的原则，确定壳程数或调整加热介质或冷却介质的终温；

（4） 根据两流体的温差，确定换热器的型式； （5） 选择流体在换热器中的通道；

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（6） 依据总传热系数的经验值范围，估取总传热系数值；

（7） 依据传热基本方程，估算传热面积，并确定换热器的基本尺寸或按系列标准选择换热器的规格；

（8） 选择流体的流速，确定换热器的管程数和折流板间距。

2．计算管程和壳程流体的流动阻力

根据初选的设备规格，计算管程和壳程流体的流动阻力，具体的计算方法可参考文献[1、3、5]的有关内容。检查计算结果是否合理和满足工艺要求。若不符合要求，再调整管程数或折流板间距，或选择其他型号的换热器，重新计算流动阻力，直到满足要求为止。

3．计算传热系数，校核传热面积

计算管程、壳程的对流传热系数，确定污垢热阻，计算传热系数和所需的传热面积。一般选用换热器的实际传热面积比计算所需传热面积大10%～25%，否则另设总传热系数，另选换热器，返回第一步，重新进行校核计算。

上述步骤为一般原则，可视具体情况作适当调整，对设计结果应进行分析，发现不合理处要反复计算。在计算时应尝试改变设计参数或结构尺寸甚至改变结构型式，对不同的方案进行比较，以获得技术经济性较好的换热器。

5.7.4 换热器的传热强化途径

换热器的传热强化是指通过分析和计算，采取一定的技术措施以提高换热器中冷、热流体之间的传热速率。由传热速率方程可以看出，增大传热系数K，扩展传热面积A和增大传热平均温差Dtm均可提高传热速率。

一、扩展传热面积A

扩展传热面积的方法应以合理地提高设备单位体积的传热面积，如采用翅片管、波纹管、螺纹管来代替光管等，从改进传热面结构和布置的角度出发加大传热面积，以达到换热设备高效、紧凑的目的。而不应单纯理解为通过扩大设备的体积来增加传热面积，或增加换热器的台数来增加传热量。

二、增大传热平均温差Δtm

传热平均温差与生产工艺所确定的冷热流体温度条件有关，且其中的加热或冷却介质的温度因所选介质不同而存在很大差异。如在化工生产中常用的加热介质是饱和水蒸气，提高蒸汽压力就可提高蒸汽加热温度，从而增大传热温差；又如采用深井水来代替循环水，也可以增大传热温差。但在增加传热温差时应综合考虑技术可行性和经济合理性。当换热器中冷、热流体均无相变

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时，应尽可能在结构上采用逆流或接近于逆流的流动排布型式以增大平均传热温差。然而，传热温差的增大将使整个系统的热力学不可逆性增加。因此，不能一味追求传热温差的增加，而需兼顾整个系统能量的合理利用。

三、提高传热系数K

提高传热系数是强化传热过程的积极措施。欲提高传热系数，就必须减小传热过程各个环节的热阻。由于各项热阻所占份额不同，故应设法减小传热过程中的主要热阻。 在换热设备中，金属间壁比较薄且导热系数较高，一般不会成为主要热阻。

污垢热阻是一个可变因素。在换热器投入使用的初期，污垢热阻很小。随着使用时间的增长，污垢将逐渐集聚在传热面上，成为阻碍传热的重要因素。因此，应通过增大流体流速等措施减弱污垢的形成和发展，并注意及时清除传热面上的污垢。

通常，流体的对流传热热阻是传热过程的主要热阻。当间壁两侧流体的对流传热系数相差较大时，应设法强化对流传热系数较小一侧的对流传热。 目前增强对流传热的方法主要有：

1． 改变流体的流动状况

（1）提高流速 提高流速可增加流体流动的湍动程度，减薄层流底层，从而强化传热。如在列管式换热器中通过增加管程数和壳程中的折流板数来提高流速。

（2）增加人工扰流装置 在管内安放或管外套装如麻花铁、螺旋圈、盘状构件、金属丝、翼形物等以破坏流动边界层而增强传热。实验表明加入人工扰流装置后，对流传热可显著增强，但也使流动阻力增加，易产生通道堵塞和结垢等运行上的问题。

2． 改变流体物性

流体物性对传热有很大影响，一般导热系数与比热较大的流体，其对流传热系数也较大。例如空气冷却器改用水冷却后，传热效果大大提高。另一种改变流体性能的方法是在流体中加入添加剂。例如在气体中加入少量固体颗粒以形成气-固悬浮体系，固体颗粒可增强气流的湍流程度；在液体中添加固体颗粒（如在油中加入聚苯乙烯悬浮物），其强化传热的机理类似于搅拌完善的液体传热；以及在蒸汽中加入硬脂酸等促进珠状冷凝而增强传热等。

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3．改变传热表面状况

通过改变传热表面的性质、形状、大小以增强传热的方法主要有：

（1）增加传热面的粗糙程度 增加传热面的粗糙程度不仅有利于强化单相流体对流传热，也有利于沸腾传热。在不同的流动和换热条件下粗糙度对传热的影响程度是不同的。不过增加粗糙度将引起流动阻力增加。

（2）改进表面结构 对金属管表面进行烧结、电火花加工、涂层等方法可制成多孔表面管或涂层管，可以有效地改善沸腾或冷凝传热。

（3）改变传热面的形状和大小 为了增大对流传热系数，可采用各种异形管，如椭圆管、波纹管、螺旋管和变截面管等。由于传热表面形状的变化，流体在流动中将不断改变流动方向和流动速度，促进湍流形成，减薄边界层厚度，从而加强传热。

综上所述，强化传热应权衡利弊，在采用强化传热措施时，对设备结构、制造费用、动力消耗、检修操作等方面作综合考虑，以获得经济而合理的强化传热方案。

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