板式换热器热力计算及分析-初稿 - 图文

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第一章 概 论

1.1 板式换热器简介

目前板式换热器已成为高效、紧凑的热交换设备，大量地应用于工业中。它的发展已有一百多年的历史。

德国在1878年发明了板式换热器，并获得专利，到1886年，由法国M.Malvazin首次设计出沟道板板式换热器，并在葡萄酒生产中用于灭菌。APV公司的R.Seligman在1923年成功地设计了可以成批生产的板式换热器，开始时是运用很多铸造青铜板片组合在一起，很像板框式压滤机。1930年以后，才有不锈钢或铜薄板压制的波纹板片板式换热器，板片四周用垫片密封，从此板式换热器的板片，由沟道板的形式跨入了现代用薄板压制的波纹板形式，为板式换热器的发展奠定了基础。

与此同时，流体力学与传热学的发展对板式换热器的发展做出了重要的贡献，也是板式换热器设计开发最重要的技术理论依据。如：19世纪末到20世纪初，雷诺（Reynolds）用实验证实了层流和紊流的客观存在，提出了雷诺数——为流动阻力和损失奠定了基础。此外，在流体、传热方面有杰出贡献的学者还有瑞利（Reyleigh）、普朗特（Prandtl）、库塔（Kutta）、儒可夫斯基（жуковски ǔ）、钱学森、周培源、吴仲华等。

通过广泛的应用与实践，人们加深了对板式换热器优越性的认识，随着应用领域的扩大和制造技术的进步，使板式换热器的发展加快，目前已成为很重要的换热设备。

近几十年来，板式换热器的技术发展，可以归纳为以下几个方面。

（1）研究高效的波纹板片。初期的板片是铣制的沟道板，至三四十年代，才用薄金属板压制成波纹板，相继出现水平平直波纹、阶梯形波纹、人字形波纹等形式繁多的波纹片。同一种形式的波纹，又对其波纹的断面尺寸——波纹的高度、节距、圆角等进行大量的研究，同时也发展了一些特殊用途的板片。

（2）研究适用于腐蚀介质的板片、垫片材料及涂（镀）层。 （3）研究提高使用压力和使用温度。 （4）发展大型板式换热器。

（5）研究板式换热器的传热和流体阻力。

（6）研究板式换热器提高换热综合效率的可能途径。

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我国板式换热器的研究、设计、制造，开始于六十年代。

1965年，兰州石油化工机器厂根据一些资料设计、制造了单板换热器面积为0.52m2的水平平直波纹板片的板式换热器，这是我国首家生产的板式换热器，供造纸厂、维尼纶厂等使用。八十年代初期，该厂又引进了W.Schmidt公司的板式换热器制造技术，增加了板式换热器的品种。

1967年，兰州石油机械研究所对板片的六种波纹型式作了对比试验，肯定了人字形波纹的优点，并于1971年制造了我国第一台人字形波纹板片（单板换热面积为0.3m2）的板式换热器，这对于我国板式换热器采用波纹型式的决策起了重要的作用。1983年，兰州石油机械研究所组织了板式换热器技术交流会，对板片的制造材料、板片波纹型式、单片换热面积、板式换热器的应用等方面进行了讨论，促进了我国板式换热器的发展。国家石油钻采炼化设备质量监测中心还对板式换热器的性能进行了大量的测定。

清华大学于八十年代初期，对板式换热器的换热、流体阻力和优化等方面进行了理论研究，认为板式换热器的换热，以板间横向绕流作为换热物理模型，该校还对板式换热器的热工性能评价指标及板式换热器的计算机辅助设计进行了研究。近几十年来，他们还作了大量的国产板片的性能测定。

河北工学院就板式换热器的流体阻力问题进行了研究，认为只有当板片两侧的压差相等或压差很小时，板片以自身的刚性使板间距保持在设计值上，否则板片会发生变形，致使板间距发生变化，出现受压通道和扩张通道。其次，他们把板式换热器的流体阻力分解为板间流道阻力和角孔道阻力（包括进、出口管）进行整理，得到一种新的流体阻力计算公式。

天津大学对板式换热器的两相流换热及其流体主力计算进行了大量的研究，得出考虑因素比较全面的换热计算公式。近年来，研制了非对称型的板式换热器，进行了国产板式换热器的性能测定及优化设计等工作。

华南理工大学、大连理工大学等高等院校和科研单位，也对板式换热器的换热、流体阻力理论或工程应用方面作了很多有益的工作。

进入二十一世纪以来，我过的板式换热器研究取得了长足的进步，在借鉴国外先进经验的同时，也逐渐形成了自己的一套设计开发模式，与世界领先技术的差距进一步缩小。我国板式换热器的制造厂家有四五十家、年产各种板式换热器数千台计，但是我国的板式换热器的应用远不及国外，这与人们对板式换热器的了解程度、使用习惯以及国内产品的水平有关。七十年代，板式换热器主要应用于食品、轻工、机械等部门；八十年代也仅仅

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是应用到民用建筑的集中供热；八十年代中期开始，在化工工艺流程中较苛刻的场合也出现了板式换热器的身影。由于人们对板式换热器工作原理、热力计算、校验等不熟悉的原因，使得板式换热器在开发到应用的时间跨度上，花费了较多的时间。

现在，世界上各工业发达国家都制造板式换热器，其产品销往世界各地。最著名的厂家有英国APV公司、瑞典ALFA-LAVAL公司、德国GEA公司、美国OMEXEL公司、日本日阪制作所等。

（1）英国APV公司。APV公司的Richard Seligman博士于1923年就成功设计了第一台工业性的板式换热器。其在国外有20个联合公司，遍及美、德、法、日、意、加等国。Seligman设计的板式换热器板片为塞里格曼沟道板。三十年代后期，英国人Goodman提出的阶梯形断面的平直波纹，性能并不十分优越。目前APV公司生产的板式换热器称为Paraflow，其波纹多属人字形波纹，最大单板换热面积为2.2m2，单台换热器最大流量为2500m3/h。换热器最高使用温度为260℃、最大使用压力为2.0MPa、最大的单台换热面积为1600m2。

（2）ALFA-LAVAL公司。ALFA-LAVAL公司制造的板式换热器，其销售遍布99个国家，从该公司于1930年生产的第一台板式巴氏灭菌器开始，已有60多年的历史。公司在1960年就采用了人字形波纹板片；1970年发展了钉焊板式换热器；1980年对叶片的边缘做了改造，以增强抗压能力。该公司的标准产品性能：最高工作压力2.5MPa；最高工作温度250℃；最大单台流量3600m3/h；总传热系数3500~7500W/(m2.K)；每台换热面积0.1~2200m2；最大接管尺寸450mm。

（3）GEA AHLBORN公司。该公司现有Free-Flow和Varitherm两个系列产品。前者抗压能力差，后者为人字形波纹片。Free-Flow为弧形波纹板片，其结构特殊，板片的断面是弧状，而且分割成几个独立的流道，相邻两板波纹之间无支点，靠分割流道的垫片作支撑，以抗压力差。显而易见，这种板片的承压能力较低。Varitherm为人字形波纹板片，一般情况下，同一外形尺寸和垫片中心线位置的板片，有纵向人字形和横向人字形两种形式。

（4）W.Schmidt公司。公司早期生产截球形波纹片（sigma-20），因性能欠佳已不再生产。该公司的Sigma板片，除小面积的为水平平直波纹外，都为人字形波纹，而且同一单板面积和同一外形尺寸、垫片槽尺寸的板片有两种人字角的人字形波纹，增加了组合形式，以适应各种工况的需要。W.Schmidt公司的板式换热器，一般工作压力为1.6MPa，最小的单板换热面积为0.035m2、最大的单板换热面积为1.55m2。

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（5）HISAKA(日阪制作所)公司。在1954年，公司研究成功EX-2型板片；现在，该公司有水平平直波纹板和人字形波纹板两种。其中人字形波纹板片开始出现混合组装模式。

（6）OMEXELL(欧梅塞尔)公司。OMEXELL公司提供的板式换热器包含拼装式、钎焊式、“宽间隙”自由流、双壁式、半焊式、多段式等系列，作为一家成功的板式换热器公司，所提供的交换热方案也是综合性的。

公司所生产的产品符合压力容器规范和质量保证体系:美国ASME，日本JIS标准，美国3A卫生标准，中国GB16409-1996，ISO9001/14001/18000。其主要的相关材质及材料特性见下表：

表1-1板片材质

不锈钢AISI304/316/316L SM0254 钛及钛钯 镍 哈氏合金 钼 石墨

表1-2垫片材质

丁腈橡胶 三元乙丙胶 氟橡胶 氯丁橡胶 硅橡胶 石棉 水、海水、矿物质、盐水 热水、蒸汽、酸、碱 高温水、酸、碱、有机溶剂 酸、碱、矿物质、润滑油 食品、油、脂肪、酒精 110-140℃ 150-170℃ 180℃ 130℃ 180-220℃ 260℃ 净水、河川水、食用油、矿物质 稀硫酸、无机水溶液 海水、盐水、盐化 高温、高浓度苛性钠 浓硫酸、盐酸、磷酸 稀硫酸、无机水溶液 盐酸、中浓度硫酸、磷酸、氟酸

表1-3框架材质

标准 特殊 — 4 —

碳钢 包不锈钢/全不锈钢

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表1-4接口材质

标准 特殊 SS 不锈钢村套 定情橡胶 三元乙丙胶 哈氏合金 钛及其他合金

从各国公司的发展情况不难发现，板式换热器的整个发展，其最终目的都是围绕着如何提高热交换效率。早期的发展由于技术限制，主要发展的就是结构、板型，通过优化、热力计算及分析，这些优化的方法都是可行的。进入现代以后，板式换热器的发展着重于材料的选择以及结构上的细节优化。

1.2 板式换热器基本构造

1.2.1整体结构

板式换热器的结构相对于板翅式换热器、壳管式换热器和列管式换热器比较简单，它是由板片、密封垫片、固定压紧板、活动压紧板、压紧螺柱和螺母、上下导杆、前支柱等零部件所组成，如图1.1所示：

图1.1 板式换热器结构示意图

板片为传热元件，垫片为密封元件，垫片粘贴在板片的垫片槽内。粘贴好垫片的板片，

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按一定的顺序（如图1.1所示，冷暖板片交叉放置）置于固定压紧板和活动压紧板之间，用压紧螺柱将固定压紧板、板片、活动压紧板夹紧。压紧板、导杆、压紧装置、前支柱统称为板式换热器的框架。按一定规律排列的所有板片，称为板束。在压紧后，相邻板片的触点互相接触，使板片间保持一定的间隙，形成流体的通道。换热介质从固定压紧板、活动压紧板上的接管中出入，并相间地进入板片之间的流体通道，进行热交换。

图1.1所示板式换热器为可拆式板式换热器，其原理就是在上导杆处安装了活动滑轮、顶压装置，在增减板片的时候，可以通过该滑轮调节换热器内可安装板片数量，顶压装置加固整体结构牢固性；而对于一些小型的板式换热器，则没有该装置，而是直接地将固定压紧板和活动压紧板通过导杆固定连接起来，这种结构没有清洗空间，清洗、检查时，板片不能挂在导杆上，虽然这样的结构轻便简易，但对大型的、需经常清洗的板式换热器不太适用。

对于要进行两种以上介质换热的板式换热器，则需要设置中间隔板。

在乳品加工的巴氏灭菌器中，为了增加在灭菌温度下乳品的停留时间，通常需要在灭菌器的特定位置上安装延迟板。

为了节约占地面积，APV公司和ALFA-LAVAL公司开发应用了一种双框架结构，该结构有两种形式，第一种是公用一个检修空间，左右各设一个固定压紧板，中间设两个活动压紧板；第二种是共用中间的固定压紧板，左、右各设一个活动压紧板。双框架的结构，可视为两台板式换热器装在一起。

1.2.2流程组合方式

为了使流体在板束之间按一定的要求流动，所有板片的四角均按要求冲孔，垫片按要求粘贴，然后有规律地排列起来，形成流体的通道，称为流程组合。（图1-2[a]、[b]、[c]是典型的排列方式）流程组合的表示方式为：

（式1.1）

式中：M1，M2，…Mi ：从固定压紧板开始，甲流体侧流道数相等的流程数； N1，N2，…Ni ：M1，M2，…Mi中的流道数；

m1，m2，…mi ：从固定压紧板开始，乙流体侧流道数相等的流程数； n1，n2，…ni :：m1，m2，…mi中的流道数。

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图1-2 典型的流程组合

1.2.3半片形式及其性能

板片是板式换热器的核心元件，冷、热流体的换热发生在板片上，所以它是传热元件，此外它又承受两侧的压力差。从板式换热器出现以来，人们构思出各种形式的波纹板片，以求得换热效率高、流体阻力低、承压能力大的波纹板片。

（1）常用形式

板片按波纹的几何形状区分，有水平平直波纹、人字形波纹、斜波纹等波纹板片；按流体在板间的流动形式区分，有管状流动、带状流动、网状流动的波纹板片。

（2）特种形式

为了适应各种工程的需要，在传统板式换热器的基础上相继发展了一些特殊的板片及特殊的板式换热器。

（1）便于装卸垫片的板片 （2）用于冷凝器的板片 （3）用于蒸发器的板片 （4）板管式板片 （5）双层板片 （6）石墨材料板片 （7）宽窄通道的板片

1.2.4密封垫片

板式换热器的密封垫片是一个关键的零件。板式换热器的工作温度实质上就是垫片能

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承受的温度；板式换热器的工作压力也相当程度上受垫片制约。从板式换热器结构分析，密封周边的长度(m)将是换热面积(m2)的6~8倍，超过了任何其它类型的换热器。

1.2.5焊接式板式换热器

（1）半焊式板式换热器

半焊式板式换热器的结构是每两张波纹板焊接在一起，然后将它们组合在一起，彼此之间用垫片进行密封。焊接在一起的板间通道走压力较高的流体，用垫片密封的板间通道走压力较低的流体，所以这种板式换热器提高了其中一侧的工作压力。

（2）全焊接式板式换热器

为了使板式换热器适用于高温、高压下工作，将板片互相焊接在一起，在六十年代就有此类产品。ALFA-LAVAL公司生产的Lamalla板式换热器就是属于全焊接式板式换热器。但是这种结构制造困难，板片破损后也无法修复。

1.2.6再生式冷却系统

再生式冷却系统，就板式换热器本身而言，和普通的板式换热器没有差别，只是在管线上增加了换向阀，并进行自动控制，变换两流体的流向，使之反洗，以清除积存在板片上的杂质。

1.3板式换热器的优缺点

人们通过科学研究和生产实践，对板式换热器的特点有了深刻的了解，并总结出一系列优缺点，通常是和管壳式换热器加以比较，共归纳为以下几点：

（1）传热系数高

管壳式换热器的结构，从强度方面看是很好的，但从换热角度看并不理想，因为流体在壳程中流动时存在着折流板—壳体、折流板—换热管、管束—壳体之间的旁路。通过这些旁路的流体，并没有充分地参与换热。而板式换热器，不存在旁路，而板片的波纹能使流体在较小的流速下产生湍流。所以板式换热器有较高的传热系数，一般情况下是管壳式换热器的3~5倍。

（2）对数平均温差大

在管壳式换热器中，两种流体分别在壳程和管程内流动，总体上是错流的流动方式。如果进一步分析，壳程为混合流动，管程是多股流动，所以对数平均温差都应采用修正系

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数。修正系数通常较小。流体在板式换热器内的流动，总体上是并流或逆流的流动方式，其温差修正系数一般大于0.8，通常为0.95。

（3）末端温差小

管壳式换热器，在壳程中流动的流体和换热面交错并绕流，还存在旁流，而板式换热器的冷、热流体在板式换热器内的流动平行于换热面，且无旁流，这样使得板式换热器的末端温差很小，对于水—水换热可以低于1℃，而管壳式换热器大约为5℃，这对于回收低温位的热能是很有利的。

（4）污垢系数低

板式换热器的污垢系数比管壳式换热器的污垢系数小得多，其原因是流体的剧烈湍流，杂质不宜沉积；板间通道的流通死区小；不锈钢制造的换热面光滑、且腐蚀附着物少，以及清洗容易。

（5）容易改变换热面积或流程组合

只需要增加（或减少）板片，即可达到需要增加（或减少）的换热面积。 （6）工作压力在2.5MPa以下

板式换热器是靠垫片进行密封的，密封的周边很长，而且角孔的两道密封处的支撑情况较差，垫片得不到足够的压紧力，所以目前板式换热器的最高工作压力仅为2.5MPa；单板面积在1m2以上时，其工作压力往往低于2.5MPa。

（7）工作温度在250℃以下

板式换热器的工作温度决定于密封垫片能承受的温度。用橡胶类弹性垫片时，最高工作温度在200℃以下；用压缩石棉绒垫片(Caf)时，最高工作温度为250~260℃。

（8）不宜于进行易堵塞通道的介质的换热

板式换热器的板间通道很窄，一般为3~5mm，当换热介质中含有较大的固体颗粒或纤维物质，就容易堵塞板间通道。对这种换热场合，应考虑在入口安装过滤装置，或采用再生冷却系统。

1.4 产品质量的控制

板式换热器的零部件品种少，标准化、通用化程度高，所以制造工艺很容易实现规范化。

国外大型的板式换热器制造厂都有自己的质量标准，但均不公开对外。目前尚无板式换热器制造的国际标准或通用的先进标准。这就给产品的质量控制带来了问题。

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我国根据自己的生产、使用实践，并分析了国外产品的质量，制定了专业标准，即：ZBJ74001-87《可拆卸板式换热器技术条件》、JB/TQ540-87《可拆卸板式换热器性能测试方法》、JB/TQ538-87《可拆卸板式换热器质量分等》。适用于轻工、医药、食品、石油、化工、机械、冶金、矿山、电力及船舶等部门。

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第二章 板式换热器热力计算

2.1 传热过程

板式换热器中冷、热流体之间的换热一般都是通过流体的对流换热（或相变换热）、垢层及板片的导热来完成的，由于参与传热的流体通常都是液体而不是气体，故不存在辐射换热。

（1）对流换热

对流和导热都是传热的基本方式。对于工程上的传热过程，流体总是和固体壁面直接相接触的。因此，热量的传递一方面是依靠流体质点的不断运动的混合，即所谓的对流作用；另一方面依靠由于流体和壁面以及流体各处存在温差面造成的导热作用。这种对流和导热同时存在的过程，称为对流换热。

由于引起流体流动的原因不同而使对流换热的情况有很大的差异，所以将对流换热分为两大类。一类是自然对流（或称自由流动）换热，即因流体各部分温度不同引起的密度差异所产生的流动换热，如：空气沿散热器表面的自然对流换热；另一类是强制对流（或称为强迫流动）换热，即流体在泵或风机等外力作用下流动时的换热，如：热水在泵的驱动下，在管内流动时的换热。一般情况下，强制流动时，流体的流速高于自由流动时，所以强制流动的对流换热系数高。如：空气的自由流动换热系数约为5~25W/（m2.℃），而它的强制流动传热系数为10~100W（m2.℃）。

影响对流换热的因素很多，如流体的物性（比热容、导热系数、密度、粘度等），换热器表面形状、大小，流体的流动方式，都会影响对流换热，而且情况很复杂。在传热计算上为了方便，建立了以下的对流换热量的计算公式（牛顿冷却公式）：

Q=α（tw-tf）A或q=α（tw-tf） （式2.1） 有该公式可见，影响对流换热的因素都被归结到对流换热系数中，对流换热系数数值上的大小反映了对流换热的强弱。

（2）相变换热

在对流换热中发生着蒸汽的凝结或液体的沸腾（或蒸发）的换热过程，统称为相变换热。由于在这类换热过程中，同时发生着物态的变化，情况要比单相流体中的对流换热复杂得多，所以，相变换热问题成为一个独立的研究领域，而一般的对流换热问题也就仅指单相流体而言。

凝结换热：

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蒸汽和低于相应压力下饱和温度的壁面相接触，在壁面上就会发生凝结。蒸汽释放出汽化潜热而凝结成液体，这种放热现象称为凝结换热。

按照蒸汽在壁面上的凝结形式不同，可分为两种凝结。一种为膜状凝结，即凝结液能很好地润湿壁面，凝结液以颗粒状液珠的形式附着在壁面上，如水蒸汽在有油的壁面上凝结情况。膜状凝结时所释放出来的潜热必须通过凝结膜才能供给较低温度的壁面，显然，这层液膜成为一项热阻。而珠状凝结时，换热是在蒸汽与液珠表面和蒸汽与裸露的冷壁间进行的，所以膜状凝结传热系数要比珠状凝结传热系数低，如：水蒸汽在大气压下，膜状凝结传热系数约为6000~104/(m2.℃)，而珠状凝结时则为4*(104~106)W/(m2.℃)。但是在工业过程中，一般都是膜状凝结，除非对壁面进行预处理或在蒸汽中加入促进剂。

对于单一介质，在层流膜状凝结情况下，不考虑液膜内流体的对流，则液膜层中的温度η和速度ω分布如图2.1所示：

图2.1 层流凝结液膜中的速度和温度分布

蒸汽流速对凝结换热的影响很大，当蒸汽以一定的速度运动时，蒸汽和液膜间会产生一定的力的作用。若蒸汽和液膜的流动方向相同，这种力的作用将使凝结液膜减薄，并促使液膜产生一定的波动，故使凝结传热增强。当蒸汽和液膜流向相反时，力的作用会阻碍液膜流动，使液膜增厚，导致传热恶化。但是，当这种力的作用超过重力时，液膜会被蒸汽带动面脱离壁面，反而使传热系数急剧增大。在板式换热器中，由于流道狭窄，蒸汽的流动方向宜于自上而下，并且应单程布置，以便减小压峰和有利于凝液的排除。由于冷却介质与蒸汽在板式换热器的通道中是平行地流动，两者相对的流动方向不同影响到凝结过程的不同。逆流时因通道的下部温差大，所以蒸汽凝结大部分发生在通道下部，而顺流时则相反。见图2.2所示：

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图2.2 顺、逆流时流体沿程的温度变化

所以，逆流时蒸汽的压降要比顺流时大，相应的饱和温度下降较多，从而影响到冷凝换热效果。因此，在满足热负荷的条件下，应该首先考虑选择使用顺流布置。

蒸汽的压力对凝结换热也有一定的影响，天津大学的研究表明，在同养殖量的流速下，压力的提高使密度增大。从而使凝结换热得到改善，并降低压降。

蒸汽中不凝性气体的存在，即使含量很小，传热系数也将大大降低。例如：水蒸汽中不凝性气体容积的含量仅为0.5%时，传热系数就下降50%。在板式换热器的运行系统中，应考虑到不凝性气体的排除。

沸腾换热：

液体在受热情况下产生的沸腾或蒸发吸热过程，称为沸腾换热，这是一种流体由液相转变为气相的换热过程。

液体在受热表面上的沸腾可分为大空间沸腾（池沸腾）和有限空间沸腾（强迫对流沸腾）。不论哪种沸腾，又都有过冷沸腾和饱和沸腾之分。过冷沸腾是在液体主流温度低于相应压力下的饱和温度而加热壁面温度已超过饱和温度的条件下所发生的沸腾现象。饱和沸腾则是液体的主流温度超过了饱和温度，从加热壁面产生的气泡不再被液体重新凝结的沸腾。

饱和沸腾时，壁温与液体饱和温度之差（q=tw-ts）称为沸腾温差，设沸腾传热系数为αb，则有：

q=α b(tw-ts) （式2.2） 在板式换热器内所发生的飞腾过程属于有限空间沸腾，流体是在外力驱动下的流动过程中因受热而发生的沸腾，故也称为强迫对流沸腾，它的沸腾点与流体在垂直管内流动时的沸腾状况基本相同，见图2.3。开始时是过冷沸腾，随着温度的提高，产生愈来愈多的气泡，于是相继产生泡状、块状、气塞状、环状以至雾状的流动沸腾。在蒸汽中的液滴蒸

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发完后，流体的加热就属于单相流的强制换热了，蒸汽得到过热。

图2.3 垂直管内沸腾时流型图

（3）导热

在板式换热器中，板片及垢层的传热均属于导热。由于板片及垢层的厚度和板面尺寸相比很小，所以导热过程可认为是沿厚度方向的一维导热，其计算公式为：

（式2.3）

（式2.4）

（式2.5）

式中 、、—分别为板材、一侧垢层及另一侧垢层的热导率(W/m.℃)；

、、—分别为板材、一侧垢层及另一侧垢层的厚度(m)。

如果板片表面有非金属涂层，则还应考虑通过涂层的导热，其计算式为：

（式2.6）

式中

—涂层热导率(W/m.℃)； —涂层表面温度(℃)；

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—涂层与板壁面接触处温度(℃)； —涂层厚度(m)。

2.2 热力计算

热力计算的目的在于使所设计的换热器在服从传热方程式的基础撒谎能够满足热负荷所应具有的换热面积、传热系数、总传热系数、平均温差等综合方面的计算。 2.2.1 确定总传热系数的途径

在设计计算板式换热器时，总传热系数的确定可通过两条途径： （1）选用经验公式

有设计者根据经验或从有关参考书籍、有关性能测定的实验报告中，选用与工艺条件相仿、设备类型类似的换热器的总传热系数值作为设计依据。

表2-1列出了一般情况下板式换热器的总传热系数值。

表2-1 板式换热器的经验总传热系数K值

物料 K(W/m.℃) 2水—水 2800~4650 水蒸气—油 870~930 冷水—油 400~580 油—油 175~350 气—水 28~58 （2）计算确定

在设计计算中，常常需要知道比较准确的总传热系数值，这可以通过总传热系数的计算确定。但由于计算传热系数的公式有一定误差及污垢热阻也不容易准确估计等原因，计算得到的总传热系数值与实际情况也会有出入。

2.2.2 总传热系数的计算

（1）由热阻关系求解

在板式换热器中，热量从高温物体传向低温物体的过程中，通常存在着五项热阻：板片热侧流体传热热阻1/α1，污垢层热阻Rs1，板片热阻δ/λ，板片冷侧流体传热热阻1/α2，污垢层热阻Rs2。它们之和即为总热阻，总热阻的倒数也就是总传热系数，故其计算式为：

（式2.7）

为了解决腐蚀问题，有的换热器的板片表层涂有防腐蚀涂层，因而存在涂层热阻Rco1、Rco2，总传热系数的计算式则为：

— 15 —

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（式2.8）

涂层的厚度虽然一般仅为几十微米，但涂层的导热系数很小，一般为0.3~0.6W/(m.℃)，所以涂层热阻相当大，绝对不能忽略。

（二）由传热方程求解 传热的基本方程式为

Q=KAΔtm （式2.9）

由此可求得总传热系数K=Q/(AΔtm)。 换热量Q的计算：

换热量Q的计算可根据具体情况，分别在下列各式中选用： （1）单相流体的吸、放热

Q=qmcp(t?-t??)或Q=qm(i?-i??) （式2.10） （2）流体的沸腾吸热或凝结放热

Q=qmxr或Q=qmx(i??-i?) （式2.11） 以上式子表示产生qmx公斤的蒸汽所需要的沸腾吸热量或qmx公斤蒸汽凝结所放出的热量。

如果在板式冷凝器中产生过冷或板式蒸发器中发生过热，则总热量为凝结段放热量与过冷段放热量之和，或为蒸发段吸热量与过热段吸热量之和。过冷段的热量可用公式（2-10）进行计算。

平均温差Δtm的求解：

平均温差Δtm的求解通常采用修正逆流情况下对数平均温差Δtm的办法，即先按逆流考虑再进行修正：

Δtm=ψΔt1m （式2.12） 按逆流考虑时的对数平均温差为

（式2.13）

式中、—分别为逆流时端部温差中的最大值和最小值。

修正系数ψ随冷、热流体的相对流动方向的不同组合而异，在串联、并联或混联时可分别由图2.4、图2.5来确定：（也可以采用由Marriott实验求得的修正系数，见图2.6）

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图2.4 串联时，板式换热器的温差修正系数

图2.5 并联时，板式换热器的温差修正系数

图2.6 NTU法 板式换热器的温差修正系数

如果流体的温度沿传热面的变化不太大，例如当温差代替对数平均温差，即：

=(

-

/2时，可采用算术平均

) （式2.14）

采用上式计算出的平均温差与采用对数平均温差计算的结果相比较，其误差在4%范

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围之内，这在工程计算上是允许的。

流体比热容或传热系数变化时的平均温差：

当流体的比热容不随温度变化时，流体温度的变化与吸收或放出的热量成正比，即成线性关系。

当流体的比热容变化不大时，可取某一温度时的比热容作为平均比热容。如果在设计的温度范围内，比热容随温度的变化显著（大于2~3倍），则用对数平均温差的误差很大，应改用积分平均温差。

换热面积A的计算：

在板式换热器的计算中，换热面积A应采用有效换热面积(Ao为单板的有效换热面积，Ae为总的有效换热面积，Ne为总的有效传热板片数)

Ae=NeAo （式2.15）

2.2.3 传热系数的计算

（1）对流传热系数

流体在板式换热器的通道中流动时，在湍流条件下，通常用下面的关联式计算流体沿整个流程的平均对流传热系数uf

（式2.16）

如果流体的粘度变化很大，则可采用Sieder-Tate的关联式的形式：

（式2.17）

[Marriott指出，当流体被加热时m=0.4；被冷却时，m=0.3。C=0.15~0.4，n=0.65~0.85，

x=0.05~0.2(指粘度修正项上的指数)]

对于牛顿型层流换热时，可采用下面关联式：

（式2.18）

[上式中C=1.86~4.50；n=0.25~0.33；x=0.1~0.2]

过渡流时所得出的关联式比较复杂，故通常可根据Re的数值，由板式换热器的特性图线查得。

对流传热系数的求解也可利用表达传热因子与Re的关联式计算：

— 18 —

（式2.19）

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式中—柯尔朋传热因子，即

（式2.20）

式中，斯坦顿数，所以，对流传热系数为：

（式2.21）

图2.7为某种板式换热器的柯尔朋传热因子和Re的关系图：

图2.7

关系图

在计算Re数值时，所采用的当量直径de应该按下式计算

（式2.22）

[式中As—通道截面积(m2)；S—参与传热的周边长(m)]。 在一般情况下，常用下式计算当量直径

（式2.23）

[式中—板间的通道宽度(m)；—板间距(m)]。

对于某些特殊结构的板式换热器，板片两侧的通道截面积并不相同(称为非对称型结构)，这是两侧的当量直径应分别计算。

（2）凝结传热系数

板式冷凝器中蒸汽的流速高，凝结液膜受到蒸汽切力的作用、所以通常用于求解沿竖避膜状冷凝的努塞尔计算式不能用来求解板式冷凝器中的蒸汽传热系数。由于板式冷凝器的复杂通道结构，使得其中的蒸汽流动凝结换热过程很复杂，其影响的因素有蒸汽流速、蒸汽干度、蒸汽压力、蒸汽与冷却介质的相对流动方向等。所以虽然有专家提出过计算式，

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但尚未得到人们的公认，即使国外的权威书籍《换热器设计手册》也未曾列入板式冷凝器的凝结传热计算式。

（3）沸腾传热系数

由于板式蒸发器的应用还有较大的局限性，以及其中蒸发传热过程的复杂性，所以，迄今为止，无论对于波纹型或非波纹型板式蒸发器的沸腾传热计算式已正式发表的极少。

现对尾花英朗所推荐的Chen J.C.的计算式稍作介绍 Chen求解沸腾传热系数αb的计算式为：

（式2.24）

[式中S—核沸腾影响的系数；—池沸腾传热系数；—两相流强制对流传热系数]

（式2.25）

[式中—表面张力(N/m)；9.8(N.m/(s2.N))]。

—对应于=(tw-to)的蒸汽压力差(Pa)；R—换算系数，为

（式2.26）

[式中—修正系数，是液体湍流—气体湍流时马丁尼利参数] 2.2.4 垢阻的确定

投入运行的板式换热器都将因与流体的接触而在板片上结垢。由于垢层的导热都比较差，所以污垢的形成即使其厚度很薄，也对传热会有较大的削弱，特别是在结垢严重，导致通道部分被堵塞的情况下将会使传热大大的恶化。为了衡量污垢对传热的影响，常用污垢热阻Rs或其倒数—污垢系数αs来度量，即

（式2.27）

污垢热阻的大小和流体种类、流体流速、运行温度、流道结构、传热表面状况、传热面材料等多种因素有关。污垢在传热面上沉积速率一般都是先积垢较快，而后较慢，最后趋向于某一稳定数。如图2.8所示：

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图2.8 污垢热阻与时间的关系

由于板式换热器中的高端流度、一方面可使污垢的聚集量减小，同时还起到冲刷清洗作用，所以板式换热器中垢层一般都比较薄。美国传热研究公司对水冷却塔所用的板式和管壳式换热器结垢的实验研究表明，板式换热器的污垢热阻不到管壳式的一半。在设计选取板式换热器的污垢热阻值时，其数值应不大于客观是的公开发表的污垢热阻值的1/5。J.Marriott提供了板式换热器中的具体污垢热阻值，详见表2-2所示：

表2-2 板式换热器中的污垢热阻值 污 垢 热 阻 液 体 名 称 软水或蒸馏水 城市用软水 (m.℃/W) 0.000009 0.000017 机器夹套水 润滑油水 植物油 有机溶剂 水蒸气 2污 垢 热 阻 液 体 名 称 (m2.℃/W) 0.000052 0.000009~0.000043 0.000007~0.000052 0.000009~0.000026 0.000009 城市用硬水（加热时） 0.000043 处理过的冷却水 沿海海水或港湾水 大洋的海水 河水、运河水 0.000034 0.000043 0.000026 0.000043 工艺流体、一般流体 0.000009~0.000052

2.2.5壁温的计算

在计算板式换热器的液体对流传热系数、凝结传热系数及沸腾传热系数时，为了确定液体的粘度或温差，都必须知道板片表面温度。但是，由于板式换热器的结构关系，无法直接测定板片表面温度，所以必须通过计算求得。而壁温的计算有总是与传热系数发生关系，故只能采用试算的方法，具体步骤如下：

1：假定一侧壁温，如

；

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2：由准则关系式求该侧传热系数； 3：由下式计算该侧单位面积上换热量；

（式2.28）

4：根据壁的热阻用下式计算另一侧壁温

（式2.29）

5：由准则关联式求得另一侧传热系数 6：计算另一侧的单位面积换量

（式2.30）

如果假定的壁温正确，则应有行计算，直至与

基本相等为止。

。因此，当时，则应重新假定壁温再进

在试算中，为了使试算过程明了简捷，可一次假定几个壁温，使其中最低的一个明显低于实际上的壁温，而最高的一个明显高于实际壁温；将计算的各项数据列成表格，然后以

、

为纵坐标，以

或

为横坐标，即可得到两条相交的曲线，其交点即为所求的

壁温值，见图2-9。

图2.9 试算确定壁温

如果两侧的传热系数只有一侧与壁温有关，另一侧与壁温无关，则试算工作可从与壁温无关的这一侧开始，即先酸楚这一侧的传热系数，并假定该侧壁温，然后计算出另一侧的q，并使两侧的q相等为止。

— 22 —

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在试算中如考虑污垢热阻，则壁温仍指与流体接触的垢层表面温度，而非板片表面温度。为了使得问题简化，在工程计算中一般可不考虑垢阻对壁温的影响。

2.2.6 换热面积计算

（1）平均温差法

根据传热的基本方程式，可求得所需的换热面积为

（式2.31）

（2）传热单元数法

板式换热器换热面积的计算，可运用平均温差法，也可以运用传热单元数法。 传热单元数NTU的定义式可更广泛地表达为：

或 （式2.32）

[式中、—分別为冷、热流体的热容量]

显然，只要已知NTU、C及总传热系数K值，换热面积A即可由上式求得。 传热单元数的大小和温度效率ε及两换热流体的热容量之比ν有关。温度效率ε是指参与换热的任一流体的温度变化与冷、热流体的进口温度差之比，即：

或 （式2.33）

与之相对应的热容量比γ为

或 （式2.34）

通过建立能量平衡方程式，可求的温度效率和传热单元数、热容量比之间的关系，并绘制成图线。

（3）流程组合确定后换热面积的计算

无论应用平均温差法还是应用NTU法，计算换热面积都要先设定一个流程组合，由计算所得的换热面积和该流程组合的换热面积相等或稍小时即能满足工况的要求，否则应重新设定一个流程组合再作计算，直到满足工况为止。

在流程组合确定的情况下，总的板片数就被确定为

— 23 —

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（式2.35）

当冷流体、热流体的各程通道数相等时，则

（式2.36）

[式中

除去两端板片，实际参与传热的板片数为

与程内通道数]

（式2.37）

若单板的有效换热面积为，则总的换热面积为

（式2.38）

2.3 板式换热器的流动阻力计算

流体在流动中只有克服阻力才能前进，流速愈高阻力愈大。在同样的流速下，不同的板型或不同的几何结构参数，阻力也不同。流动阻力的大小不仅直接关系到输送流体的泵或风机的动力消耗，而且也关系到泵或风机的容量与型式的选择，因此，对于换热器必须进行流动阻力的计算。此外，通过阻力计算还可以了解并比较不同换热器的阻力性能的差别。在有相变的情况（如板式冷凝器或板式蒸发器）下，由于阻力不同而造成的压降大小不同还影响到传热温差的大小，因而流动阻力的计算更进一步地与热力计算发生关联。 2.3.1 流阻的构成

（1）单相流

对于单相流体，在流体中所遇到的流动阻力通常为两种。 摩擦阻力：

流体在流道中流动时，流体与固体的壁面相接触，由于流体的粘性和流体质点之间的相互位移而产生摩擦所引起的阻力，称为摩擦阻力。通常，流速愈高、粘度愈大、壁面愈粗糙、流程愈长、则，摩擦阻力愈大。计算摩擦阻力的基本形式为：

（式2.39）

[式中，其中系数C及指数n以具体板片结构而定]

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局部阻力：

流体在流动过程中，由于各种局部障碍而引起的流动方向改变或流速突然改变所产生的阻力。局部阻力的计算式形式为：

（式2.40）

[]

局部阻力系数的大小与局部障碍的几何形状、尺寸大小、流动形态和壁面的粗糙度有关。

（2）两相流

汽—液两相流体流动时，由于汽与液的密度不同，汽与液的密度不同，汽与液的含量不同以及汽与液的相互滑动等多种因素，是产生的阻力除摩擦、局部阻力外，还有加速阻力和重力阻力。

摩擦阻力：

两相流由于其流动状态复杂，即使对于光滑的管的摩擦损失也难整理出简明的结果。如以两相流与单相流相比，由于汽相混入引起液相增速、汽相流滑动速度对液膜造成的湍流效应等因素的影响，使得两相流的摩擦阻力要比单相流时大。因而，实际上常以两相流中只有液相成分时的摩擦阻力乘以相应倍数的方法来求解两相流的摩擦阻力，即：

（式2.41）

[式中倍数，

t

—仅液相单独流过一管道时的摩擦阻力；—为按液相摩擦考虑时所乘的

称为摩阻分液相表观系数]

（式2.42）

[式中—液体的沿程摩擦系数；G—汽、液两相流的总质量流率(kg/(m2.s))；X—沿流程L的平均干度；—液体的比容]

局部阻力：

两相流流经各种突扩和突缩接头、弯头、阀门、孔板等处时，和单相流一样会产生局

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部损失，但要比单相流时更复杂。如流体通过弯管时的局部阻力，对于单相流是由于通过弯管时产生涡流和流场变化引起的；对于两相流，则还因通过弯管时发生相分离，从而使两相之间的滑动比发生变化而引起的。因而，两相流的局部阻力计算的表达式比单相流时的形式复杂。

加速阻力：

加速阻力是由于在流动过程中两相流的密度和速度的改变而引起的压力损失。板式换热器的通道是变截面波纹流道，而且两相流体在流动中伴随着受热或冷却，所以加速阻力是存在的。在一般情况下，加速阻力与摩擦阻力、重力阻力相比较小，只有在高热负荷的汽液两相流中，加速阻力才增大到可与摩擦阻力相比拟的程度。

重力阻力：

重力阻力是由于在非水平流道中因高度差引起的阻力损失。板式换热器的通道为竖直流道，两相流体在进入和流出板式换热器中存在着高度差，因而有重力损失。 2.3.2 流阻计算

当流体六国一台板式换热器时，流体的压降是上述各项阻力综合作用的结果。流体流过一台板式换热器的总阻力经过进出口接管、进出口分配管、角孔、板间通道等处的各种流动阻力之和。

（1）液—液型板式换热器 常用的流阻计算式有两种 准则关联式：

最常用的形式是，将因流体流过板式换热器的流动阻力而造成的压降整理成欧拉数与雷诺数Re的关系

（式2.43）

[式中 b—系数，以板式换热器型号而定；m—流程数；d—指数，以板式换热器型号而定，d为负值]

含摩擦系数的计算式：

在没有欧拉准则方程式的时候，可采用压降和摩擦系数的关联式进行计算。其压降由角孔压降和流道压降组成，即：

1流道压降◇

（式2.44）

是流体从较空进入板间通道，然后又从另一角孔出来，为克服其阻力

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而形成的压降，对人字形波纹有：

2角孔压降◇

（式2.45）

是流体流过角孔流道，为了克服流动阻力的压降：

（式2.46）

[式中 f—摩擦系数，可由图2-10查得；n—通道数]

图2.10 角孔流道压力损失系数

（2）板式冷凝器

板式冷凝器的液侧压降可用上述的准则关联式或含摩擦系数的计算式进行计算。对于汽侧，由于流动为汽—液两相流，它的阻力包括摩擦、局部、加速及重力阻力，因此，只要分别计算出冷凝器的入口到出口之间各处存在的相应阻力，其总和即为一台板式冷凝器的阻力。

对于两相流在光滑的管中流动，如认为其摩擦系数和单液相、单气相流过相同管径的摩擦系数相同，则有：

（式2.47）

[式中 C值与流态有关，一般由实验确定。Chisholm D.推荐的C值见表2-3；不同情况下的

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分液相表观系数见图2.11]

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表2-3 不同流态下的C值

流 态 C 值 tt 20 tl 13 lt 10 ll 5

图2.11 不同流动工况下的分液相表观系数

1：2：3：4：

—液体湍流—气体湍流，tt线； —液体湍流—气体层流，tl线； —液体层流—气体湍流，lt线； —液体层流—气体层流，ll线。

可见，如果将板式冷凝器的摩擦阻力计算按光滑管进行近似估算，问题就变得简单了。在各项阻力中，最主要的是摩擦阻力，加速及动力阻力很小，局部阻力约为总阻力的10%~15%，所以，板式冷凝器的汽侧总阻力可按下式进行近似估算：

（式2.48）

根据天津大学的研究表明，板式冷凝器的总压降的混合平均雷诺数

之间存在如下关系：

与板式冷凝器流道中汽—液两相流

（式2.49）

C与n值随不同的板型而异，通过试验确定。混合雷诺数按下式定义

— 28 —

（式2.50）

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注：混合平均流速

（式2.51）

进口处混合流速

（式2.52）

出口处混合流速

（式2.53）

平均粘度

（式2.54）

平均密度

（式2.55）

平均干度

（式2.56）

[式中、

—进、出口处饱和蒸汽的密度(kg/m3)；

、—进、出口处饱和液体

的密度(kg/m3)；(

)；

、—按进、出口算术平均温度查取的饱和汽和饱和液体的动力粘度

、—按进、出口算术平均温度查取的饱和汽和饱和液体密度(kg/m3)]

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第三章 板式换热器热力计算方法综合分析

3.1计算类型、方法及工程设计一般原则

设计计算是板式换热器工程设计的核心，其中热力计算是其中非常重要的一部分，同时还有压降计算等相关分析计算。

在进行板式换热器热力计算的时候，不仅要满足设计所需的要求，而且不同于传统的管壳式换热器，它不需要作任何元件或结构方面的设计，所需的只是恰当地组合板片并进行传热计算和压降计算，得出所需的总换热面积与板片数。由于板片的传热与压降性能紧密相关，因此，在接下来的热力计算过程中，将会涉及一部分压降计算相互交替进行。 3.1.1计算的类型及方法

（1）计算的类型

与其它换热器一样，板式换热器的热力计算也分为设计计算与校核计算两种。 设计计算：

通常，两侧流体的流量及四个进、出口温度中的任意三个已给定，要求计算出在满足一定压力限制条件下的有效传热面积与流程、通道排列组合方式。

校核计算：

与设计计算相反，换热面积以及流道布置都已经已知的，而且冷、热流体的流量以及进出口温度也为已知值，要求核算在该通道布置方案下，流体出口温度能否达到预定目标及压力降是否满足要求值。

对于上述的两种不同类型的计算所依据的基本原理是完全一致的，但是他们在计算方法或步骤上存在着很大的差别。事实上，在作某一换热场合的工程设计的时候，往往需要两种类型的计算均要用到。即先用设计计算算法求出换热面积与通道布置，再利用校核计算程序核定这个面积与布置是否完成预定的换热任务。

（2）必备的资料（计算准备）

选用范围以内的各种板片的主要几何参数，如：单板有效换热面积、当量直径或板间距、通道横截面及通道长度等。

适用介质种类与适用温度，压力范围。

传热及压降关联式或以图线形式提供的板片性能资料。

所用流体在平均工作温度下的有关物性数据，主要包括：密度、比热容、导热系数及

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粘度。

（3）计算的基本关联式 热力计算：

热力计算所依据的基本关联式主要有传热方程式：

Q=α（tw-tf）A或q=α（tw-tf） （式3.1） 热平衡方程式

Q=KAΔtm 总传热系数

或 [含涂层] 对数平均温差

或 (-) 压降计算：

常用于计算压降的关联式有欧拉公式：

摩擦系数关系式：

相变情况下：

当有相变发生时，热平衡式需要稍作变动，应采用公式：

或

而压降计算有较大变化，详细参见第2章第3节的两相流计算。

— 31 —

式3.2）

式3.3）

式3.4）

式3.5）

式3.6）

式3.7）

式3.8）

式3.9）

3.10）

（（（（（（（（（式宁夏理工学院毕业设计（论文）

（4）计算的基本方法

板式换热器的热力计算，无论设计型或是校核型，均可采用下述两种方法中的任意一种。即：平均温差法（简称LMTD方法）；温度效率—传热单元数法（即NTU法）。

这里对两种类型的计算法做一个简单的对比（见表3-1、表3-2）

表3-1 设计型计算的步骤

平均温差法 1：求温度及总换热量 2：造型及布置通道，求出对数平均温差 3：求两侧对流传热系数及总传热系数 4：得出换热面积 NTU法（ε—NTU） 1：同左 2：造型及布置通道并求出温度效率ε 3：同左 4：由ε—NTU关系式或图线得出NTU值，从而求出所需的换热面积 5：检验与原设计面积是否一致（如不一致，5：同左 重新布置并重复1-5步计算，知道一致为止）

表3-2 校核型计算的步骤

平均温差法 1：假设一个出口温度并得出换热量Q? 2：由给定通道布置求出对流传热系数与总传热系数 3：求平均传热温差 4：得换热量Q 5：比较Q?与Q，如不一致，重复1-5步骤直至一致 NTU法（ε—NTU） 1：同左 2：同左 3：求NTU值 4：求得ε与换热量Q 5：同左 ?

板式换热器的计算有以下特点：

1无论是哪种类型，也无论采用哪种计算方法，均需叠代计算，但不同方法所需叠代◇

次数不一样。

2在作设计计算时，平均温差法与ε—NTU方法繁简程度类似。前者须求出温差修正◇

系数ψ，后者须求出与通道组合相应的ε—NTU关系式或利用线图。

3作校核计算时，一般ε—NTU方法叠代次数少，因此，在实用中我们经常使用平均◇

温差法作设计，而用ε—NTU方法来校验。

以上所述的特点均是在正规工程设计中所体现出来的。有时在实际计算中，也可采用简便的经验参数估计方法与线图解法。

3.1.2 工程设计、计算的一般原则

在设计、计算一台换热器的时候，应分析其设计压力、涉及温度、介质特性、经济性等因素，并和其他换热器设备进行一定程度上的比较（如：板式换热器与管壳式换热器的

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一般比较）。确定采用板式换热器后，具体的设计计算的原则为下面几个方面：

（1）选择板片的波纹型式

板片的波纹型式有人字形波纹和水平平直波纹两种。人字形波纹板的承压能力可高于1.0MPa，水平平直波纹板片的承压能力在1.0MPa左右；人字形波纹板片的传热系数和流体阻力都高于水平平直波纹板片。选择板片的波纹型式，主要考虑板式换热器的工作压力、流体的压力降和传热系数。如果工作压力在1.6MPa以上，则要采用人字形波纹板片；如果工作压力不高，又要求阻力降低，则选用水平平直波纹板片；如果由于安装位置所限，需要较高的换热效率以减少换热器占地面积，而阻力降不受限制，应选用人字形波纹板片。

（2）单板面积的选择

单板面积过小，则板式换热器的板片数多，也使得占地面积增大，程数增多，导致阻力降增大；反之，虽然占地面积和阻力降减小了，却难以保证板间通道必要的流速。单板面积可按流体流过角孔的速度为6m/s左右考虑。按角孔中速度为6m/s时，则各种单板面积组成的板式换热器处理量见表3-3。

表3-3 单台最大处理量参考值

单板面积（m） 角孔直径（mm） 单台最大流通能力（m3/h） 27~42 71.4~137 103~170 264~381 520~678 678~1060 ~2500 40~50 65~80 80~100 125~150 175~200 200~250 ~400 20.1 0.2 0.3 0.5 0.8 1.0 2.0 （3）流速的选取

流体在板间的流速，影响换热性能和流体的压力降，流速高虽然换热系数高，但是流体的阻力降也增大；反之的情况则相反。一般板间平均流速为0.2~0.8m/s（主流线上的流速要比平均值高4~5倍）。流速低于0.2m/s时流体就达不到湍流状态且会形成较大的死角区，流速过高则会导致阻力降剧增。具体设计时，可以先确定一个流速，计算其阻力降是否在给定的范围内；也可按给定的压力降求出流速的初选值。

（4）流程的选取

对于一般对称型流道的板式换热器，两流体的体积流量大致相当时，应尽可能按等程布置；如果两侧流量相差悬殊时，则流量小的一侧可采取多流程布置。相变板式换热器的

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相变一侧一般均为单程。多程换热器，除非特殊的需要，一般对同一流体在各程中应采取相同的流道数。

在给定的总允许压降下，多程布置使每一程对应的允许压降变小，迫使流速降低，对换热不利。此外，不等程的多程布置是平均传热温差减小的重要原因之一，应尽可能避免。

（近年来国产的板式换热器出现了非对称通道的板式换热器，国外则采取“热混合”的板片组合方式，即允许热量—流量—压降三者之间的不匹配的问题，同时节省换热面积）

（5）流体的选取

单相换热时，逆流具有最大的平均传热温差。在一般换热器的工程设计中都尽量把流体布置为逆流。对板式换热器来说，要做到这一点，两侧必须为等程。若安排为不等程，则顺逆流需交替出现，此时的平均传热温差将明显小于纯逆流时。

在相变换热时顺流布置与逆流布置平均温差的区别比单相换热时小，但由于这时牙尖大小与流向有密切关系，所以相对流向的选择将主要考虑压降因素，其次才是平均温差。其中要特别注意的是，有相变的流体除不宜采用多程外，还要求要从板片的上部进，下部出，以便排除冷凝液体。

（6）并联流道数的选取

一程中并联流道数的数目视给定流量及选取的流速而定，流速的高低受制于允许压降，在可能的最大流速以内，并联流道数目取决于流量的大小。

（7）选择半片材料

根据介质的腐蚀性能来选择板片的材料。国外制造板片的材料品种繁多，有较大的选择余地（见表1-4）。我国制造板片的材料主要有不锈钢和钛等，在选择的耐腐蚀材料基础上，在辅以增加板片厚度或防腐处理来延长板片的使用寿命。

（8）垫片材料的选择

所选择垫片的材料主要考虑耐温和耐腐蚀两个因素。 （9）其他

板式换热器一般不适用于气体的热交换。

进行易爆、易燃介质换热的板式换热器的设计压力，至少要比介质的工作压力高出一个公称级别以上。而垫片的耐温、耐腐蚀性能必须可靠。

进行强腐蚀介质（如：硫酸）换热的板式换热器，其板束周围宜设置一个防护罩。 对杂质较多的介质进行换热时，介质的进口管道上最好设置过滤器，单程排列。此外还应尽可能选用通道间隙较大的板片。

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对工作压力和工作温度都较高的工况，可拆式板式换热器无法适应时，应采用焊接式板式换热器。

3.2 无相变时近似估算方法

现在有许多的制造厂家及设计单位均采用经验参数或图线的方法来近似估算完成一些换热任务。这些方法一般比较快捷，计算量较小，但准确性稍差。 3.2.1 经验参数近似故算法

该方法不针对某一型号板式换热器，而是根据一般的板式换热器的典型数据，在满足冷、热流体均处于充分湍流的状态；两侧流体体积流量比不大于3：1这两个条件下，估算出换热面积。

现有一台洗涤油再热加热器。两侧流量相等，均为7.78kg/s；冷侧从58℃升至98℃，热侧入口110℃；允许压降均为130KPa。洗涤油物性为：

密度：ρ=880kg/m3； 比热容：cω=1.926kJ/(kg.℃)； 导热系数：λ=0.125W/(m.℃)； 动力粘度：μ=3X10-3Pa.s 依据已知条件可以得到： （1）体积流量

查图3.1

图3.1 总体积流量与单板换热面积的关系曲线

得到相应的半片面积A0=0.27m2

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（2）换热物性修正系数

于是，向下平移α/ΔP线移至CD线处（如图3.2）

图3.2 α—ΔP修正

（3）压降物性修正系数

在图3-2上，右移CD至EF线处。

（4）在图3-1上，向上平移A0=0.27m2线至GH处。参见图3.3

图3.3

修正

（5）选流程

取m=8，于是每程允许压降为

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由图3.2，I点对应的对流传热系数

洗涤油垢阻为零，因此

由图3.3，对需要有效板片数目

时可得

可完成换热量

应完成换热量

因

，取9程重算：

完成换热量：故

。总换热面积为

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3.3 无相变时一般计算方法

在进行计算前，一般会要求换热器运行需满足一下几项条件：

1冷、热流体的对流传热系数和换热器的总传热系数沿换热面均为常熟。 ◇

2散热损失忽略不计。 ◇

3一程中各并联通道的流量均匀分配，即角孔箱中的轴向压力梯度为零。 ◇

4忽略多程布置时换程产生的额外压降。 ◇

5由角孔进、出板片通道时的局部压降均计入沿程压降中。 ◇

本小节将介绍满足上述前提条件下，使用平均温差法、ε-NTU方法进行设计及校核计算的具体计算方法与步骤。（并扼要介绍计算机算法） 3.3.1 平均温差法

（1）设计的方法与步骤

求未知温度或流量，由热平衡方程式求出未知温度、流量，并得出热负荷Q。 选择单板尺寸和型号，根据换热量与流量大小，选择合适的单板尺寸和型号。板片的型号或波纹型式的选择也要根据换热场合的实际需要而定，常常要通过试算。对流量大而且允许压降相对较低的情况，应选用阻力小的板型；反之则可选用阻力系数稍大的板型。

初步估算换热面积，首先初步地估算该换热任务需要多少换热面积，就水—水换热而言，考虑一定垢阻后，将总传热系数取为3000~3500W/m2.℃是适中的。

初选流程与通道数，初步选择冷、热流体流程与通道数目，并由此算出流速。 求对数平均温差法（当流体的温度沿传热面的变化不太大，可用下式计算）。

=(

-) （式3.11）

求对流传热系数及总传热系数，先分别求出冷、热流体的对流传热系数，进而得出总传热系数（具体计算方法参见第二章：2.2.3）

求出必需的换热面积，由Q=KAΔtm求出换热面积A。

校核换热面积，与第4步的设定换热面积A做比较，如不一致，须改变流程或流道布置并重新4~8步计算，直至一致为止。

校核压降：

允许压降常常成为板式换热器设计的制约因素。而高效的设计总是要求用足允许压降，若无论怎样改换流程布置也不能协调换热负荷、流量及允许压降之间的关系，便只能作出低效的设计方案。倘若在实际设计中，始终得不到满意的设计方案，则可以考虑改换板型。

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（2）校核型的方法与步骤

由于两个出口温度均未知，故须假设其中一个出口温度，并由此根据热平衡方程式求出另一个出口温度以及相应的换热量Q

（式3.12）

根据给定的冷、热流体的流量及通道的布置形式求出流速及对流传热系数，进而得出总传热系数。

求出平均温差。

求出在所设出口温度下的相应换热量

（式3.13）

比较该换热量与第1步中求出的换热量，需反复假设，重复以上步骤，直至两个换热量相等为止。

校核压降值。 3.3.2 ε-NTU方法

相对于平均温差法，ε-NTU尤其适用于校核计算 （1）设计的方法与步骤

1有热平衡方程式求出位置温度或未知流量，同时得出换热量Q ◇

2有定义式求出温度效率ε和热容量比r。 ◇

3初步选取板间流速，并根据流量与许用压降安排通道布置。 ◇

4求出相应对流传热系数及总传热系数。 ◇

5查与所选通道布置相对应的ε-NTU线图或者计算式得到NTU值。 ◇

6由NTU定义式◇求出需要的换热面积A。

7与所选通道对应的面积比较，若不一致，则改变布置方案，重复3~7步，直至两者◇

相吻合为止。

8检验最后取定的流速是否在允许的压降范围以内。 ◇

（2）校核型的方法与步骤

1假设两个蚊子出口温度中的任意一个，并求出换热量与另一个出口温度。 ◇

2由已知流量与换热器流道布置，求出对流传热系数与总传热系数。 ◇

3求得NTU值。 ◇

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4查与流动方式对应的ε-NTU关系式或图线，求得温度效率ε。 ◇

5根据ε的定义，求出小热容量侧的出口温度和相应的换热量。 ◇

6将此换热量与第1步中的换热量进行比较，若不一致则修改出口温度假设值，重复◇

以上步骤，直至两个换热量之差小于事先给定的允许误差为止。

7校核压力降。 ◇

3.3.3 若干设计情况的处理原则

两种以上的流体换热，在工业生产中存在许多多股流体换热的需要，其方法是将多段换热器组装在一个框架内，中间加入内嵌出入通道的隔板。其实就是将多台板式换热器串联，节省了压紧板及外部连接管路，使得系统变得紧凑。

在计算此类板式换热器的时候原则上可以进行分段求解，然后衔接起来。其计算方法方式如前面章节所述一样。

流量分配，尽管Z型和U型连接都存在流量分配不均的问题，但在实际工程设计中仍按均匀处理，否则计算将变得十分复杂。

换热器沿程传热系数不等于常数，在板式换热器实际运行时，由于沿程温度变化，物性也随之改变，对流传热系数与总传热系数也不可能完全固定不变。当流体温升（降）幅度较大时，K值改变幅度也增大，视K为常数，最后将各段计算结果相加，具体过程参见第二章节。

非对称板型的设计计算，在冷、热流体流量相差悬殊时，采用非对称型板片具有性能上的优势，原则上，非对称通道板式换热器的设计计算方法与对称型相同，只是在相邻通道有各自不同的对流传热特性和压降特性，计算时把各自的计算关联式对号输入即可。

3.4 有相变时的设计计算

板式换热器的板型基本上都是为液—液换热目的而设计的，然后由于客观的需要以及性能上的优势，在供热、化工、食品、和空调制冷等领域里，已经有大量的板式冷凝器和板式蒸发器投入使用。在板式换热器直接用于相变换热时，相比较于管壳式甚至螺旋板式换热器，仍具有明显的优势。 热力计算的特点：

板式相变换热器的热力计算比单相时更加复杂，影响的因素也比较多，下面简单的介绍其在计算、设计方面特点

（1）板式冷凝器

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