板式换热器选型计算的方法及公式

1、板式换热器选型计算的方法及公式 求热负荷Q Q二G p. C p. A t (2) 求冷热流体进出口温度 1?二t 1+ Q G . p. C P (3) 冷热流体流量 g = Q /p. C P . (4) 求平均温度差 tm A trn=(Tl -t2) - (T2-t 1) /In (Tl-t2) / (T2t 1)或厶 tm二(T 1 -t2) + (T2tl)/2 (5) 选择板型 若所有的板型选择完，则进行结果分析。 (6) 由K值范围，计算板片数范围N min , N max N min = Q / Kmax . A tm . F P . B N max = Q / Kmi n

2、A tm F P B (7) 取板片数 N (N minN 允，做(8); 若厶p w 允，记录结果，做(8)。 注:1. ( 1 )、(2)、( 3)根据已知条件的情况进行计算。 2 当 Tlt 2二丁2 t 1 时釆用 tm = (T 1 -t2) + (T2-tl)/2 5. ai、a2、a3、a4、a5 为常系姒(o 选型计算各公式符号的意义及单位 符号 意义 单位 符号 意义 单位 Q 热负荷 W Cp 比热KJ/kg C P 流体密度 Kg/ ms t m 平均温差 C、 G 体积流量 3. m /s F 传热面积 届 K 传统系数 2 W/ m2 C W 流速 m/ s Ti T

3、2 热介质进出口温度 C t 1、12 热介质进出口温度 C m 流程数 n 流道数 a 对流换热系数 W/ m2 C f 单通道截面积 2 m V 运动粘度 n?/ s 入 介质导热系数 W/ mC p 阻力损失 Mpa Eu Eu =Ap P w? 无量纲 Re 雷诺数Re = W . de / V 无量纲 de 当量直径 m Nu Nu = de. a / Y -无量纲 Pr 普朗特数 入o 板片导热系数 W/ mC t 板厚 m 3 修正系数 h c 热、冷介质角标 丫 . 热介质污垢热阻 n? C /W 丫 c 冷介质污垢热阻 nf C /W 板式换热器的优化选型 1平均温差厶tm

4、从公式Q二心tmA,1/A/ A (tl -12 ) dA中可知，平均温差厶tm是传热的驱 动力，对于各种流动形式，如能求出平均温差，即板面两侧流体间温差 对面积的平均值，就 能计算出换热器的传热量。平均温差是一个较为直观的概念，也是评价性能的一项重要指 标。 对数平均温差的计算 当换热器传热量为dQ温度上升为dt时，则C= dQ/dt,将C定义为热容量，它表示单 位时间通过单位面积交换的热量，即dQ二K(th tc ) dA二!A tdA,两种流体产生的 温度变化分别为 dth = dQ/Ch, dtc = dQ/Cc, eft = d (th tc )= dQ( 1/Cc 1/ Ch),则

5、 dA二1 / k (1/Cc 1/Ch) (cf t / t),当从 A二 0 积分至 A二 AO 时，A0= 1 / k (1/Cc- 1/Ch) *h (tho 一 tci )/ (thi - tco ),由于两种流体间交换的热量相等，即Q= Ch (thi tho )= Cc (tco tci ),经简化后可知，Q= KAO (tho tci ) (thi tco ) /h (tho tci )/ (thi 一 tco ) ，若 tl = thi tco, A t2 = tho 一 tci ,则 Q= KAO (A tl 一 t2 ) /h (A tl / t2 ) = KA0tm,式

6、中的 tm= (A tl 一 t2 ) /h (A tl /A t2 ) o 顺流tm二(thi 一 tci )一 (tho 一 tco ) /h (thi 一 tci )/(tho 一 tci ) 逆流4 tm二(thi 一 tco ) (tho 一 tci ) /h (thi tco ) / (tho tci ) 对于各种流动型式，在相同的进口、出口温度条件下，逆流的平均温差最大。 当板式换热器入口和出口两流体的温差 tl和厶t2之间的差不大时，可采用算术平 均温差（厶tl + t2） / 2,般 tl / t2小于时，可采用，若At / t2为3时，则 误差约为10%/ 传热单元数法 在

7、传热单元数法中引入一个无量纲参数 NTU称为传热单元数，它表示板式 换热器的总热导（即换热器传热热阻的倒数）与流体热容量的比值NT宙KA/ MC它表示相对于 流体热容流量，该换热器传热能力的大小，即换热器的无量纲“传热能力” o对于板式换热 器来说，KA/t/A tin,式中 t/A tm称为温 差比，上式中的右边的工艺过程用NTUp表 示，左边的换热设备的条件用NTUE 表示。NTUp是流体温度的变化与平均温差的比值，表示的是用 tm的变化 引起几度流体温度变化的值，当厶tm大时，NTUp则小；当厶tm小时，它有变大的倾向。 相反，在NTUp变大的过程中， tm的温度变化较大，NTUp较小时

8、，其 tm的温度变化较小（见表1） 表1 Atm j NTUp的关系 Atm Atm小 NTUfKh 臥I NTUp 主 Atm的应度娈化大 MUp小 Atnn的碍度爽化小 板式换热器的优化设计计算，就是在已知温差比定其NTUE勺条件下，合理地确 型号、流程和传热面积，使NTUp等于NTUE 换热过程和NTU 与供热空调相关的换热过程如下如示： 用蒸汽加热水 C. 水一水换热 一次水 6560C a.蒸汽 133 133C 水 5- 65 C （生活热水） 二次水 4540 （采 c 暖） b. 蒸汽 133 133C d. 一次水 14 9C （制 水 55 65C （采暖） 1 3 二次水

9、 冷） 7C e. 次水 2924C 二次水26 21C （制冷机的冷去卩） 以上5例工艺过程的NTUp （见表2） 視2供热空调工茗过程的NTTUp 过程 Atm MWp a 133133tC 94. 86 94. 86= 0. 632 b 55 飞 5T 72. 88 （65 5） / 728二0 15 55- 6CT： c 45-4CT 14-flTC d 13rc 29-24P e 2621T 20. 00 1.44 100 (45-40) /20二 0. 25 13-7J / 1 44二 417 (2 n流程数; 1板片通道摩擦阻力系数。 对于不同形状的板片，其通道的摩擦阻力系数相差

10、很大，必须以试验数据作为阻力计 算的依据。 在常用间壁式换热器中板式换热器的传热系数较大 2. 2. 1板式换热器的传热系数（见表3）,从表3可知，板式换热器的传热系数 约为管壳式的2 3倍。 更3板式换麹器的借热亲数 工作乔质 传热系数W/ Tft -C 水平平直披纹飯 350（/4000 C约丸管壳式的茜T倍） 水一水 45005200 60007000 制隔剂、拎凝器 1500*2000（约对莒盍式的23倍） 蒸气一水 制诲剋蒸发器 1000*1500 （釣迷管壳式的23倍） 水蒸气水 30004000 伙慕宅（或规水）一油 SOOQ30 邃永一湖 40CT&80 油 170350 熾吒

11、一水C版壳弍 300400 非对称流道提高了板式换热器的传热系数，降低了阻力。 当忽略板片的导热热阻后，板式换热器的传热系数 K=/l，2/（/ 1 + ，2）,从该式可知，传热系数K与，1、有关，且小于二者中较小的一个。为了提高传 热系数，必须同时提高冷、热流体与板面之间的对流换热系数，如果其中一侧，值较低的 话，板式换热就不能很好地发挥它的效益。在城市集中供热系统中，根据热力网设计规 范，国内所采用的一次热媒的温度一般为15080C, 130-80 E和110-80C三种，二次热 媒的温度一般为9570C。在这样的设计 参数下，板式换热器一次热媒流道内的流量一般为二次热媒流通内流量的一半左

12、 右，对于对 称性流道来说，一次热媒的流速仅为二次热媒流速的50流右，则一 次热媒流道内流体与板面间的对流换热系数约为二次热媒流通内的70%传热系 数约为2500-3700修卅.0。若将一次热媒流道内的对流换热系数提高到原来 的倍，则总传 热系数将增加到30004500 W/卅rCo 北京市京海换热设备制造有限责任公司开发的非对称流道板式换热器是采用同一板片 组成不同几何尺寸和形状的流道（非对称流道）解决了两侧水流量不 等的问题。图2表示 两侧流道流通截面积不等的波纹板片示意图。这种新型的 结构设计与对称结构相比具有相同的耐压性能和使用寿命。表4表示在热力网规 范规定的一次侧、二次侧温度条件下，板式换热器两侧各项参数比之间的关系。从该表可 知，当Al/A= 1 （对称型）时，两侧流速比为1:,换热系数比为1:,压力降比为1:,流