板式换热器热力计算及分析整合

第一章 概 论1.1 综 述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( )、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。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。最着名的 厂家有英国 APV公司、瑞典 ALFA-LAVAL公司、德国 GEA公司、美国 OMEXE公L 司、日本 日阪制作所等。(一) ：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。APV公司换热器产品情况如表 1-1:表 1-1 APV 公司主要的板式换热器板式换热器型号最高工作压力(MPa)单板换热 面 积 (m2)半片外型 尺寸 长 X 宽(mm X mm)单台最多板片数长管尺寸( mm)SR11.030.0258570X21015038HMB0.690.341114X31818751SR351.550.341152X39241475R401.370.381150X445409102,127,152R552.060.521156X416362102R560.930.521156X416350102R1060.691.0781984X712427300R2350.832.22739X1107729400板式换热器型号最高工作压力(MPa)单板换热 面 积 (m2)半片外型 尺寸 长 X 宽(mm X mm)单台最多板片数长管尺寸( mm)( 表 1-1 续)(二) ：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 35007500W/(m2.K) ；每台换热面 积 0.12200m2；最大接管尺寸 450mm。(三) ：GEA AHLBOR公N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。 GEA AHLBOR的N 板式换热器技术特性如表 1-2：表 1-2 GEA AHLBORN公司主要板式换热器技术特性型号板片最高工 作压 力(MPa)最高工作温 度()最大 流量 (m3/h)波纹型式外形尺 寸长 x 宽 (mm)单板换热 面积 (m2)Free-Flow157一列弧形670X2500.09155159二列弧形1065X3300.29215161三列弧形0.54300.0014P纵人字形510X128122.52601510纵人字形781X2130.1151.625035纵/ 横人字20形992X3360.261.6250100纵/ 横人字1392X4240形40.461.6250220纵/ 横人字402形654X4240.1481.6250220Varitherm405纵/ 横人字1091X420.801.6250220形4纵/ 横人字1754X6180形00.811.6250500纵/ 横人字1194X611.6805形00.40250500纵/ 横人字2195X811.6130形01.282501500130纵/ 横人字1635X810.811.625015006形01309纵/ 横人字形2008X8101.411.62501500注：纵 / 横人字形，指有纵向人字形和横向人字形两种波纹板片。(四) ：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。(五) ：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。其板式换热器技术特性见表 1-3 ：表 1-3 HISAKA 公司板式换热器技术特性型号单位换热面 积 (m2)处理量3 (m3/h)最高工 作压 力(MPa)最高工作温 度()最大单 台换热 面积 (m2)备注EX-10.157230.420015水平平EX-150.3141401.220060直波纹EX-160.552401.2200150板片EX-110.714601.2200150EX-120.88831.0200260人字形波纹板片UX-010.087361.52.02005UX-200.3751401.52.0200100H.LUX-400.765401.51.8200250H.LUX-601.1690011.3200500H.LUX-801.70152011.3200800H.L注： H.L- 为有两种不同人字角的板片。钎焊（六）：OMEXELL欧（梅塞尔）公司。OMEXEL公L 司提供的板式换热器包含拼装式、 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 GB16409-1996ISO9001/14001/18000OMEXEL公L 司产品提供的材料、材质特性表 1-4 、表 1-5 、表 1-6 、表 1-7 ）：表 1-4 板片材质不锈钢 AISI304/316/316L净水、河川水、食用油、矿物质SM0254稀硫酸、无机水溶液钛及钛钯海水、盐水、盐化镍高温、高浓度苛性钠哈氏合金浓硫酸、盐酸、磷酸钼稀硫酸、无机水溶液石墨盐酸、中浓度硫酸、磷酸、氟酸表 1-5 垫片材质丁腈橡胶水、海水、矿物质、盐水110-140 三元乙丙胶热水、蒸汽、酸、碱150-170 氟橡胶高温水、酸、碱、有机溶剂180氯丁橡胶酸、碱、矿物质、润滑油130硅橡胶食品、油、脂肪、酒精180-220 石棉260表 1-6 框架材质标准碳钢特殊包不锈钢 / 全不锈钢表 1-7 接口材质标准SS 不锈钢村套特殊定情橡胶 三元乙丙胶 哈氏合金 钛及其他合金藉由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， 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。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 1-2a 、b 、 c 是典型的排列方式）流程组合的表示方式为：M1 N1 + M2N2 + ? + MiNi式中：M1，M2， Mi ：N1，N2， Ni ：m1，m2， mi ：n1，n2， ni :m1n1 + m2n2 + ? + mini 从固定压紧板开始，甲流体侧流道数相等的流程数； M1，M2，Mi 中的流道数； 从固定压紧板开始，乙流体侧流道数相等的流程数； ：m1，m2，mi 中的流道数。图 1-2 典型的流程组合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。（一）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。（二）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 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 68倍，超过了任何其它类型的换热器。（一）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。（二）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。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及应用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：（一）优点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 35 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：占地面积小板式换热器结构紧凑， 单位体积内的换热面积为管壳式换热器的 25 倍，也不像管壳 式换热器那样需要预留抽出管束的检修场地，因此实现同样的换热任务时，板式换热器 的占地面积约为管壳式换热器的 1/51/10 。4：重量轻板式换热器的板片厚度仅为 0.60.8mm，管壳式换热器的换热管厚度为 2.02.5mm； 管壳式换热器的壳体比板式换热器的框架重得多。在完成同样的换热任务的情况下，板 式换热器所需要的换热面积比管壳式换热器的小。5：价格低在使用材料相同的前提下， 因为框架所需要的材料较少， 所以生产成本必然要比管壳 式换热器低。6：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。7：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。8：多种介质换热 如果板式换热器安装有中间隔板，则一台设备可以进行三种或三种以上介质的换热。9：清洗方便板式换热器的压紧板卸掉后，即可松开板束，卸下板片，进行机械清洗。10：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。（二）缺点1：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。2：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 250260。3：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 35mm，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。板式换热器早期只应用于牛奶高温灭菌、 果汁加工、 啤酒酿造等轻工业部门。 随着制 造技术的提高，出现了耐腐蚀的板片材料和耐温、耐腐蚀的垫片材料，板片也逐渐大型 化。现代的板式换热器广泛地应用于各种工业中，进行液液、气液、汽液，换热 和蒸发、冷凝等工艺过程。诸如：化学工业、食品工业、冶金工业、石油工业、电站、 核电站、海洋石油平台、机械工业、污水处理、民用建筑工业等。1.4 产品质量及产生的问题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。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。综上所述，对板式换热器的主要制造技术要求是：一、制造材料我国板式换热器主要零部件的制造材料参见表 1-6 、表 1-7 。二、半片质量 1：表面不允许超过厚度公差的凹坑、划伤、压痕等缺陷，冲切毛刺必须清除干净。 2：食品工业用的板片，冲压后其工作表面的粗糙度应不低于原板材。 3：波纹深度偏差应不大于 0.20mm，垫片槽深度偏差也不应大于 0.20mm。 4：成型减薄量应不大于原实际板厚的 30%。5：任意方向的基面平行度不大于 3/1000mm。三、垫片质量1：表面不允许有面积大于 3mm2、深度大于 1.5mm的气泡、凹坑及其它影响密封性能 的缺陷。2：物理性能和使用温度应符合表 1-8 的规定：表 1-8 垫片性能要求和使用温度项目氯丁橡胶丁腈橡胶三元乙丙橡胶硅橡胶氟橡胶石棉纤维板性能扯断强 度(MPa)8.009.009.007.0010.007.010.0扯断伸长率(%)300250250200200硬度( 邵氏A)75 275280 560 280 5永久压缩变形(%)2020252525使用温度-40100-20120-50150-65230-2020020350四、换热性能板片的性能，在水水换热、逆流运行、热侧定性温差为 40、两侧流速为 0.5m/s 条件下的总传热系数，对水平平直波板片，应大于2210W/(m2.K); 对于人字形波纹板片，2应大于 2908W/(m2.K) 。 在第二章及以后章节，将会对板式换热器的热力计算进行重点、综合的研究。 五、液压试验以水为实验液体，两侧应分别进行单侧压力试验，试验压力为 1.25 倍设计压力。试 压后应排除积水，吹干或晾干，然后再夹紧。第二章 板式换热器热力及相关计算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。（一）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 525W/ （m2. ），而它的强制流动传热系数为 10100W（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=（tw-tf）A或 q=（tw-tf ）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。（二）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。1：凝结换热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 6000104/(m2.)，而珠状凝结时则为 4*(104106)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 温度和速度分布如图 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：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。2：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 b，则有：q= b(tw-ts) 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(三) 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：tw1 - tw2q= p p及tw1 - t w2q = 11tw1 - t w2q = 22式中 p 、 1、2分别为板材、一侧垢层及另一侧垢层的热导率 (W/m.)；p 、1 、2 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：tc0 - t wq = c0 c0式中 c0 涂层热导率 (W/m. )；tc0 涂层表面温度 ( ) ；tw 涂层与板壁面接触处温度 ()；c0 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： (一)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 值物料水水水蒸气油冷水油油油气水2K(W/m2. )280046508709304005801753502858二)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(一) 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 1/1，污垢层热阻 Rs1，板片热阻 /，板片冷侧流体传热热阻 1/2， 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：11 -1K = ( + Rs1 + + Rs2 + )12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：11K = ( + Rs1 + Rco1 + + Rs2 + Rco2 + )12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 0.30.6W/(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=KA tm由此可求得总传热系数 K=Q/(A tm)。1：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)(2)流体的沸腾吸热或凝结放热Q=qmxr或Q=qmx(i -i)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(1)中的式子进行计算。2：平均温差 tm 的求解平均温差 tm 的求解通常采用修正逆流情况下对数平均温差 tm的办法，即先按逆流 考虑再进行修正：tm=t1m按逆流考虑时的对数平均温差为t1m =tmax- tminlnmtaxmtin式中tmax 、tmin 分别为逆流时端部温差中的最大值和最小值。修正系数 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）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 tmax /tmin 2 时，可采用算术平 均温差代替对数平均温差，即：tm=2 (tmax -mtin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%范围之内，这在工程计算上是允许的。3：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着（大于 23 倍），则用对数平均温差的误差很 大，应改用积分平均温差。4：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=NeAo2.2.3 传热系数的计算（一）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 ufNuf = CRefnPrfm如果流体的粘度变化很大，则可采用 Sieder-Tate的关联式的形式：Nuf = CRefn Pr fm （ f ）0.14wMarriott 指出，当流体被加热时 m=0.4；被冷却时，m=0.3。C=0.150.4，n=0.650.85，x=0.050.2（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：Nuf = C(RefPrf dLe)n(f )xL w 上式中 C=1.864.50；n=0.250.33；x=0.10.2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：jh = Rbe式中jA 柯尔朋传热因子，即jh = StPr3()0.14w式中，斯坦顿数 St = /(cp ，)所以，对流传热系数 为：= jhcp -P3r( )0.14 w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：在计算 Re 数值时，所采用的当量直径 de应该按下式计算4As de图 2-7 jb - Re 关系图S式中 A s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4As 4bd4bdde = Ss 2bd = 2 式中 b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。(二) 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，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。三)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 b的计算式为： 两相流强制对流传热系数 0t.24 p0.76b = S+ 式中 S核沸腾影响的系数； 池沸腾传热系数；0.79 0.46 0.49 0.26t cpt tR = 0.00122(0.6 0.28 0.24) 1 w式中表面张力 (N/m)；p对应于=t(tw-to)的蒸汽压力差 (Pa)；R换算系数，为 9.8(N.m/(s2.N) 。= 0.023 t Ret0.8Prt0.4 de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 s 来度量，即s1Rs =ss类、 构、 多种 积速 较慢，2-8污垢热阻的大小和流体种 流体流速、运行温度、流道结 传热表面状况、传热面材料等 因素有关。污垢在传热面上沉 率一般都是先积垢较快，而后 最后趋向于某一稳定数。如图 所示：图 2-8 污垢热阻与时间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液体名称污垢热阻2(m2. /W)液体名称污垢热阻2(m2. /W)软水或蒸馏水0.000009机器夹套水0.000052城市用软水0.000017润滑油水0.0000090.000043城市用硬水（加热时）0.000043植物油0.0000070.000052处理过的冷却水0.000034有机溶剂0.0000090.000026沿海海水或港湾水0.000043水蒸气0.000009大洋的海水0.000026工艺流体、一般流体0.0000090.000052河水、运河水0.000043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 tw1 ；2：由准则关系式求该侧传热系数 1 ；3：由下式计算该侧单位面积上换热量 q1 ；q1 = 1(t 1 - tw1 )4：根据壁的热阻 Rw 用下式计算另一侧壁温 tw2tw2 = tw1 - q1Rw5：由准则关联式求得另一侧传热系数 26：计算另一侧的单位面积换量 q2q2 = 2(t w2 - t2)如果假定的壁温正确，则应有 q1 = q2。因此，当 q1 q 2时，则应重新假定壁温再进 行计算，直至 q1与 q2基本相等为止。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 q1、q2为纵坐标，以 t w1或t w2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。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。换热面积计算(一)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QA= Ktm(二)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：KA(NTU) 1 = CKA(NTU) 2 = 1 (NTU) 1C2式中 C1 、 C2 分别为冷、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 及两换热流体的热容量之比 有关。温度效率 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：t1 - t11 = t1- t2或t2 - t22 = = 1 1t1 - t2与之相对应的热容量比 为C11 = C2或C2 1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。(三) 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N = (m 1n1+ m1n1+ ? + m1i ni1) + (m 2n2+ m2n2+ ? + mi2ni2) + 1当冷流体、热流体的各程通道数相等时，则N = m1n1 + m2n2 + 1式中m1、n1及m2、n2 分别为两流体的流程数与程内通道数 除去两端板片，实际参与传热的板片数为Ne = N - 2 若单板的有效换热面积为 Ao ，则总的换热面积为Ae = NeAo2.3 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。流阻的构成一）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1：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