纯凝结段盘管式换热器热力水力计算
(完整版)盘管加热计算
dm rw=ts/λ
89
mm
4
mm
13.26 m/s
89
mm
4
mm
80
mm
81
mm
2
根
6.629356799 m/s
3500 mm
50
kcal/(m·h ·℃)
5189.461828 kg/(m·h)
125.59
kcal/(m·h ·℃)
0.000100 0.000300
(m2·h· ℃)/kcal (m2·h· ℃)/kcal
℃ ℃ ℃ m
m/s
23.66775311 W/(m2·k)
0.046365 W/(m2·℃)
0.0496 W/(m2·℃)
无伴热 5.0644 (W/m) 393.8989077 W 0.094234188 kcal 339.2430784 kcal/hr
尿素溶液 50
1140 60028.96
20 30
储罐参数
储罐直径
储罐高度
储罐容积
V
充装系数
散热面积
A
加热时间
物料温度
t
环境温度
ta
平均温度
tm
罐保温厚度
δ
保温材料
风速
ω
表面给热系数
αh
岩棉
常温执异率λ0
岩棉
导热系数λ
罐有无伴热
单位长度表面允许最大散热量 q=
允许最大散热损失
Q=
储罐内介质 尿素溶液 尿素溶液 尿素溶液 尿素溶液 尿素溶液
50%尿素溶液20℃
蒸汽 蒸汽 蒸汽 蒸汽
盘管内侧界膜导热系数 冷凝负荷 冷凝给热系数
供热水力计算
1、当量局部阻力法
当量局部阻力法的基本原理是将管段的沿程 损失转变为局部损失来计算。
设管段的沿程损失相当于某一局部损失Pj，则
Pj
d
2
2
d
l
2
2
计算管段的总压可写为：
p
py
pj
d
2
2
2
2
d
粗糙管区的摩擦阻力系数值，可用尼古拉兹公
式计算:
1 1.14 2lg
d
2
K
对于管径等于或大于40mm的管子，用希弗林
松推荐的、更为简单的计算公式也可得出很接
近的数值：
0.11
K
0.25
d
管壁的当量绝对粗糙度K值与管子的使用情
况（流体对管壁腐蚀和沉积水垢等状况）和管 子的使用时间等因素有关。
对于热水供暖系统，根据运行实践积累的资
任何一个热水供暖系统的管路都是由许多串 联或并联的计算管段组成的。
每米管长的沿程损失(比摩阻)，可用
流体力学的达西．维斯巴赫公式进行计
算。
2
R d2
热媒在管内流动的摩擦阻力系数值取决于 管内热媒的流动状态和管壁的粗糙程度，即 ：
f Re,
Re d
v
K
d
摩擦阻力系数值是用实验的方法确定的。
R 0.625 10 8 G 2 d5
在给定某一水温和流动状态下，上式 的 和 值是已知值，管路水力计算基本公式可以 表示为 R f d,G 的函数式。只要已知R、G、d 中任意两数，就可确定第三个数值。
附录5-1给出室内热水供暖系统的管路水 力计算表。
换热器热力计算范文
换热器热力计算范文换热器是一种用来传递热量的设备，常用于工业领域。
换热器的热力计算是为了确定换热器的热负荷、传热系数等参数，从而满足工艺要求。
热力计算的第一步是确定换热器的热负荷，即需要传递的热量。
通常情况下，换热器的热负荷可以通过以下公式计算：Q=m*Cp*ΔT其中，Q表示热负荷，m表示流体流过换热器的质量流量，Cp表示流体的比热容，ΔT表示流体在换热器中的温度差。
热力计算的第二步是确定传热系数，即流体在换热器中传热的效率。
传热系数可以通过以下公式计算：U=Q/(A*ΔTm)其中，U表示传热系数，A表示换热器的换热面积，ΔTm表示流体在换热器中的平均温差。
在实际应用中，为了简化计算，可以使用一些经验公式来估算传热系数。
例如，对于常见的壳管式换热器，可以使用Dittus-Boelter公式来计算传热系数：Nu=0.023*Re^0.8*Pr^0.3其中，Nu表示Nusselt数，Re表示雷诺数，Pr表示普朗特数。
雷诺数可以通过以下公式计算：Re=ρ*v*d/μ其中，ρ表示流体密度，v表示流体速度，d表示管径，μ表示流体的动力粘度。
普朗特数可以通过以下公式计算：Pr=μ*Cp/k其中，k表示流体的导热系数。
一旦确定了传热系数A=Q/(U*ΔTm)换热器的效率也是热力计算的重要参数。
换热器的效率可以通过以下公式计算：η=(Q-Qr)/Q其中，Qr表示换热器的换热损失。
换热损失可以通过以下公式估算：Qr=m*Cp*(T1-Tr)其中，T1表示流体进入换热器的温度，Tr表示换热器的环境温度。
在实际工程中，除了热力计算，还需要考虑换热器的材料选择、尺寸设计、流体流动方式等因素。
换热器的设计要符合工艺要求，并且保证安全可靠运行。
因此，在进行热力计算时，需要对实际情况进行充分的调研和分析，并结合工程经验进行合理的估算和设计。
总之，换热器的热力计算是为了确定换热器的热负荷、传热系数等参数，以满足工艺要求。
通过热力计算，可以保证换热器的高效运行，并提高工业过程的能源利用效率。
第四章供暖系统水力计算
第二节机械循环单管热水供暖系统管路的水力 计算方法和例题
• 机械循环系统的作用半径大，其室内热水供暖系统的总 压力损失一般控制在10-20kPa，对水平式或较大型系统， 可达20-50kPa • 进行水力计算时，机械循环室内热水供暖系统一般先设 定入口处的资用循环压力，按最不利循环环路的平均比 摩阻Rpj,来选用该环路的各管段管径。当入口处的资用 压力较高，管道流速和系统的实际总压力损失可相应提 高。但在实际工程设计中，最不利循环环路的各管段水 流速过高（即管径过小），各并联环路的压力损失势必 难以平衡。所以常用控制Rpj值的方法，取Rpj=60120Pa/m选取管径，剩余的资用循环压力，用入口处的 调压装置节流。
3）根据G、 Rpj，查水力计算表，选择接近Rpj的管径， 查出d、R、v列入表中。 例如管段1，Q=74800W，则 根据G=2573kg/h, Rpj=45.3Pa/m,查表，d=40mm, 用插入法计算出R=116.41Pa/m，v=0.552m/s
R的计算： 118.76 110.04 (2573 2500) 110.04 116.41 Pa/m 2600 2500 v的计算： 0.56 0.53 (2573 2500) 0.53 0.55 m/s 2600 2500
6）求各管的阻力△P P Py Pj Rl Pj 7） 求最不利环路的总压力损失（总阻力）
( Rl P )
j 112
8633 Pa
入口处的剩余循环作用压力用调节阀门节流消耗掉。 4.确定其它立管的管径。立管Ⅳ: 1）求立管Ⅳ的资用压力 它与立管Ⅴ为并联环路，即与 管段6、7为并联环路。根据并联环路节点压力平衡原 理， △P’Ⅳ=（△Py+△Pj)6、7-（ △P’Ⅴ-△P’Ⅳ） = （△Py+△Pj)6、7 Pa 2)求Rpj R pj P 0.5 2719 81.4 Pa/m
风机盘管凝结水水平干管水力计算方法探讨
第2卷第4期扬州大学学报・自然科学版V ol.2N o.4 1999年11月JOURNA L OF Y ANG ZH OU UNIVERSITY・NAT URA L SCIE NCE E DITION N ov.1999风机盘管凝结水水平干管水力计算方法探讨刘光远 杭传儒(扬州大学水利与建筑工程学院环境工程系,扬州,225009)摘 要 通过对带独立新风的风机盘管空调系统中风机盘管凝结水排放问题的研究,提出了一套实用的凝结水水平干管水力计算方法,经实际工程应用,结果令人满意.对工程设计人员有参考价值.关键词 风机盘管;凝结水;水平干管;水力计算中图法分类号 T B657.2风机盘管空调系统在我国已有20多年的历史,至今仍是我国使用最广泛的空调系统,尤其在高层建筑中,全部或部分采用风机盘管系统约占85%以上.然而,对于风机盘管凝结水水平干管水力计算国内至今还没有一套实用的计算方法,仅文献[1]引用了美国MC QUAY公司提供的一组经验数据.以往工程设计人员仅凭经验选取凝结水水平干管管径.有些工程常因管径选择不当使凝结水排放出现问题.为此我们研究了一套实用计算方法供工程设计时采用.1 风机盘管凝结水量的确定要进行风机盘管凝结水水平干管水力计算,首先要知道计算管段上凝结水流量的大小.为此,必须确定计算管段上每台风机盘管凝结水量的大小.国家行业标准JB/T428391中,要求对风机盘管做凝结水试验.但到目前为止没有一家风机盘管生产厂在产品样本上提供凝结水量这一性能参数,这就给凝结水管水力计算带来困难.下面就每台风机盘管凝结水量的大小进行讨论.1.1 风机盘管实际去湿能力风机盘管实际去湿能力主要取决于本身的热工性能和使用工况.目前国内风机盘管表冷器排数有2排、3排和4排3种,处理焓差约为13.74～18.90k J・kg-1不等.不同生产厂家生产的风机盘管尽管其性能必须符合JB/T428391标准,但由于生产工艺不同,性能必然存在差异.因此,风机盘管去湿能力的计算必须以厂家提供的产品说明书上的性能参数为依据.目前厂家提供的产品说明书国内还没有统一格式,但就其提供的产品性能而言主要有两种形式.形式一:给出标准工况下,各种规格风机盘管高、中、低三档风速所对应的供冷量和供热量,且均为全热;形式二:给出各种规格风机盘管高速运转时在不同进风参数、不同供水温度和不同水流量工况下所对应的全热(Q q)和显热(Q x).风机盘管实际去湿能力的计算式为:W F=G F・ρ・(d N-d2)/1000,(1)式中,W F为风机盘管实际去湿量,kg・h-1;G F为风机盘管的送风量(高速值),m3・h-1;d2为风机盘管出风含湿量,g・kg-1;d N为室内空气含湿量,g・kg-1;ρ为空气密度,取ρ=1.2kg・m-3.上述2种形式计算风机盘管实际去湿能力的公式都为公式(1),所不同的是公式(1)中d2的计算方法不同.1)对于形式一,d2的大小在风机盘管出风焓值与空气含湿量关系图h d图上为风机盘管出风焓值h2和φ=90%等相对湿度线相交点之含湿量.由大量的实验可知,风机盘管出风相对湿度非常接近90%[2],因此取φ=90%对计算不会产生太大误差.收稿日期:19990504 室内设计参数一般不是标准工况,必须把产品样本提供的标准工况制冷量转换成非标准工况(设计工况)制冷量.计算式为[2]:Q =Q B ・t s -t L 1t Bs -t BL 1,(2)式中,Q 为设计工况制冷量,W ;Q B 为标准工况制冷量,W ;t s 为设计工况室内湿球温度,℃;t Bs 为标准工况室内湿球温度,℃;t L 1为设计工况冷冻水供水温度,℃;t BL 1为标准工况冷冻水供水温度,℃.风机盘管出风焓值为:h 2=h N -3QG F ,(3)式中,h N 为室内空气焓值,k J ・kg -1.按公式(3)求出h 2,在h d 图上即可方便地确定d 2值.将d 2值代入公式(1)可求出W F .2)对于形式二,因所提供的性能参数已非常接近实际工况,可直接取其数值由公式h =(1.01+1.84d )t +2500d ,计算风机盘管的去湿能力,式中2500d 为潜热.对于风机盘管,其湿处理能力用潜热方程表示为:2500・d N -d 21000・G F 3600・ρ=Q q -Q x1000, d N -d 2=65・Q q -Q x G F ,(4)式中,Q q 为产品样本上某一规格风机盘管的制冷量(全热),W ;Q x 为产品样本上某一规格风机盘管的制冷量(显热),W ;d N -d 2为风机盘管的实际处理含湿量差,将其代入公式(1),即可求出W F .1.2 凝结水量的确定舒适性空调设计,不论是按送风量还是按冷量来选择风机盘管,所选的风机盘管制冷量必须满足室内冷负荷的需要,以保证室内温度为设计值.这时,风机盘管的实际去湿能力就有可能难以满足室内湿负荷的需要.工程实践证明,当室内热湿比ε较小(如商场)时,所选风机盘管的去湿能力低于为保证室内设计参数所需的去湿能力,使室内状态点向h d 图右侧偏移;当室内热湿比ε较大(如办公室)时,情况则相反.因此,在确定风机盘管凝结水量时,不能按风机盘管需承担的室内湿负荷计算,而应以风机盘管的实际去湿能力为计算依据,即按公式(1)求出每台风机盘管的凝结水量.2 凝结水水平干管的水力计算凝结水在水平干管中流动属重力流,可按文献[3]中“无压圆管均匀流的水力计算公式”计算管径.凝结水流动和生产、生活等污水流动有区别,因此对于公式中某些参数不能一味套用给排水专业的推荐值,而需通过试验确定.1)管道充满度a.这是计算公式中重要的参数之一.我们分别取DN25、DN40两种规格的镀锌钢管做模拟试验,模拟实际运行工况.试验显示,管道中水流明显夹有空气,属非满管流,试验结果充满度a =0.76,工程中需考虑风机盘管积灰因素,为安全起见,取充满度a =0.6为宜.2)管道坡度不保证系数α.凝结水管道安装过程中常因天花高度与装璜发生矛盾,安装好的凝结水管道,经常在吊天花龙骨时,使管道变形,局部凸起,甚至形成倒坡;此外安装单位在施工过程中因施工条件、施工能力及支吊架间距等原因,也可造成凝结水管道坡度难以满足设计要求.为此在水力计算时,需增加坡度不保证系数α,以使设计安全可靠.根据工程经验,建议α取值为0.6.3)凝结水水平干管水力计算公式.公式为:G s =A ・F ・C ・(R ・i )12=A n ・D 24・π-θ2+sin θ2D 41+sin θ2π-θ23・(α・i )12.(5)取a =0.6,α=0.6,A =0.68[3],n =0.012[4],θ=2arccos (2a -1)=0.97π,则:G s =3.06×107・D 83・i 12,(6)95第4期刘光远等:风机盘管凝结水水平干管水力计算方法探讨式中,G s 为计算管段上的凝结水流量,kg ・h -1;F 为管道的水流断面积,m 2;R 为水力半径,m ;D 为计算管段管内径,m ;i 为管道坡度;n 为管道粗糙系数.由公式(6),求出计算管段上的凝结水流量G s ,确定坡度i ,即可求出管径.表1 常用管径排水量计算表 kg ・h -1坡 度管 径 /mm 20253240506580i =0.005i =0.01 7610714420330443043862074412291689238826463745表2 排水量经验数值表管径/mm 20253240506580排水量/kg ・h -1 5.61480140478—8444)计算管道的排水量.根据计算公式(6)可计算出常用管径管道的排水量,如表1.工程设计时,得出凝结水排水量后,按照表1即可方便地选定管径.3 方法对比文献[1]介绍的经验数据如表2.对比表1和表2,两种结果相差较大.按经验值所选管径比计算值大两个规格,而且经验值没有考虑坡度变化对排水量的影响.本文介绍的计算方法中,由公式(6)可见,影响排水量大小应为管径和坡度两个因素.单纯增加管径而不注意保证管道坡度,既造成材料浪费,又难以使凝结水排水通畅.4 结束语本文的计算方法经实际工程运用,结果令人满意.此外,我们还对凝结水排放出现问题的多个工程进行了研究,且按这种计算方法对凝结水管进行了校核计算,发现大部分工程设计的凝结水管管径偏大,凝结水排水不畅主要原因是管道坡度不能保证.工程设计时,按照本文计算方法所选凝结水水平干管管径,排水能力是完全可以保证的,关键在设计和施工过程中管道坡度要能真正保证.建议对凝结水管道要适当增加支、吊架数量,尤其对小管径管,以增强管道刚度,使管道有足够的排水坡度.5 参考文献1 陆耀庆.实用供热空调设计手册.北京:中国建筑工业出版社,1995.809～8102 殷 平.空调设计.长沙:湖南大学出版社,1997.153 周善生.水力学.北京:人民教育出版社,1982.317～3194 张延灿,季少军,唐尊亮,等.给水排水设计手册:第2册.北京:中国建筑工业出版社,1985.345APPROACHES TO H YDRAU LIC COMPUTATION OFCON DENSATE IN FAN 2COI L AN DH ORIZONTAL MAIN PIPELiu G uangyuan Hang Chuanru(Dept of Civil Engin ,Hydr and Civil Engin C oll ,Y angzhou Univ ,Y angzhou ,225009)Abstract The article presents a series of practical approaches to hydraulic com putation of condensate in fan 2coil and horizontal main pipe ,which are based on the research of exhaustion of condensate that occurs in the air 2conditioning system characterized by fresh 2air fan 2coil.The approaches have been proved to be satis factory in engineering applications and of great referential value for engineering designers.K eyw ords fan 2coil ;condensate ;horizontal main pipe ;hydraulic com putation(本文责任编辑 晓 文)06扬州大学学报・自然科学版第2卷。
管式换热器热力计算
这只是个模板，你还要自己修改数据，其中有些公式显示不出来。
不明白的问我。
一．设计任务和设计条件某生产过程的流程如图所示，反应器的混合气体经与进料物流患热后，用循环冷却水将其从110℃进一步冷却至60℃之后，进入吸收塔吸收其中的可溶组分。
已知混和气体的流量为227301㎏/h，压力为6.9MPa ,循环冷却水的压力为0.4MPa ，循环水的入口温度为29℃，出口温度为39℃，试设计一台列管式换热器，完成该生产任务。
物性特征：混和气体在35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）：密度定压比热容=3.297kj/kg℃热导率=0.0279w/m粘度循环水在34℃下的物性数据：密度=994.3㎏/m3定压比热容=4.174kj/kg℃热导率=0.624w/m℃粘度二．确定设计方案1．选择换热器的类型两流体温的变化情况：热流体进口温度110℃出口温度60℃；冷流体进口温度29℃，出口温度为39℃，该换热器用循环冷却水冷却，冬季操作时，其进口温度会降低，考虑到这一因素，估计该换热器的管壁温度和壳体温度之差较大，因此初步确定选用浮头式换热器。
2．管程安排从两物流的操作压力看，应使混合气体走管程，循环冷却水走壳程。
但由于循环冷却水较易结垢，若其流速太低，将会加快污垢增长速度，使换热器的热流量下贱，所以从总体考虑，应使循环水走管程，混和气体走壳程。
三．确定物性数据定性温度：对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可取流体进出口温度的平均值。
故壳程混和气体的定性温度为T= =85℃管程流体的定性温度为t= ℃根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。
对混合气体来说，最可靠的无形数据是实测值。
若不具备此条件，则应分别查取混合无辜组分的有关物性数据，然后按照相应的加和方法求出混和气体的物性数据。
混和气体在35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）：密度定压比热容=3.297kj/kg℃热导率=0.0279w/m粘度=1.5×10-5Pas循环水在34℃下的物性数据：密度=994.3㎏/m3定压比热容=4.174kj/kg℃热导率=0.624w/m℃粘度=0.742×10-3Pas四．估算传热面积1．热流量Q1==227301×3.297×(110-60)=3.75×107kj/h =10416.66kw2.平均传热温差先按照纯逆流计算，得=3.传热面积由于壳程气体的压力较高，故可选取较大的K值。
蒸汽供热管和凝结水管路的水力计算
供热蒸汽管路和凝结水管路水力计算（一）供热管网水力计算的基本原理蒸汽供热系统的管网由供汽管网和凝结水回收管网组成。
蒸汽供热系统管网水力计算的主要任务主要有以下三类：（1）按已知的热媒（蒸汽或凝结水）流量和压力损失，确定管道的直径。
（2）按已知热媒流量和管道直径，计算管道的压力损失，确定管路各进出口处的压力。
当供汽管路输送过热蒸汽时，还应计算用户入口处的蒸汽温度。
（3）按已知管道直径和允许压力损失，计算或校核管道中的流量。
根据水力计算的结果，不仅能分别确定蒸汽供热系统的管径、流量、压力以及温度，还可进一步确定汽源的压力和温度、凝结水回收系统的型式以及凝结水泵的扬程等。
本指导书主要阐述水力计算的基本原理、凝结水管网的水力工况、上述第一类计算的基本方法、基本步骤及典型计算示例。
至于上述第二类和第三类计算，由于与第一类计算原理相同、方法相似，因此未作详细说明。
1. 供热管网水力计算的基本公式在管路的水力计算中，通常把管路中流体流量和管径都没有改变的一段管子称为一个计算管段。
任何一个供热系统的管路都是由许多串联或并联的计算管段组成的。
当流体沿管道流动时，由于流体分子间及其与管壁间存在摩擦，因而造成能量损失，使压力降低，这种能量损失称为沿程损失，以符号“Δp y ”表示；而当流体流过管道的一些附件（如阀门、弯头、三通、散热器等）时，由于流动方向或速度的改变，产生局部旋涡和撞击，也要损失能量使压力降低，这种能量损失称为局部损失，以符号“Δp j ”表示。
因此，管路中每一计算管段的压力损失，都可用下式表示：Δp = Δp y +Δp j = Rl + Δp j Pa (2—1)式中:Δp —— 计算管段的压力损失，Pa ；Δp y —— 计算管段的沿程损失，Pa ；Δp j —— 计算管段的局部损失，Pa ；R —— 每米管长的沿程损失，又称为比摩阻，Pa/m ；L —— 管段长度，m 。
比摩阻可用流体力学的达西·维斯巴赫公式进行计算：22v d R ρλ= Pa/m (2—2)式中：λ —— 管段的摩擦阻力系数；d —— 管子内径，m ；v —— 热媒在管道内的流速，m/s ；ρ—— 热媒的密度，kg/m 3。
热水供暖系统的水力计算
3、压力损失计算
分别求出系统中各管段的沿程损失和局部损失 后，两者之和就是该管段的总压力损失。
二、当量局部阻力法和当量长度法
在实际工程设计中，为了简化计算，采用所谓 “当量局部阻力法”或“当量长度法”进行管 路的水力计算。
当量局部阻力法（动压头法）——将管段的沿 程损失转变为局部损失来计算。
资用压力是系统在该入户处所能提供的循环压力，即 供回水管道的压力差，它是由供热部门供热系统循环 泵的扬程大小决定的，也就是外网提供的循环压力。 双管系统如果外网提供的压力大于资用压力，就要设 置高阻调节的两通阀，单管系统如果外网提供的压力 大于资用压力，就要设置低阻调节的调节阀。
一般来说，某一管段的沿程阻力和局部阻力之和都可 以叫做资用压力。资用压力是可以利用的压力，也就 是系统所必须提供给用户的克服各种阻力（系统中流 体流动阻力）的压力。
教学目的：掌握水力计算方法 教学重点：机械循环热水供暖系统管路
的水力计算 教学难点：阻力平衡
室内热水供暖系统通过进行水力计算可以确定系 统中各管段的管径，使进入各管段的流量和进入 散热器的流量符合要求，进而确定各管路系统的 阻力损失。
水力计算应在确定了系统形式、管路布置及散热 器选择计算后进行。
Rpj
p资 l
pl ? p资
否
是
结束
在允许不平衡率范围内，一 般为±15%
4-2 重力（自然）循环双管供暖系 统管路的水力计算方法和例题
重力循环双管系统通过散热器环路的循环作用压 力的计算公式
求总损失
根据推荐的比 摩阻
选择动力设备
➢已知各管段的流量和管径，确定系统所需的循环 作用压力（校核水泵）
确定最不利环路
划分管段 计算流速v1、v2….
换热器热力计算
换热器热力计算设计说明书一、热力计算1、原始数据:甲醇进口温度t1’=64.4 ℃甲醇出口温度t1”=38℃甲醇工作压力 P1=0.04MPa甲醇流量G1=1.3×1.986×103kg/h冷却水进口温度t2’=32℃冷却水出口温度t2”=42℃冷却水工作压力 P2 =0.36MPa2、定性温度及物性参数水的定性温度t2=(t2’+t2”)/2=(32+42)=37℃水的密度查物性表得ρ2=993.25kg/m3水的比热查物性表得C p2=4.174KJ/kg.℃水的导热系数查物性表得λ2=0.629W/m.℃水的粘度μ2=697.76×10-6Pa.s水的普朗特数查物性表得 P r2=4.64甲醇的定性温度，甲醇在0.04MP下的沸点温度t i=64.34℃冷凝段t1=( t1’+ t i)/2=(64.4+64.34)/2=64.4℃冷却段t1c=( t1”+ t i)/2=(64.34+38)/2=51.2℃甲醇在冷凝段温度下的物性常数：密度ρ1=2.31kg/m3比热C p1=1.42 KJ/kg.℃导热系数λ1=0.0169 W/m.℃粘度μ1=10.5×10-6 Pa.s普朗特数P r1=0.88甲醇在冷却段温度下的物性常数：密度ρ1ｃ＝777.87 kg/m3比热C p1C=2.75 KJ/kg.℃导热系数λ1ｃ＝0.1600 W/m.℃粘度μ1c=0.3351 Pa.s普朗特数P r1c=5.763、传热量与水热流量取定换热器热效率为η=0.98冷凝段传热量：Q1= G1·γ·η/3600=1.3×1.986×103×825.6×0.98/3600=580.25094KW=580250.94W冷却段传热量：Q1C= G1·C p1C·(t3- t1”)·η/3600=1.3×1.986×103×2.75×(64.34-38)×0.98/3600=50.90900KW=50909.00W总传热量Q 0= Q 1+ Q 1C =580250.94+50909.00=631159.94KW 冷却水的流量： G 2= )('2"220t t C Q P -?=631159.944.174×(42-32)=54436.4Kg/h 设定冷凝段和冷却段分界处水的温度为t 3 G 2= )(3''221t t C Q P c-?=54436.4Kg/h解得t 3=41.2℃ 4、有效平均温差冷凝段温差： Nt ?=)()(ln)()(3'1"2'13'1"2'1t t t t t t t t -----=324.64424.64ln)324.64()424.64(-----=27.1℃对于冷凝，冷凝温度基本一定，故温差校正系数为1，所以有效平均温差m t ?=27.1℃ 冷却段温差： Nct ?=)()(ln)()('2"13'1'2"13'1t t t t t t t t -----=32382.414.64ln)3238()2.414.64(-----=12.7℃换热器按单壳程2管程设计。
盘管换热器相关计算
一、铜盘管换热器相关计算条件：600kg 水 6小时升温30℃ 单位时间内换热器的放热量为q q=GC ΔT=600*4.2*10^3*30/(6*3600)= 3500 w 盘管内流速1m/s ，管内径为0.007m ，0.01m ，湍流范围：Re=10^4~1.2*10^5 物性参数：40℃饱和水参数。
黏度—653.3*10^-6 运动黏度—0.659 *10^-6 普朗特数—4.31 导热系数—63.5*10^2 w/(m. ℃)求解过程：盘管内平均水温40℃为定性温度时换热铜管的外径，分别取d1=0.014m d2=0.02m 努谢尔特准则为0.4f 8.0f f Pr 023Re .0*2.1Nu =＝1.2*0.023*21244.310.84.310.4=143.4 （d1） 0.4f8.0ff Pr 023Re.0*2.1Nu =＝1.2*0.023*30349.010.84.310.4=190.7 （d2）管内对流换热系数为l Nu h ff i λ⋅==143.4*0.635/0.014=6503.39 （d1） lNu h ff i λ⋅==190.7*0.635/0.02=6055.63 （d2） 管外对流换热系数格拉晓夫数准则为（Δt=10）23/υβtd g Gr ∆==9.8*3.86*10^-4*10*.0163/(0.659*10^-6)2=356781.6 （d1） 23/υβtd g Gr ∆==9.8*3.86*10^-4*10*.0223/(0.659*10^-6)2=927492.9（d2）其中g=9.8 N/kgβ为水的膨胀系数为386*10^-6 1/K自然对流换热均为层流换热（层流范围：Gr=10^4~5.76*10^8）25.023w wPr t g l 525.0Nu ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅∆=να=0.525(356781.6*4.31)0.25=18.48755 （d1）25.023w wPr t g l 525.0Nu ⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅∆=να=0.525(927492.9*4.31)0.25=23.47504 （d2）其中Pr 普朗特数为4.31 对流换热系数为dNu m λα==18.48755*0.635/0.014=838.5422 （d1） dNu m λα==23.47504*0.635/0.014=677.5749 （d2）其中λ为0.635w/(m. ℃) .传热系数Uλδ++=o i h 1h 1U 1=1/6503.39+1/838.5422+1/393=0.003891 U=257.0138 （d1）λδ++=o i h 1h 1U 1=1/6055.63+1/677.5749+1/393=0.004186 U=238.9191 （d2）h i －螺旋换热器内表面传热系数 J /㎡·s ·℃ h o －螺旋换热器外表面传热系数 J /㎡·s ·℃ δ－螺旋换热器管壁厚 m δ=1m λ－管材的导热系数 J /m ·s ·℃ λ=393W/m ℃k o －分别为管外垢层热阻的倒数（当无垢层热阻时k o 为1） J /㎡·s ·℃ 自来水 k o =0.0002㎡℃/W换热器铜管长度 dq l απ70==3500/10/257.0138/3.14/0.014=27.1 （d1）A=1.53dq l απ70==3500/10/238.9191/3.14/0.022=21.2 （d2）A=1.65二、集热面积的相关计算（间接系统）条件：加热600kg 水，初始水温10℃，集热平面太阳辐照量17MJ /㎡以上，温升30℃，⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅⋅+⋅=hx hx C L R c IN A U A U F 1A A =9.5㎡式中IN A —间接系统集热器总面积，㎡L R U F —集热器总热损系数，W/（㎡·℃）对平板集热器，L R U F 宜取4～６W/（㎡·℃） 对真空管集热器，L R U F 宜取１～２W/（㎡·℃）取1hx U —环热器传热系数，W/（㎡·℃） hx A —换热器换热面积，㎡c A —直接系统集热器总面积，㎡ )1(J f)t t (C Q A L cd T i end w w c ηη--=w Q —日均用水量，kgw C —水的定压比热容，kJ/（kg ·℃） end t —出水箱内水的设计温度，℃i t —水的初始温度，℃f —太阳保证率，%；根据系统的使用期内的太阳辐照、系统经济以用户要求等因素综合考虑后确定，宜为30%～80% 取1T J —当地集热采光面上的年平均日太阳辐照量kJ/㎡cd η—集热器的年平均集热效率；根均经验值宜为0.25～0.5 取0.6L η—出水箱和管路的热损失率；根据经验取值宜为0.20～0.30 取0.2结论：1） 换热器入口流速在1 m/s 左右2） 保证换热器内的平均温度在40℃左右 3） 换热器的入口压力不低于0.2 5MPa三、换热器计算1.传热面积TU Q A ∆=(2.1.1)A — 传热面积 ㎡ Q —传热量 J/s U —传热系数 J /㎡·s ·℃ ΔT －平均温度差 ℃2.平均温度差（考虑逆流情况）c1h2c2h1c1h2c2h1T T T T ln )T T ()T (T T -----=∆（2.2.1） 其中T c —冷流体温度 ℃ T h —热流体温度 ℃下标1为入口温度，下标2为出口温度 当c1h2c2h1T T T T --≤2时，可用算数平均值计算，即2)T T ()T (T c1h2c2h1-+-（2.2.2）3.传热系数U)A A (k 11)k 1h 1()A A (h 1U 1io i o o o i o i ++++=λδη（2.3.1）h i －螺旋换热器内表面传热系数 J /㎡·s ·℃ h o －螺旋换热器外表面传热系数 J /㎡·s ·℃ δ－螺旋换热器管壁厚 m λ－管材的导热系数 J /m ·s ·℃k i ,k o －分别为管内外垢层热阻的倒数（当无垢层热阻时k i ,k o 均为1） J /㎡·s ·℃ ηo －为肋面总效率（如果外表面为肋化，则ηo ＝1）ioA A －为换热管的外表面积与内表面积之比；4.螺旋管内表面传热系数lNu h ff i λ⋅=（2.4.1） 其中h i —管内表面传热系数 J /㎡·h ·℃f Nu —努塞尔数f λ—流体导热系数 W/m ·K换热器设计流量为：4L/min ～14L/min ，管内为湍流时实验关联式验证范围：Re f ＝104～1.2×105,Pr f ＝0.1～120，l/d ≥60; 管内径d 为特征长度。
__热水供暖系统水力计算
Байду номын сангаас
得出：△P
1
则有△P ＝Ａ ( l )G 2 式中
d
d
l Zh
Zh 为折算的局部阻力系数，于是 △P ＝Ａ Zh Ｇ２ 令Ｓ＝Ａ Zh ，则有
（一）沿程阻力损失
比摩阻R
R
2
d 2
Pa/m
(4-2)
式中 d –管子内径m； υ –热媒在管道内的流速，m／s； ρ –热媒的密度，kg／m3； λ –管段的摩擦阻力系数。摩擦阻力系数值取决于管内 热媒的流动状态和管壁的粗糙程度，其表达式为： λ =ƒ(Re,ε ) Re=υ d/γ ε =K/d 式中Re–雷诺数(Re<2320,流动为层流；Re>2320，流动为紊流) γ –热媒的运动粘滞系数m2/s； K–管壁的当量绝对粗糙度，m； ε –管壁的相对粗糙度。
(2)推荐流速法 推荐常用流速（对应比摩阻值为６０－１２０Ｐa/m）
2.当量阻力法(动压头法)
当量局部阻力法当量局部阻力法的基本原理是将管段的沿程损 失转变为局部损失来计算。 △P=RL+Z 其中的沿程损失RL写成局部阻力损失形式有: RL= d
2
2
2
，而依据公式（４－２）
R
2
四、水力计算步骤
首先画出管路系统图，并在图上划分管段（流量和管径都 相等的），标注管段号、热负荷Q、流量G和管段长L 1.确定最不利环路。指允许比摩阻最小的环路，一般为最 远立管环路。 2.确定最不利环路作用压力。自然循环系统按有关公式计 算得出（式3-3）；机械循环系统一般取10000Pa。 3.计算最不利环路平均比摩阻，采用预定压头法（式4-5 ） P 或推荐比摩阻60-120Pa/m。 R
盘管换热器相关计算
一、铜盘管换热器相关计算条件：600kg 水 6小时升温30℃ 单位时间内换热器的放热量为q q=GC ΔT=600*4.2*10^3*30/(6*3600)= 3500 w 盘管内流速1m/s ，管内径为0.007m ，0.01m ， 盘管内水换热情况：湍流范围：Re=10^4~1.2*10^5 物性参数：40℃饱和水参数。
黏度—653.3*10^-6 运动黏度—0.659 *10^-6 普朗特数—4.31 导热系数—63.5*10^2 w/(m. ℃)求解过程：盘管内平均水温40℃为定性温度时换热铜管的外径，分别取d1=0.014m d2=0.02m 努谢尔特准则为0.4f 8.0f f Pr 023Re .0*2.1Nu =＝1.2*0.023*21244.310.84.310.4=143.4 （d1） 0.4f8.0ff Pr 023Re.0*2.1Nu =＝1.2*0.023*30349.010.84.310.4=190.7 （d2）管内对流换热系数为l Nu h ff i λ⋅==143.4*0.635/0.014=6503.39 （d1） lNu h ff i λ⋅==190.7*0.635/0.02=6055.63 （d2） 管外对流换热系数格拉晓夫数准则为（Δt=10）23/υβtd g Gr ∆==9.8*3.86*10^-4*10*.0163/(0.659*10^-6)2=356781.6 （d1） 23/υβtd g Gr ∆==9.8*3.86*10^-4*10*.0223/(0.659*10^-6)2=927492.9（d2）其中g=9.8 N/kgβ为水的膨胀系数为386*10^-6 1/K自然对流换热均为层流换热（层流范围：Gr=10^4~5.76*10^8）25.023w wPr t g l 525.0Nu ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅∆=να=0.525(356781.6*4.31)0.25=18.48755 （d1）25.023w wPr t g l 525.0Nu ⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅∆=να=0.525(927492.9*4.31)0.25=23.47504 （d2）其中Pr 普朗特数为4.31 对流换热系数为dNu m λα==18.48755*0.635/0.014=838.5422 （d1） dNu m λα==23.47504*0.635/0.014=677.5749 （d2）其中λ为0.635w/(m. ℃) .传热系数Uλδ++=o i h 1h 1U 1=1/6503.39+1/838.5422+1/393=0.003891 U=257.0138 （d1）λδ++=o i h 1h 1U 1=1/6055.63+1/677.5749+1/393=0.004186 U=238.9191 （d2）h i －螺旋换热器内表面传热系数 J/㎡·s ·℃ h o －螺旋换热器外表面传热系数 J/㎡·s ·℃ δ－螺旋换热器管壁厚 m δ=1mλ－管材的导热系数 J/m ·s ·℃ λ=393W/m ℃k o －分别为管外垢层热阻的倒数（当无垢层热阻时k o 为1） J/㎡·s ·℃ 自来水 k o =0.0002㎡℃/W换热器铜管长度 dq l απ70==3500/10/257.0138/3.14/0.014=27.1 （d1）A=1.53dq l απ70==3500/10/238.9191/3.14/0.022=21.2 （d2）A=1.65二、集热面积的相关计算（间接系统）条件：加热600kg 水，初始水温10℃，集热平面太阳辐照量17MJ/㎡以上，温升30℃，⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅⋅+⋅=hx hx C L R c IN A U A U F 1A A =9.5㎡式中IN A —间接系统集热器总面积，㎡L R U F —集热器总热损系数，W/（㎡·℃）对平板集热器，L R U F 宜取4～６W/（㎡·℃） 对真空管集热器，L R U F 宜取１～２W/（㎡·℃）取1hx U —环热器传热系数，W/（㎡·℃） hx A —换热器换热面积，㎡c A —直接系统集热器总面积，㎡ )1(J f)t t (C Q A L cd T i end w w c ηη--=w Q —日均用水量，kgw C —水的定压比热容，kJ/（kg ·℃） end t —出水箱内水的设计温度，℃i t —水的初始温度，℃f —太阳保证率，%；根据系统的使用期内的太阳辐照、系统经济以用户要求等因素综合考虑后确定，宜为30%～80% 取1T J —当地集热采光面上的年平均日太阳辐照量kJ/㎡cd η—集热器的年平均集热效率；根均经验值宜为0.25～0.5 取0.6—出水箱和管路的热损失率；根据经验取值宜为0.20～0.30 取0.2 L结论：1）换热器入口流速在1 m/s 左右2）保证换热器内的平均温度在40℃左右3）换热器的入口压力不低于0.2 5MPa三、换热器计算1.传热面积TU QA ∆=(2.1.1)A — 传热面积 ㎡ Q —传热量 J/s U —传热系数 J/㎡·s ·℃ ΔT －平均温度差 ℃2.平均温度差（考虑逆流情况）c1h2c2h1c1h2c2h1T T T T ln )T T ()T (T T -----=∆（2.2.1） 其中T c —冷流体温度 ℃ T h —热流体温度 ℃下标1为入口温度，下标2为出口温度 当c1h2c2h1T T T T --≤2时，可用算数平均值计算，即2)T T ()T (T c1h2c2h1-+-（2.2.2）3.传热系数U)A A (k 11)k 1h 1()A A (h 1U 1io i o o o i o i ++++=λδη（2.3.1）h i －螺旋换热器内表面传热系数 J/㎡·s ·℃ h o －螺旋换热器外表面传热系数 J/㎡·s ·℃ δ－螺旋换热器管壁厚 m λ－管材的导热系数 J/m ·s ·℃k i ,k o －分别为管内外垢层热阻的倒数（当无垢层热阻时k i ,k o 均为1） J/㎡·s ·℃ ηo －为肋面总效率（如果外表面为肋化，则ηo ＝1）ioA A －为换热管的外表面积与内表面积之比； 4.螺旋管内表面传热系数lNu h ff i λ⋅=（2.4.1） 其中h i —管内表面传热系数 J/㎡·h ·℃f Nu —努塞尔数f λ—流体导热系数 W/m ·K换热器设计流量为：4L/min ～14L/min ，管内为湍流时实验关联式验证范围：Re f ＝104～1.2×105,Pr f ＝0.1～120，l/d ≥60; 管内径d 为特征长度。
管路水力计算
精心整理一、管路水力计算的基本原理1、一般管段中水的质量流量G，kg/h，为已知。
根据G查询热水采暖系统管道水力计算表，查表确定比摩阻R后，该管段的沿程压力损失P y=Rl 就可以确定出来。
局部压力损失按下式计算Σξ----（2（式中ξd——当量局部阻力系数。
计算管段的总压力损失ΔP可写成（5）令ξzh=ξd+Σξ式中ξzh|——管段的这算阻力系数（6）又(7)则（8）设3、当是假设（式中l dΔP=P y+P j=Rl+Rl d=Rl zh（11）式中l z h为管段的折算长度，m。
当量长度法一般多用于室外供热管路的水力计算上。
二、热水采暖系统水力计算的方法1、热水采暖系统水力计算的任务a、已知各管段的流量和循环作用压力，确定各管段管径。
常用于工程设计。
b、已知各管段的流量和管径，确定系统所需的循环作用压力。
常用于校核计算。
c、已知各管段管径和该管段的允许压降，确定该管段的流量。
常用于校核计算。
2、等温降法水力计算方法2-1最不利环路计算（1）最不利环路的选择确定采暖系统是由各循环环路所组成的，所谓最不利环路，就是允许平均比摩阻最小一般就（2式t g—t g—（3式ΔP（4）根据R pj和各管段流量，查表选出最接近的管径，确定该管径下管段的实际比摩阻和实际流速v。
（5）确定各管段的压力损失，进而确定系统总的压力损失。
2-2其他环路计算其他环路的计算是在最不利环路计算的基础上进行的。
应遵循并联环路压力损失平衡的规律，来进行各环路的计算。
应用等温降法进行水力计算时应注意：（1）如果系统位置循环作用压力，可在总压力损失之上附加10%确定。
（2）各并联循环环路应尽量做到阻力平衡，以保证各环路分配的流量符合设计要求。
（但各并联环路的阻力做到绝对平衡是不可能的，允许有一个差额，但不能过大，否则会造成严重失调。
（3）散热器的进流系数跨越式热水采暖系统中，由于一部分直接经跨越管流入下层散热器，散热器立管中的出现近下进行算方法使设计开始。
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纯凝结段换热器热力水力计算
（盘管式）
一．原始数据
给水压力w P （MPa ） 给水流量G （s kg /）
给水进口焓1h （kg kJ /）或给水进口温度1t （℃） 给水出口焓2h （kg kJ /）或给水出口温度2t （℃） 蒸汽压力s P （MPa ）或蒸汽饱和温度s T （℃） 蒸汽进口焓1H （kg kJ /） 蒸汽温度1T （℃） 疏水出口焓2H （kg kJ /） 二．选用数据
1．管子直径i o d d /（m m /）
螺旋管式高加常取略大的管径，约φ18~32mm ，壁厚2.5~5mm 左右。
腰圆管的壁厚最薄至2.5mm ，实践表明2mm 壁厚者寿命不长。
螺旋形以及腰圆形等的管子，当壁厚在2.5~3mm 以上时，可以拼焊，但须注意拼接质量。
2．管内水速w （s m /）
N d G w i 2
4
πυ
=
在额定满负荷运行工况下，流经管内的给水流速按平均温度不超过下列数值，平均温度可按进口和出口温度的算术平均值或按热力计算的数据取用：
不锈钢、蒙乃尔合金（monel ）、因科镍（inconel ）管子为3s m / 铜镍合金（70-30，80-20，90-10）管子为2.7s m / 碳钢管子为2.4s m /
在平均温度下的额定满负荷工况下的碳钢管和铜管的合适给水速度推荐
为1.85s m /，或在1.85~2s m /之间，不得已时可略超过2s m /，但不应超过2s m /；螺旋管式高压加热器的碳钢螺旋管内给水速度推荐为2s m / 三．计算
1．传热量Q （W ）
()31210⨯-=h h G Q 2．核算蒸汽量D （s kg /） ()98
.0103
21⨯⨯-=
H H Q
D 3．对数平均温差m t ∆（℃） 2
11
2t T t T In
t t t s s m ---=
∆ 4．给水平均温度f t （℃） m s f t T t ∆-= 5．汽侧壁温w t （℃） m s w t T t ∆-=4.0 6．汽液膜平均温度M t （℃） ()w s M t T t +=2
1
7．系数B ，查表
8．汽化潜热r （kg kJ /）
根据s P 查汽水性质表 9．换热管数量N （根） w
d G N i 24
υ
=
10． 汽至壁传热分系数1a （()C m W o ⋅2/） ()
4
015894.0w s t T nd r
B a -=
式中 n —— 水平管束在蒸汽侧沿垂直方向的管子平均排数，它是
指管子外表的凝结液膜垂直下流经过的管排数 11． 给水比容υ（kg m /3）
根据w P 、f t 查汽水性质表 12． 给水运动粘度v （s m /2）
根据w P 、f t 查汽水性质表
13．系数A
2045.015.21190f f t t A -+= 14.
壁至水传热分系数2a （()C m W o ⋅2/）
2.08.0163
.1-=i d Aw a 弯管修正系数3
3.101⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=R d i ε
a a ⋅=ε2
R —— 所有曲率半径的算术平均值 15．管壁厚δ（m ）
()i o d d -=21
δ
16． 壁热导率λ（()C m W o ⋅/）
17. 污垢热阻R （W C m o /2⋅）
查阅GB151-1999附录F7，对给水加热器的凝结段，管内给水侧的最小污垢热阻R 为0.000035222W C m o /2⋅ 18． 总传热系数k （()C m W o ⋅2/） ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⋅++=
i o i o d d R d d a a k 21
111
λδ
19． 计算传热面积c F （2m ） m
c t k Q
F ∆=
20. 实际传热面积F （2m ） L d N F o π= 21. 腰圆管展开长度L （m ）
根据公式L d N F o π=，F F c =反推。