换热器的传热计算

量直径为：
d
' e
=
4×π 4
(d
2 1
πd 2
−
d
2 2
)
=
d12
−
d
2 2
d2
（7）
d1—套管换热器的外管内径，m； d2—套管换热器的内管外径，m。 传热计算中，究竟采用哪个当量直径，由具体的关联式决定。但无论采用哪
个当量直径均为一种近似的算法，而最好采用专用的关联式，例如在套管环隙中
用水和空气进行对流传热实验，可得 h 的关联式：
通常管子的排列有正三角形、转角正三角形、正方形及转角正方形四种。如
图 1 所示：
流体在管束外流过时，平均对流传热系数可分别用式（9）、（10）计算：
对于 a、d
Nu = 0.33Re0.6 Pr 0.33
（9）
对于 b、c
Nu = 0.26 Re0.6 Pr 0.33
应用范围：Re>3000。 特性尺寸：管外径 do。 流速：取流体通过每排管子中最狭窄通道处的速度。
当 Re=2300~10000 时，对流传热系数可先用湍流时的公式计算， 然后把算
得结果乘以校正系数φ
φ = 1 − 6 ×105 Re −1.8
（5）
4) 流体在弯管内作强制对流 流体在弯管内流动时，由于受离心力的作用，增大了流体的湍动程度，使对 流传热系数较直管的大，此时可用下式计算对流传热系数，即：
格拉斯霍夫数 （Grashof number）
l3ρ 2 gβ∆t
Gr
µ2
表示由于温度差引起的浮力与粘性力之比
各准数中的物理量的意义为： h — 对流传热系数，W/（m2 ℃）； u — 流速，m/s； ρ— 流体的密度，kg/m3； l — 传热面特性尺寸，可以是管径（内径、外径或平均直径）或平板长度，m； k — 流体的导热系数，W/（m2 ℃）； μ— 流体的粘度，Pa s； cp— 流体的定压比容，J/（kg ℃）； Δt—流体与壁面间的温度差，℃； β— 流体的体积膨胀系数，1℃/或 1/K； g — 重力加速度，m/s2。
上述关系式仅为 Nu 与 Re、Pr 或 Gr、Pr 的原则关系式，而各种不同情况下
的具体关系式则需通过实验确定。在使用由实验数据整理得到的关系式时，应注 意：
①应用范围 关系式中 Re、Pr 等准数的数值范围等； ②特性尺寸 Nu、Re 等准数中的 l 应如何确定； ③定性温度 各准数中的流体物性应按什么温度查取。 总之，对流传热系数是流体主体中的对流和层流内层的热传导的复合现象。
任何影响流体流动的因素（引起流动的原因、流动状态和有无相变化等）都必然
影响对流传热系数。以下分流体无相变和有相变两种情况来讨论对流传热系数的
关系式，其中前者包括强制对流和自然对流，后者包括蒸汽冷凝和液体沸腾。
Ø 流体无相变时的强制对流传热
1. 流体在管内做强制对流
1) 流体在光滑圆形直管内做强制湍流
即：
h
= 1.86
k di
Re⋅ Pr
di L
1
/
3

µ µw
0.14
应用范围：Re<2300，0.7<Pr<6700，Re Pr di>10（L 为管长）
特性尺寸：管内径 di。
（4）
定性温度： 除 µw 取壁温外，均取流体进出口温度的算术平均值。
上式适用于管长较小时的情况，当管子极长时则不再适用，因为此时求得的
定性温度：流体进出口温度的算术平均值。
管束排数应为 10，否则应乘以表 3 的系数。 表 3 式（9）和式（10）的校正系数
（10）
排数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 12 15 18 25 35 75 a、d 0.68 0.75 0.83 0.89 0.92 0.95 0.97 0.98 0.99 1.0 1.01 1.02 1.03 1.04 1.05 1.06 c、d 0.64 0.80 0.83 0.90 0.92 0.94 0.96 0.98 0.99 1.00
热负荷确定后，可由总传热速率方程（Q=K SΔt）求得换热面积，最后根据 《化工设备标准系列》确定换热器的选型。
其中总传热系数
K=
d0 hi di
+ Rsi
d di
1 + bd0
kdm
+
Rso
+
1 h0
（1）
在实际计算中，总传热系数通常采用推荐值，这些推荐值是从实践中积累或
通过实验测定获得的，可以从有关手册中查得。在选用这些推荐值时，应注意以
影响对流传热系数的因素主要有： 1. 流体的种类和相变化的情况 液体、气体和蒸气的对流传热系数都不相同。牛顿型和非牛顿型流体的也有 区别，这里只讨论牛顿型对流传热系数。 流体有无相变化，对传热有不同的影响。 2. 流体的性质 对 h 影响较大的流体物性有比热、导热系数、密度和粘度等。对同一种流体， 这些物性又是温度的函数，而其中某些物性还和压强有关。 3. 流体的流动状态 当流体呈湍流时，随着 Re 数的增加，滞流内层的厚度减薄，故 h 就增大。 而当流体呈滞流时，流体在热流方向上基本没有混杂流动，故 h 就较湍流时为小。 4. 流体流动的原因 自然对流是由于流体内部存在温度差，因而各部分的流体密度不同，引起流 体质点的相对位移。设ρ1 和ρ2 分别代表温度为 t1 和 t2 两点的密度，则流体因密 度差而产生的升力为（ρ1-ρ2）g。若流体的体积膨胀系数为β，单位为 1/℃， 并以代表Δt 温度差（t2- t1），则可得ρ1=ρ2（1+βΔt），于是每单位体积的流体 所产生的升力为： （ρ1-ρ2）g=[ρ2（1+βΔt）-ρ2]g=ρ2βgΔt 或（ρ1-ρ2）/g=βΔt 强制对流是由于外力的作用，如泵、搅拌器等迫使流体的流动。 5. 传热面的形状、位置和大小 传热管、板、管束等不同的传热面的形状；管子的排列方式，水平或垂直放 置；管径、管长或板的高度等，都影响 h 值。 目前解决对流传热问题的方法主要有量纲分析法和类比法。常用的量纲分析 法有雷莱法和伯金汉法（Buckingham Method），前者适合于变量数目较少的场 合，而当变量数目较多时，后者较为简便，由于对流传热过程的影响因素较多， 故需采用伯金汉法。 ² 强制对流（无相变）传热过程 根据理论分析及实验研究，对流传热系数 h 的影响因素有传热设备的尺寸 l、 流体密度ρ、粘度μ、定压质量热容 cp、导热系数 k 及流速 u 等物理量，可用
h
=
0.02
k de

d1 d2
0.53
Re 0.8
Pr1/ 3
应用范围：Re=12000~220000，d1/d2=1.65~17。
特性尺寸：当量直径 de。
定性温度：流体进出口温度的算术平均值。
（8）
此式亦可用于计算其他流体在套管环隙中作强制湍流时的传热系数。
2. 流体在管外作强制对流 1) 流体在管束外作强制垂直流动
h 趋于零，与实际不符。
当参数 Nu∞、k1、k2 和 n 已知时，选用下列关联式结果较为准确：
Nu
=
Nu∞
+
k1(Re⋅ Pr⋅ di / 1 + k2 (Re⋅ Pr⋅ di
L) / L)n
（5）
Nu—不同条件下努塞尔数的平均值或局部值；
Nu∞—热边界层在管中心汇合后的努塞尔数； k1、k2、n—常数，其值可由 2 表查得；
下几点：
1. 设计中管程和壳程的流体应与所选的管程和壳程的流体相一致。 2. 设计中流体的性质（粘度等）和状态（流速等）应与所选的流体性质和
状态相一致。 3. 设计中换热器的类型应与所选的换热器的类型相一致。 4. 总传热系数的推荐值一般范围很大，设计时可根据实际情况选取中间的
某一数值。若需降低设备费可选取较大的 K 值；若需降低操作费用可取 较小的 K 值。 5. 为保证较好的换热效果，设计中一般流体采用逆流换热，若采用错流或 折流换热时，可通过安德伍德（Underwood）和鲍曼（Bowman）图算法 对Δt 进行修正。 虽然这些推荐值给设计带来了很大便利，但是某些情况下，所选 K 值与实 际值出入很大，为避免盲目烦琐的试差计算，可根据式（1）对 K 值估算。 式（1）可分为三部分，对流传热热阻、污垢热阻和管壁导热热阻，其中污 垢热阻和管壁导热热阻可查相关手册求得。由此，K 值估算最关键的部分就是对 流传热系数 h 的估算。
流体在管内作强制层流时，一般流速较低，故应考虑自然对流的影响，此时
由于在热流方向上同时存在自然对流和强制对流而使问题变得复杂化，因此，强
制层流时的对流传热系数关联式其误差要比湍流的大。
当管径较小，流体壁面间的温度差也较小且流体的μ值较大时，可忽略自然
对流对强制层流传热的影响，此时可应用西德尔（Sieder）-泰特（Tate）关联式，
a) 低粘度流体
可应用迪特斯（Dittus）-贝尔特（Boelter）关联式，即：
h
=
0.023
k di

diub µ
Байду номын сангаас
ρ
0.8
cpµ k
n
（2）
式中 n 值视热流方向而定，当流体被加热时，n=0.4，当流体被冷却时，n=0.3。
应用范围：Re>10000，0.7 <Pr<120， L >60（L 为管长）。若 L <60，需考
恒壁热通量 正在发展
0.7
局部 4.36 0.036 0.0011 1.0
各物理量的定性温度为管子进出口流体主体温度的算术平均值。
除表 2 所述情况外，一般采用式（4）计算 h。
应当指出，由于强制对流时对流传热系数很低，故在换热器设计中，应尽量