多头螺旋管式换热器换热与压降计算
螺旋缠绕式换热器计算
螺旋缠绕式换热器计算1、引言螺旋缠绕式换热器是一种常见的换热设备，其设计得到广泛应用。
它的优点在于具有大的换热面积、高效率、紧凑型、适应性强、维护容易等特点。
本文将详细介绍螺旋缠绕式换热器的计算方法。
2、螺旋缠绕式换热器的结构螺旋缠绕式换热器由两个圆盘夹持多根长螺旋片缠绕而成。
流体经过螺旋片时，因受到螺旋片的交错和扭曲作用，形成流体旋涡，从而增加传热的面积和效率。
螺旋片的宽度、长度、角度等都是影响换热性能的重要参数。
3、螺旋片的设计螺旋片的设计需要考虑三个方面：传热性能、流体的流态和压力损失。
传热性能包括传热系数和换热面积。
流体的流态可以根据雷诺数决定。
若雷诺数小于2100，流态为层流；若雷诺数大于4000，流态为紊流；在2100到4000之间，流态为过渡流。
压力损失的大小影响着流体的流速和能耗。
因此螺旋片的设计需要综合考虑以上三个方面。
4、螺旋缠绕式换热器的计算方法为了确定螺旋片的一些参数，需要进行计算。
其中有两种典型的计算方法，分别是传统的单元法和现代的整体法。
（1）单元法单元法将整个螺旋片划分成若干个小单元，然后对每一个小单元进行热力学分析。
由于单元法每个小单元的分析比较简单，所以该方法比较容易实现。
但是，单元法并不能完全反映螺旋片的复杂性，因此可能会存在误差。
（2）整体法整体法是指将螺旋片看作一个整体，在保证达到规定传热效果和流体流量的前提下，计算出某些关键的设计参数。
整体法的优点在于能够全面考虑螺旋片的各种特性，因此计算精度相对较高。
5、结论综上所述，螺旋缠绕式换热器计算是一个比较复杂的过程，需要综合考虑多个因素。
现代化的整体法为螺旋片的设计提供了一种更加全面、准确的计算方法。
在实际应用中，需要根据具体情况来选择合适的计算方法，以便得到最优的设计方案。
螺旋管式换热器设计参数计算
介质名称柴油进口温度t1 ℃粘度μ kg/m·h 91.375比热C kcal/kg·℃进口压力P1 MPa 75允许压降△P Kpa 污垢热阻ri kcal/m2·h·℃0.0006141管道绝对粗糙度ε mm介质名称水蒸汽进口蒸汽温度T1 ℃冷凝水粘度μf kg/m·h 0.80129冷凝水密度ρf kg/m3重力加速度g m/h2127000000所需冷凝液量Wf kg/h 材质CT90蛇管外径D0 m 蛇管螺旋间距Pt（1.5-2*D0) m 0.04蛇管根数 N 每根蛇管高度 m 2.8每根蛇管换热面积A m2导热系数Kw kcal/m·h·℃4321505954.590.015333333670.3127174计算所需传热面积A计四、总传热系数（外径基准）总传热系数U五、计算所需传热面积A计传热温差△T2.1德雷为德方程（层流）三、壳程对流传热系数ho（冷凝传热）（Di·Gi/μ）·（Di/DH）1/2=1.3蛇管结构一、工艺参数1.1管程介质1.2壳程介质二、管程对流传热系数hi管内质量流速Gi=4Wt/(πDi 2）=Di/DH=2.2西班方程（湍流）冷凝负荷Γ20出口温度t2 ℃125质量流量Wt kg/h 0.4811446导热系数k kcal/m·h·℃0.106554密度ρ kg/m36000预测的出口压力P2 MPa 69所需传热量Q kcal/h0.4175进口蒸汽压力P3 MPa 0.8出口冷凝水温度T2 ℃940.027冷凝水导热系数kf kcal/m·h·℃0.59048冷凝潜热q kcal/kg 902.8158783污垢热阻r0 kcal/m2·h·℃0.00020470.0318蛇管内径Di m 0.023蛇管螺旋径D H m 1每根蛇管圈数 N070每根蛇管长度L m 32.9546091壳侧容器内径D m 1.7壳侧容器筒体长度H m kg/m2·h 5413.263537412.60382365253.318115kcal/m2·h·℃34.62387087m20.00711834m2·h·℃/kcal 140.482186992.80520067233.7735832251.156885kcal/m2·h·℃2.736906852kg/m·h 雷诺数Re=Di·Gi/μ=Pr=Cμ/k=（Re）crit 20853.24704kcal/m2·h·℃kcal/m2·h·℃λ-1/2）=。
螺旋缠绕式换热器计算
螺旋缠绕式换热器计算螺旋缠绕式换热器是一种常用的换热设备，具有高效换热、结构紧凑、节能环保等优点。
它广泛应用于化工、石油、电力、制药等行业，成为工业生产中不可或缺的设备之一。
螺旋缠绕式换热器的工作原理是通过将两种介质分别流经内外两个螺旋壳管之间的通道，实现热量的传递。
内壳管和外壳管之间的螺旋通道构成了换热器的核心部分。
热量从一个介质传递到另一个介质时，两种介质在螺旋通道中交替流动，充分利用了通道的长度，提高了换热效率。
螺旋缠绕式换热器的结构紧凑，占地面积小，适用于空间有限的场所。
同时，由于螺旋通道的存在，介质在通道中呈螺旋流动，使得换热器的换热面积得到有效扩大，进一步提高了换热效率。
此外，螺旋通道的结构还能够减小介质的流阻，降低泵功耗，节约能源。
螺旋缠绕式换热器的设计和选择需要考虑多个因素，包括换热介质的性质、流量、温度差、压力损失等。
在设计时，需要根据实际情况确定换热器的尺寸、螺旋通道的形状和尺寸，以及材料的选择等。
通过合理的设计和选择，可以实现最佳的换热效果，并满足工艺要求。
螺旋缠绕式换热器的应用范围广泛。
在化工行业中，它常被用于冷却和加热反应物、回收废热等；在石油行业中，它可用于原油蒸馏、石油化工等；在电力行业中，它可用于发电设备的冷却等；在制药行业中，它可用于药物生产中的热交换等。
无论是在哪个行业，螺旋缠绕式换热器都起到了至关重要的作用。
需要注意的是，在使用螺旋缠绕式换热器时，需要定期清洗和维护，以保证其正常运行。
同时，还需要注意对换热介质的控制，避免出现过高或过低的温度、压力等问题，以免对设备造成损坏。
螺旋缠绕式换热器是一种高效、紧凑的换热设备，广泛应用于各个行业中。
它通过螺旋通道实现了热量的传递，提高了换热效率，节约了能源。
在使用时，需要根据实际情况进行设计和选择，并定期进行清洗和维护，以确保其正常运行。
螺旋缠绕式换热器的应用将进一步推动工业生产的发展，为经济的可持续发展做出贡献。
螺旋折流板换热器的总换热系数和压降的研究
在两个折流通道变向过渡区域 ，流体取最 短路程斜 向前
进 ，就形成一个介质相对静止 的三 角形区域 ，导致换 热
效率低。螺旋折 流板换热器是将折流 板布置成近 似的螺 旋面 ，使换 热器中 的壳 侧流体 实现连 续 的螺 旋状 流动 ， 有效地降低了壳程的流动阻力 和强 化了传热 。
求 ，同时消耗较小 的动 力。螺旋折流 板换 热器是应 这些 要求在 当前 工程 实践 中 出现 的较 为先 进 的一种 换 热器
热器传 热效果 更好 。
【 关键词】 螺旋折流板 弓 形折流板 螺旋角 总传热系数
－■‘ ＿ Ｉ Ｉ ．
一
、
刖 置
体内垂直于换热管束，使壳侧形成若干个并列折返通
道 ，介质急剧改变流向必然产 生严重的 压力损耗 ，同时
换热器是工业生产 中的一 种重要设备 。在 化工 、石 油化学 、食品等行业 中有着广 泛的应用。在石 油化 工行 业 中主要采用管壳式换热 器 ，弓形折流板换热 器最 为常 用 （ 见图 １ 。随着工业 的发展 ，节能越来越重要 ，对换 ） 热器的要 求也 越来 越 严格 ，不 仅希望 换 热效 率达 到 要
括 ：①冷水 的储罐 。②热水 的储罐 及加热 系统。③热油
ｂ ｏ
的储罐及加热部分。④循环 动力系统。试验流程 图见 图
３
Ｚ
＼
宫 宫
壁 ￡ 幽
图 ４ 流 量 一压降关 系
螺旋 角为 ３。 ４。 ，切 向速度大 于轴 向速度 ，螺 ０与 ０时
图 ３ 试 验流 程 图
１ 热流体储罐 ２ 换热器 ． ． ４ 冷水储罐 ５ 截止阀 ６ 流量计 ． ． ． ３ 温度计 ． ７ 压力表 ． ８ 泵 ．
螺旋板式换热器传热计算探讨
Η22
(16)
度 ls。 以式 (15) 代入式 (11) , 并作以下假定: ①
l s-
1=
b1
+ b2 4Π
(Η2
-
2Π) 2
(17)
忽略式 (15) 中的对数项; ②以 1+ Η22 = Η22 计。于 是有:
ls - ls- 1 = (b1 + b2) (Η2 - Π) 联解式 (11) , (16) 和 (18) 得
0. 239W hCph (T 1 - T 2)
uB
=
T1+ T2-
( t1 + t2) -
t2 - t1 ls - ls- 1
2
ls
ls
(11) 为求解式 (11) , 简单地描述了一下螺旋线。 由于螺旋板式换热器是由长度不完全相等的两张
薄板卷制而成, 其中较长的薄板在图 1 中以细线 表示, 下面公式中以下标 1 表示。 另一张薄板在 图中以粗线表示, 并以下标 2 表示。
如图 1, 在流道长度 d l 内作单位时间内的热 量计算:
· 3 0· 化 学 工 程 1999 年第 27 卷第 1 期
冷流体在外侧流道内取得的热量为 q1,
q1 = u B d l (T - t)
(2)
冷流体在内侧流道内取得的热量为 q2,
Tan Chong (T he th ird D esign In st itu te of the Chem ica l Indu st ry M in ist ry, H efei 230024)
u= 120 及 720W (m 2·℃) 时的 ls, l1。 (1) u= 120W (m 2·℃) 时: Q = 0. 239 × 3000 × 2. 177 (140 - 40)
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。
换热器压力降
换热器压力降【原创实用版】目录1.换热器压力降的定义与原理2.换热器压力降的计算方法3.换热器压力降的影响因素4.降低换热器压力降的措施正文换热器压力降是指在换热器中，由于流体通过管道时受到阻力，导致流体压力降低的现象。
换热器压力降直接影响着换热器的工作效率和流体的流动状态，因此对其进行分析和计算具有重要意义。
一、换热器压力降的定义与原理换热器压力降的定义可以用公式表示为：压力降 = （入口压力 - 出口压力）/ 入口压力。
在换热器中，流体从高压侧进入，经过管道和换热器内部的阻力后，压力降低，从低压侧流出。
这个过程中，压力降的产生主要是由于流体在管道中受到摩擦阻力和局部阻力的影响。
根据达西 - 威斯巴赫（Darcy-Weisbach）公式，可以计算出流体在管道中的压力降。
二、换热器压力降的计算方法达西 - 威斯巴赫公式为：压力降 = f * (L/D) * (ρ * v) / 2，其中 f 为摩擦系数，L 为管道长度，D 为管道直径，ρ为流体密度，v 为流体速度。
根据换热器的实际工况，可以先确定流体的流速，再根据流速和管道直径计算出流体的雷诺数（Re），从而判断流体流动状态（层流或湍流）。
在确定流动状态后，可以分别采用相应的公式计算压力降。
三、换热器压力降的影响因素换热器压力降的影响因素主要包括以下几个方面：1.流体性质：流体的密度、粘度、压缩性等都会对压力降产生影响。
2.管道特性：管道的长度、直径、粗糙度、弯曲程度等都会对压力降产生影响。
3.流速：流速越大，压力降越大。
4.工作温度：工作温度对流体的粘度和密度产生影响，从而影响压力降。
四、降低换热器压力降的措施降低换热器压力降的措施主要包括以下几个方面：1.优化管道设计：减小管道长度、增加管道直径、改善管道粗糙度等，以降低流体在管道中的摩擦阻力。
2.调整流体流动状态：通过调整流速，使流体在管道中保持湍流状态，以降低压力降。
3.选择合适的流体：选择粘度低、密度小的流体，以降低压力降。
螺旋板换热器计算
C C
kg/m
介质密度r=
kg/m3 kJ/(kg.oC)
2.092 kJ/(kg.oC) 介质比热Cp= 0.0005 (m.oC)/W 污垢热阻 r2= 0.58 m/s 流速 V= 2o 160.12 W/(m . C) 膜传热系数a1= 0.06 0.05 MPa(范宁) MPa(大连)
2o
原油/热媒油换热器计算
螺旋板板宽H= 换热面积A= 螺旋中心管直径d= 钢板厚度d=
1 80 0.4
m m m
2
螺旋板圈数n= 螺旋板长度L= 螺旋体外径D=
46.5 40.0 1.6 m m
0.004 m
冷流侧
通道间距b= 介质导热系数l= 介质粘度m= 介质流量G= 进口温度t1= 出口温度t2= 介质密度r= 介质比热Cp= 污垢热阻 r1= 流速 V= 膜传热系数a1= 冷流侧压降DP= 总传热系数K= 换热器负荷Q= 计算换热面积A= 0.01 0.2 120 50 70 960 m
0.0002 (m.oC)/W 0.53 m/s 551.42168 W/(m2.oC) 0.03 0.02 39.2 MPa(范宁
232.444444
114.172 W/(m . C) 235 kW 53 m2 421
C
实际需要换热面积A＝
m2采用四路并联。
o
热流侧
通道间距b= 介质粘度m= 质量流速G= 进口温度t1= 出口温度t2=
3
0.008 0.114 0.88 13749 120 80 900 2.3012
m W/(m. C) mPa.s kg/h
o o o
W/(m. C.) 介质导热系数l= mPa.s
换热器压力降
换热器压力降1. 引言换热器是工业生产中常见的设备之一，用于在流体之间传递热量。
在换热过程中，换热器压力降是一个重要的参数，它影响着换热器的性能和工作效率。
本文将对换热器压力降进行详细的介绍和分析。
2. 换热器压力降的定义换热器压力降是指在流体通过换热器过程中，流体在进口和出口之间所产生的压力差。
换热器压力降的大小直接影响着流体的流速和换热器的工作效率。
3. 影响换热器压力降的因素3.1 流体性质流体的粘度、密度和流速是影响换热器压力降的重要因素。
粘度越大、密度越大、流速越快，换热器压力降就越大。
3.2 换热器结构换热器的结构参数，如管道直径、管道长度、管道布置方式等，也会影响换热器压力降。
一般来说，管道直径越大、管道长度越长，换热器压力降就越大。
3.3 流体流动方式流体在换热器中的流动方式也会影响压力降。
常见的流动方式有层流和湍流两种。
湍流流动比层流流动时，换热器压力降更大。
4. 换热器压力降的计算方法换热器压力降的计算方法有多种，常见的方法有经验公式法、理论计算法和实验测量法。
4.1 经验公式法经验公式法是一种根据实际工程经验得出的计算方法，它基于实际工程中的数据和经验关系。
这种方法简单易行，但精度相对较低。
4.2 理论计算法理论计算法是通过理论模型和数学计算，推导出换热器压力降的计算公式。
这种方法需要对流体流动、传热等过程进行详细的分析和计算，精度较高。
4.3 实验测量法实验测量法是通过对实际换热器进行试验和测量，得出换热器压力降的数值。
这种方法精度较高，但需要进行大量的试验和测量工作。
5. 换热器压力降的影响及控制换热器压力降的大小直接影响着换热器的性能和工作效率。
过大的压力降会导致流体流速过快，增加能源消耗和设备磨损，降低换热器的换热效率。
为了控制换热器压力降，可以采取以下措施：•优化换热器的结构，合理选择管道直径和长度，以降低压力降。
•优化流体流动方式，尽量减少湍流的发生，降低压力降。
管式换热器的计算公式
管式换热器的计算公式
管式换热器的计算公式主要涉及到换热面积、热负荷、传热系数等方面，具体如下：
1. 换热面积计算公式：A=πdnL，其中d是管子的内径，n是管子的数量，L是管子的长度。
2. 热负荷计算公式：Q=(m1-m2)Cp(T1-T2)，其中m1和m2是两个流体的质量流量，Cp是比热容，T1和T2是两个流体的温度差。
3. 传热系数计算公式：kd=m/πdnλv，其中λv是导管内膜的热导率，m是质量流量，d是导管的内径，n是导管数量。
4. 还有一个公式是：a=q/k(tr-△t)，其中a为换热面积，q为总换热量，k 为导热系数。
这些公式在不同的场合有不同的应用，请根据实际情况选择合适的公式进行计算。
换热器介绍及热效率计算
⎧⎪) ⎪⎨管翅式 ⎪壳管式 ⎪⎪ 板式 ⎪⎩ 螺旋板式 ⎪间壁式 ⎪板翅式 换热器介绍及热效率的简单计算一、换热器的基本概念换热器的定义：凡是用来使热量从热流体传递到冷流体，以满足规定的工艺要求 的装置通称换热器。
三种类型换热器简介⎧ 套管式 ⎪⎧管束式 ( 管壳式 ⎪⎩交叉流换热器 ⎪⎪ ⎨⎪⎪⎪ 混合式⎪⎩ 蓄热式间壁式——冷热流体分别位于固体壁面两侧，而由壁面间接隔开来。
混合式——冷热流体通过直接接触、相互混合来实现换热。
回热式——冷热流体交替地通过同一换热表面而实现热量交换的设备称为蓄热 式换热器。
2、换热器的分类？螺旋板式换热器 波纹管换热器 列管式换热器 板式换热器 螺旋板换热器 管壳式换热器 容积式换热器 浮头式换热器 管式换热器 热管换热器 汽水换热 器翅片管换热器管壳式换热器分为浮头式换热器和固定管板式换热器1、浮头式换热器特点2、浮头式换热器两端的管板，一端不与壳体相连，该端称浮头。
管子受热时，管束连同浮头可以沿轴向自由伸缩，完全消除了温差应力。
浮头式换热器的特点浮头式换热器的一端管板固定在壳体与管箱之间，另一端管板可以在 壳体内自由移动，这个特点在现场能看出来。
这种换热器壳体和管束的热 膨胀是自由的，管束可以抽出，便于清洗管间和管内。
其缺点是结构复杂， 造价高（比固定管板高 20%），在运行中浮头处发生泄漏，不易检查处理。
m t kA ∆=Φ 以及 中的三个已知的话，我们就可以计算出另hmh c cq tttt '''' ,,, cmc ' '' ' ' ∆ t ' , t '', t ' , t ''h h c cq 浮头式换热器适用于壳体和管束温差较大或壳程介质易结垢的条件。
3、 固定管板式换热器(,4E-401, 4E-200) 固定管板式换热器主要有外壳、管板、管束、顶盖（又称封头）等部件构 成。
基于RELAP5的螺旋管蒸汽发生器热工水力程序研发与验证
基于RELAP5的螺旋管蒸汽发生器热工水力程序研发与验证连强;田文喜;秋穗正;苏光辉【摘要】由于较高的换热效率和紧凑的结构设计,螺旋管式直流蒸汽发生器(HCOTSG)在多种模块化小型堆的设计中得到了广泛应用.RELAP5作为广泛应用于反应堆热工水力特性分析的大型系统程序之一,采用的热工水力关系式仅针对直管模型开发,不适用于HCOTSG一次侧和二次侧.本文选用螺旋管及横掠管束的热工水力模型,基于RELAP5程序开发了HCOTSG模块.采用实验数据及程序对比等方式对螺旋管模块的流动和换热模型进行了单独验证,利用开发的RELAP5-HCOTSG 程序针对国际革新安全反应堆(IRIS)的蒸汽发生器设计进行了整体的热工水力模拟,与原始RELAP5的计算相比,RELAP5-HCOTSG程序计算得到的热工水力参数与设计值符合良好,确认了本文开发的程序模块在HCOTSG热工水力分析中的适用性.【期刊名称】《原子能科学技术》【年(卷),期】2019(053)006【总页数】7页(P1007-1013)【关键词】螺旋管蒸汽发生器;热工水力;模型开发;RELAP5;程序验证【作者】连强;田文喜;秋穗正;苏光辉【作者单位】西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室核科学与技术学院,陕西西安710049;西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室核科学与技术学院,陕西西安710049;西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室核科学与技术学院,陕西西安710049;西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室核科学与技术学院,陕西西安710049【正文语种】中文【中图分类】TL333螺旋管式直流蒸汽发生器(HCOTSG)因具有较高的换热效率和紧凑的结构布置等优点，被广泛应用于一体化小型模块堆设计，如由国际联盟设计的IRIS(国际革新安全反应堆)、日本的MRX(Marine Reactor X)、韩国的SMART(System-integrated Modular Advanced Reactor)等。
螺旋管换热器阻力计算公式
螺旋管换热器阻力计算公式螺旋管换热器是一种常用的换热设备，它通过螺旋管内流体与外部流体之间的热交换来实现热能的传递。
在螺旋管换热器的设计和运行过程中，阻力是一个重要的参数，它直接影响着设备的性能和能耗。
因此，正确计算螺旋管换热器的阻力是非常重要的。
螺旋管换热器的阻力计算公式可以通过流体力学的基本原理和实验数据得到。
一般来说，螺旋管换热器的阻力可以分为两部分，螺旋管内部的阻力和螺旋管外部的阻力。
螺旋管内部的阻力主要来自于流体在螺旋管内部的摩擦阻力，而螺旋管外部的阻力则主要来自于流体与螺旋管之间的摩擦阻力和流体的惯性阻力。
螺旋管内部的阻力可以通过流体力学的基本原理和实验数据得到。
一般来说，螺旋管内部的阻力可以用以下公式来表示：\[ f_{in} = \frac{16}{Re} \]其中，\( f_{in} \)为螺旋管内部的摩擦阻力系数，\( Re \)为雷诺数。
雷诺数是描述流体流动状态的一个重要参数，它可以通过流速、管径和流体的密度、粘度等参数来计算。
通过计算雷诺数和摩擦阻力系数，我们就可以得到螺旋管内部的阻力。
螺旋管外部的阻力可以通过流体力学的基本原理和实验数据得到。
一般来说，螺旋管外部的阻力可以用以下公式来表示：\[ f_{out} = \frac{1}{2} \times f_{in} \]其中，\( f_{out} \)为螺旋管外部的摩擦阻力系数。
通过计算螺旋管内部的摩擦阻力系数，我们就可以得到螺旋管外部的阻力。
螺旋管换热器的总阻力可以通过螺旋管内部的阻力和螺旋管外部的阻力相加得到：\[ f_{total} = f_{in} + f_{out} \]通过计算螺旋管内部和外部的阻力系数，我们就可以得到螺旋管换热器的总阻力。
在实际的工程设计和运行中，我们可以根据螺旋管换热器的具体参数和工况来计算阻力，从而为设备的性能和能耗提供参考。
除了阻力计算公式之外，螺旋管换热器的阻力还受到许多其他因素的影响，比如流体的性质、流速、管径、螺旋管的结构和布局等。
(完整版)螺旋盘管换热器计算2
D*u*
管内雷诺 数计算
D(m)
(kg / m3)
μ（Kg/m.h） M(Kg/h)
计算结果
0.0043
977.8
1.476
420
盘形管传 热系数公
hi jH (K / D)NP1/r3
式
盘形管传 热系数计 jH
算
计算结果
200
K (kcal / h mc) 0.576
计算总传 热系数
111 x
1.476
0.999
hi (kcal/ h m2oC) DH(m)
hic (kcal / h
2.560
36649
0.1926
Ra (kcal/ h mc) x(m) 0.00015
1/U 0.001
U (kcal / h m2oC)
0.000656408
1523
tlm (0C) 49.7
tc (0C)
Q(kcal/h)=M*Cp*( 管入-管出)
49.2
20979
A Q (m2 ) U * tc 0.280
d* 2 *1.257)* N 0
p(m)
do(m)
Vf / N
0.00945
0.0063
0.0001
μ （Kg/m.h）
NRe
3.6
15542
盘形管的壳 程当量直径公式
De De
4V f
计算结果
4034
26969
14
0.00015
确定传热 面积
对数平均 温差公式
tlm
[(管入 壳入) （管出 - 壳出）] ln（[ (管管入出- 壳壳出入）)]
对数平均 温差计算
换热器计算公式
换热器计算公式换热器部分计算管程介质为热⽔进⼝温度 (℃) Tt1=110（给定）出⼝温度 (℃) Tt2=120（给定）⼯作压⼒（MPa) Pt = 1.0（给定）平均温度(℃) Tt =115(计算）流体的⽐定压热容Cp(KJ/(kg.℃))=4.2358(查表）流量(t/h) Q =50（给定）流体密度（kg/m3)ρ=1000(查表）所需热量(KJ/h)=2117900(计算）壳程进⼝温度 (℃) Ts1=158.5（给定）蒸发潜热(KJ/kg)Rs1=2087.43出⼝温度 (℃) Ts2=115（给定）蒸发潜热(KJ/kg)Rs2=2216.6⼯作压⼒（MPa) Pt =0.5（给定）平均温度 (℃) Ts =136.75(计算）流体的⽐定压热容Cp1(KJ/(kg.℃)=4.2781(查表）158.5℃降为115℃1.温差放出热量(KJ/(kg)）为186.10115℃129.17158.5(℃) 饱和蒸汽密度（kg/m3)ρ1 3.144(查表）115.0(℃) 饱和蒸汽密度（kg/m3)ρ20.9647(查表）1⽴⽅饱和蒸汽从158.5℃降为115.0放出潜热(KJ/(m3)）所需要⽔蒸汽量为(m3/h)435.845088(计算）饱和蒸汽流速(m/s)15(查表）壳程进出⼝管径(mm)101.373458(计算）取壳程进出⼝管径DN 100 2.密度变化放出热量(KJ/(kg)）4673.20设计计算介质为饱和蒸汽每1千克饱和⽔蒸汽从每1千克饱和⽔蒸汽吸收热量(KJ/(kg)换热管外径（mm ）25（给定）换热管内径（mm ）20（给定）换热管长度（mm ）6000（给定）换热管数量180（给定）换热器管程程数2（给定）换热管换热⾯积（m2）84.8230002换热管内介质流速(m/s)0.49146811总传热系数K 计算流体的导热系数λ(W/(m.℃))0.683流体主体粘度（Pa.s)µ0.00024313管内强制湍流传热ai 283.014896流体的导热系数λ(W/(m.℃))0.684壳程流体介质平均温度下密度（kg/m3)ρ1.7895壳程流体介质平均温度下流体主体粘度（Pa.s)µ 2.02E-04壳程流体介质在管壁温度下流体粘度（Pa.s)µw 2.21E-04管外强制湍流传热ao 71.2633298换热管选⽤材料20管换热管传热系数51.8(查表）总传热系数 K=15.1910132低粘度流体在管内强制湍流传热低粘度流体在管外强制湍流传热流体的有效平均温16.4117511差(℃)换热⾯积（m2） F=8495.00787 (查表）(查表）。
换热器最简单计算方法
换热器最简单计算方法换热器的计算听起来挺高大上的，就像要解开宇宙的密码一样。
其实啊，没那么复杂，就像是玩搭积木，只要知道几块关键的“积木”怎么摆就好啦。
你可以把换热器想象成一个超级大的“热量交换市场”。
一边是热的家伙，带着好多热量，就像个暴发户似的；另一边是冷的家伙，穷得叮当响，没多少热量。
它们凑到一起，那热的就得给冷的分点热量。
首先呢，咱们得知道热流体和冷流体进来的时候温度是多少。
这就好比你要知道两个人进商店的时候口袋里各有多少钱。
热流体进来时的温度就像是热家伙的初始财富，冷流体进来的温度就是冷家伙的初始财产。
然后啊，还有个重要的东西叫比热容。
这比热容就像是每个人花钱或者赚钱的速度。
热流体的比热容大呢，就意味着它传热的时候就像个大手大脚的土豪，能给出去好多热量；冷流体的比热容要是大，那它接收热量就像个大胃王，能吞好多。
热交换量的计算，简单说就像是算这一热一冷两个家伙最后财富的差值。
我们用公式Q = m×c×ΔT来计算。
这里的m就像人的体重一样，是流体的质量。
质量越大，能传递的热量就可能越多。
就好比一个大胖子和一个小瘦子，肯定是大胖子能拿得出更多的东西来交换。
还有啊，换热器的传热系数K，这个就像是市场里的交易效率。
传热系数大，热量交换就快得像闪电一样，冷的和热的很快就能达到一个新的平衡；传热系数小呢，就像两个蜗牛在做交易，慢得要命。
有时候，我们还得考虑换热器的面积。
这面积就像是市场的大小。
面积越大，能同时进行的热量交易就越多。
要是面积小了，就像个小地摊，能交换的热量就很有限啦。
你看，这么一说，换热器的计算是不是就像小孩子过家家一样简单？只要把这些概念像拼图一样拼在一起，就能算出个大概啦。
不用把它想得那么神秘，就当是在管理一个特别的热量小世界，这里面的热和冷就像两个调皮的小鬼，按照我们算出来的规则在交换热量呢。
列管换热器换热面积以及压降计算
Q(Kcal) kw 2160000 2511.627907
换热面积公式 面积计算 计算结果
A=Q/(K*Βιβλιοθήκη t)Q(Kcal) K(Kcal/m2.h. Δt(°C) °C)
A(m2)
设计面积(m2)
2160000
516
7.982356001 524.412405 576.853646
冷却水量 水量计算 计算结果
20 mm 1.5 mm
17 mm 4000 mm
λi；一摩擦系数， 无量纲，可根据雷诺数Re和相对粗糙 度e/d; (e为绝对粗糙度)查图或由下列各式求取;
ρi；管内流体 密度
0.032 1000 kg/m³
壳程压降 △P1一流体横过 管束的压力降， Pa;
25391.1661 Pa 17605.0131 Pa
0.3
fo-壳程流体摩
擦系数， 当 Re>500时，
0.88376168
fnoc=-5横.0过Re管-束0.中228; 心Uo线-按的壳管程子流数通;
31.0348192
截面积A。计算 的流速
0.65415453 m/s
Di；换热器壳体 内径 ιb；折流挡板 间距 ρ；壳内流体密 度
850 mm 500 mm
1000 kg/m³
并流对数
平均温差 Δt=[(T1-t1)-(T2-t2)]/LN[(T1-t1)/(T2-t2)]
公式
逆流对数
平均温差 T1
T2
t1
t2
Δt
计算
40
30
5
10 26.8041
蒸汽热量 公式
Q=r*M(表压4Kg/cm2)
热量计算
多头螺旋管式换热器换热与压降计算
化 学 工 程 CHEMICAL ENGINEERING(CHINA)
Vol. 32 No. 6 Dec. 2004
多头螺旋管式换热器换热与压降计算
周云龙1 , 孙 斌2 , 张 玲1 , 李 岩1 , 洪文鹏1
(1. 东北电力学院 动力系 , 吉林 吉林 132012 ; 2. 华北电力大学 动力系 , 河北 保定 071003) ① 摘要 : 从实际工程设计出发 , 对多头螺旋管式换热器的设计进行了研究 , 提出了多头螺旋管束受热面结构的 设计方法 , 推荐了螺旋管内外的传热系数和压降的计算关系式 。并对 200 MW 蒸汽发生器进行了实例设计计 算。 关键词 : 热交换器 ; 传热 ; 压降 ; 螺旋管 中图分类号 : TQ 051. 5 文献标识码 : A 文章编号 : 100529954 (2004) 0620027204
-
2ηln
a2 + 2 k1 2 ( a2 + k2)
+
1 a1
k1
1 2
-
η
+ 2ηk2
+
4η 3 a22
(
a31
-
k32) - 1
当 a2 > (4 a1 + 1) ∀−
reff
=
a1 a2
ln
k3 + 2 k4 2 a1
- 2ηln
k3 + 2 k4 k3 + k5
+
1-
k3 a2
1-
1 2 a1
以取修正系数 Fa1和修正系数 Fa2的算术平均值 , 即
Faeff = ( Fa1 + Fa2) / 2
常用的换热器的压降值
管壳式换热器、空冷器和套管式换热器
物
流
压降值
气体和蒸汽(高压)
35 70Kpa
气体和蒸汽(低压)
15 35Kpa
气体和蒸汽(常压)
3.5 14Kpa
蒸汽(真空)
< 3.5Kpa
蒸汽(真空塔冷凝器)
0.4 1.6Kpa
液体
70 170Kpa
F 型壳体，壳侧压降
35 70Kpa（Max.）
板翅式换热器
物流 气体和蒸汽 液体
对管壳式换热器也可按下表选取合理的压力降
压降值 5 20Kpa 20 55Kpa
操作情况 减压操作 低压操作
中压操作(包括用泵) 较高压操作
操作压力 P＝0 100Kpa(abs) P＝0 70Kpa(表) P＝70 1000Kpa(表) P＝1000 3000Kpa(表) P＝3000 8000Kpa(表)
合理的压力降 P/10 P/2 35Kpa 35 180Kpa 70 250Kpa
多股流绕管式换热器的管束排布及传热计算
2019年第38卷增刊1 CHEMICAL INDUSTRY AND ENGINEERING PROGRESS收稿日期：2019–05–13；修改稿日期：2019–05–20。
第一作者：欧阳新萍（1964—），男，硕士，教授，研究方向为换热器及强化传热。
E-mail ：xpoy@ 。
通信作者：秦洁，硕士研究生，研究方向为换热器及强化传热。
E-mail ：qinjie1996@ 。
引用本文：欧阳新萍, 秦洁, 薛林锋. 多股流绕管式换热器的管束排布及传热计算[J]. 化工进展, 2019, 38(s1): 39–45.Citation: OUYANG Xinping, QIN Jie, XUE Linfeng. Tube bundle arrangements and heat transfer calculations of multi-stream spiral-wound heat exchanger[J]. Chemical Industry and Engineering Progress, 2019, 38(s1): 39–45.·39·化 工 进展DOI ：10.16085/j.issn.1000–6613.2019–0774多股流绕管式换热器的管束排布及传热计算欧阳新萍1，秦洁1，薛林锋2，白桦1，夏荣鑫1，赵加普1，李思思1（1上海理工大学制冷与低温工程研究所，上海 200093；2江阴金童石化装备有限公司，江苏 无锡214400） 摘要：多股流绕管式换热器的结构复杂，传热计算的难度较大。
常见的计算方法是根据一些假定条件建立计算模型、进行数值求解，这种计算方法较复杂，不适合工程计算。
而一些能用于工程计算的简便解析计算方法则存在迭代计算复杂、应用范围受限的缺点。
本文列举了几种典型的多股流绕管式换热器的管束排列结构，分析了各自的结构特点；给出了多股流换热器的管板结构及相应的流体进出口接管方式，分析了各自的优缺点及应用场合。
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( a21 + k23/ 4) ∀− , k5 = ( a21 + k23) ∀− 。η 为实验数据 ,
一般取0. 3 。
2 传热关系式
2. 1 管外 (壳侧) 放热系数 ho
Gilli [ 4 ]从流体与直管群错流流动时的放热系数
推算出流体在由螺旋管组成的管束管外侧放热系
数:
ho d Kf
= 0. 388Faeff Fi Fn
2. North China Electric Power University , Baoding 071003 , Hebei Province , China) Abstract : The design method of the heat exchanger with multi2start helical coiled tubes was researched to meet of engi2 neering practice. The structure design of multi2start helical tubs bundle was presented. The correlations to calculate heat transfer coefficient and pressure drop for the inside and outside of helical coiled tubes were recommended. The design calculation of 200 MW steam generator was made. Key words : heat exchanger ; heat transfer ; pressure drop ; helical2coiled tube
λLx =
1 + 0. 14
di D
0. 97
Gdi
μf
a
64 Gdi/ μf
(19)
式中 , a = 1 - 0. 644 ( di/ D) 0. 312
当 Rec < Re ≤22000
λLx =
1
+
28800 di G/ μf
di D
0. 62
(
0. 3164 di G/ μf) 0. 25
热器时 , k6 = 0 。 管排数修正系数 Fn :
Fn
=1-
0. 558 n
+
0.
316 n2
-
0. 112 n3
(7)
n > 10 时 , Fn = 1 , 所以实际的螺旋管换热器不需
要此修正系数 。
管子排列修正系数 Faeff , 在螺旋盘管组成的管 束中 , 流道由顺列和错列混合布置构成。核算时可
(20)
当 22000 < Re ≤150000
λLx =
1 + 0. 0823
1
+
di D
di 0. 53 D
Gdi
μf
0. 25
பைடு நூலகம்
·
0. 3164 ( di G/ μf) 0. 25
(21)
Rec 用下式计算 :
Rec = 2300 1 + 8. 6
di 0. 45 D
(22)
我国水动力计算标准 [ 8 ]推荐用下式计算螺旋管
径向节距 S T 是根据传热管束的紧凑性和管外 阻力确定 。推荐选择相对径向节距为 1. 4 —1. 6 , 气体流速为 15 —25 m/ s 。
图 1 多头螺旋管式换热器示意图 Fig. 1 The Sketch map of heat exchanger with
multi2start helical coiled tubes
·Δt0sa. t24Δp0sa. t75 S
(16) 式中的参数 F 和 S 分别称为雷诺因子和拟制因子 ,
由文献 [ 6 ] 给出的实验曲线求得 。
周云龙等 多头螺旋管式换热器换热与压降计算
·29 ·
在 x > 0. 8 的缺液区 , 传热系数可以按文献
[ 7 ] 所推荐的关系式计算 :
Nug = 0. 023
Reg
x
+
ρg ρf
(1
-
x)
0. 8
Pr0g.,w8 Y
(17)
其中 ,
Y = 1 - 0. 1
ρf ρg
-
1
0. 4
(1 -
x) 0. 4
3 压降关系式 3. 1 管内压力损失
螺旋管内单相流体的压力损失
Δpi
= λLx
L d
G2
2ρf
(18)
当 100 < Re ≤Rec
N u = 0. 023 Re0. 85 Pr0. 4 ( di/ D) 0. 1
(12)
式 (11) 和 (12) 的定性温度为流体的平均温度 。
(2) 有相变时的放热系数 。过冷沸腾时的放热
系数及相应的传热量按文献 [ 6 ] 的推荐 , 由下式
确定 :
Q = hc ( tw - tb) + hNCB ( tw - t sat)
以取修正系数 Fa1和修正系数 Fa2的算术平均值 , 即
Faeff = ( Fa1 + Fa2) / 2
(8)
对 Fa1 , a′1 = a1 , a′2 = e 对 Fa2 , a′1 = a1 , a′2 = e - a2 其中 , a1 = ST/ d , a2 = ( SLcos α) / d , e = Ecos α/ d 。
损失
Δps
= 3. 2732 f eff Ci Cn
nG2
2 gρf
(24)
Ci 为传热管倾斜 (螺旋上升角) 修正系数 :
Ci = (cos β) - 1. 8 (cos φ) 1. 355
(25)
Cn 为管排修正系数 :
Cn
=
1
+
0.
375 n
(26)
管子布置修正系数为 f eff , 可用前述 Faeff代替 。
-
2ηln
a2 + 2 k1 2 ( a2 + k2)
+
1 a1
k1
1 2
-
η
+ 2ηk2
+
4η 3 a22
(
a31
-
k32) - 1
当 a2 > (4 a1 + 1) ∀−
reff
=
a1 a2
ln
k3 + 2 k4 2 a1
- 2ηln
k3 + 2 k4 k3 + k5
+
1-
k3 a2
1-
1 2 a1
4 工程设计 作者在从事国家 863 高技术课题 ———高温气冷
反应堆蒸汽发生器研究 (8632614202205) 中 , 采用 上述所提出的计算方法 , 对 200 MW 高温堆螺旋管 式蒸汽发生器进行了设计计算 。表 1 为蒸汽发生器 的设计参数 , 蒸汽发生器传热面管束由与中心同心 的多头螺旋管圈组成 , 蒸汽发生器有 220 根换热 管 。螺旋管共缠绕 22 层 , 最内层螺旋管螺旋直径 1. 043 m , 最外层螺旋管直径2. 555 m , 管束高度 8. 212 m , 所有传热面管束由 3 块辐射状支撑板支 撑 。表 2 为受热面主要设计参数 。表 3 为多头螺旋 管束受热面螺旋管束结构参数 。表 4 为蒸汽发生器 设计计算主要结果 。所设计的蒸汽发生器已经应用 在我国高温气冷堆的示范堆上 , 同时把设计结果与 文献 [ 9 —10 ] 相比较 , 设计结果合理 , 表明所提 出的计算方法是合理和正确的 。
内汽水混合物压力损失 :
ΔpLm
=
λLxψ
G2
2ρf
1+
x
ρf ρg
-
1
L di
(23)
λLx为螺旋管内单相流体的局部阻力系数 , ψ 是摩
擦阻力损失校正系数 ,按文献[ 8 ]推荐计算 。
3. 2 管外侧压力损失
Gilli [ 4 ]从与直管群列流动时的压力损失推算出
盘管 (螺旋管) 组成的管束错列流流动的流体压力
sin
</ 225
<
(5)
< 表示流体实际流动方向和与传热管垂直轴之间的
夹角角度 。β用下式计算 :
β = α(1 - α/ 90) (1 - k60. 25)
(6)
k6为盘管层组成的管束特性数 。螺旋管式换热器左 缠和右缠盘管交替布置时 , k6 = 1 , 因此 β= 0 。在 仅由左缠和右缠中任何一个缠绕方向盘管组成的换
多头螺旋管式换热器具有传热系数大 、结构紧 凑等优点 , 广泛用于化工 、电力 、低温 、动力 、石 油和核能等工业设备[1 —3] 。多头螺旋管式换热器在 换热面的结构设计 、传热计算和压降计算中都有别 于其他换热器 。
1 换热面结构设计方法 图 1 是具有代表性的多头螺旋管式换热器示意
图 。为保证换热器结构紧凑 , 同时保证传热管的受 热均匀和各个传热管的热偏差 , 尽可能使每根传热 管的长度基本均匀 。为此采用下述方法来实现 , 即 保持径向和轴向相对节距均一定 , 调整螺旋盘管中 螺旋管的头数 , 在这种情况下螺旋上升角有小的 变化 。
① 作者简介 : 周云龙 (1960 —) , 男 , 博士生导师 , 教授 , 主要从事强化传热与传质的研究 , E2mail : zyl @mail . neiep . edu. cn 。
·28 ·
化学工程 2004 年第 32 卷第 6 期
向相对节距为