污垢热阻
传热学_-常考名词解释和简答题
热阻：反映阻止热量传递的能力的综合参量。
肋效率：征肋片散热的有效程度。
肋片的实际散热量与其整个肋片都处于肋基温度下得散热量之比。
接触热阻：在未接触的界面之间的间隙常常充满了空气，与两个固体便面完全接触相比，增加了附加的传递阻力，称为接触热阻。
换热器的污垢热阻：换热器在运行中积起的垢层的导热阻力，它所表现出来的一个当量的热阻值。
491导热系数：物体中单位温度降单位时间通过单位面积的导热量。
热边界层及厚度：在对流传热条件下,主流与壁面之间存在着温度差,在壁面附近的一个薄层内,流体温度在壁面的法线方向上发生剧烈的变化,而在此薄层之外,流体的温度梯度几乎为零,此薄层称为温度边界层.定性温度：定性温度为流体的平均温度。
汽化核心：加热表面能产生气泡的地点。
黑度：实际辐射力E和同温度下黑体的辐射力Eb之比黑体指能吸收投入到其表面上的所有热辐射能量的物体。
灰体：对于各种波长的电磁波的吸收系数为常数且与波长无关的物体，其吸收系数介于0与1之间的物体。
有效辐射：有效辐射是指单位时间内离开表面单位面积的总辐射能，记为J。
投射辐射：单位时间内从外界投入到物体的单位表面积上的总辐射能。
重辐射面：表面温度未定而净辐射传热量为零的表面。
简单逆流式换热器：定向辐射强度：从黑体单位可见面积发射出去的落到空间任意方向的单位立体角中的能量，称为定向辐射强度。
膜状凝结：如果凝结液体很好地润湿壁面，它就在壁面上铺展成膜，这种凝结形式就称为膜状凝结。
珠状凝结：当凝结液体不能很好地润湿壁面时，凝结液体在壁面上形成以个个的小液珠，称为珠状凝结。
热扩散率：定义式为a=λ/ρc，它表示物体在加热或冷却中，温度趋于均匀一致的能力。
这个综合物性参数对稳态导热没有影响，但是在非稳态导热过程中，它是一个非常重要的参数。
定向辐射强度：指垂直于辐射方向的物体单位表面积在单位时间、单位立体角内向外发射出的辐射能量。
是一表征物体表面沿不同方向发射能量的强弱的物理量。
从冷凝器端差的变化分析污垢热阻对冷水机组性能的影响
从冷凝器端差的变化分析污垢热阻对冷水机组性能的影响刘金平1、倪永刚张亚军21、华南理工大学电力学院2、深圳市勤达富节能技术有限公司 摘要：本文通过对逆卡诺循环、蒸气压缩理论制冷循环的性能计算、典型 冷水机组的性能指标、ARI 标准和采暖通风与空气调节设计规范的分析可知冷凝 温度每增加1 r ，压缩机单位制冷量的功耗约增加 3%〜4%。
当冷凝器冷却水 侧的换热表面有污垢形成后，导致冷凝器的对数平均传热温差和端差增加， 使冷 水机组的冷凝温度升高，冷水机组的性能下降。
分析了水处理和清洗等应对污垢 的措施，得出了橡胶海绵球清洗法是目前为止使冷凝器冷却水管始终保持在清洁 状态的最为有效的方法。
关键词：冷凝器端差；污垢热阻；冷水机组；橡胶海绵球清洗法1 ）、冷凝温度对冷水机组性能的影响冷水机组的运行效率受蒸发温度和冷凝温度的影响， 蒸发温度一定时，冷凝温度越高，其运行效率越差。
逆卡诺循环的制冷系数为：—为制冷量，W —为耗功率，W 为蒸发温度，K ;'—为冷凝温度，K o根据目前空调工况冷水机组的设计参数，假设逆卡诺循环的低温热源（蒸发） 温度为5.5 r ，冷凝温度为36.5 r ，此时的制冷系数为8.99。
表1显示了冷 凝温度对逆卡诺循环制冷系数的影响，冷凝温度升高 1 r ，则制冷系数降低 2.94%〜2.33%,且冷凝温度越低，影响越显著。
表1.冷凝温度对逆卡诺循环制冷系数的影响36.5 37.538.539.5 40.5 41.542.5-为逆卡诺循环的制冷系数21a■叫「冷凝温度「C ） 中制冷系数8.99 8.718.448.207.967.747.53相对冷凝温度为36.5 C时制冷系数的降低百分数（％）3.13 6.068.8311.4313.8916.22冷凝温度升高1 C制冷系数降低百分数（%）2.94 2.76 2.60 2.46 2.33对图1所示的蒸气压缩理论制冷循环进行计算，制冷剂为R 134a，根据目前空调工况冷水机组的设计参数，设蒸发温度为5.5 C ,冷凝温度为36.5 C ,进压缩机前的制冷剂蒸气过热度为0C ，冷凝器出口制冷剂液体的过冷度为0C，取压缩过程的等熵绝热效率为0.9，此时的理论制冷系数为6.83，表2 显示了冷凝温度对理论制冷循环制冷系数的影响，冷凝温度升高 1 C，则制冷系数降低2.93%〜3.66%，且冷凝温度越低，影响越显著。
污垢热阻法
---------- 污垢热阻法是最传统、最经典的污垢监测模型,其基本定义见下式。
清洁和污染的换热面热阻分布如图1所示。
首先测量洁净状态下的总传热系数Kc,然后在相同工况下,监测污染状态的总传热系数Kf,即可由式(8)和(12 计算得出对应工况下的污垢热阻。
如果可以在线测得K 随时间变化的关系,就可以得到污垢热阻随时间的变化特性。
4.2 压降测量法压降测量法是所有污垢监测方法中操作最为简便而又行之有效的一种监测手段。
只需测量换热管进、出口或换热器进、出口的压差,就可以通过污染前后压降的变化来反映污垢的积聚情况。
换热管进、出口的压差包括沿程阻力和局部阻力。
如图2所示,在一般的壳管式换热器中,污垢使换热管内径减小,粗糙度增加,分析式(13),(14)可得:1)由于管内侧的表面粗糙度增加,使得沿程阻力系数加大,引起沿程阻力增加;2)由于换热管内径减小而引起沿程阻力增加; 3)由于污物在管内进出口处的长期积聚,使得局部阻力系数加大,引起局部阻力增加。
5 换热器污垢监测的实验方法如前所述,污垢热阻的求取公式为式(8),式中污染状态下的总传热系数Kf可由设计工况下的传热方程求得。
由式(18)可以看出,只要测出流体的质量流量,冷热流体进、出口温度,便可以计算出换热器内的传热系数,也就可以得出换热器内的污垢热阻。
根据以上监测原理结合实验数据对实际工程中的换热器结构情况进行了监测。
6 实验过程及实验分析6.1 实验过程管内污垢生长特性实验的总体方案包括实验工况的确定、系统的运行和数据采集两个方面。
1)实验工况的确定本实验在实际工程中进行,污水流量为110 m3/h。
2)系统运行和数据采集系统全天间歇运行,实验数据的采集由测量仪器定期自动记录。
数据监测系统的采样周期为30 min,这样每30 min就可以计算出一个Kf,从而绘制出传热系数的变化曲线。
在实验后期由于污垢厚度已经趋于稳定,变化较缓慢, 所以将测量频率变为每2 min测量一次温度,以验证污垢是否达到稳态。
油田集输系统换热器中污垢热阻预测研究
管壳 式换 热 器 由于生产 成 本低 ， 材 范 围 选
宜被工 程技 术人 员使用 。 因此 笔者 针对集输 系 统 内管 壳式 换 热器 的传热 特 点 ， 建立 了热平 衡
下降 而给油 田 的安全生产 带来 的经 济损失是 巨
大 的。为 了应 对 换 热器 污 垢 问题 ， 论 是 从 换 无
热器 设计 方 面 ， 还是 从 对换 热 器结 垢 量进 行 预 测进 而采 取 相应 的防 除垢 方 法方 面着 手 来看 ，
必 须 首 先 得 到 污 垢 热 阻 随 时 间 的 变 化 关 系 。 因
型框架 ， 出了不 同的污垢 沉积 脱除模 型 。 提 对 于油 田集输 系统 问接式加 热系统 的换热 器 中 热媒 与采 出液 之 间进 行换 热 时 ， 流体 一 冷 侧 的结垢 为对 流传质 控制 结垢 过程口 ， ： ］即
ｍｄ— ｈ Ｃ Ｃ （ 一 ） （） ２
收 稿 日期 ： ０ ００ １ ２ １ —５ ２
实用 、 可靠 的污垢 预测模 型 。
后 期 高含 水开 发 阶段 ， 输 系统 内结 垢 现 象 日 集
趋 普遍 ， 于 间接 加 热 系统换 热 器结 垢 尤 为严 对 重 。而污垢 是热 的不 良导 体 ， 热率 一般 仅 为 导 换热 面主要 用材碳 钢 的几十分 之一 至几百 分之
结垢 过程 是沉 积过程 和脱 除过程 同时作 用 的结
果 。根据这 一 推测 ， 们 用 以下 常 微 分方 程 来 他
描述 这个过 程 ：
此 ， 污垢 热 阻 随 时问 的变 化关 系 的研 究 是非 对 常有必要 的 。Ｗａｋｎｏ ｎ ｐ ｔｉ¨ 通 过石 ｔ ｉｓ ｎａ ｄＥ ｓｅｎ２
关于污垢热阻系数对换热器换热效果的影响分析及应对措施
能源环保与安全一、污垢热阻系数对换热器换热效果的影响１.污垢热阻系数过大在选择换热器（如图1）污垢热阻系数时，如果系数过大，则为了补偿因为污垢较多所造成的换热能力不足的问题，不许增加换热面积，或者预留更大的换热余量。
这就会造成换热器体积和重量的增加，影响整个系统的空间布局，进而影响装置运行效率，同时也会增加投入成本。
图1 换热器2.污垢热阻系数过小如果污垢热阻系数较小，则计算结果和实际换热能力并不相符，造成换热器的效果不能满足实际要求，严重影响装置的生产效率。
不仅如此，污垢还会影响系统压降。
例如，管侧污垢热阻系数较小，换热管内径也会随之变小，内部流体速度则会变大，管内壁粗糙度增加的时候，压降就会变大，流体阻力随之增加，进而消耗更多能量，在运营一段时间后，换热率会逐渐下降，为了保持换热效果，就要更换换热器，进而导致二次投资，增加成本费用，影响整体效益。
3.换热器污垢的影响如果换热器结垢导致换热效果不理想，换热器就会对正产生产产生影响，为了将这种影响消除，系统只能停车，然后清洗换热器，这个过程需要花费大量的人力、物力和财力，不仅会增加工作人员的工作量，还会使运营成本大幅度上涨，而停车的过程中也会带来许多经济损失。
污垢形成是一个循序渐进的过程，可以分为4个阶段，分别是其实、运输、附着、剥蚀和老化，影响换热器结垢的因素有很多，包括流体换热接触表面状态、换热器结构、流体速度等等。
在对换热器污垢进行处理时，要对造成污垢的因素进行充分的考虑，确保处理的有效性。
二、污垢热阻系数对换热器换热效果影响的应对措施1.换热效果和经济性从上述内容可以看出，换热器污垢热阻系数的设计对换热效果有直接影响，在设计的过程中，不仅要考虑换热效果，还要考虑经济效益。
目前，比较常用的热阻系数选择方式有三种，分别是TEMA/HTRI热阻系数选择方式；收集各种操作数据，以经验数据为基础的参数选择方式；提取现场数据，和经验数据进行对比和修正的参数设计方式。
300MW直接空冷凝汽器污垢热阻对换热面积影响
ｒ Ｊ
流 动 ，可 根 据 努 塞 尔 理 论 分 析 结 果 ，进 行 管 内饱 和蒸汽凝结 传 热计 算 。散热 器 冷 却 管倾 斜 放 置 ， 则 倾 角 为
（） 、 １
（ 般 为 ６ 。 右 ） 散 热 器 管 内凝 结 一 Ｏ左
Ａ Ｋ △
作者简 介 ：魏栋 （ ９６一 ，男 ，工程师 ，主要从事生产技术 的运行和管理工作 ，Ｅｍａ ：ｚｏ—ｙ０ ０ ＠ １３ ｃｍ。 １７ ） — ｉ ｈｕ ｕ ７７ ６ ．ｏ ｌ
５ ２
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工
程
２１ ０ ２焦
翅 片 管 长 度 ，ｉ；Ｐ为 凝 结 水 密 度 ，ｋ／ ；Ａ 为 １ ３ 空冷凝 汽器换 热面 积计算 ｎ ｇ ｍ ． 凝 结 水 导 热 系 数 ，Ｗ／ Ｉ Ｋ） ／ 动 力 粘 度 ，Ｐ （ｎ・ ； ｘ为 ａ
随 着 电力 工 业 的 迅 速 发 展 ，大 容 量 高 参 数 汽 管 、空 冷 凝 汽 器 的 阻 力 大 小 的 影 响 。 通 过 计 算 管 轮 发 电 机 组不 断 增 加 ，所 消 耗 的 水 资 源 也 日益 增
煤 缺水 地 区 逐 渐 发 展 起 来 。 随 着 大 型 空 冷 机 组 的 投运 ，国 内空 冷 机 组 应 用 水 平 得 到 迅 速 提 升 的 同 时 也 面 临 着诸 多 问题 。 内凝 结 换 热 、管 壁 导 热 、管 外 壁 与 空 气 强 迫 对 流 大 。直 接 空冷 机 组 作 为 一 种 新 的 节 水 途 径 ，在 富 换 热 ３个 过 程 得 出 总 传 热 系数 。空 冷 凝 汽 器 是 冷热 流体 交 叉 流 动 的 热 交 换 器 ，其 有 效 对 数 平 均
污垢热阻值与污垢附着速度有何相应关系
污垢热阻值与污垢附着速度有何相应关系?在系统设计时一般规定了水侧污垢热阻值的高限。
但污垢热阻值的测定和计算都较麻烦，故常希望测定监测换热器的污垢附着速度来了解污垢热阻值的数值。
污垢沉积量与垢厚和污垢热阻值有大致相应的关系。
平均垢厚δ=rλ m式中r——污垢热阻值，m²·K/W;λ——污垢层的热导率，W/(m·K)。
污垢沉积量=105δp mg/cm²式中p——污垢层的密度，g/cm³。
但污垢的密度及热导率与污垢的组成有关，往往差异很大，需要根据实验才能取得可靠的数据。
以下介绍某国外研究单位提出的看法以供参考。
根据实验积累的数据，监测换热器在运行的头一个月污垢沉积量急剧增长，以后不再大量增加。
大约第一个月的沉积量为年沉积量的50%～60%左右。
如以50%计，可用第一个月连续运行时间30d所测得的沉积量乘以2倍，大致等于一年的沉积量。
如果污垢热阻值要求控制在1.72×10-4～3.44×10-4m²·K/W,则可根据污垢密度和热导率估算出年垢厚及第一个月运行30d的污垢附着速度控制值。
当碳钢材质的污垢组成为腐蚀产物时(即Fe₂O₃·H₂O),污垢的热导率如以0.58W/(m·K)计，允许的年垢厚应低于0.1～0.2mm。
污垢密度约为1.7～2.5g/cm³。
如密度按1.7g/cm³计，则年沉积量应控制在17～34mg/cm²以下。
30d的污垢附着速度应控制在8.5～17mg/cm²以下。
当碳钢材质的污垢组成主要是多组分水垢时(Fe₂O₃<17%),污垢热导率约为0.58～1.16W/(m·K),允许的年垢厚应低于0.1～0.4mm。
污垢密度约为1.3g/cm³,则年沉积量应控制在13～52mg/cm²以下，30d的污垢附着速度应控制在6.5～26mg/cm²以下。
污垢热阻
污垢热阻垢热阻时的传热系数的0.85倍，比较设定一和设定三，可知气侧和水侧都取常规污垢热阻时的传热系数是没有考虑污垢热阻时的传热系数的0.84倍，这说明原来习惯上取的0.85的系数是合适的，同时还说明我们管片式热热器计算中气侧的污垢热阻比水侧的污垢热阻对传热系数的影响小，气侧污垢热阻对总体传热系数的影响可以忽略不计，也就是说管外污垢热阻比管内污垢热阻的影响小。
这就说明在过去我们常规设计中，取0.85倍的传热系数是得当的和可行的,也是考虑污垢热阻时最简便的一种经验方法了。
2污垢对传热的影响近几年随着我国换热器行业产品的快速发展，换热器产品使用条件和换热器产品客户发生了根本的改变，用户对换热器产品设计提出了更高、更严、更具体的要求，如产品压力、面积、体积和工艺介质方面都与以往大不相同。
最明显的一点，用户在水的污垢热阻都提出了更明确的要求，明确提出水的污垢热阻是0.000344m2.℃/W（是原来洁净自来水的2倍，这一般是用户的最低要求）、0.0004m2.℃/W，有的甚至提到了0.0005m2.℃/W。
气侧一般是压缩空气，用户一般没有明确提出要求，但按《换热器原理及计算》书中明确规定其污垢热与设定一比较，设定九传热系数是设定一传热系数0.69倍；与设定五比较，设定九传热系数是设定五传热系数0.99倍。
从上面几种污垢热阻组合计算比较，可以看出水侧取不同污垢热阻时，对传热系数的影响是不同的，并且都超过了原来的0.85的系数，当水侧污垢系数rl=0.000344m2.℃/W时，系数变为0.73；当水侧污垢系数rl=0.0004m2.℃/W时，系数变为0.70；当水侧污垢系数rl=0.0005m2.℃/W时，系数变为0.65；总之水侧的污垢热阻大大削弱了传热性能。
套片式换热器气侧污垢系数改变时，传热系数变化不大，也就是说气侧污垢热阻对传热系数影响仍然可以忽略不计。
显而易见，可知现在设计计算中仍按原来取0.85系数计算方法是不适用的，而应该在换热器设计中根据具体不同的污垢系数具体计算。
水冷机组污垢系数研究
水冷式冷水机组冷凝器污垢热阻的动态试验研究摘要本文提出了污垢热阻研究的动态试验方法，以珠江水（猎德段）作为冷却水并通过一系列试验得出了不同流速下的污垢热阻试验数据，并观察到了污垢老化现象。
这些数据比HTRI/TEMA推荐的数值更具体，可为冷水机组冷凝器的设计、监控和清洗提供参考。
关键词污垢热阻冷却水冷凝器冷水机组换热表面的污垢会使传热恶化，且随着强化换热技术的应用，污垢热阻对传热过程的影响更加明显，因此冷凝器冷却水侧污垢热阻值的选取便成了水冷式冷水机组优化设计的主要问题之一。
冷却水污垢热阻的数值通常是根据经验数值或是文献、规范等确定，如根据HTRI/TEMA Joint Committee 推荐的污垢热阻[1]，河水的污垢热阻值是3.52× 10-4～5.28×10-4 m2·℃/W，而根据《工业循环水处理设计规范》（GB50050-95）[2]，敞开式循环水系统的污垢热阻值为1.71× 10-4～3.44×10-4 m2·℃/W。
由于不同参考资料给出的污垢热阻的数值变化较大，给实际的设计工作带来了困难。
另外不同河流、不同区段、在不同季节时冷却水所形成的污垢也有所不同，因此我们拟采用试验方法，选用在珠江三角洲地区被广泛用作冷却水的珠江水为试验工质进行冷却水污垢热阻的试验，试验是在6月到10月期间进行。
冷却水污垢热阻的影响因素主要是温度、流速和水质。
由参考文献[1]分析，冷却水温度低于50℃时温度对污垢热阻的影响可忽略。
因此主要研究冷却水流速对污垢热阻的影响，为冷凝器的设计提供较具体的污垢热阻数据。
1 试验原理及试验装置1．1 试验原理由传热学法测量污垢热阻R f，即（1）（2）于是，（3）通过计算冷凝器换热管两侧的换热系数和总的传热系数，从分离出污垢热阻。
本试验采用实际的水冷式冷水机组，制冷量是30kW，制冷剂为HCFC-22。
冷凝器是两回程的管壳式换热器，管内径是0.0117m，铜管数目是38根。
污垢系数
污垢系数又称为污垢热阻，污垢系数的物理意义是单位时间内每传递1焦耳的能量，在1平方米的污垢两侧所形成的温度差。
如：0.000344m2℃/W也就是1秒内传递1焦耳的能量，在1平方米的污垢两侧所形成的温度差是0.000344℃。
污垢系数增加会造成传热速率下降，计算传热系数K时，一般不可以忽略污垢系数。
污垢系数大小与流体的性质、流速、温度、设备结构及运行时间等因素有关。
对于一定的流体，增加流速，可以减少污垢在壁面的沉积，降低污垢系数。
另外换热器应定期清洗，以减少冷热流体壁面两侧的污垢系数。
一种板式换热器污垢热阻预测新方法
第４ ０卷
～
第 ４期
化
工 机 械
Ｃ ａ （ Ｈ Ｃ Ｏ ３ ） ２ － ￣ Ｃ ａ Ｃ Ｏ ３ ＋Ｈ ２ ０＋Ｃ Ｏ ２ Ｔ
４ ３ ５
２ ８ ℃之 间； 热 水 进 口温 度 恒 定 在 ４ ６～４ ７ ℃ 之
间； 冷却 水 流 速 为 ０ ． １ ０ ４ ｍ ／ ｓ ； 冷 却 水 为 吉林 市 临
垢 特性参 数 的变化 规 律 ， 以便 于 开 发可 靠 的 污垢
特性 预测 方法 和防垢 、 除垢 对策 ， 对 当前 的低碳 经
济 具有重 要 的现实 意义 。
果… ： 其 中污 垢 热 阻会 增 大传 热 温 差 ， 降低 所 传
递 热能 的利用 价值 ， 增 大 设 备能 耗 ； 流 动 阻力 （ 流 阻） 的增 大 则 直 接 增 大 了 泵 送 能 耗 。 因此 ， 防 止 或 抑制 污垢 生长 ， 就 自然 成 为水 冷 器 生 产者 和 用 户 的 主攻 目标 ｚ 。作 为 污垢研 究 ３个 主要方 向之
子、 化 学需 氧量 、 铁离 子 浓度 和 细 菌 总数 ） 预测 污 垢 热 阻 。采 用多个 参 数预测 污垢 热阻 的优越 性在 于， 找 出冷 却水 系统 运 行 过 程 中污 垢 特 性参 数 和 水质 参数 的变化 规律 ， 进而 建立 两者之 间 的关联 ， 进一 步研究 污垢 的形 成机 理 。基 于水 质参数 随 污
４ ３ ４
化
工
机
械
２ ０ １ ３焦
一
种 板 式 换 热器 污 垢 热 阻预 测 新 方 法
文孝 强 孙 灵 芳 徐 志 明
（ 东北 电力 大 学 ）
摘
污垢热阻的影响
换热器设计中污垢热阻对设计的影响发布时间:2009-05-25张平张蔚兰（湖北登峰换热器有限公司湖北大冶435100）【摘要】通过设定污垢系数的方法论证了污垢系数对换热器设计的影响。
要求用户在提出污垢系数时应当合理。
合理的污垢系数对换热器的优化设计、降低成本有重大决定作用。
【关键词】换热器污垢热阻污垢系数换热系数在当前换热器市场日益激烈的竞争中，一个问题日益突出，应当引起足够的重视，那就是污垢系数问题。
污垢系数，即换热器使用过程中污垢对换热产生的影响程度。
由于换热器传热面本身导热系数很大，其热阻通常可忽略。
但如果壁面上结有污垢，则对传热性能和压降影响很大，其热阻有时可达到起控制作用的数量级。
据报道，一台结垢严重的冷凝器，其有效的传热面积仅为清洁状态的1/2。
因此，在换热器设计中必须考虑污垢热阻对传热性能的影响。
1 传热系数的计算在实际工作中，对于污垢系数的选用，有三套标准：一种标准为用户在设计换热器时就明确提出的标准数值，参考国家标准，针对工业用水、循环冷却水和洁净自来水分别提出污垢系数要求；第二种为项目技术人员提出的标准，由于担心换热器运行时传热性能达不到要求，故将污垢热阻提得很大；第三种为换热器设计单位提出的参考值，在以往换热器设计中，用户一般习惯不提污垢热阻的要求，在换热器设计计算过程中不考虑污垢热阻的影响，只在最后取传热系数时取0.85 的系数（即取计算值的85%）作为考虑污垢热阻后的最终传热系数。
对于实际选用的污垢系数标准是否合理，下面以常用的一种冷却元件做一个计算比较，以便共同探讨：设定一，气侧换热系数hk=65.5 W/(m2.℃)，水侧换热系数hl=7353 W/(m2.℃)，肋化系数ψ=19.7，换热管壁厚δ=0.001m，换热管导热系数λ=39W/(m2 .℃)，气侧污垢系数rk=0，水侧污垢系数rl=0，计算换热器传热系数K，代入各数值计算：设定二，气侧污垢系数rk=0，水侧污垢系数rl=0.000172m2.℃/W(洁净自来水时所取的污垢系数)，其余条件与设定一样，代入计算：设定三，气侧污垢系数rk= 0.000172 m2 .℃/W（常压空气），水侧污垢系数rl=0.000172 m2 .℃/W(洁净自来水时所取的污垢系数)，其余条件与设定一样，代入计算：比较设定一和设定二，不难得出水侧取污垢热阻后的传热系数是没有考虑污垢热阻时的传热系数的0.85 倍，比较设定一和设定三，可知气侧和水侧都取常规污垢热阻时的传热系数是没有考虑污垢热阻时的传热系数的0 . 8 4 倍，这说明原来习惯上取的0.85 的系数是合适的，同时还说明我们管片式热热器计算中气侧的污垢热阻比水侧的污垢热阻对传热系数的影响小，气侧污垢热阻对总体传热系数的影响可以忽略不计，也就是说管外污垢热阻比管内污垢热阻的影响小。
循环水腐蚀速率国标计算
循环水腐蚀速率国标计算摘要：1.循环水腐蚀速率国家标准的背景和意义2.循环水腐蚀速率的计算方法和指标3.循环水腐蚀速率国家标准的具体内容4.循环水腐蚀速率对生产设备的影响5.如何降低循环水腐蚀速率正文：循环水腐蚀速率国标计算循环水腐蚀速率国家标准的背景和意义循环水系统是工业生产中常见的一种冷却系统，它通过循环水对生产设备进行冷却，以保证设备的正常运行。
然而，由于循环水中含有各种杂质和微生物，长时间的运行会导致设备的腐蚀，从而影响设备的使用寿命和生产效率。
因此，我国制定了一系列循环水腐蚀速率的国家标准，以规范循环水的管理和维护，保障生产设备的安全运行。
循环水腐蚀速率的计算方法和指标循环水腐蚀速率的计算方法通常采用重量法、电化学法和尺寸法等。
其中，重量法是最常用的一种方法，它通过测量腐蚀前后设备的重量变化，计算出腐蚀速率。
电化学法则是通过测量电路中的电流和电压，计算出腐蚀速率。
尺寸法则是通过测量设备腐蚀后的尺寸变化，计算出腐蚀速率。
循环水腐蚀速率国家标准的具体内容我国的循环水腐蚀速率国家标准主要包括以下三个方面：1.微生物控制指标：循环水系统中的微生物控制指标包括异养菌、真菌、硫酸盐还原菌和铁细菌等，它们的数量应控制在一定范围内，以保证循环水的清洁度。
2.腐蚀速率：循环水腐蚀速率是指设备表面因腐蚀而产生的重量损失速度。
根据国家标准，碳钢换热器管壁的腐蚀速度应小于0.125mm/a，铜合金和不锈钢的腐蚀速度应小于0.005mm/a。
3.污垢热阻：循环水系统中的污垢热阻是指水侧管壁上的污垢对水流的阻力。
根据国家标准，敞开式水侧管壁的年污垢热阻值应为210-4～410-4m2hckcal，密封式水侧管壁的年污垢热阻值应为110-4m2hckcal。
循环水腐蚀速率对生产设备的影响循环水腐蚀速率过高会导致设备的损坏和故障，从而影响生产效率和设备寿命。
因此，企业应定期检测循环水的腐蚀速率，并采取相应的措施降低腐蚀速率，以保证设备的安全运行。
用于污垢监测的温差热阻法
2004 年 第 28 卷 石油大学学报 ( 自然科学版) Vol. 28 No. 5 第 5 期 Journal of t he University of Petroleum , China Oct . 2004
An improved method f or measuring and inspecting thermal resistance of scale in tube by temperature difference
XIN G Xiao2kai1 , MA Chong2fang1 , CHEN Yong2chang1 , SON G Lei2
( 1 . College of Envi ronmental and Energy engi neeri ng , Beiji ng U niversity of Technology , Beiji ng 100022 , Chi na ;
2 . Production Depart ment of L anz hou Pet rochemical Com pany of China Pet rochemical Corporation , L anz hou 730060 , China) Abstract : The temperatures of fluid and inner wall of tube covered by scale may fall down gradually during fouling under t he constant temperature of tube wall ,which causes t he increase in t hermal resistance of convection heat transfer in a tube. The existing formula for calculating t he t hermal resistance of scales must be amended. The improved equation for calculating t he t hermal resistance of scale was proposed in consideration of different condition. The calculation exam ple shows t hat if t he in2 let temperature of fluid is low and t he flux is small ,t he amendatory value and coefficient are great when t he ot her conditions are fixed. Wit h t he scale growing up ,t he amendatory value will increase while t he amendatory coefficient will decrease. In t he initial stage of scale ,t he amendatory coefficient is t he greatest . The fouling induction period calculated by t he improved formula is longer and more accordant wit h t he fact t han t hat by t he existing formula. Key words : tube ; scale deposit ; fluid ; t hermal resistance ; convection heat transfer ; calculation formula ; amendatory value ; amendatory coefficient
传热综合例题
例1．一列管换热器，管子规格为φ25×2.5mm ，管内流体的对流给热系数为100 W/(m ⋅K)，管外流体的对流给热系数为2000 W/(m ⋅K)，已知两流体均为湍流流动，管内外两侧污垢热阻均为0.0018 m ⋅℃/W 。
试求：①传热系数K 及各部分热阻的分配；②若管内流体流量提高一倍，传热系数有何变化？③若管外流体流量提高一倍，传热系数有何变化？解：①已知污垢热阻R i = R o = 0.00118 m 2⋅K/W ， 钢管λ = 45 W/(m ⋅K)022502025002002...=+=+=o i m d d d m 0011802020100025002250450250002502000111......⨯+⨯+⨯⨯+=++++=o i ii o m o o o R R d d d d K αλδα = 0.01542 1/(W/m 2⋅K)K o = 64.84 W/(m 2⋅K)热阻分配：污垢： % (315153001542)000118021==⨯=+oi o K R R 管外： %..2430154202000111==ooK α 管内：% (181********)010002501=⨯=oi i oK d d α管壁：%.....4100154200220450250002501=⨯⨯=omoK d bd λ ②因为i i W W 2='， 所以 i i u u 2=' ， i iαα802.=' ∴011R R ddd d K i ii o m o oo++'++='αλδα 00118020201002025002250450250002502000180.......⨯+⨯⨯+⨯⨯+== 0.01010 m 2⋅K/W9998.='o K W/( m 2⋅K)传热系数的增加的百分数：%.% (75210084)6484649998=⨯-=-'o o oK K K ③若o o W W 2=' ， o o αα802.='∴ o i ii om o oo R R d d d d K ++++'='αλδα1100118020201000250022504502500025020002180.......⨯+⨯+⨯⨯+⨯== 0.01521 m 2⋅K/W7465.='o K W/( m 2⋅K)传热系数的增加的百分数：%.% (4110084)6484647465=⨯-=-'o o oK K K 可见，管内一侧的热阻远大于管外一侧的热阻，提高热阻大的一侧给热系数将有效地增加传热系数。
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3 选用污垢系数
了解了污垢对传热的影响，在产品设计中，到底取多大的污垢热阻是合理的？有人认为选取较大的污垢热阻比较可靠，其实这往往会带来更严重后果，因为在传热量一定的条件下，势必要加大传热面积或总平均温差，从而增加换热器成本。而传热面过大会导致热流体出口温度过低、冷流体出口温度过高，这不仅影响工艺要求，而且有时在运行中为避免此结果常将介质流速降低、致使壁面温度上升，这样反而促使污垢更迅速地增长；同样平均温差过大，就要求提高热介质温度或降低冷却介质温度，导致介质与壁面的温差加大，结果也是促使污垢增长，特别是沸腾蒸发受热面，温差过大有可能出现膜态沸腾，不仅使传热大为削弱、污垢迅速发展，甚至会使传热面过热毁坏。此外，多孔的沉积物还会起到腐蚀剂的作用，在壁温高时会加速金属的腐蚀；结垢物质还会在金属表面上形成氢或氧的浓差电池导致“垢下腐蚀”。恰当选用污垢系数涉及物理和经济两个因素。物理上考虑的因素有：流体和沉积物的性质。流体温度管壁温度；管壁材料和光洁度；物体流速以及清洗周期。经济上应考虑的因素有：换热器生产成本；费用随尺寸而变动的情况；必要的清洗周期；清洗费用，包括生产损失在内；折旧费；税率；正常维修费用；输送泵费用及能耗；要求的投资回收期。最佳的设计污垢热阻应在技术经济比较中使初投资折旧费（随污垢热阻增加而增加）与清洗和停运费用（随污垢热阻增加而减少）所构成的费用总额为最小。
垢热阻时的传热系数的0.85倍，比较设定一和设定三，可知气侧和水侧都取常规污垢热阻时的传热系数是没有考虑污垢热阻时的传热系数的0.84倍，这说明原来习惯上取的0.85的系数是合适的，同时还说明我们管片式热热器计算中气侧的污垢热阻比水侧的污垢热阻对传热系数的影响小，气侧污垢热阻对总体传热系数的影响可以忽略不计，也就是说管外污垢热阻比管内污垢热阻的影响小。这就说明在过去我们常规设计中，取0.85倍的传热系数是得当的和可行的,也是考虑污垢热阻时最简便的一种经验方法了。
与设定一比较，设定九传热系数是设定一传热系数0.69倍；与设定五比较，设定九传热系数是设定五传热系数0.99倍。从上面几种污垢热阻组合计算比较，可以看出水侧取不同污垢热阻时，对传热系数的影响是不同的，并且都超过了原来的0.85的系数，当水侧污垢系数rl=0.000344m2.℃/W时，系数变为0.73；当水侧污垢系数rl=0.0004 m2.℃/W时，系数变为0.70；当水侧污垢系数rl=0.0005m2.℃/W时，系数变为0.65；总之水侧的污垢热阻大大削弱了传热性能。套片式换热器气侧污垢系数改变时，传热系数变化不大，也就是说气侧污垢热阻对传热系数影响仍然可以忽略不计。显而易见，可知现在设计计算中仍按原来取0.85系数计算方法是不适用的，而应该在换热器设计中根据具体不同的污垢系数具体计算。因此，在换热器设计中必须考虑由于污垢热阻使传热削弱的补偿措施，如加大流速、总平均温差或传热面积等。这样，在换热器设计中，如何考虑污垢的影响，往往成为换热器在实际使用过程中的结垢情况数据，建议各生产厂家切实做好产品售后服务跟踪，特别是要通过多渠道，多方式收集结垢数据。这样才能在今后的换热器设计工作中设计出更好、更有竞争力的换热器产品。
参考文献
[1] 换热器原理及计算[M]. 北京：清华大学出版社 1985
2 污垢对传热的影响
近几年随着我国换热器行业产品的快速发展，换热器产品使用条件和换热器产品客户发生了根本的改变，用户对换热器产品设计提出了更高、更严、更具体的要求，如产品压力、面积、体积和工艺介质方面都与以往大不相同。最明显的一点，用户在水的污垢热阻都提出了更明确的要求，明确提出水的污垢热阻是0.000344m2.℃/W（是原来洁净自来水的2倍，这一般是用户的最低要求）、0.0004m2 .℃/W，有的甚至提到了0.0005m2 .℃/W。气侧一般是压缩空气，用户一般没有明确提出要求，但按《换热器原理及计算》书中明确规定其污垢热