按分析方法计算换热器强度
工程热力学与传热学 第十八章 传热过程分析与换热器计算
Q = kA(t1 − t 2 ) = kA∆t m
热流体放出的热量 冷流体吸收的热量
′ ′ Q1 = q m1c1 (t1 − t1′) ′ ′ Q2 = q m c 2 (t 2′ − t 2 )
′ ′ ′ ′ q m1c1 (t1 − t1′) = q m 2 c 2 (t 2′ − t 2 )
A2 β = A1
肋片越高，肋距越小，肋化系 数就越大。
' 肋片与流体的换热量 α 2 (t w 2 − t f 2 ) A2 ' α 2 (t w 2 − t f 2 ) A2η f
ηf 为肋片效率 加肋侧与流体的换热量
' ' Q = α 2 (t w 2 − t f 2 ) A2' +α 2 (t w 2 − t f 2 2) A2η f ' ' A2' A2 = α 2 (t w 2 − t f 2 ) A2 ( + η f ) A2 A2
图9-6 交叉流换热器示意图
4）板式换热器。板式换热器由一组几何结构相同的平行薄平板叠加所 组成，两相邻平板之间用特殊设计的密封垫片隔开，形成一个通道，冷、 热流体间隔地在每个通道中流动。为强化换热并增加板片的刚度，常在平 板上压制出各种波纹。板式换热器中冷、热流体的流动有多种布置方式， 图9-7所示为1-1型板式换热器的逆流布置，这里的1-1型表示冷、热流体 都只流过一个通道。板式换热器拆卸清洗方便，故适合于含有易污染物的 流体(如牛奶等有机流体)的换热。
图9-4 简单的壳管式换热器示意图
为了提高管程流体的流速，在图9-4所示的换热器中，一端的封头里 加了 一块隔板，构成了两管程的结构，称为l-2型换热器(此处l表示壳程 数，2表示管程数)。图9-5所示是一个1-2型换热器的剖面图。
固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定
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石 油 化 工 设 备 技 术
２０１８ 年
如图２所示.
图 １ 管 板 结 构 示 意
表 ２ 材 料 特 性
部件 管板 壳体 换热管
部件
管板 壳体 换热管
材质 Q３４５R Q３４５R ００Cr１７Ni１４Mo２ 弹 性 模 量/
MPa １．８３×１０５ １．８３×１０５ １．７８×１０５
目前,对换热 器 管 板 结 构 进 行 应 力 分 析 的 研 究已有较多成果.李子林等 应 【６】 用 ANSYS 软 件 对固定管板式换热器在机械载荷和温度载荷共同 作用下的应力强 度 进 行 分 析,并 对 危 险 截 面 进 行 强 度 校 核 ,得 出 应 在 不 同 危 险 工 况 下 ,对 换 热 器 不 同部位进行分析和评定才能保证其安全可靠运行 的结论;杨宏 悦 分 【７】 析 了 不 同 操 作 工 况 下 管 板 模 型的应力场,得出 除 了 筒 体 上 的 一 次 薄 膜 应 力 起 控制作用外,管板 的 强 度 控 制 因 素 是 位 于 管 板 与 筒体连接圆角过 渡 处 的 一 次 应 力 加 二 次 应 力,且 最大值发生在热载荷和壳程压力同时作用的操作 工况下的结论;季维英 通 【８】 过建立包括壳体、管 束 在内的管板三维 实 体 有 限 元 模 型,将 法 兰 垫 片 用 等 效 的 均 布 比 压 来 代 替 ,分 析 了 管 板 在 包 括 开 工 、 正常工作和停车等过程中可能出现的七种瞬态和 稳态操作工 况 下 的 强 度 状 况.强 度 分 析 表 明,在 温度载荷及压力 载 荷 共 同 作 用 的 工 况 下,热 应 力 决定了整个管板系统的应力分布.根据分析结果
收 稿 日 期 :２０１８Ｇ０４Ｇ１８. 作者简介:陈一鸣,女,２０１７ 年 毕 业 于 青 岛 科 技 大 学 过 程 装 备与控制工 程 专 业,现 为 该 校 动 力 工 程 专 业 在 读 硕 士 研 究 生 ,主 要 从 事 化 工 机 械 设 备 方 面 的 研 究 工 作 . Email:qdcym０９＠１６３．com. 基金项目:山 东 省 自 然 科 学 基 金 项 目 (NO．ZR２０１８LE０１５): 错位桨搅拌假塑性流体流场混沌特性及其表征.
固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定
固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定作者：杨翠娟来源：《名城绘》2019年第04期摘要：换热器设备在化工、石油、食品等多种工业生产中应用广泛。
在换热器制造过程中，管板与换热管之间的连接结构和连接质量一定程度上决定了换热器的质量优劣和使用寿命。
由于管板与换热管连接区域结构不连续，从而易产生各种连接质量问题，因此在危险工况下对管板与换热管连接部位进行应力分析和强度校核是十分必要的。
关键词：固定管板式换热器；管板；应力分析；强度评定目前，对换热器管板结构进行应力分析的研究已有较多成果。
应用ANSYS软件对固定管板式换热器在机械载荷和温度载荷共同作用下的应力强度进行分析，并对危险截面进行强度校核，得出应在不同危险工况下，对换热器不同部位进行分析和评定才能保证其安全可靠运行的结论；分析了不同操作工况下管板模型的应力场，得出除了筒体上的一次薄膜应力起控制作用外，管板的强度控制因素是位于管板与筒体连接圆角过渡处的一次应力加二次应力，且最大值发生在热载荷和壳程压力同时作用的操作工况下的结论；通过建立包括壳体、管束在内的管板三维实体有限元模型，将法兰垫片用等效的均布比压来代替，分析了管板在包括开工、正常工作和停车等过程中可能出现的七种瞬态和稳态操作工况下的强度状况。
1管板结构的静力分析在反映结构力学特性的前提下，模拟时进行以下简化：1）不考虑管板与换热管焊接热应力影响；2）不考虑管板与壳体的连接焊缝；3）不考虑管板兼做法兰螺栓对其的受力。
选择管板一侧面与所有换热管孔面施加450℃的温度载荷，并在该侧面施加2MPa的压力载荷；在管板另一侧面施加147℃的温度载荷和0.6MPa的压力载荷；沿半径方向，对换热器管板最外边缘施加全约束。
分析应力发现，该工况下管板结构的最大应力为46.9MPa，管板最大应力发生外侧管孔局部区域，其他区域应力值并不大。
采用管板材料为Q345R，450℃板厚为80mm的钢板许用应力为66MPa。
第7章 传热过程的分析和计算
Rk
1
d1lh1
1
21l
ln
d2 d1
1
2xl
ln
dx d2
1
dxlh2
dRk ddx
1
2x d x
1
d
2 x
h2
0
dc
2x
h2
临界绝缘直径与保温材料有关、与所处环境有关
dc
2x
h2
（1）当dx<dc时，随保温层厚度的增加，总热阻 减小，传热量增大，此时对管道敷设保温层反而
7.4.2 换热器热计算的基本方程
约定： 下标 1 —— 热流体 下标 2 —— 冷流体 上标 ’ —— 进口参数 上标 ’’ —— 出口参数 以热流体进口作为计算起点
1 换热器中流体的温度分布 因变量—冷、热流体的温度 自变量—？
换热面积 —热流体入口，Ax＝0 —热流体出口，Ax＝At —在换热器内的不同位置，Ax不同，流体温
★如何提高传热系数？
1
1
K
1 h1
1 h2
1 h1
1 h2
数学上可以证明
K min h1, h2
提高较小的表面传热系数值，强化薄弱环节， 效果最好
h1＝103，h2＝10，没有强化前：K=9.90 W/(m2.K)
❖ 措施1： h1＝2000，h2＝10： K’＝9.95 W/(m2.K)
7.2.1 通过平壁的传热过程 导热中—只关注平板的导热过程，计算了各类边
界条件下的温度分布、通过平板的导热量 传热过程中—壁面两侧流体间的热量传递过程
1 h1 A(t f 1 tW1)
2
换热器计算
第九章 传热过程分析和换热器计算在这一章里讨论几种典型的传热过程，如通过平壁、圆筒壁和肋壁的传热过程通过分析得出它们的计算公式。
由于换热器是工程上常用的热交换设备，其中的热交换过程都是一些典型的传热过程。
因此，在这里我们对一些简单的换热器进行热平衡分析，介绍它们的热计算方法，以此作为应用传热学知识的一个较为完整的实例。
9－1传热过程分析在实际的工业过程和日常生活中存在着的大量的热量传递过程常常不是以单一的热量传递方式出现，而多是以复合的或综合的方式出现。
在这些同时存在多种热量传递方式的热传递过程中，我们常常把传热过程和复合换热过程作为研究和讨论的重点。
对于前者，传热过程是定义为热流体通过固体壁面把热量传给冷流体的综合热量传递过程，在第一章中我们对通过大平壁的传热过程进行了简单的分析，并给出了计算传热量的公式 t kF Q ∆=， 9－1式中，Q 为冷热流体之间的传热热流量，W ；F 为传热面积，m 2；t ∆为热流体与冷流体间的某个平均温差，oC ；k 为传热系数，W/(⋅2m o C)。
在数值上，传热系数等于冷、热流体间温差t ∆=1 o C 、传热面积A =1 m2时的热流量值，是一个表征传热过程强烈程度的物理量。
在这一章中我们除对通过平壁的传热过程进行较为详细的讨论之外，还要讨论通过圆筒壁的传热过程，通过肋壁的传热过程，以及在此基础上对一些简单的包含传热过程的换热器进行相应的热分析和热计算。
对于后者，复合换热是定义为在同一个换热表面上同时存在着两种以上的热量传递方式，如气体和固体壁面之间的热传递过程，就同时存在着固体壁面和气体之间的对流换热以及因气体为透明介质而发生的固体壁面和包围该固体壁面的物体之间的辐射换热，如果气体为有辐射性能的气体，那么还存在固体壁面和气体之间的辐射换热。
这样，固体壁面和它所处的环境之间就存在着一个复合换热过程。
下面我们来讨论一个典型的复合换热过程，即一个热表面在环境中的冷却过程，如图9－1所示。
换热器的热力学性能分析及优化
换热器的热力学性能分析及优化热力学性能是一个换热器最基本的特征之一。
换热器是在化工、锅炉、发电等工业领域中广泛应用的设备，其热力学性能的良好或否决定着生产和制造的成本和效益。
本文将从流体动力学、传热学和流体力学等角度，对换热器的热力学性能进行分析和探讨，并提出一些优化方案，以提高其效率和性能。
一、换热器的流体动力学分析滑板换热器和管壳式换热器是工业应用中较为常见的换热器类型。
换热器在使用过程中，流体的流动状态会对其热力学性能产生很大的影响。
因此，首先需要对其流体动力学进行分析。
1.1 流体的流动方式换热器中流体的流动方式可根据其物理特性和流路结构分为多种类型，如层流、紊流、混合流等。
其中，在翅片换热器中，流动一般是层流型的，层流状态下流体的流动需要满足雷诺数小于2100的条件，而在管壳式换热器中，流动一般是混合流型的，流体的流动通常在管侧是紊流，在壳侧是层流或混合流。
1.2 流体的速度和流量流体在换热器中的速度和流量也会对其热力学性能产生影响。
在流速过高的情况下，容易产生压力损失和泄漏现象，从而影响换热器的效率和使用寿命，而低流速则会导致传热不充分，影响换热器的热力学性能。
因此，需要在流体流量和速度之间寻求平衡，以达到最佳的换热效果和热力学性能。
二、换热器的传热学分析换热器的传热性能是换热器的另一个重要特征。
换热器的传热效率直接影响其热力学性能和效益。
因此，在换热器的设计和制造中，传热学的分析与优化非常关键。
2.1 热传导的特性热传导是换热器传热的基本方式，也是最常见的传热方式之一。
对于不同的材料，其热传导的特性不同，如金属的热传导率相对比较高，而非金属的热传导率相对较低。
因此，在换热器的制造中，需要根据不同的材料特性和使用要求进行选择，以达到最佳的传热效果和热力学性能。
2.2 湍流传热的影响湍流传热是一种非线性的、复杂的传热方式，其传热效率相对于层流传热更高。
然而，湍流传热所需的能量消耗也更大，从而会产生较大的热损失。
传热学 第9章-传热过程分析和换热器计算
第九章 传热过程分析和换热器计算在这一章里讨论几种典型的传热过程，如通过平壁、圆筒壁和肋壁的传热过程通过分析得出它们的计算公式。
由于换热器是工程上常用的热交换设备，其中的热交换过程都是一些典型的传热过程。
因此，在这里我们对一些简单的换热器进行热平衡分析，介绍它们的热计算方法，以此作为应用传热学知识的一个较为完整的实例。
9－1传热过程分析在实际的工业过程和日常生活中存在着的大量的热量传递过程常常不是以单一的热量传递方式出现，而多是以复合的或综合的方式出现。
在这些同时存在多种热量传递方式的热传递过程中，我们常常把传热过程和复合换热过程作为研究和讨论的重点。
对于前者，传热过程是定义为热流体通过固体壁面把热量传给冷流体的综合热量传递过程，在第一章中我们对通过大平壁的传热过程进行了简单的分析，并给出了计算传热量的公式 t kF Q ∆=， 9－1式中，Q 为冷热流体之间的传热热流量，W ；F 为传热面积，m 2；t ∆为热流体与冷流体间的某个平均温差，o C ；k 为传热系数，W/(⋅2m o C)。
在数值上，传热系数等于冷、热流体间温差t ∆=1 o C 、传热面积A =1 m 2时的热流量值，是一个表征传热过程强烈程度的物理量。
在这一章中我们除对通过平壁的传热过程进行较为详细的讨论之外，还要讨论通过圆筒壁的传热过程，通过肋壁的传热过程，以及在此基础上对一些简单的包含传热过程的换热器进行相应的热分析和热计算。
对于后者，复合换热是定义为在同一个换热表面上同时存在着两种以上的热量传递方式，如气体和固体壁面之间的热传递过程，就同时存在着固体壁面和气体之间的对流换热以及因气体为透明介质而发生的固体壁面和包围该固体壁面的物体之间的辐射换热，如果气体为有辐射性能的气体，那么还存在固体壁面和气体之间的辐射换热。
这样，固体壁面和它所处的环境之间就存在着一个复合换热过程。
下面我们来讨论一个典型的复合换热过程，即一个热表面在环境中的冷却过程，如图9－1所示。
换热器设计及性能分析总结二版
⏹ 换热器的定义：在工程中，将某种流体的热量以一定的传热方式传递给其他流体的设备(又称热交换器,Heat Exchanger) 。
一般是两种温度不同的流体参与传热,一种流体温度较高,放出热量,另一种流体温度较低,吸收热量。
但是,在某些换热器中,也有多于两种具有不同温度流体参与传热的。
这里所讲的换热器是指以传热为其主要目的的设备。
在工业生产中的有些设备,如制冷设备、干燥设备、精馏设备等等,在其完成指定的生产工艺过程的同时，都伴随着热量的交换,但传热并不是其主要目的,因此,就不属于换热器的范畴。
⏹ 换热器的分类：按用途分：预热器、冷却器、冷凝器、蒸发器等按制造材料分：金属、石墨、陶瓷、熟料等按工作原理分:回热式（蓄热式）即冷热流体交替流过换热表面、混合式（冷热流体直接相互掺混）、间壁式（冷热流体由固体壁面隔开）按流动型式：顺流、逆流、混流、一次交叉流、顺流式交叉流、逆流式交叉流、混合式交叉流⏹ 各种流型平均温差的比较(1）逆流平均传热温差远远大于顺流平均传热温差。
事实上，在所有换热流型中,逆流和顺流是两种极端情形,逆流传热性能最好,平均传热温差最大，顺流传热性能最差,平均传热温差最小。
（2）在折流换热器中,即包含有逆流、也有顺流,因此，其平均传热温差介于逆流和顺流之间。
(3）对于三种典型的一次交叉流动而言，相同条件下两种流体都横向不混合的平均传热温差最大，相反,两种流体都横向混合的平均传热温差最小。
对于多次交叉流动而言,总趋势为逆流的多次交叉流动平均传热温差接近于逆流,总趋势为顺流的多次交叉流动平均传热温差接近于顺流。
(4）从出口温度来看,逆流式换热器冷流体出口温度可能高于热流体出口温度,但顺流式换热器冷流体出口温度永远低于热流体出口温度。
另一方面,逆流式换热器中冷、热流体最高温度位于换热器的同一端,该处传热壁面温度高,工作条件恶劣;而顺流式换热器中冷、热流体在换热器同一端进入,传热面冷却较好在所有流型中,交叉流动换热面热应力最小。
用ANSYS和FLUENT进行管壳式换热器整体分析
用ANSYS和FLUENT进行管壳式换热器整体分析利用数值模拟计算软件进行管壳式换热器的流体力学和传热性能计算及评估已经成为开发和研究管壳式换热器的重要手段之一，由于结构和流道复杂，导致准确地进行换热器的流体力学性能和传热性能计算和评估有一定的困难。
而对换热器的结构性能进行准确分析一般都需要进行流固耦合模拟，如果要同时进行换热器的流体流动与传热和结构性能分析就更加困难。
般利用已知的平均温度或利用已知的换热（膜）系数对几何结构模型加载，而这些已知条件通常来源于手册提供的数据或者经验数据，并非来源于严格的换热器流体力学与传热工艺的数值计算，因此是产生结果计算偏差的主要原因之一。
目前文献对于给定工艺条件下管壳式换热器的整体温度场研究的并不多，由于准确的温度场是研究温差应力及其危害的前提，因此本文利用FLUENT 和ANSYS 软件对一台固定管板换热器的约束构件之间的整体结构在正常运行工况下的数值模拟问题进行了研究，首先从计算流体力学与传热的角度出发，利用FLUENT 软件进行换热器流体流动与传热的工艺状况数值模拟。
然后把FLUENT 软件的数值模拟结果导入ANSYS中作节点插值，完成温度场的重建，作为进行换热器的热分析以及结构分析的边界条件。
从而实现了管壳式换热器的FLUENT 和ANSYS 联合仿真模拟，综合整个过程可以很好地完成同一条件下换热器的流体力学与传热和结构性能分析，使得换热器的工艺性能计算与结构分析计算完整地结合在一起，计算精度更高。
1 CFD数值模拟本文研究的换热器结构示意如图1所示，在对实际结构进行合理简化的基础上，以影响流动和传热的主要结构建立了某固定管板式换热器温度场数值计算模型，采用分段模拟、整体综合的方法，利用FLUENT软件对该换热器在正常操作工况下的流动与传热情况进行数值模拟[8] ，得到计算流道上有关各个构件的壁温场分布。
图1 换热器结构示意图CFD模型正常工作状态下换热器的管程介质为饱和水蒸汽，蒸汽温度为110℃。
换热器的热性能测试与模拟分析
换热器的热性能测试与模拟分析换热器是工业生产中常用的设备之一，它将两种介质之间的热能传递。
它的主要作用是在热能转移方面起到一个桥梁作用，以实现冷却或加热设备，从而保持设备的温度控制。
为了保证换热器的热性能，需要对其进行热性能测试与模拟分析。
本文将从这两个方面分别进行阐述。
一、热性能测试热性能测试是指通过实验方法来研究换热器热传递能力的性能参数，如传热系数、压降等。
常用的测试方法主要有三种：1. 水流式热性能测试法水流式热性能测试法是通过调节水的流量和温度等参数，来确定换热器传热系数的测试方法。
该方法操作简单、测试精度高，但其测试方法较为耗时且需要考虑到水的流量及温度控制，可能会影响测试结果。
2. 蒸汽流式热性能测试法蒸汽流式热性能测试法是通过在测试过程中使用蒸汽代替水来进行测试。
该方法的优点在于测试结果更具有代表性，但测试操作更为复杂，需要考虑更多的参数，如蒸汽的压力和温度、气路流量控制等。
3. 风流式热性能测试法风流式热性能测试法是通过将空气代替水进行测试的一种测试方法。
该方法相较于水流式热性能测试法与蒸汽流式热性能测试法的优点是无需考虑流量，但需要考虑到空气压降较大，可能会影响到测试结果。
二、模拟分析模拟分析是指通过计算机模拟软件，对换热器的热性能进行分析。
其优点在于无需进行真实的物理试验，节省了时间和物力，成本更低。
常用的模拟分析技术常见有两种：1. 有限元法有限元法是将热性能模型建立为一个复杂的三维模型，通过建立数学模型，进而对其进行计算机模拟和数值计算。
该方法的精度更高，但对于数据处理的比较长，因此常用于换热器设计的初期研发。
2. 计算流体力学计算流体力学是一种应用数学、物理学和计算机科学于液态和气态流体力学问题的计算方法。
在换热器热性能的仿真分析中，计算流体力学技术主要用于流体的流场分析与换热器传热系数的计算。
总之，换热器的热性能测试与模拟分析对于换热器的设计和应用十分关键，不同的方法对应不同的情况，需要结合具体情况进行选择和应用。
波纹管换热器管板的设计计算与强度校核
＝－ ・ ［ １ ３
替 ＥａＬ， ， ／ 得
＝
］ ’
㈩
这是 Ｇ １１１９ Ｂ５—９９中给出的表达式 ， 中 ＥａＬ 其 ． ｌ 即为一根换热管的轴向刚度 ， Ｋ ＝ ／ 以 Ｋ 代 即 ＥａＬ，
求等刚度 的折算 ，则波纹管与光管 的轴向力 Ｐ也应 是 相 同的 。 首先 ， 单根波纹换热管的伸长 （ 或缩短 ） 的量为
Ａｌ＝ ／Ｅ Ａ
将位移式代入刚度式 ， 以得出 可
＝
是说 ， 先将波纹管折算为与其 刚度相 同的光管 ， 应 再 将折算后 的数据输入到软件中。 波纹管折算为等刚度光管的折算方法 ： 折算过程 中， 主要考虑管子 的轴 向力 Ｐ 由于是 ，
Ｅ ／Ｚ ｔ ｆ 。
（ ） 子加 强 系数 。 １管
２＝ ／ ｌ － － （） ９
单 根 光管换 热 管 的伸 长 （ 或缩 短 ） 的量为
Ｉ８ｉ ＂・ １ ．Ｄ ３ １
＝
１
（） ３
Ｚ 一 Ｅ ２＝
．
ｔｕ 门ｎ ｘ、 ）
口
（ ） 束模 数 。 ２管
再次 ， 刚度 相同 ， 则两者的伸长（ 或缩短） 的量也 是相等的， Ｚ ＝ｆ； 即 ， 故 可得 出波纹管与等刚度光管的单根光管壁金 属横 截面 积 ａ为
管 板 是 换 热器 的主 要受 压 元 件 之一 ，其 设 计 合 计计算 ， 是把管板看作承受均布载荷 、 放置在弹性基 理与否 ， 对于设备的安全运行 、 节省材料 、 降低制造 础上 的且 受 管孔 均 匀 削 弱 的 当量 圆板 。这 是 由于在 成本 、 少 加工 制 造 的困难 ， 着重 要 的 意义 。 减 有 绝大多数管壳式换热器结构 中，管子直径相对管板 而 假 关于管壳式换热器管板、管子和壳体 的设计 ， 直径 足 够小 ， 换 热 管 的数 量 又 足够 多 ， 定 在 管板 目 前世 界 上有 多种标 准规 范 ， 如美 国的 Ａ ＭＥⅧ一 １英 上 管 子 是 均匀 分 布 的 ，因 而离 散 的各根 换 热 管对 管 Ｓ 、 可以认为是连续的 ， 管板承受的载荷 国的 Ｂ 、 Ｓ 西德 的 Ａ 日本 的 Ｊ 、 Ｄ、 Ｉ 中国 的 Ｇ １ １ １９ 板 的支撑作用 ， Ｓ Ｂ５—９９ ３ ］ 。 等。这些规范除 Ａ Ｄ标准外 ， 其余 的都是建立在弹性 也认 为是 均匀 分 布 的【 同 时 ， Ｂ ５— ９９是将 固 定 管板 换 热 器 中的管 Ｇ １ １ １９ 基础 圆平板 理论 基础 上 的。 由于各种 方法 所作 假 设简 板与管束和管板与壳体 ，看成 了强度分析 中所考虑 化及考虑的因素各有不同， 所以各种方法的计算结果 即管板管束系统和壳体系统 ， 分析原理 存在一定的差异 。尽管这些公式形式不同 ， 但分别基 的两个系统 ， 按照 Ｇ １１ Ｂ ５ 所采用 的结构分析方法。 按此思路 ， 整个 于 以下 ３ 基本 假设 的前 提下 得 出的【】 种 ｌ： ＿ ２ 分析 分 为 以下 ３个 步骤 ： （ ） 管 板 看 成 是 周 边 支 承 条 件 下 受 均 布 载 荷 １将 第一 步——将结构 （ 热器 ） 换 分离为数个部 件 ， 的圆平板 ， 应用平板理论得出计算公式。 考虑到管孔的 并解 除它们之间的相互约束 ，分别考察其在载荷作 削弱 ， 再引入经验性的修正系数 ， 但是其局限性较大。 用下 所 产生 的变 形 与应 力 。 （） ２ 将换热管 当作管板的固定支撑 ， 而管板是受 第 二步——考 虑它们之 间的变形连续条件 ， 即 管子支撑的平板 。管板 的厚度取决 于管板上的不布 考虑它们在相应边界力作用下 的变形与应力。 管 区的。实践证明 ， 这种公式适用于各种薄管板 的强 第 三 步——叠 加上 述 两 部分 产生 的变形 与 应 度校核。 力， 得到它们最终的变形与应力。 （） ３ 认为管板是弹性基础 上受 均布载荷 的多孔 本章波纹管换热器中管板 的设计计算 ， 是在赵萍 圆板 ， 这样 既考虑到管子 的加强作用 ， 又考虑到管孔 论文基础上 ， 依据 Ｇ １１ ９ ９ 管壳式换热器》 Ｂ ５ —１９ （ 进行 的削弱作用 ， 分析问题比较全面 。 设计计算研究 。 波纹管换热器与传统的管壳式换热器 我国 Ｇ １ １ Ｂ ５ 标准 中的管板计算方法 ，是基于第 的主要差别 ， 在于其换热管束 的不 同。对于管板的计 ３ 种假设推导出来 的。由于假设简化合理 ， 考虑 因素 算而言 ， 两者 的主要差异 ， 就在于管束刚度的不同。 因 较为详细 ， 故计算结果更为准确 ， 已为众多 的实验 此 ， 这 在对管板进行设计计算 时 ， 应将管板的计算公式 应力分析结果所证 实。 中， 与换热管刚度计算有关的参量进行变换 ， 而不能
换热器计算
三、传热的基本方式
一个物系或一个设备只要存在温度差就会发 生热量传递，当没有外功加入时，热量就总 是会自动地从高温物体传递到低温物体。根 据传热的机理不同，热传递有三种基本方式：
热传导
热对流
热辐射
(一) 热传导(导热)
问题：冬天，为什么触摸铁比木头更冷些？
一些常见物质的导热系数
物质 导热系数 λ[W/m·℃] 碳钢 45~52 不锈钢 铝合金 铜 10~30 203 银 钛
并流
逆流
平均温差计算实例
例2，氨冷器为逆流操作，试分别求氨冷凝段，液氨冷却段水的出 口温度及每一段的平均温差 解：逆流操作温度变化图如下：
t1=85℃ 气氨冷却
氨： 水： T2=21 ℃ T4 ？ T3？ T1=19 ℃
t2=45℃ 气氨冷凝成液氨 t2=45℃ 液氨冷却
t3=30℃
根据热平衡方程：Q氨放热=Q水吸热
易于堵管或更换。
缺点：不易清洗壳程， 壳体和管束中可能产 生较大的热应力。 适用场合：适用于壳程介质清洁，不易结垢，管程需清洗 以及温差不大或温差虽大但是壳程压力不大的场合。 例：氨冷器（卧冷），变换冷却器
浮头式换热器
优点：管内和管 间清洗方便，不 会产生热应力。 缺点：结构复杂， 设备笨重，造价 高，浮头端小盖 在 操作中无法检查。 适用场合： 壳体和管束之间壁温相差较大，或介质易结垢的场合。 例如：813低甲冷
Q1=WCpg (t1-t2)= 20000×2.112×(85-45)=1.69×106kJ/h
Q2=Wr= 20000×1336.97=2.67×107kJ/h Q3=WCpl(t2-t3)=20000×4.708×(45-30)=1.41×106kJ/h Q=Q1+Q2+Q3=2.98×107kJ/h=8.3MW
非常全面的换热器计算
非常全面的换热器计算换热器是一种常见的热交换设备，用于在两个流体之间传递热量。
它通常由一系列平板或管道组成，其中一个流体在板或管道的表面流动，而另一个流体在板或管道的另一侧流动。
通过换热表面的热传导，热量从一个流体传递到另一个流体。
为了正确设计和选择换热器，需要进行全面的换热器计算。
换热器计算主要包括以下几个方面：1.热负荷计算：首先需要确定流体之间的热负荷，即需要传递的热量。
这可以通过指定流体的流量、温度差和换热器的效率来计算。
2.传热面积计算：根据热负荷和换热器的传热系数，可以计算所需的传热面积。
传热系数取决于流体的性质、流速和流动方式。
3.流体速度计算：在换热器的设计中，流体速度是一个重要参数。
通过确定流体速度，可以选择合适的管道直径或板间距，以提供足够的传热面积和压降。
4.压降计算：换热器需要在流体之间施加足够的压力差，以保证足够的流动和传热效果。
在设计中需要计算流体在换热器中的压降，并合理选择换热器结构和流体通道。
5.材料选择：根据换热器所处的环境条件和工作介质的性质，需要选择合适的材料来制造换热器。
材料的选择应考虑到其热导率、强度、耐腐蚀性和经济性等因素。
6.温度场分析：换热器中的流体温度分布对传热效果有重要影响。
通过数值模拟或实验分析，可以确定流体在换热器中的温度场，并对该温度场进行优化改进。
7.稳态和瞬态分析：换热器的工作过程可以是稳态的，也可以是瞬态的。
在计算中需要考虑流体的稳态和瞬态特性，并确定换热器在不同工况下的传热性能。
以上是换热器计算的一些基本方面，实际的计算过程可能更加复杂，需要根据具体的应用要求和换热器的结构特点进行调整。
换热器的设计和选择还需要考虑工艺条件、安全性和经济性等综合因素。
在进行换热器计算时，需要细致地分析和估算各项参数，以确保换热器的性能和可靠性。
板式换热器热力计算及分析(整合)
第一章概论1.1综述1.1.1板式换热器发展简史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（жуковскиǔ）、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。
换热器性能分析新方法_柳雄斌
换热器性能分析新方法3柳雄斌 过增元(清华大学工程力学系,北京 100084)(2008年10月25日收到;2008年11月20日收到修改稿) 鉴于以加热或冷却为目的的热量传递过程,其不可逆性应以 的耗散率来度量,为此可以用换热器中的 耗散率定义换热器的当量热阻,它既包含换热器中的传热热阻,还包含了由非逆流形式和非平衡流引起的附加热阻.换热器当量热阻的倒数称之为换热器的当量热导.通过 耗散定义的换热器当量热阻建立了传热不可逆性与有效度的联系,并导得了换热器有效度与当量热导(热阻)和热容量流比的统一函数关系式,它适用于不同流程布置的换热器.因此,有效度2热导(热阻)方法能更方便于不同类型换热器性能的分析和比较.关键词:换热器,热阻, 耗散,熵产PACC :4425,8630R ,44903国家重点基础研究发展计划(973)项目(批准号:2007C B206901)资助的课题. 通讯联人,E 2mail :demgzy @11引言在现有文献中,换热器的分析和设计通常有两种方法:对数平均温差法和有效度2传热单元数法[1,2].对数平均温差法通常把传热系数U 认为是常量,传热面积A 均匀分布,把二者乘积看作换热器的热导,则热量传递方程为Q =UA ΔT M ,(1)其中 Q 是热流,ΔT M 是平均温差.对于单流程的顺流或逆流换热器ΔT M =ΔT a -ΔT bln (ΔT a ΠΔT b )=ΔT LM ,(2)其中ΔT LM 称为对数平均温差(logarithmic mean tem perature difference ,LMT D ),ΔT a ,ΔT b 分别为两流体进口和出口温差.对于叉流换热器和多流程换热器,由于冷热流体的温度分布是多维的,对数平均温差概念不再适用,但是Bowman 等[3]的分析表明,可以在对数平均温差的基础上乘上一个修正因子,就可以得到复杂流动布置换热器的正确的平均温差.修正因子F ≤1,不同换热器类型具有不同的F 值,并可把它们作成图表.当UA 给定时,平均温差愈大,热交换量愈大,即换热器性能愈好.当流动布置型式和冷热流体进出口温差已知时,我们就可以直接求得代表换热器性能的平均温差.对于特定的热负荷,就可求得所需换热面积,反之亦然.有效度2传热单元数法是由K ays 和London [4]提出的,把流体间实际换热量与最大可能换热量之比定义为换热器的有效度,显然,有效度反映了换热器性能.对于单流程的逆流和顺流换热器,有效度的表达式为ε=1-exp[-N tu (1+C )]1+C, (顺流),(3a )ε=1-exp [-N tu (1-C )]1-C exp [-N tu (1-C )], (逆流),(3b )其中N tu =UA /C min ,称为传热单元数,C =C min ΠC max 是最小与最大热容量流之比.对于叉流和某些多流程管壳式换热器,其有效度都具有各自的分析表达式[5].对于一个给定的换热器,当需要确定流体的进出口温度时,采取有效度法比较方便(不需要迭代),特别是在对不同类型的换热器分析比较时,有效度方法优于对数平均温差法.鉴于换热器中热量交换是不可逆过程,人们试图建立传热过程不可逆性与换热器性能(有效度)之间的联系.Bejan [6]基于热力学第二定律,用传热和摩擦引起的熵产生代表换热器中的不可逆性,并用第58卷第7期2009年7月100023290Π2009Π58(07)Π4766206物 理 学 报ACT A PHY SIC A SI NIC AV ol.58,N o.7,July ,2009ν2009Chin.Phys.S oc.熵产数分析逆流换热器的性能.他在讨论逆流换热器中熵产生与有效度的关系时,发现有效度从0到1变化时,熵产生有一最大值.在0和此最大值之间,随着Ntu的增加,ε增加,这原本应与熵产减少相对应,但熵产生反而增加了,这不符合人们预期,因此把它称之为“熵产悖论”[7].Hesselgreaves等[8]采用其他方法把熵产无因次化以消除Bejan提出的熵产悖论.Shah等[9]分析了18种典型换热器的性能,表明当有效度最大时,不可逆性(熵产)可以是最大、中间或者最小值因此Shah认为,适用于热系统中热功转换过程的熵产最小与最大能源效率相对应的概念,并不十分适用于热交换过程分析.过增元[10,11]等的研究表明,以加热或冷却为目的的热量传递过程的不可逆性是由 耗散、而不是由熵产来度量的,并且还可以用 耗散定义复杂边界条件下导热问题中的当量热阻.本文在讨论不涉及热功转换的换热器中 耗散的基础上,定义了换热器的当量热阻,并建立了它与有效度和热容量流比的关系式,这一关系式适用于任何流动类型.当量热阻定义式还适用于变传热系数的换热器.21换热器中的 耗散与当量热阻2111导热问题中的 耗散与介质的当量热阻[10] 过增元等[10,11]借助于热电比拟,引入了物体的“ ”这个物理量:E=12Q vh T,(4)其中Qvh 是物体的内能,T是物体的温度.反映了物体传递热量的能力并具有能量的含义,它与电容器中的电能(电容与电势乘积之半)相对应.在导热过程中,热量是守恒的,但 因耗散而不守恒,对于不涉及热功转换的热量传递过程,其不可逆性的度量是 的耗散而不是熵产.对于多维导热或具有内热源的导热,原有热阻定义不再适用.但是基于 耗散可以定义具有复杂边界条件的介质的当量热阻[10,11]R h= E<Q2,(5)其中Q是热流, E<=∫ΩK d T d n2dΩ是介质中的 耗散率,Ω是传热域.当量热阻的这一定义类似于导电问题中的电阻,可以由电能的耗散除电流平方而求得,即Re=E<eI22121换热器的 耗散和当量热阻 对于图1所示的单流程的逆或顺流换热器,常物性、定常流动的能量方程为Cd T(x)dx=-・(x),(6)其中C是热容量流,等式左边是流体流经通道单位长度时焓流的变化,q・(x)则是两流体间热量交换的热流密度.图1 单流程换热器式(6)两边乘以局部温度T,则得CT (x)d T(x)d x=-T(x)q・(x),(7)等式左边是流体流经通道单位长度时 流的变化,右边则是两流体输出或输入的 流密度.(7)式在整个流程上进行积分,对于热流体E hi-E ho=12C h T2hi-12C h T2ho=∫outinq・(x)T h(x)d x,(8a )其中Ch是热流体的热容量流,Thi,T ho分别为热流体的进、出口温度,Ehi,E ho分别为热流体的进、出口的 流.对于冷流体E co-E ci=12C c T2co-12C c T2ci=∫outinq・(x)T c(x)d x,(8b)其中Cc,T ci,T co分别为冷流体的进、出口温度,E ci, E co分别为冷流体的进、出口的 流.因此,换热器中 的耗散率为进入换热器的总流减去流出换热器的总 流E<= E i- E o=12C h T2hi+12C c T2ci -12C h T2ho+12C c T2co.(9a)76747期柳雄斌等:换热器性能分析新方法 对于一维顺流或逆流换热器, 耗散率又可表达为E <=∫Lq ・(x )T h (x )-T c(x)d x=∫LU (x )ΔT (x )2d x .(9b ) 表达式(9a )和(9b )虽由单流程换热器导出,但是它们同样适用于任何流型的换热器,而且还适用于变传热系数的情况.因为(9a )式右边是以流体的初、终温度表示的,而(9b )式右边则是对整个换热器域的积分,它们都与换热器的流动型式无关.有了耗散的表达式,就可定义换热器的当量热阻R ex =E <Q 2,(10)其中 Q =∫Sq ・d S ,S 是换热面积.定义换热器的当量温差为ΔT ex = E <Q =R ex Q .(11) 把(9a )式代入上式得ΔT ex =12C h T 2hi -12C h T 2ho C h (T hi -T ho )-12C c T 2co -12C c T 2ci C c (T co -T ci )=12(T hi +Tho )-12(T co +T ci )=ΔT AM ,(12)也就是说,换热器的当量温差就等于冷热流体初终端温度的算术平均温差,因此换热器的当量热阻可以表示为R ex =ΔT ex Q =ΔT AMQ .(13) 我们把现有文献中的换热器热阻(见方程(1))称为传热热阻,即R conv =(UA )-1=ΔT MQ ,(14)它与换热器当量热阻的关系是R ex =R conv ・ΔT AM ΔT M =(1UA )ΔT AMΔT M,(15)其中ΔT AMΔT M =f ≥1,称为热阻因子,对于热容量流比等于1的逆流换热器,f =1,这表明此时换热器的当量热阻等于传热热阻,对于非逆流以及热容量流比不等于1的换热器,其当量热阻都大于对流换热热阻,因此热阻因子f 的物理意义是:因流型偏离逆流、热容量流比偏离1所引起的热阻增加.也就是说,换热器的当量热阻既包含了传热热阻,还包含了不同流型和热容量流比引起的热阻.31有效度2热导(热阻)法 把(2)式代入(15)式,可得到换热器热阻与有效度和热容量流的关系式为(设冷流体为较小热容量流流体)R ex =1UA ΔT AMΔT M=1UA UAC min (T co -T ci )T hi +T ho2-T ci +T co2=(T hi -T ci )-T hi -T ho 2+T co -T ci2C min (T co -T ci )=1C min 1ε-12C minC max+1.(16) 可见最小热容量流愈大,热阻就愈小,所以可把热容量流理解为“流动”热导,因为流量的大小影响的耗散和换热效果,即使不考虑流速对对流换热系数的影响;UA 为传递热导;而ΔT MΔT AM为流型热导因子,因此可定义无因次热阻为R ex =R ex(C min )-1=1ε-12C minC max+1.(17) 无因次热阻的倒数定义为无因次热导N ex =R ex-1=UA C min ΔT MΔT AM=N tuΔT M ΔT AM .(18) 也可表达为N ex =1ε-12C minC max+1-1.(19)由(17)式和(19)式分别得到有效度的表达式ε=22R ex+(1+C ),(20)ε=2N ex2+N ex (1+C ),(21)其中C =C minC max是热容量流比.(21)式表明换热器的有效度是换热器的当量热导和热容量流比的函数,而与换热器的型式无关,即它适用于任何流动型式的换热器.现讨论几种典型情况:1)对于冷热流体热容量流相等的逆流换热器,C =1,N ex =N tu .由(21)式得8674物 理 学 报58卷ε=2N ex 2+2N ex =N tu1+N tu.(22) 它退化为现有文献中逆流换热器有效度的表达式.2)对于冷热流体热容量流相等,且传热面积很大的顺流换热器,C =1,N tu →∞,ΔT LM →0,ε=N ex1+N ex=0.5,(23)所以N ex =N tuΔT LMΔT AM =1.(24) 3)对于热容量流比趋于零,传热单元数趋于无穷大的顺流或逆流换热器,C →0,N tu →∞,ΔT LM →0时,ε=2N ex2+N ex=1,(25)所以N ex =N tuΔT LMΔT AM =2.(26) (21)式可以用图2表示.图2中C =1的曲线中的a 点表示顺流换热器当N tu →∞(N ex =1)可能达到的有效度值,因为其N ex 不可能大于1,所以有效度εmax =015;对于C =015曲线,εmax =0166(b 点);对于C =0曲线,εmax =1(c 点).其他流型(C ≠0)可能达到的有效度值则不能达到1,而只有逆流布置才能使εmax =1.有效度2热导(热阻)法的优点:1)通过以 耗散率定义的换热器当量热阻,建立了换热器中传热不可逆性与有效度之间的定量关系.2)与对数平均温差法与ε2N tu 法不同,如(21)式和图2所示,有效度与热导(热阻)和热容量流比的关系与换热器的流型无关,有利于对不同流型换热器性能的比较.不同流型换热器的差别体现在:对于相同的传热单元数,不同流型换热器具有不同的换热器热导(热阻).例如,在同样的传热单元数下,逆流的热导大于叉流的热导,叉流的热导又大于顺流的热导.3)当换热器中的传热系数不为常数时,对数平均温差和ε2N tu 法都无法用分析表达式、而只能用图表来表示换热器的性能,而当量热阻定义式(10)仍然适用,从而有利于换热器性能的分析和设计.有效度2热导(热阻)法的缺点是:当流体的出口温度未知时,在计算流体的出口温度和换热器热导(热阻)时,需要进行迭代,以及对复杂流型的换热器计算其热导较麻烦.图2 以C 为参数的ε2N ex 关系曲线41关于熵产悖论问题 Bejan [6]基于热力学第二定律和传热过程的熵产生率导出的熵产数与有效度的关系为N S =SC min=ln1-ε1-T 2T 11+εT 1T 2-1.(27)图3 N S 2ε关系曲线 他认为换热面积的减小意味着热阻增加,传热的不可逆性应该单调增加,即熵产数应该单调地增96747期柳雄斌等:换热器性能分析新方法加.然而如图3所示,对于逆流换热器,随着N tu 的减小,ε单调减小,但熵产数N S 却有一个最大值,即在ε∈[0,015]区域内,随着N tu 的减小,熵产生率反而减小了,故把ε∈[0,015]区域内熵产生与ε的异常变化规律称为“熵产悖论”.Shah 等[9]的分析表明,逆流换热器ε2N S 关系曲线中出现熵产最大值是温差不可逆性函数的本征特点而不是悖论.我们则认为,之所以把ε2N S曲线中出现最大值误认为是悖图4 无因次当量热阻与效能的关系论,是因为熵产数N S 不能反映换热器的热量传递不可逆性造成的.如前所述,换热器的当量热阻或无因次当量热阻反映了换热器的不可逆性,如图4所示,随着换热面积(传热单元数)的增加,有效度增加,换热器中的不可逆性,即换热器当量热阻是单调减小的,因此不存在悖论问题.51结论11基于换热器的 耗散定义了换热器的当量热阻(其倒数为换热器的热导),它是传热热阻(传热系数与传热面积的乘积的倒数)乘以算术平均温差与平均温差之比,后者反映了非逆流和非平衡流引起的热阻增加.21与对数平均温差法和有效度2传热单元数法相比,所导得的有效度2热导(热阻)的统一关系式与换热器流程布置形式无关,所以更有利于不同类型换热器的性能分析和比较.31对于任何换热器,反映换热器不可逆性的当量热阻在ε∈(0,1)范围内随传热单元数的增加,都是单调下降的,不会出现类似熵产悖论的问题.[1]R ohsenow W M ,Hartnett J P ,Cho Y I 1998Handbook o f H eatTransfer (New Y ork :M cG raw 2Hill )[2]H olman J P 2002H eat Transfer (ninth ed.)(M cG raw 2Hill )[3]Bowman R A ,Mueller A C ,Nagle W M 1940Trans .Am .Soc .Mech .Engr s .62283[4]K ays W M ,London A L 1955Compact H eat Exchanger s (New Y ork :M cG raw 2Hill )[5]Parker J D ,Boggs J H ,Blick E F 1969Introduction to FluidMechanics and H eat Transfer (Addis on 2W esley )[6]Bejan A 1977J .H eat Transfer 99374[7]Bejan A 1998Advanced Engineering Thermodynamics (New Y ork :W iley )[8]Hesselgreaves J E 2000Int .J .H eat Mass Transfer 434189[9]Shah R K,Skiepko T 2004J .H eat Transfer 126994[10]G uo Z Y,Liang X G,Zhu H Y2006Prog .Nat .Sci .161288(in Chinese )[过增元、梁新刚、朱宏晔2006自然科学进展161228][11]G uo Z Y,Zhu H Y,Liang X G 2007Int .J .H eat Mass Transfer 5025450774物 理 学 报58卷A novel method for heat exchanger analysis 3Liu X iong 2Bin G uo Z eng 2Y uan(Department o f Engineering Mechanics ,T singhua Univer sity ,Beijing 100084,China )(Received 25October 2008;revised manuscript received 20N ovember 2008)AbstractS ince the heat trans fer irreversibility of a heating or cooling process should be measured by the entransy dissipation rate ,an equivalent thermal resistance for a heat exchanger was defined based on the entransy dissipation rate of the heat exchanger.The equivalent thermal resistance includes both the overall heat trans fer resistance and the extra thermal resistance caused by the non 2counter 2flow arrangement and the non 2equilibrium heat capacity rate ratio of a heat exchanger.The reciprocal of the equivalent thermal resistance was defined as the equivalent thermal conductance.The relationship is established between the heat trans fer irreversibility and the effectiveness of a heat exchanger in terms of the equivalent thermal resistance.Finally ,a formula describing the relation am ong the effectiveness ,the equivalent thermal resistance and the heat capacity rate ratio is obtained which does not depend on the different flow arrangements.Therefore the effectiveness 2thermal resistance (conductance )method is m ore suitable for the performance com parison of different heat exchangers.K eyw ords :heat exchanger ,thermal resistance ,entransy dissipation ,entropy PACC :4425,8630R ,44903Project supported by the S tate K ey Development Program for Basic Research of China (G rant N o.2007C B206901). C orresponding author.E 2mail :demgzy @17747期柳雄斌等:换热器性能分析新方法。
板式换热器热力计算及分析
板式换热器热力计算及分析首先，我们来了解一下板式换热器的工作原理。
板式换热器由一系列堆叠在一起的金属板组成，每个金属板上都有一系列的通道，用于流体的传热。
其中一组板被称为热传递板，另一组板被称为流体分割板，它们交替排列，以便流体通过交叉流动的方式进行传热。
热传递板上的流体称为热流体，流体分割板上的流体称为冷流体。
通过热流体和冷流体之间的传热，实现了热量的交换。
在热力计算中，我们首先需要确定热量的输入和输出。
对于热传递板上的热流体，其进口温度称为T1，出口温度称为T2、对于流体分割板上的冷流体，其进口温度称为T3，出口温度称为T4、根据能量守恒定律，我们可以得到以下热力方程：Q = mc∆T其中，Q为传热量，m为流体的质量，c为流体的比热容，∆T为温差。
根据流体的运动方式，板式换热器分为平行流和逆流。
在平行流状态下，热流体和冷流体的方向是相同的，即T1>T2，T3>T4、在逆流状态下，热流体和冷流体的方向是相反的，即T1>T2，T4>T3、根据不同的流动方式，需要使用不同的计算方法。
对于平行流，我们可以使用以下热力计算公式：Q = mc(T1-T2)对于逆流Q = mc(T1 - T2) = mc(T3 - T4)在实际应用中，我们还需要考虑一些实际操作中的影响因素，如流体的压力损失、换热系数的变化等。
这些因素可以通过经验公式或者实验数据进行修正。
在计算中，我们可以使用以下公式：Q = U × A × ∆Tlm其中，U为总传热系数，A为板式换热器的传热面积，∆Tlm为对数平均温差。
总结：板式换热器的热力计算是一个复杂的过程，需要考虑多个因素的影响。
在计算中，我们需要确定热量的输入和输出，选择适当的计算方法，并考虑实际操作中的影响因素。
通过合理的计算和分析，可以得出准确的热力特性和性能参数，为工业生产中的实际应用提供依据。
固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定
固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定摘要:换热器通俗来讲是同种流体间能够通过热能传递的一个机器装备。
不管是多种流体亦或者是固定粒子，相遇时将能够产生热接触。
换热器之所以在工业生产中受到重视，原因在于工业领域所需要的食品、能源等行业都有换热器存在，换热器在工业生产中占据重要地位，由于它的特点之一是能够对能源进行存储转换，因此在新能源利用中收到相当好的效果。
随着全球经济飞速发展，在能源利用上经常出现浪费资源等问题，工业生产带来的不仅是发展，也产生能源紧张的弊端。
因此，为了节约能源及寻求循环利用的办法，全球目前都致力于此项活动。
换热器之所以被广泛应用，很大一部分原因则是因为在化工生产中能通过合能源来进行转换回收。
换热器是由管板和换热管综连接而成的，因此若是结构不连续，局部产生应力集中或应力过大会造成换热管出现破败现象，导致产生各种质量问题。
综上所述，本文将详细讲述关于固定管板式换热器管板的应力分析和强度评定的必要性及出现问题后相关解决措施。
关键词:固定管板式；换热器管板；应力分析和强度引言:关于工业企业生产过程中的机器设备换热器，它分为四种种类，有接触式，蓄热式，间壁式和中间载体式几种，但厂里最常用的乃是表面式换热器，而固定管壳式换热器则是间壁式分类而来，它的结构特点是十分坚固，且适用范围广，能够承受住企业较大的操作压力，之所以如此受企业青睐，其中的原因是生产成本低，清洗操作方便。
尽管在科技高速发展的时代有各类新型换热器出现在市场，但固定管板式换热器依然占据主导地位，则是因为它的优点多。
一、关于固定管板式换热器管板的应力分析和强度必要性固定管板式换热器之所以站在主导地位，则是因为它造价成本低，受众范围广，且能承受压力大。
且它损坏之后可以进行更换，简单快捷。
尽管固定管板式换热器拥有众多优点，但也存在一定硬伤，它由于结构原因容易导致管束与壳体之间的壁温过大而泄露，或者封口被腐蚀等，当它产生较大热应力，将会致使换热管失效或运行停止。
化工-传热过程分析和换热器计算
9.2.2 间壁式换热器主要型式
1、套管式换热器
适用于传热量不大或流体流量不大的情形。
套管式换热器
优点
结构简单，可利用标准管件。
两种流体都可在较高温度和 压力下换热，传热系数大。
传热面积可根据需要增减。
缺点
单位换热面积金属耗量大， 价格较高。
检修、清洗不便。
2、壳管式换热器
间壁式换热器的一种主要形式，又称管壳式换热器。传热 面由管束组成，管子两端固定在管板上，管束与管板再封 装在外壳内。两种流体分管程和壳程。
在假设的基础上，并已知冷热流体的 进出口温度，现在来看图中微元换热 面dA一段的传热。温差为：
t t1 t2 dt dt1 dt2
t1 t1 dt1 t1
在固体微元面dA内，两种流体的换 热量为:
d kdA t
t2 dt2 t2
t2
对于热流体: 对于冷流体:
1 d qm1c1dt1 dt1 qm1c1 d
由于β值常常远大于1，而使η0β的值总是远大于1，这就使 肋化侧的热阻显著减小，从而增大传热系数的值。
9.1.4 临界热绝缘直径
Φ
l(t fi t fo )
1 1 ln( do ) 1
hidi 2 di hodo
圆管外敷保温层后：
Φ
l(t fi t fo )
1 1 ln( do1 ) 1 ln( do2 ) 1
本章要求掌握的内容：
定量：传热过程的计算；对数平均温差的计算； 间壁式换热器的设计计算及校核计算。
定性：掌握传热过程的热阻分析法；传热过程 强化与削弱措施。
9-1 传热过程的分析和计算
• 传热过程：热量由壁面一侧的流体通过壁面传到另 一侧流体中去的过程称传热过程。
板式换热器热力计算及分析
板式换热器热力计算及分析板式换热器是一种常见的换热设备，其内部由一系列板片组成，用于传递热量。
在进行板式换热器的热力计算和分析时，需要考虑各种因素，如换热器的设计参数、换热介质的性质以及换热器的操作条件等。
本文将对板式换热器的热力计算和分析进行详细介绍。
首先，我们需要确定板式换热器的设计参数。
设计参数包括板片的几何尺寸、传热面积、板片的数量以及流体的通道尺寸等。
确定了设计参数后，我们可以利用传热理论进行热力计算。
传热理论分为传导、对流和辐射传热三种，不同的传热方式对应不同的计算公式。
在板式换热器中，传导传热很小，可以忽略不计，因此主要考虑对流传热。
对流传热的计算需要确定流体的流动状态。
流体的流动可以是单相流动，也可以是两相流动。
在单相流动情况下，我们可以利用换热器的流体动力学模型进行计算。
在两相流动情况下，需要考虑流体的沸腾和凝结现象，利用传热换热理论进行热力计算。
在热力计算中，我们还需要考虑流体的性质以及流体流动的操作条件。
流体的性质包括密度、热导率、比热容等。
这些性质可以通过实验或者查找相关文献进行确定。
流体的操作条件包括流速、入口温度、出口温度等。
通过确定流体的性质和操作条件，可以计算出流体的传热系数。
在热力计算的过程中，我们还需要考虑换热过程中的压力损失。
换热器内部的板片和管道会引起流体流动的阻力，从而导致压力损失。
压力损失的计算可以通过经验公式或者流体力学计算方法进行估算。
完成了热力计算后，我们可以进行换热器的分析。
换热器的分析可以从换热效率、压降、温度分布等方面进行。
换热效率是用于衡量换热器传热效果的参数，可以通过比较换热器进口和出口的流体温度来计算。
压降是指流体在换热过程中因阻力而产生的压力损失，可以通过计算换热器的压力损失来估算。
温度分布是指在换热器内部流体的温度变化情况，可以通过计算得到。
总结而言，板式换热器的热力计算和分析是一个复杂的过程，需要考虑各种因素。
热力计算的结果可以帮助我们优化换热器的设计和运行条件，提高换热效率，降低压力损失。
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软件批准号：CSBTS/TC40/SC5-D01-1999
DATA SHEET OF PROCESS EQUIPMENT DESIGN
工程名：
PROJECT
设备位号：
ITEM
设备名称：
EQUIPMENT
图 号：
DWG NO。
设计单位：压力容器专用计算软件
DESIGNER
设 计 Designed by 日期Date
校 核 Checked by 日期Date
审 核 Verified by 日期Date
批 准 Approved by 日期Date
固定管板换热器设计计算 计算单位压力容器专用计算软件
设 计 计 算 条 件
壳 程 管 程
设计压力 p
1 MPa设计压力 p t 1.5 MPa
s
设计温度 t
80 °C设计温度 t t150 °C
s
壳程圆筒外径Do 377 mm 管箱圆筒外径Do 377 mm 材料名称 20(GB9948) 材料名称 20(GB8163)
简 图
计 算 内 容
壳程圆筒校核计算
前端管箱圆筒校核计算
前端管箱封头(平盖)校核计算
后端管箱圆筒校核计算
后端管箱封头(平盖)校核计算
管箱法兰校核计算
开孔补强设计计算
管板校核计算
腐蚀后带法兰固定式管板计算 设计单位 压力容器专用计算软件
设 计 计 算 条 件 简 图 设计压力 p
s 1 MPa
设计温度 T s80 C°
平均金属温度 t s 0 °C
装配温度 t0 15 °C
壳 材料名称 20(GB9948)
设计温度下许用应力[σ]t 148.2 MPa
程 平均金属温度下弹性模量 E s 2.023e+05 MPa
平均金属温度下热膨胀系数αs 1.076e-05 mm/mm°C
圆 壳程圆筒内径 D i359 mm 壳程圆筒名义厚度(高颈法兰取法兰颈部大小端平均值)δs9 mm 壳程圆筒有效厚度
se
δ8 mm
筒 壳体法兰设计温度下弹性模量 E
f
' 1.94e+05 MPa 壳程圆筒内直径横截面积 A=0.25πD i2 1.012e+05 mm2 壳程圆筒金属横截面积 A s=πδs (D i+δs) 9224 mm2管 设计压力p t 1.5 MPa 箱 材料名称: 20(GB8163)设计温度T t 150°C 圆 设计温度下弹性模量 E h 2.01e+05 MPa 筒 管箱圆筒名义厚度(高颈法兰取法兰颈部大小端平均值)δh 9 mm 管箱圆筒有效厚度δhe 9mm 管箱法兰设计温度下弹性模量 E f" 1.94e+05 MPa 材料名称: T2管子平均温度 t t 0 °C 换 设计温度下管子材料许用应力[]σt t23 MPa 设计温度下管子材料屈服应力σs t35 MPa
设计温度下管子材料弹性模量 t
t
E 1.124e+05 MPa 热 平均金属温度下管子材料弹性模量 E t 1.18e+05 MPa
平均金属温度下管子材料热膨胀系数αt 1.623e-05 mm/mm °C
管子外径 d12 mm 管 管子壁厚δt 1 mm 管子根数 n241
注：。