对流传热

有相变的传热过程——冷凝和沸腾传热的
机理与一般强制对流传热有所不同，这主 要是由于前两者有相的变化，界面不断扰 动，故可大大加快传热速率。
对流传热速率方程
对流传热是一个复杂的过程，其影响因素很多。
因此，对流传热的纯理论计算是相当困难的。为 了计算方便起见，目前采用了一种简化处理的方 法，即将对流传热时流体的全部热阻集中在厚度 为的有效膜内，这样，就可以用比较简单的有效 膜内导热来近似表示流体与壁面间的复杂对流传 热。因此，对流传热速率可表示为：
b.


Gr>25000 Nu'=Nu· 0.8(1+0.015Gr1/3) 总体来讲，综合各种因素，得出的层流公 式有多种形式，误差较大。一般在换热器等 设备中，为了提高α，多呈湍流流动 (3)流体在圆形直管的过渡区流动 α'=α[1-（6×105/Re1.8)]
液体被加热时，层流内层的温度比液体的平 均温度高，由于液体的粘度随温度升高而下降， 故层流内层中液体粘度降低，相应的，层流内层 厚度减薄，α增大；液体被冷却时，情况恰好相反。 但由于Pr值是根据流体进出口平均温度计算得到 的，只要流体进出口温度相同，则Pr值也相同。 因此为了考虑热流方向对α的影响，便将Pr的指数 项取不同的数值。对于大多数液体 则
Pr
c

Gr
gl 3 2 t
2
各准数中物理量的意义为


α——对流传热系数，W/(m2. oC)； u——流速，m/s； ρ——流体的密度，kg/m3； l——传热面的特性尺寸，可以是管径（内径、外 径或平均直径）或平板长度等，m； λ——流体的导热系数，W/(m. oC)； µ——流体的粘度，Pa.s； CP——流体的定压比热容，J/(kg.℃)； Δt——流体与壁面间的温度差，℃； b——流体的体积膨胀系数，1/℃ 或1/K； g——重力加速度，m/s2。
或
由于有效膜的厚度难以测定，所以通常以α代替上式中的
根据传递过程速率==系数×推动力
推动力是壁面和流体间的温度差。影响阻力的因素
很多，有一点可以明确的是阻力与壁面的表面积成 反比。由于在换热器中，沿流体流动向上，流体和 壁面温度一般是变化的，在换热器不同位置上的对 流传热速率也不相同，所以对流传热速率方程应该 用微分形式表示。
d i (T TW )dAi d 0 (tw t )dA 0 Ai，A0-换热器的管内侧和外侧表面积，㎡ -换热器的管内侧和外侧流体对流传热系数，W/㎡· ℃ i 0 t-换热器的任一截面上冷流体的平均温度，℃ tw-换热器的任一截面与冷流体相接触一侧的壁温，℃ 由此可见，对流传热系数必然是和传热面积以及温度差 相对应的。 牛顿传热方程式表达了复杂的对流传热问题，实质上是 将矛盾集中支对流传热系数α，因此研究各种对流传热情况 下α的大小、影响因素及α的计算式，成为研究对流传热的核 心问题。
热流体和壁面间的对流传热速率方程可表达为：
d

T TW
1 dS
(T TW )dS
该式也称作牛顿传热方程式或牛顿冷却定律 α-局部传热膜系数 单位为W/㎡· K

在换热器中，局部对流传热系数随管长而变 化，在工程计算中，常用平均对流传热系数（也 用α表示），些时牛顿传热方程式表示为：
对流传热

在工业生产中，经常遇到两流体之间或流 体与壁面之间的热交换问题，这类问题需用 对流传热的理论予以解决。在对流传热过程 中，除热的传递之外，还涉及到流体的运动， 温度场与速度场将会发生相互作用。故欲解 决对流传热问题，必须具备动量传递的基本 知识。本知识点将以前面讨论的运动方程、 连续性方程和能量方程为基础并结合量纲分 析理论，解释对流传热的机理，探讨对流传 热的基本规律。

l
表示对流传热系数的准数
雷诺数(Reynolds number) 普兰德数(Prandtl number)
格拉斯霍夫数 (Grashof number)
Re
du
表示惯性力与粘性力之比， 是表征流动状态的准数 表示速度边界层和热边界层 相对厚度的一个参数，反映 与传热有关的流体物性
表示由温度差引起的浮力与 粘性力之比
2．将剩下的i＝n-m＝4个变量： 分别与上述m=4 个核心物理量组成无因次准数，每个无因次准数由m+1＝5 个变量所构成，可得:
3.写出个物理量的因次式
──定性长度，m ──密度， ──粘度， ──导热系数， ──对流传热系数 ──流速， ──定压比热 ──单位质量流体的浮力 L
4. 将各物理量的因次代入准数定义式:

当湍流的流体流经固体壁面时，将形成湍 流边界层（参见图5-6），若流体温度与壁面 不同，则二者之间将进行热交换。 假定壁面温度高于流体温度，热流便会由 壁面流向运动的流体中。由流动边界层的知 识可知，湍流边界层由靠近壁面处的层流内 层、离开壁面一定距离处的缓冲层和湍流核 心三部分组成，由于流体具有粘性，故紧贴 壁面的一层流体，其速度为零。由此可知， 固体壁面处的热量首先以热传导方式通过静 止的流体层进入层流内层，在层流内层中传 热方式亦为热传导；

然后热流经层流内层进入缓冲层，在这层流体中， 既有流体微团的层流流动，也存在一些使流体微团 在热流方向上作旋涡运动的宏观运动，故在缓冲层 内兼有热传导和涡流传热两种传热方式； 热流最后由缓冲层进入湍流核心，在这里，流体 剧烈湍动，由于涡流传热较分子传热强烈得多，故 湍流核心的热量传递以旋涡运动引起的传热为主， 而分子运动所引起的热传导可以忽略不计。 就热阻而言，层流内层的热阻占总对流传热热阻 的大部分，故该层流体虽然很薄，但热阻却很大， 因之温度梯度也很大。湍流核心的温度则较为均匀， 热阻很小。由流体主体至壁面的温度分布如图5-7 所示。
对于（a）、(d)
对于 (b)、(c)
应用范围：Re>3000。 特性尺寸：管外径 。
流速：取流体通过每排管子中最狭窄通道
处的速度。 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5-3的系数。
流体有相变时的对流传热系数



影响对流传热膜系数的因素： 流体的流动形态及原因 流体的物理性质 传热温度 流体传热时有无相变化 壁面的情况（换热器的结构）。
影响对流传热系数的主要因素 影响对流传热系数的因素很多。实验证明，主要的影响因 素有: (1)流体的状态:液体、气体、蒸气的对流传热系数值不同； 流体在传热过程中是否有相变，其对流传热系数值也不同， 有相变化时的对流传热系数比无相变化时大得多； (2)流体的物理性质：影响较大的物理性质有比热，导热系 数、密度和粘度； (3)流体的流动状态：层流、过渡流或湍流； (4)流体对流的状况：当设备中的流体因泵、风机或搅拌器 等外力作用发生强制对流时, 质点互相掺混，对流传热系数 一般较大；自然对流的对流传热系数较小，且与流体由于 自然对流的作用而产生的浮力的大小有关，其中为体积膨 胀系数，为壁面和流体间温差。 (5)传热表面的形状、位置及大小:如管、板、管束、管径、 管长、管子排列方式、垂直放置或水平放置等。
At

t
1
A
式中α-平均对流传热系数，W/㎡· ℃（K）
A-总传热面积，㎡ Δt-流体与壁面间温度差的平均值，℃（K） 1/αA-对流传热热阻，℃/W 注：流体的平均温度一般是指流动横截面上的平 均温度。

换热器的传热面积有不同的表示方法，要以是管内侧或 管外侧表面积。例如，若热流体在换热器的管内流动，冷流 体在换热器的管间流动，则对流传热速率方程可分别表示为：

故液体被加热时取n=0.4，得到的α就大些；液体 被冷却时取n=0.3，得到的α就小些。

气体粘度随温度变化趋势恰好与液体相 反，温度升高时，气体粘度增大，因此，当 气体被加热时，层流内层中气体的温度升高， 粘度增大，致使层流内层厚度增大， α减小； 气体被冷却时，情况相反。但因大多数气体 的 ，则

所以气体被加热时，α仍取0.4，而气体被 冷却时仍取0.3。
流体在非圆形管内作强制对流
此时，只要将管内径改为当量直径 ，则仍可
采用上述各关联式。但有些资料中规定某些 关联式采用传热当量直径。例如，在套管换 热器环形截面内传热当量直径为
式中
、 ——分别为套管换热器的外管内 径和内管外径，m。
流体在管外作强制对流
流体在管束外作强制垂直流动 由流动边界层理论可知，流体在单根圆管外作强制
垂直流动时，有可能发生边界层的分离，此时，管 子前半周和后半周的速度分布情况颇不相同，相应 的，在圆周表面不同位置处的局部对流传热系数也 就不同。但在一般换热器计算中，需要的是沿整个 圆周的平均对流传热系数，且在换热器计算中，大 量遇到的又是流体横向流过管束的换热器，此时， 由于管束之间的相互影响，其流动与换热情况较流 体垂直流过单根管外时的对流传热复杂得多，因而 对流传热系数的计算大都借助于准数关联式。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


对流传热膜系数
α的物理意义:单位时间内当壁面与流体主体的温度
差为1K时,每一平方米固体壁面与流体之间传递的 热量。 At


由此可见，对流传热膜系数在数值上等于单位温 度差下、单位传热面积的对流传热速率，它反应了 对流传热的快慢，α愈大表示对流传热愈快。 注：对流传热膜系数α与导热系数λ不同，它不是 流体的物理性质，而是受诸多因素影响的一个参数， 反映对流传热热阻的大小。
对上述给热过程，有关的总变量数n=8，涉及的基本因 次数m＝4，即长度L，质量M，时间，温度T；故准数 个数i＝8-4=4。假定四个准数分别为 、 、 、 ， 则给热过程的准数式为