热交换器计算示例【《热交换器原理与设计》课件】

《热交换器计算示例》2.6管壳式热交换器[例2.2]　试对固定管板的管壳式煤油冷却器进行传热计算、结构计算和阻力计算。在该热交换器中，要求将14t/h的T-1煤油由140℃冷却到40℃，冷却水的进、出口水温为30℃和40℃，煤油的工作 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 压力为0.1MPa，水的工作表压力为0.3MPa。[解]　由已知条件，选用两台〈1－2〉型管壳式热交换器串联工作，水的结垢性强，工作压力也较高，故使其在管程流动，而煤油的温度、压力均不高，且较洁净，在壳程流动也是合适的，计算过程和结果列于表2.11中。表2.11例2.2计算表格 项目 符号 单位 计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 或数据来源 数值 备注 原始数据 1 煤油进口温度 t′1 ℃ 由题意 140 2 煤油出口温度 t″1 ℃ 由题意 40 3 冷却水进口温度 t′2 ℃ 由题意 30 4 冷却水出口温度 t″2 ℃ 由题意 40 5 煤油工作表压力 p1 MPa 由题意 0.1 6 冷却水工作表压力 p2 MPa 由题意 0.3 7 煤油流量 M1 kg/s 由题意 3.89 流体的物性参数 8 煤油定性温度 tm1 ℃ (t′1+t″1)/2=(140+40)/2 90 9 煤油比热 cp1 kJ/(kg·℃) 查物性表 2.33 10 煤油密度 ρ1 kg/m³ 查物性表 744 11 煤油黏度 μ1 kg/(m·s) 查物性表 604.5×10-6 12 煤油导热系数 λ1 W/(m·℃) 查物性表 0.1028 13 煤油普兰德数 Pr1 — 13.7 14 水的定性温度 tm2 ℃ (t′2+t″2)/2=(30+40)/2 35 15 水的比热 cp2 kJ/(kg·℃) 查物性表 4.187 16 水的密度 ρ2 kg/m³ 查物性表 1000 17 水的黏度 λ2 kg/(m·s) 查物性表 0.621 18 水的导热系数 μ2 W/(m·℃) 查物性表 725×10-6 19 水的普兰德数 Pr2 — 4.9 传热量及平均温差 20 热损失系数 ηL — 取用 0.98 21 传热量 Q kW Q＝M1cp1(t′1－t″1)ηL＝14000/3600×2.33×(140－40)×0.98 888 22 冷却水量 M2 kg/s M2=Q/cp2(t″2－t′2)=888/4.187×(40-30) 21.21 23 逆流时对数平均温差 ∆t1m,c ℃ 39 24 参数P及R P — 0.091 R — 10 25 温差修正系数 ψ — 由<2-4>型公式计算 0.972 26 有效平均温差 ∆tm ℃ ∆tm=ψ∆t1m,c=0.972×39 37.9 估算传热面积及传热面结构 27 初选传热系数 K′ W/(m2·℃) 查参考资料 230 外径 28 估算传热面积 F′ m2 F′==888000/230×37.9 101.87 29 管子材料及规格 mm 选用碳钢无缝钢管 φ25×2.5 30 管程内水流速 ω2 m/s 选用 1 31 管程所需流通截面 At m2 At==21.21/1000/1 0.02121 32 每程管数 n 根 n==4×0.02121/π×0.022 68 33 每根管长 l m l=F′/nZtπdo=101.87/68×4π×0.025=4.77取标准长 4.5 34 管子排列方式 选 等边三角形 35 管中心距 s mm 由表2.3 32 36 分程隔板槽处管中心距 lE mm 由表2.3 44 37 平行于流向的管距 sP mm sp=scos30°=32cos30° 27.7 38 垂直于流向的管距 sn mm sn=ssin30°=32sin30° 16 39 拉杆直径 mm 由2.1.5节 16 40 做草图 图2.48 41 作图结果所得数据 见图2.48 六边形层数 a — 6 一台管子数 nt 根 136 一台拉杆数 根 由表2.7，估计壳体直径在400~700mm间 4 一台传热面积 m2 ntπdl=136π×0.025×4.5 48.1 二台传热面积 F″ m2 2×48.1 96.2 管束中心至最外层管中心距离 m 由图2.48，量得或算出 0.224 42 管束外缘直径 DL m 0.224×2+2×0.0125 0.473 43 壳体内径 DS m DS=DL+2b3b3=0.25d=6.25mm，且≮8mm，故DS=0.0473+2×0.008按照GB151—1999 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 ，取标准直径 0.5 44 长径比 — l/DS=4.5/0.5 9 合理 管程计算 45 管程接管直径 D2 mm D2==165按钢管标准取值 Φ180×5 46 管程雷诺数 Re2 / 27586 47 管程换热系数 α2 W/(m2·℃) α2=×0.023Re20.8Pr20.4=0.621/0.02×0.023×275860.8×4.90.4 4813 壳程结构及壳程计算 48 折流板形式 选定 弓形 49 折流板缺口高度 h m h=0.25DS=0.25×0.5 0.125 50 折流板的圆心角 度 120 51 折流板间距 ls m (0.2~1)Ds=(0.2~1)×0.5=0.1~0.5,取 0.25 52 折流板数目 Nb 块 4500/250-1 17 53 折流板上管孔数 个 由图2.48 116 54 折流板上管孔直径 dH m 由GB151-1999规定 0.0254 55 通过折流板上管数 根 由图2.48 112 56 折流板缺口处管数 根 由图2.48 24 57 折流板直径 Db m 由GB151-1999规定 0.4955 58 折流板缺口面积 Awg m2 0.038387 59 错流区内管子数占总管数的百分数 Fc 0.64 60 缺口处管子所占面积 Awt m2 Awt=nt(1－Fc)=×140×(1-0.64) 0.01237 61 流体在缺口处流通面积 Ab m2 Ab=Awg－Awt=0.038387－0.01237 0.026 壳程结构及壳程计算 62 流体在两折流板间错流流通截面积 Ac m2 Ac=ls[Ds－DL+(s－do)]=0.25[0.5-0.473]+×(0.032－0.025) 0.031 63 壳程流通截面积 As m2 0.0284 64 壳程接管直径 D1 mm 按πD12/4=0.0284计算，并由钢管标准选相近规格 Φ203×6 65 错流区管排数 Nc 排 由图2.48 8 66 每一缺口内的有效错流管排数 Ncw 排 Ncw==0.8×0.125/0.027 3.7 67 旁流通道数 NE 1 68 旁通挡板数 Nss 对 选取 3 69 错流面积中旁流面积所占分数 Fbp 1 Fbp=[Ds－DL+1/2NElE]ls/Ac=[0.5－0.473+1/2×1×0.044]×0.25/0.031 0.395 70 一块折流班上管子和管孔间泄漏面积 Atb m2 Atb=πdo(dH-do)(1－Fc)nt/2=π×0.025×0.0004×1.64×136/2 0.0035 71 折流板外缘与壳体内壁之间泄漏面积 Asb m2 0.002365 72 壳程雷诺数 Re1 5664 73 理想管束传热因子 jH 由图2.28 0.011 74 折流板管束校正因子 jc 由图2.29 1.01 壳程结构及壳程计算 75 折流板泄露校正因子 j1 由=0.1889=0.4查图2.30 0.74 76 旁通校正因子 jb 由及Fbp=0.395查图2.31 0.94 77 壳程传热因子 jo jo=jHjcj1jb=0.011×1.01×0.74×0.94 0.0077 78 壳程质量流量 Gs kg/(m²·s) =3.89/0.0284 137 79 壳侧壁面温度 tw ℃ 假定 40 80 壁温下煤油黏度 μw1 kg/(m·s) 查物性表 1080×10-6 81 壳侧换热系数 α1 W/(m2·℃) α1=joGscpPr-2/3（μ/μw）0.14=0.0077×137×2330×13.7-2/3/1.0574 406 需用传热面积 82 水垢热阻 rs,2 (m2·℃)/W 查表得 0.00034 83 油污垢热阻 rs,1 (m2·℃)/W 查表得 0.00017 84 管壁热阻 略 85 传热系数 K W/(m2·℃) 301 86 传热面积 F m2 F==888000/301×37.9 77.84 87 传热面积之比 F”/F 96.2/77.84 1.236 稍大 88 检验壳侧壁温 tw1 ℃ =90-301×(1/406+0.00017)×37.9 39.96 与假定值差0.04℃ 阻力计算 89 管内摩擦系数 fi 查图2.35 0.0065 90 管侧壁温 tw2 ℃ 假定 40 91 壁温下水的粘度 μw2 kg/(m·s) 查物性表 653.3×10-6 92 沿程阻力 ∆Pi Pa 11530 两台 93 回弯阻力 ∆Pr Pa 8000 两台 94 进出口连接管阻力 ∆PN Pa 750 95 两台管程总阻力 ∆Pt Pa ∆Pt=∆Pi+∆Pr+∆PN=11530+8000+750 20280 没超表2.10规定 96 理想管束摩擦系数 fk — 查图2.36 0.19 97 理想管束错流段阻力 ∆Pbk Pa 65.4 98 理想管束缺口处阻力 ∆Pwk Pa 51.2 99 旁路修正系数 Rb — 查图2.38 0.85 100 折流板泄漏校正系数 R1 — 查图2.37 0.48 101 折流板间距不等校正系数 Rs — 间距相等，不需校正 1 102 壳程总阻力 ∆P′s Pa ∆P′s=[(Nb-1)∆PbkRb+Nb∆Pwk]R1+2∆Pbk(1+Ncw/Nc)Rs=[(17-1)×64.5×0.85+17×51.2]×0.48+2×65.4×0.85×(1+3.7/8)×1 1007 103 两台壳程总阻力 ∆Ps Pa 2×∆P′s=2×1007 2014 没超表2.10规定3.1螺旋板式热交换器[例3.1]　试设计一台螺旋板式热交换器，将质量流量3000kg/h的煤油从t′1=140℃冷却到t″1=40℃。冷却水入口温度t′2=30℃，冷却水量为M2=15m3/h。[解]①煤油的热物性参数值煤油平均温度按卡路里温度计算，即t1m＝t″1＋Fc(t′1－t″1)＝40＋0.3(140－40)＝70℃。查得煤油在70℃时物性参数值：黏度　μ1＝10.0×10－4kg/(m·s)，　　导热系数　λ1＝0.14W/(m·℃)，比热　cp1＝2.22×103J/(kg·℃)，　　密度　ρ1＝825kg/m3。②传热量QQ＝M1cp1(t′1－t″1)＝3000×2.22×103×(140－40)＝666000×103J/h③冷却水出口温度t″2由　Q＝M2cp2(t″2－t′2)，得t″2＝④冷却水的热物性参数值冷却水的平均温度t2m＝黏度　μ2＝7.22×10－4kg/(m·s)，　　导热系数　λ2＝0.627W/(m·℃)，比热　cp2＝4.18×103J/(kg·℃)，　　密度　ρ2＝994kg/m3。⑤选型由于是液—液热交换，选Ⅰ型。⑥流道的当量直径de选取在流道中的流速，冷却水侧为w2＝0.5m/s，煤油侧为w1＝0.4m/s。设冷却水侧的流通截面积为A2，煤油侧为A1，则A2＝A1＝取螺旋板宽H＝0.6m，则去除封条宽厚的有效板宽He＝H－2×0.1＝0.58m。通道宽b2(水侧)和b1(煤油侧)为b2＝b1＝查产品样本取b2＝15mm，b1＝5mm通道的当量直径de2(水侧)和de1(煤油侧)为：de2＝de1＝⑦雷诺数Re及普朗特数Pr(下标2为水侧，1为煤油侧的值，下同)w2＝Re2＝Pr2＝w1＝Re1＝Pr1＝⑧对流换热系数α由式(3.2)，α2＝0.0397＝3658W/(m2·℃)α1＝0.0397＝656.7W/(m2·℃)⑨传热系数K因介质是水和煤油，故取材质为A3卷筒钢板，厚δ＝4mm，其导热系数λ＝46.5W/(m·℃)，两侧污垢热阻取R1＝R2＝0.0000017m2·℃/W，则K＝530W/(m2·℃)⑩对数平均温差ΔtlmΔtlm＝⑪传热面积FF＝＝8.95m2⑫每块螺旋板有效长度lele＝eq\f(F,2He)＝＝7.72m⑬螺旋板圈数及下料尺寸设d2＝200mm，c＝b1＋b2＋2δ＝5＋15＋2×4＝28mm，则d1＝d2－(b2－b1)＝200－(15－5)＝190mm由式(3.15)得螺旋体的有效圈度ne为ne＝＝6.69取有效圈数ne＝7，此即为内侧螺旋板的实际圈数。由式(3.12)得内侧螺旋板的下料尺寸为：li＝l1＝＝＝8.26m由式(3.13)得外侧螺旋板的下料尺寸为：lo＝l2＝＝＝9.42m⑭热交换器外径D由式(3.16)得：D＝d2＋2nc＋2δ＝200＋2×28×7＋2×4＝600mm⑮压降由式(3.10)得：煤油侧：＝34775Pa＝0.035MPa冷却水侧：　＝＝48073Pa＝0.048MPa因两侧压降均不足1工程大气压，在工程上一般的允许范围内，故本热力设计符合要求。3.2板式热交换器[例3.2]欲将流量为9000kg/h的热水从110℃冷却到40℃，冷水的入口温度为35℃，出口温度为65℃，压降最大不超过50kPa，试进行一台板式热交换器热力设计计算。[解]首先确定板型。设选择兰州石油化工机械厂制造的BP型板片。从厂家产品规格查得，板间距b＝4.8mm，流道宽L＝430mm，板厚为1.2mm，单片传热的投影面积为0.52m2，传热准则关系为Nu＝0.091Re0.73Prn，压降的准则关系式为Eu＝42400Re－0.545，当流程数m′≤7时，应乘以校正系数φm，即Eu′＝Euφm＝Eu①传热量QQ＝M1cp1(t′1－t″1)＝9000×4.19×(110－40)＝2639700kJ/h②所需冷水量M2M2＝③假定流程数m1、m2　热水m1＝6，冷水m2＝3④假定通道数n1、n2　热水n1＝3，冷水n2＝6⑤计算平均温差Δtm按逆流计算时Δtlm，c＝P＝按3壳程、6管程的管壳式热交换器查得修正系数ψ＝0.88，∴Δtm＝ψΔtlm，c＝0.88×18.2＝16.0℃⑥确定两侧对流换热系数α1、α2对于热水侧：流速　w1＝质量流速　G1＝ρ1w1＝974.8×0.42＝409kg/(m2·s)当量直径　de1＝2b＝2×4.8＝9.6mm取t1＝(t′1＋t″1)/2＝(110＋40)/2＝75℃为定性温度，查得水动力黏度，μ1＝380.6×10－6kg/(m·s)，导热系数λ1＝67.1×10－2W/(m·℃)，比热cp1＝4.19kJ/(kg·℃)。Re1＝Pr1＝2.38α1＝＝7020W/(m2·℃)对于冷水侧：w2＝G2＝ρ2w2＝988.1×0.48＝474.3kg/(m2·s)取t2＝(65＋35)/2＝50℃为定性温度，由此查得冷水的μ2＝549.4×10－6kg/(m·s)，λ2＝64.8×10－2W/(m·℃)，cp2＝4.17kJ/(kg·℃)，Pr2＝3.54Re2＝α2＝＝7386W/(m2·℃)⑦计算传热系数K设水垢阻r1＝r2＝0.000017m2·℃/W。今板片厚δ＝1.2mm，不锈钢板材的导热系数λ＝14.4W/(m·℃)∴　K＝＝⑧所需传热面积FF＝⑨由传热面求板片数N′t　*由于板片有波纹，板片参与换热的实际面积略大于其投影面积。N′t＝⑩由通道数与流程数求板片数N″tN″t＝m1n1＋m2n2＋1＝6×3＋3×6＋1＝37今N″t＝N′t，故满足传热要求。⑪压降ΔP计算热水侧：　Eu1＝42400Re今程数小于7，故Eu′1＝Eu1ΔP1＝Eu′1·ρ1w冷水侧：　Eu2＝42400Re因程数小于7，故Eu′2＝Eu2ΔP2＝Eu′2·ρ2w从上可知流道布置及传热面积和压降均符合要求，故此热力计算完成。该热交换器流道布置示意图如下。例3.2图3.3板壳式热交换器[例3.3]已知某热流体的进口温度为C及出口温度为100℃，进口压力为0.51MPa，流量为73068kg/h。某冷流体的进口温度为C及出口温度为493.3℃，进口压力为0.75MPa,流量为72771kg/h。热负荷为26.8MW，试设计一台用于重整进料的板壳式换热器。　[解](1)结构设计先根据经验选定流速及传热系数.对于用于重整进料的换热器，流速以10～15m/s为宜，传热系数的初始取值范围为400～700W/(m2·K)。再通过结构计算初步确定出板壳式换热器的结构尺寸，其结果如下：传热面积为2400m2，板片数316张，板片宽度1.0m，板片长度8.0m，流通面积0.6m2，设备直径2.0m。(2)传热计算①Q/T曲线图根据 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 条件给出的工艺参数作出冷热、流体的“热负荷/温度曲线图”，如图3.31。分别找出冷、热流体Q—T曲线的拐点，分段进行换热器的工艺计算。图中曲线最高温度与所给工艺条件略有不同，但拐点不变。原因是在装置开工的初期、中期及后期反应器要求的床层温度不同。AB段两侧流体均无相变，为对流换热段。BC段热侧流体继续冷却，无相变，冷侧流体沸腾。CD段热侧流体出现少量冷凝，冷侧流体沸腾。②AB段传热计算温度条件：热侧(无相变)T1＝52℃，T0＝22℃冷侧(无相变)t1＝17℃,t0＝493.3℃对数平均温差：ΔT1＝≈41.3本段热负荷：Q1＝18.8MW传热系数关联式：Nu＝m·Ren·Pr0,4式中，m，n为常数，其值取决于板片的几何形状参数。通过计算，得到本段传热系数为K1＝469.36W/(m2·K)本段所需传热面积：F1＝③BC段传热计算温度条件：热侧(无相变)T1＝22℃,T0＝10℃冷侧(部分沸腾)t1＝10℃,t0＝170℃对数平均温差：ΔT2＝≈18本段热负荷：Q2＝7MW热侧传热系数按无相变计算，冷侧因有沸腾而按两相流计算。通过计算，得到本段传热系数为K2＝597.49W/(m2·K)本段所需传热面积：F2＝④CD段传热计算温度条件：热侧(部分冷凝)T1＝10　T0＝9冷侧(部分沸腾)t1＝87℃，t0＝10℃对数平均温差：ΔT3＝≈6.4本段热负荷：Q3＝1MW热侧传热系数按部分冷凝计算，冷侧按两相流计算。通过计算，得到本段传热系数为K3＝511.42W/(m2·K)本段所需传热面积：F3＝⑤校核加权平均温差：Δ＝≈33.9平均传热系数：K＝≈411.36W/(m2·K)所需总传热面积：Fc＝F1＋F2＋F3＝1917.3m2因图3.31　热负荷/温度曲线图(3)压降计算压降主要产生在流体流过板束、进出口及进料混合器等处。1)热侧(反应产物)压降①热侧板束内压降本例中，反应产物走壳程。由传热计算可见，热侧基本上是一个冷却过程，只有少量冷凝，冷凝量约占5%。由传热计算可以推导出冷凝段对应的板片长度应为约1.27m，它仅占板片总长度的15.86%，故热侧板束内压降可按全气相无相变计算。今计算使用的单相压降关联式为Δρh/L＝k(G2/ρ)Re1式中　G——宏观质量流速，kg/(m2·s)；P——流体密度，kg/m3；L——板片长度，m；K,i——常数，取决于板片的几何形状参数。②热侧进出口压降Δ∝G2/ρ2)冷侧(粗汽油/循环氢)压降①冷侧无相变段(AB段)压降AB段为气相升温过程。此段传热面积为969.48m2，对应板片长度约4.05m。其压降计算方法仍按单相压降计算即可。②部分组分沸腾段(BD段)压降BD段传热面积947.82m2，对应板片长度约3.95m。其压降按两相流计算，但需引入马提内利参数，可在设计手册中找到。③冷侧进出口压降其计算方法与热侧相同。④进料混合器局部压降进料混合器局部压降主要为循环氢通过混合器筛板孔时的压降Δpr∝G2/ρ3)计算结果 热侧/MPa 冷侧/MPa 板面压降 0.050100 升温段压降 0.013100 进出口分配段压降 0.011000 两相流段摩擦损失 0.000427 进口压降 0.000900 两相流段加速压降 0.000140 出口压降 0.000370 两相流段静压差 0.000138 进口压降 0.000482 出口压降 0.000140 进料混合器局部压降 0.000607 合计压降 Δph＝0.062300 合计压降 Δ＝0.014500 总压降 Δp＝Δph＋Δpc＝0.076800MPa 3.4板翅式热交换器[例3.4]　试设计一台空分装置板翅式液态空气过冷器(液态空气与氮气的换热)。已知其原始设计数据为：热负荷Q＝85545J/s，氮气流量VN2＝23500Nm3/h(N指标准状态下的流量)，氮气平均压力PN2＝123kPa，氮气进口温度t′c＝80.6K及出口温度t″c＝90K。氮气侧允许压降ΔP＝2kPa。液态空气流量VA＝16500Nm3/h，平均压力PA＝0.554MPa，进口温度t′h＝99.5K，出口温度t″h＝92.6K(见图3.51)。图3.52　液空过冷器示意图例3.4图[解]1)为提高过冷器的传热效果，采用逆流，氮气自上而下流动，而液态空气自下而上流动。2)因两流体温度差别不大，故选用锯齿形翅片。其几何参数：mm 几何参数 氮气侧 液空侧 H 9.5 4.7 δ 0.2 0.3 S 1.7 2.0 δ′ 0.8 0.8 x 1.5 1.7 y 9.3 4.4 B 720 7203)其他几何参数 　　　　 氮气侧 液空侧 当量直径，de＝ 2.58×10－3 2.45×10－3 每层通道有效截面积 fi＝ 5.91×10－3 2.69×10－3 每层通道长度为l″＝1m时，传热面积，Fi＝2(x＋y)Bl″/S,m2/m·层 9.144 4.392 二次传热面积对总传热面积之比， 0.862 0.7214)热物性参数值 平均温度　tm＝ 85.3 96.05 导热系数　λ，W/(m·℃) 0.08 0.13 动力黏度　μ，kg/(m·s) 5.82×10－6 134.8×10－6 定压比热　cp，kJ/(kg·℃) 1.1 2.0 密　　度　ρ，kg/m3 4.91 8185)根据经验，选取氮气质量流速G为22.3kg/(s·m2)，液空质量流速为72.7kg/(s·m2)，则得两流体通道数：　　　　 氮气侧 液空侧 n＝ 62 31式中计算时，取标准状态下氮气密度ρN2＝1.25kg/m3，富氧空气密度ρA＝1.32kg/m3。6)根据所求得的通道数，它的排列应为每两个氮气通道间隔一个液态空气通道。氮气的传热性能比液空要差，应该加大氮气一侧传热面积，所以从这点考虑如此排列也是合理的。7)计算α　　　　 氮气侧 液空侧 翅片定型尺寸b，m 9.5×10－3 2.35×10－3 Re＝ 9900 1320 j(由图3.41查得) 0.0072 0.0140 f(由图3.41查得) 0.047 0.068 Pr＝ 0.831 2.17 St＝jPr－2/3 0.00815 0.00835 α＝StcpG　W/(m2·℃) 200 12118)翅片效率和翅片壁面总效率　　　　 m＝ 102 205 mb 0.97 0.482 0.836 η2＝ 0.773 ηf＝ 0.93 ηo＝ 0.781 ηo＝1－ 0.959)传热系数以氮气侧传热面积为基准：Kc＝KN2＝＝98.3W/(m2·℃)以液空侧传热面积为基准：Kh＝KA＝＝416W/(m2·℃)10)平均温差今用对数平均温差Δtlm＝11)传热面积　　　　　　　　　　　　　　　　　　　氮气侧　　　　液空侧F＝12)通道长度l′＝取板束理论长度l′＝0.143m，考虑30%安全裕量，板束有效长度为1.3×0.143＝0.186m。13)压降核算ΔP1＝式中，氮气侧集气管最大截面积AN2＝(H＋δ′)B0×(nN2＋nA)＝(4.7＋0.8)×10－3×(720＋15×2)×10－3×(62＋31)＝0.38m氮气侧通道截面积＝＝0.38m2σ＝＝因今为锯齿形翅片，故可由文献中[8]查得Re＝∞时，Ko＝Ke＝0ΔP2＝因σ＝1，＝0ΔP3＝＝＝697.5N/m2总压降为ΔP＝ΔP1－ΔP2＋ΔP3＝697.5N/m2，它小于允许压降值，所以该板翅式热交换器满足了要求。14)热交换器芯子的实际尺寸长　0.186m宽　720×10－3＋2×15(侧条宽)×10－3＝0.75m高　＝＝0.8199m3.5翅片管热交换器[例3.5]　试选用一台定型的空冷器将流量为42m3/h的某种航煤从165℃冷却到55℃，其热负荷为8.88×106kJ/h。设计气温为35℃。[解]1)总体考虑　因接近温差为55－35＝20℃，故选用空冷器是经济的。2)估算和选型(1)由附录A选取传热系数Ko＝407W/(m2·℃)。(2)选取管排数　计算(3)选取标准迎面风速　由表3.12查得vNF＝2.5m/s，面积比(F′o/AF)＝8.74。(4)试算空冷器出口空气温升及传热面积假设几个可能的出口空气温升(或温度)，按热平衡式求得AF、F′o(由迎风面积AF计算而得的光管外表面积)，再根据传热计算求得Fo，比较Fo与F′o，至两者接近时为止。列表计算如下： 空气出口温升(t″2－t′2)假定值 ℃ 35 40 45 50 AF＝ m2 23.4 19.2 18.2 16.4 F′o＝8.74AF m2 204.5 168.0 159.0 143.0 Δtm ℃ 48.1 46.5 44.8 43.3 Fo＝ m2 126.0 130.0 135.0 140.0由估算可见，当空气出口温升50℃时，Fo与F′o接近，故取空冷器出口风温为t″2＝50＋t′2＝50＋35＝85℃。(5)选型　今已知流量为42m3/h、管排数为6，由图3.72查得油在管内流速1m/s左右时，可采用PD9×2－6(Ⅵ)的管束(如不用此图，读者也可根据国产管束规格，自行计算管内流速)。这一管束的光管表面积为145m2，与Fo、F′o均很接近。实际迎风面积　AF＝2×9－2×0.1×9＝16.2m2，与计算值(上表中)接近，故迎面风速与出口风温均可不必调整。(6)选风机风量　V＝3600AFvNF＝3600×16.2×2.5＝146000m3/h风压　管束压降由式(3.111)计算ΔP1＝5.1NΦf＝5.1×2.51.504×6×1.15＝140N/m2取风机动压头ΔP2＝30N/m2故ΔP＝ΔP1＋ΔP2＝140＋30＝170N/m2选用F18风机三台。3)精确计算对PD9×2－6(Ⅵ)，管子总根数为210根，体积流量m/ρ1＝42m3/h，则管程数Np可由式(3.109)计算Np＝今前已选为6管程，每程35根，则该种油品在管内实际流速为w1＝由文献可得，当航煤温度为110℃时，其对流换热系数为1396W/(m2·℃)，当油品流速为1.06m/s时，校正系数为0.84，则油品管内对流换热热阻为　　由附录E得航煤的污垢热阻为　rs，i图3.72　管内流率、流速与单程管数及管束规格关系图图表内符号：P—水平式管束高翅片管；PD—水平式管束低翅片管；阿拉伯字—管排数；罗马字—管程数管壁热阻为在vNF＝2.5m/s时，由式(3.99)可得　αo＝791W/(m2·℃)传热系数Ko可由下式计算得Ko＝＝对数平均温差　Δtlm，c＝43.3℃计算　P＝R＝由P、R值查附录Ⅰ得　ψ＝0.996传热平均温差　Δtm＝Δtlm，c·ψ＝43.3×0.996＝43.1℃光管传热面积　Fo＝Fo的这一精确计算值与估算值一致，故不必重算，所选PD9×2－6(Ⅵ)管束一片所构成的空冷器即为所求。3.6热管热交换器[例3.6]试设计一台热管空气预热器回收某炉排气余热，预热入炉助燃空气。原始数据1)排气流量　V01＝5000Nm3/h；排气进口温度　t′1＝300℃；2)空气流量　V02＝4500Nm3/h；空气进口温度　t′2＝20℃；3)燃料——天然气单价　C1＝0.13RMB￥/Nm3低位发热值　Q＝33488kJ/Nm3。4)现场条件：原有引、送风机，换热器可以立式布置。[解]结构计算1)热管元件的基本选择(1)热管型式：碳钢—水热虹吸管，加缓蚀剂。(2)热管的几何尺寸(根据目前国内生产情况选用)基管外直径　do＝25mm；　　壁厚　δw＝2mm；翅片型式：环型平翅片；翅片外径　df＝50mm;翅片高度　H＝12.5mm；翅片厚度　δf＝1.0mm;翅片间距　Y＝6mm。翅片管为20号无缝钢管绕制高频焊翅片，翅片材料为10号钢。热、冷流体侧的翅片几何结构相同。2)换热器基本结构(1)管束的排列方式由于有引风机，选用正三角形错排方式布管：横向节距　s1＝1.3df＝65mm；纵向节距　s2＝56.3mm(吹灰，吹灰器直径d1＝20mm。对于错排管束，3排留一吹灰通道)。(2)迎风面积及热管长度选择排气侧迎风速度　u01＝2.0Nm/s；选择空气侧迎风速度　u02＝2.5Nm/s；排气侧迎风面积　A01＝空气侧迎风面积　A02＝为便于与外部烟风管道连接并保证气流的均流性，希望每侧迎风截面大体上构成正方形或接近正方形。取换热器的宽度B＝0.8m，则排气侧高　le＝A01/B＝0.87m；空气侧高　lc＝A02/B＝0.63m；中间隔板厚　la＝30mm；预留安装段　ls＝35mm(上下各预留ls)；热管元件总长度　l＝le＋lc＋la＋2ls＝1600mm。(3)第一排热管数NTNT＝(4)元件加热段外光管面积Fo，eFo，e＝πdole＝0.0683m23)热管元件的翅化比及换热器气流阻断系数翅化比β：　β＝β1＝β2＝7.417由热管和管上翅片遮盖的通风面积占迎风面积的比例可用气流阻断系数ψ表示：ψ＝ψ1＝ψ2＝0.449传热计算1)管束的换热计算(1)排气侧热物性参数及放热量选取换热器出口的排气温度t″1＝180℃(考虑了当炉子在低负荷下运行时，排气温度降低引起t″1向下波动应留的安全裕量)。排气平均温度　　tm1＝以tm1为定性温度查取排气热物性密度　ρ1＝0.696kg/m3；　比热　cp1＝1.107kJ/(kg·℃)；导热系数　λ1＝4.342×10－2W/(m·℃)；　黏度　μ1＝25.98×10－6kg/(m·s)排气在标准状况下的密度　ρ01＝1.295kg/m3排气热量　Q1＝ρ01V01cp1(t′1－t″1)/3600＝238927.5W(2)空气侧温升及热物性参数取预热器散热损失系数　ξ0＝2.5%空气吸热量　Q2＝(1－0.025)Q1＝232954.3W标准状况下空气密度　ρ02＝1.293kg/m3；以20～160℃温度范围内的平均温度取空气比热　cp2＝1.009kJ/(kg·℃)空气出口温度　t″2＝t′2＋空气平均温度　tm2＝91.4℃以tm2为定性温度得空气热物性参数：ρ2＝0.968kg/m3，　cp2＝1.009kJ/(kg·℃)，λ2＝3.14×10－2W/(m·℃)，　μ2＝21.56×10－6kg/(m·s)。(3)最窄截面流速排气侧：u1＝空气侧：u2＝6.01m/s.(4)换热系数计算采用Briggs公式得Nuf＝0.1378Reeq\o\al(0.718,f)Pr1/3Re1＝Pr1＝Nu1＝40.66，　Nu2＝55.09α1＝Nu12)热管元件的热阻计算(1)翅片效率ηf和翅化表面总效率η0翅片效率ηf＝f(ξ，r′f/r0)热管工作温度估计值tv＝ζ＝，A＝δf(r′f－r0)，ζ1＝0.521，ζ2＝0.516，r′f＝r′f/r0＝2.04查附录J效率曲线图得：ηf1≈ηf2≈0.79。翅片总效率η0；由式(3.52)所示关系，可将η0表示为η0＝ηo，e≈ηo，c＝0.81式中，dr为翅根直径，在此即为do。(2)单支热管分热阻计算取εe＝0.9R1＝取λp，e＝λfR2＝因重力热管无吸液芯，故将R3、R4合并成R3，4，R6、R7合并成R6，7取αe＝7000W/(m2·℃)R3，4＝R5＝0取αc＝5000W/(m2·℃)R6，7＝R8＝取εc＝1R9＝(3)单支热管总热阻Rt及热阻成分rj总热阻　Rt＝＝0.09591℃/W热阻成分　rj＝r1＝40%；r2＝0.73%；r3，4＝2.6%；r5＝0；r6，7＝5%；r8＝1%；r9＝50.7%3)传热温差(1)端温差，换热器为逆流流型：Δt1＝t′1－t″2＝137.2℃Δt2＝t″1－t′2＝160℃Δtmax＝Δt2＝160℃(2)对数平均温差Δtlm＝4)传热系数K及传热量Qs，Qs，max计算传热系数以加热段外光管面积Fo，e为基准。Ko，e＝单管平均传热量Qs＝Ko，eFo，eΔtlm＝1546.35W单管可能的最大传热量Qs，max＝Ko，eFo，eΔtmax＝1668.23W5)热管数N及排数NL热管换热器的总传热量QtQt＝Ko，eNjFo，eΔtlm由此可得计算热管数Nj：Nj＝按正三角形排列布管，得奇数管排(NT＝12)共7排，偶数管排(NT＝11)共6排，总排数NL：NL＝13排实际热管数　　N＝150支换热器深度　　L＝NLS2＋Sd＝0.832m式中　Sd——吹灰道预留量。流阻计算1)两换热侧流阻ΔP＝Gmax＝式中l′为流通计算高度，对热流体l′＝le，冷流体l′＝lc。计算给出：Gmax1＝4.69kg/(m2·s)，　　fs1＝1.093；Gmax2＝5.82kg/(m2·s)，　　fs2＝0.963；ΔP1＝224N/m2；ΔP2＝219N/m2。2)引、送风机功率增量P＝P1＝0.447kWP2＝0.393kW功率总增量　ΣP＝P1＋P2＝1.049kW安全性校核1)热管工作温度tv＝tv，min＝t″1－Qs，lRe＝89.25℃　　tv，max＝t′1－Qs，fRe＝222.18℃　　tv＝89.25～222.18℃，相应的工作压力Pv＝(0.7～24.2)×105Pa，工作温度符合使用要求。2)热管携带极限计算CK＝以tv为定性温度查水蒸气和饱和水物性可得ρl＝911.49kg/m3；　ρv＝2.946kg/m3；r＝2096kJ/kg；　σ＝431.7×10－4N/m计算得：Bo＝9.537；　CK＝1.261；Qe，max＝4362.7W；Qe，max>Qs，max，工作安全。3)加热侧最低壁温tp，min＝t″1－Qs，lRl＝116.07℃tp，imn>tc(烟气中的水蒸气露点)以上三方面的核算表明此设计符合安全性要求。4.1冷水塔[例4.1]　要求将流量为4500t/h、温度为40℃的热水降温至32℃，已知当地的干球温度θ=25.7℃，湿球温度τ=22.8℃，大气压力P=101.3kPa，试计算机械通风冷却塔所需要的淋水面积。[解]1)冷却数计算水的进出口温差　t1－t2＝40－32＝8℃水的平均温度　　tm＝(40＋32)/2＝36℃由附录G查得：与进口水温t1＝40℃相应的饱和空气焓i″2＝165.8kJ/kg与平均水温tm＝36℃相应的饱的空气焓i″m＝135.65kJ/kg与出口水温t2＝32℃相应的饱的空气焓i″1＝110.11kJ/kg进口空气的焓i1，近似等于湿球温度τ＝22.8℃时的焓，查得该值i1＝67.1kJ/kg。由于水的进出口温差(t1－t2)<15℃，故可用辛普逊积分法的两段公式(式4.24)计算冷却数。由t2＝32℃查图4.11，得系数K＝0.944，求冷却数的过程列于表4.2。 项目及符号 单位 计算公式 数值 气水比，G/L 假设 0.5 0.625 1 出口空气焓，i2 kJ/kg 按式(4.21) 138.1 123.9 102.6 空气进出口焓平均值，im kJ/kg (i1＋i2)/2 102.6 95.5 84.9 Δi2 kJ/kg i″2－i2 27.7 41.9 63.2 Δi1 kJ/kg i″1－i1 43.1 43.1 43.1 Δim kJ/kg i″m－im 33 40.2 50.8 冷却数，N 按式(4.24) 1.01 0.867 0.697表4.2　冷却数的计算2)求气水比，计算空气流量将表4.2所示不同气水比时的冷却数作于图4.17上。图4.17　例4.1的N—G/L曲线选择d20，Z＝10×100＝1000mm的蜂窝式填料，将此种填料的特性曲线(见图4.14)也绘到图4.17上，则两曲线交点P的气水比λP＝0.61，相应的冷却数NP＝0.86。故当L＝4500t/h时，空气流量G＝0.61×4500＝2745t/h。由θ＝25.7℃及i1＝67.1kJ/kg，查得进口空气的比容υ＝0.8689m3/kg，故其密度ρ＝1.15kg/m3，空气的容积流量G′＝2745×1000/(3600×1.15)＝663m3/s。3)选择平均风速，确定塔的总面积：选取塔内平均风速，wm＝2m/s。则塔的总截面积F＝G′/wm＝663/2＝331.5m2。若采用四格9×9的冷水塔，减去柱子所占面积，可认为其平均断面积为80m2，因此塔的有效设计面积为4×80＝320m2。从而淋水密度为　　　qw＝4500/320＝14.1m3/(m2·h)，每格塔的进风量为　663/4＝165.75m3/s。4.2喷射式热交换器[例4.2]　在一蒸汽喷射取暖系统中，要求汽水喷射热交换器的设计参数如下：热负荷Q=502.8×104kJ/h；供水温度(即喷射器出口温度)tg=95℃；回水温度(即被引射水的温度)th=70℃；系统和管路压降(即喷射器扬程)ΔPg=78.48kPa；引水室的绝对压力Ph=1.96×105Pa。试确定喷射器主要几何尺寸，并绘出它的特性曲线和确定极限工况。[解]1)蒸汽喷射器的设计参数试取进喷射器的饱和蒸汽参数为：绝对压力P0＝4.91×105Pa，焓i0＝2749kJ/kg，比容v0＝0.38m3/kg。喷射器出口的混合水量Gg＝由蒸汽喷射热水采暖系统的热平衡，可求出喷射系数u＝工作蒸汽量G0＝eq\f(Gg,1＋u)＝＝2051kg/h被引射的水量Gh＝Gg－G0＝48000－2051＝45949kg/h喷管出口蒸汽状态参数：Pp＝Ph＝1.96×105Pa，由此查水蒸气焓熵图得：ip＝2589kJ/kg；vp＝0.85m3/kg；故i0－ip＝2749－2589＝160kJ/kg喷管中的临界参数：P1＝βcP0＝0.577×4.91×105＝2.83×105Pai1＝2652kJ/kg；　v1＝0.62m3/kg蒸汽自喷管进口绝热膨胀至临界状态时的焓降为i0－i1＝2749－2652＝97kJ/kg按以上所得的喷管中的状态参数做成的示意图如图4.20所示。图4.20　例4.2的水蒸气的焓熵图2)求蒸汽喷射器的截面比(f1/f3)将有关参数代入特性方程式(4.42)，并加以整理后得1689.62－3785.82求得两根，即截面比：　　；其中第一个根是不合理的，故取＝0.23。3)计算喷射器的主要尺寸由式(4.50)计算喷管的临界直径d1＝2.88由式(4.52)计算喷管出口直径dp＝2.88取扩散角θ＝8°，则由式(4.53)计算喷管扩散段长度Lk＝由于eq\f(f1,f3)＝＝0.23，于是圆筒形混合室直径　d3＝混合室长度，取Lh＝8d3＝8×68.1＝545mm4)蒸汽喷射器特性曲线的绘制当室外气温变化时，必须调整工作蒸汽的压力P0和进汽量G0，以适应负荷的变化，因而应针对不同负荷绘制特性