Transcript 第十章 传热过程 与换热器计算基础 § 10-1 传热过程 一、复合换热(Combined Heat Transfer)问题 工程上的处理方法是将辐射换热量折成对流换热量来处理。 1. 求出辐射换热量r 2. 将 r写成牛顿冷却定律形式 3. 由上式求出 4. r  Ahr t hr  r / At   c 

第十章 传热过程
与换热器计算基础
1
§ 10-1 传热过程
一、复合换热(Combined Heat Transfer)问题
工程上的处理方法是将辐射换热量折成对流换热量来处理。
1. 求出辐射换热量r
2. 将 r写成牛顿冷却定律形式
3. 由上式求出
4.
r  Ahr t
hr  r / At
  c   r  Ahc t  Ahr t  A(hr  hc )t  ht At
ht  hc  hr
c  convection
r  radiation
2
二、 通过平壁的传热
通过平壁的传热系数可由下式计算：
k 
1
1

1


h1
 h2
* 注：这里所说的
复合换热处理方法
对以后的讨论完 全
适用。如不特殊说
明，则认为 h 即为
总的换热系数。用
时省去下标t，用 h
表示。
h1和h 2由前述公式来计算
3
二、 通过圆管的传热
物理问题
l： 为管长
di，do：圆管内径，外径；
tfi，tfo：管内、外流体温度；
twi，two：管内、外壁温度；
hi，ho：管内、外侧复合表面传热系数；
λ：管壁导热系数；
 ：热流量。
4
由分析可知：
tfi  t wi
  hiπ d i l (tfi  t wi ) 
1
hiπ d i l
2π l (t wi - t wo )
t wi - t wo


do
do
1
ln
ln
di
2π l d i
t wo  tfo
 hoπ d ol (t wo  tfo ) 
1
hoπ d ol
经整理，可得：
π l (tfi  tfo )
Q
do
1
1
1

ln

hi d i 2
di
ho d o
5
对外侧面积而言（即以管外侧面积为基准）的传热系数的
计算式为：
k
1
do 1
1 do do

ln

hi d i 2
d i ho
习惯上，工程计算都以管外侧面积为基准。从热阻的角度
来看，上式可以改写为：
do
1
1
1
1


ln

kAo hi Ai 2π l
d i hAo
若以管内侧面积为基准，则传热系数为：
1
ki 
do
1
di
1 di

ln

hi
2
di
ho d o
6
§10-2
传热的强化和隔热保温技
术
一、
强化传热的原则和强化对流换热的手段
强化换热
q
q  kt m
就是强化换热
 tm 
k 
q 
 增加温差，常常使不可逆损失增大
 增加k ，主流
7
例题： 压缩空气在中间冷却器的管外横掠流过，ho=90W
/(m2.K)。冷却水在管内流过，hi=6000W/(m2.K)。冷却管是外
径为16mm厚1.5mm的黄铜管。求：(a)此时的传热系数；(b)
如管外的对流换热系数增加一倍，传热系数有何变化？(c) 如
管内的对流传热系数增加一倍，传热系数又作如何变化？
解： (a) 黄铜的导热系数为111W/(m.K)
1
k
1
16 0.016 16 1


ln

6000 13 2 111 13 90
1

 88.3W/(m 2  K )
0.000205  0.0000149  0.0111
8
管外的对流换热系数增加一倍，传热系数增加96%
管内的对流传热系数增加一倍，传热系数增加不足1%
(b) 略去管壁热阻，传热系数为
1
k
 174 W/(m 2  K )
1
16
1
 
6000 13 180
(c) 略去管壁热阻，传热系数为
1
k
 89.2 W/(m 2  K )
1
16 1


12000 13 90
9
强化换热的原则：
在热阻最大的环节上下功夫
一般说来管壁热阻较小，常常要强化对流热阻
强化对流换热的原则：
(1). 无相变的对流换热：减薄边界层，加强流体混合；
(2). 核态沸腾：增加汽化核心
(3). 膜状凝结：减薄液膜及加速凝结液膜的排泄
(4). 减小污垢热阻：工质的预处理，定期清洗
10
强化换热的手段：
1.
无源技术：除输送传热介质所需的功率外，不需附加动力
 涂层表面
 粗糙表面
 扩展表面
 扰流元件
 涡流发生器
 螺旋管
 添加物
 冲击射流
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二、 通过肋壁的传热
下图是一侧有肋的平壁。在稳态条件下，通过传热
过程各环节的热流量 是一样的，于是可以列出以下方程
式：  hi Ai (tfi  tfo )

  Ai (t wi  t wo )

  ho A1 (t wo  tfo )  hoA2 (t wo  tfo )
 hco Ao (t wo  tfo )
式中，o=(A1+ A2)/Ao称为肋壁
效率。从以上三式易得：

tfi  tfo
1

1


hi Ai Ai hoo Ao
12
于是以肋侧面积Ao为基准得肋壁传热系数为：
1
kf 
1 Ao  Ao
1


hi Ai
 Ai hoo
相应的，以光侧表面面积Ai为基准的传热系数为：
1
1
kf ' 

1 
Ai
1 
1
 
 
hi  hoo Ao
hi  hooβ
 肋化系数
β=Ao/Ai，即加肋后的总表面积与该侧未加
肋时的表面积之比。
 一般β>>1，ηo<1,
但ηoβ>1。
 hoηoβ----当量对流换热系数，即把肋部分折算到对流
中。
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三、 临界热绝缘直径(Critical Insulation Diameter)
在管道、电线的保温中，为减少或增加散热，则应加厚保温
层还是减少保温层？为了说明这个问题，我们先做一个例题。
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例题：外径为5.1mm的铝线，外包=0.15W/(m·K)的绝缘层。
tfo=40ºC，twi≤70ºC。绝缘层表面与环境间的复合传热系数
ho=10W/(m2 ·K)。 求： 绝缘层厚度δ不同时每米电线的散热
量。
解：每米电线在不同的绝缘层外径｛do｝=0.0051+
2｛ δ ｝m的散热量为：

l

π (70 - 40)
do
1
1
ln

2  0.15
0.0051 10d o
计算结果用图线表示于图中。
15
讨论：
 散热量先增后减，
有最大值
 最大值的求法
 1
1 


π l (ti  to )

2 
2d o ho d o 
d


0
2
dd o
 1
do
1
1 



ln

 hi d i 2
d i ho d o 

由此得：
d o  2 / h0
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这个do称为临界热绝缘直径，记为dcr。若do< dcr ，则随着do
的增大，散热量Φ将增大；若do>dcr ，则随着do的增大，散
热量Φ将减小。只有当do=dcr时，散热量Φ取得最大值。
如取=0.1W/(m.K)，h=9 W/(m2.K)，则dcr=22mm，一
般保温动力管道外径大于此值，所以很少有必要考虑临界热
绝缘直径的问题。
临界绝热直径公式还可以改写为：
ho d o

 Bi  2
式中Bi 是管道外表面的毕渥数。
强化传热（肋片）导热系数大
增加表面
削弱传热（保温层）导热系数小
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§ 10-3 换热器的基本概念
一、 换热器(Heat Exchanger)的主要形式
1. 换热器：使热量由热流体传给冷流体的装置。
• 混合式(Direct-contact Heat Exchange)：冷热流体混
合进行传热。
除氧器、喷水减温器
 间壁式(Undirectional Heat Exchange)：冷热流体分
别位于固体壁面两侧。
应用非常广，例如，省煤气、过热器、再热器等等。
 蓄热式（回热式）(regenerative heat exchanger)：
空气预热器
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2. 间壁式换热器有以下几种形式：
(1). 套管式(Double Tube Heat Exchanger)
(2). 壳管式(Shell and Tube Heat Exchanger)。
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 管程(Tube Pass)：由管子组成的通道
 壳程(Shell Pass)：管外壳内通道
 管程数：流体在管内流动方向数
 壳程数：流体在壳内流动方向数
 壳管式换热器的命名 壳程数-管程数
1-2型：壳程为1，管称为2；2-4型：壳程为2，管称为4。
(3). 按流动方向，间壁式换热器可分为：
 顺流(Parallel Flow )换热器；
 逆流(Counter Flow)换热器；
 交叉流(Cross Flow)换热器。
一般交叉四次以上即可认为是顺流后逆流。
20
21
(4). 板式换热器(Plate heat exchanger)
板式换热器结构
1．固定压紧板
2．连接口
3．垫片
4．板片
5．活动压紧板
6．下导杆
7．上导杆
8．夹紧螺栓
9．支柱
22
(5). 螺旋管(板)换热器 (Spiral heat exchanger)
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二、 对数平均温差
(Logarithm Mean Temperature Difference) LMTD
由传热方程：
  kAΔ t
我们以前令t为算数平均温差，是否正确？请看下图
24
不论逆流、顺流，对数平均温
差可以统一用以下计算式表示：
t max  t min
t m 
t max
ln
t min
式中，tmax代表t’ 和t” 两者中之
大者，而tmin 代表两者中指小者。该
式为确定平均温差tm的基本算式。
25
在此以前，我们计算所用的是算术平均温差
1
1
1
t  t1  t1  t 2  t 2   t1  t 2   t1  t 2 
2
2
2
1
1
 t1  t 2   t1  t 2   t max  t min 
2
2
其值总是大于相同进、出口温度下的对数平均温差。
1

t max  t min 
t
1 t max
2

 ln
t max  t min
t m
2 t min
ln t max / t min 




2
1 

 t max  1
 t min

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t
t m
 算术平均温差总大于对数平均温差
 tmax/ tmin越趋近于1时，两者差别越小
 当tmax/ tmin2时，两者差别小于4%
 而当tmax/ tmin 1.7时，两者差别小于2.3%
 锅炉热力计算标准规定，而当tmax/ tmin 1.7时，可用算
术平均温差
27
3. 其它复杂布置时换热器平均温差计算
交叉流及其它形式（简单顺流、逆流除外）换热器的
平均温差算法比较麻烦，有人已经作出了表格，用时可以
直接查表。查法如下：
(1). 先按逆流方式算出对数平均温差(tm)c；
(2). 将(tm)c乘以一个修正系数，这样问题就归结为求不同
情况下的。
=f (P,R)
而P，R的定义见书P327-329。由图即可查得。注意书上
t’ 和t” 与图的对应关系，不再是我们前面所说的热、冷
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流体。
理论分析表明，对工程上常见的流经蛇形管束的传热
（参看上图），只要管束的曲折次数超过4次，就可作为纯
逆流和纯顺流来处理。
29
 在蒸发器或冷凝器中，冷、热流体之一发生相变。这类
换热器无所谓顺流和逆流
 一般温压（差）修正系数介于顺、逆流换热器之间
<1，  ，F  ，工程上要求>0.8
4. 各种流动形式的比较
 (tm)c> (tm)其它> (tm)p
 逆流冷、热流体的最高温度集中在换热器同一端
 在蒸发器或冷凝器中，冷、热流体之一发生相变。这类换
热器无所谓顺流和逆流。怎样布置都一样
30
四、 换热器的热计算
换热器热计算的基本公式
1. 传热方程
  kAtm
2. 热流体放热
  qm1 c1 (t1  t1)
3. 冷流体放热
  qm2 c2 (t2  t2 )
4. 传热系数的计算公式（视具体情况而定）
h  hc  hr
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(1). 设计计算(Design Calculation)，目的为确定换热器所
需的换热面积。
已知：t1’、t2’、t1”、 t2”中任意三个量， qm1c1 , qm2c2 。
求：F。
实际相当于已知换热量，求换热面积。
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(2). 校核计算(Checking Calculation)，即对已有的或已选
定了的换热面积的换热器，在非设计工况条件下核算它能
否胜任规定的换热任务。
已知：t1’、t2’、 qm1c1 、 qm2c2 、A及布置方式。
求：
锅炉校核热力计算是我们专业常用的热计算之一。
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例：入口温度为150℃的热空气，流径内径160mm，厚6mm，
长30mm的钢管，流量为407kg/h，管可用40mm厚的泡沫混
凝土保温。其导热系数λ2=0.1W/(m.K)，钢的导热系数
λ1=53.7 W/(m.K)。环境温度为15℃，保温层表面对环境的总
换热系数为9.6W/(m.K)，求管道出口处的热空气温度。
λ2
λ1
t1 ’
di d1 d0
l
34
λ2
λ1
t1 ’
已知：
did1d0
l
几何尺度 di=100 mm
d1=100+2 × 6=112 mm
d0= d1+2×40=192 mm
ρ=30 mm
热流体
t1’=150℃，qm1=407 kg/h=0.113 kg/s
冷流体
t1”= t2’=t0=15℃，α0=9.6 w/m.℃
围墙
λ1 =53.7w/m.℃， λ2=0.1w/m.℃
求： t1”= ？
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解：分析题目，一段管，几何结构已知，热流体通过管子散
热，↑ t1”↓求t1”，用前面公式
⑴  =qm1c1（ t1’-t2”）
求t1”→先求
⑵  =ktmA
只要求出 tm、k即可，但要求 tm，需要t1” 要、k 与 hi有
关，hi与t1” 有关，故需要用试算方法
t1’
设：t1”=110℃ ，t2＜ t1” ＜ t1’
t1”
①求 tm
t2”
t2’
t ' t" 150  15  110  15
t m 

 113.83℃
t '
150  15
ln
ln
t"
110  15
F
36
②求k
k
1
d0
d0
d0
1

ln d1 / d i  
ln d o / d1  
hd i 21
22
ho
hi未知、管内强制对流
1 ' " 150  110
t f  t1  t1 
 130 ℃
2
2


物性ρ=0.876kg/m3，cP=1011 J/(kg.K)，λ=3.415×10-2W/(m.K)
=23.25 ×10-6 kg/(m.s)，Pr=0.685
ud i ufdi qm d i 4qm
4  0.113
Re 





f
f
d i 0.1  23.25 10 6
 6.19 10 4
Nu  0.023Re Pr
0.8
0.3

 0.023  6.19 10

4 0.8
 0.6850.3  139.86
37
Nu 139.86  3.415 102
hi 

 47.76W/(m 2 .K)
di
0.1
L / d  30 / 0.1  300
壁温接近管内气体温度可以认为不用温度修正，应校核
k
1
1

 1.51W/(m 2 .K)
1
0.192 0.192 0.112 0.192 0.192 1
0.662


ln

ln

47.76 0.1
2  3.7
0.1
2  0.1
0.1 9.6
③求   ktm A0  1.51113.83  0.192  30  3110W
  qm1c1 t1'  t 2"   0.113 1011 40  4569W
④求t1”
解
t1"  t1' 
t1”=110℃

qm1c1
 150 
3110
 122.8 ℃
0.113 1011
  122.8 110  12.8℃
再假设 t1”=122.8℃
再算
t1”≈121℃
注有相变换热器也可以用此方法
38