一：關于冷卻器的幾個公式

　　(1)求熱負荷Q

　　(2)求冷熱流體進出口溫度

　　(3)冷熱流體流量

　　(4)求平均溫度差Δtm

　　(5)選擇板型

　　若所有的板型選擇完，則進行結果分析。

　　(6)由K值范圍，計算板片數范圍Nmin，Nmax

　　(7)取板片數N(Nmin≤N≤Nmax)

　　(8)取N的流程組合形式，若組合形式取完則做(7)。

　　(9)求Re，Nu

　　(10)求a，K傳熱面積F
 

　　(11)由傳熱面積F求所需板片數NN

　　(12)若N

　　(13)求壓降Δp

　　(14)若Δp>Δ允，做(8);

　　若Δp≤Δ允，記錄結果，做(8)。

　　注:

　　1.(1)、(2)、(3)根據已知條件的情況進行計算。

　　2.當T1-t2=T2-t1時采用Δtm = (T1-t2)+(T2-t1)/2

　　3.修正系數β一般0.7～0.9。

　　壓降修正系數ф，單流程ф度=1～1.2，二流程、三流程ф=1.8～2.0，四流程ф=2.6～2.8。a1、a2、a3、a4、a5為常系數。

　　二：選型計算各公式符號意義及單位
 

　　三：冷卻器的優化選型

　　1、平均溫差△tm

　　從公式Q=K△tmA，△tm=1/A∫A(t1-t2)dA中可知，平均溫差△tm是傳熱的驅動力，對于各種流動形式，如能求出平均溫差，即板面兩側流體間溫差對面積的平均值，就能計算出換熱器的傳熱量。平均溫差是一個較為直觀的概念，也是評價冷卻器性能的一項重要指標。

　　1.1對數平均溫差的計算
 

　　對于各種流動型式，在相同的進口、出口溫度條件下，逆流的平均溫差最大。

　　當冷卻器入口和出口兩流體的溫差△t1和△t2之間的差不大時，可采用算術平均溫差(△t1+△t2)/2，一般△t1/△t2小于1.5時，可采用，若△t/△t2為3時，則誤差約為10%。

　　1.2 傳熱單元數法

　　在傳熱單元數法中引入一個無量綱參數NTU，稱為傳熱單元數，它表示冷卻器的總熱導(即換熱器傳熱熱阻的倒數)與流體熱容量的比值NTU=KA/MC，它表示相對于流體熱容流量，該換熱器傳熱能力的大小，即換熱器的無量綱“傳熱能力”。

　　下表中的右邊的工藝過程用NTUp表示，左邊的換熱設備的條件用NTUE表示。NTUp是流體溫度的變化與平均溫差的比值，表示的是用1℃△tm的變化引起幾度流體溫度變化的值，當△tm大時，NTUp則小;當△tm小時，它有變大的傾向。相反，在NTUp變大的過程中，△tm的溫度變化較大，NTUp較小時，其△tm的溫度變化較小(見表1)。
 

　　冷卻器的優化設計計算，就是在已知溫差比NTUE的條件下，合理地確定其型號、流程和傳熱面積，使NTUp等于NTUE。
 

　　1.4 冷卻器和NTUE

　　NTUE表示冷卻器的能力，換熱器的面積是具有一定傳熱長度的單位傳熱體的組合，總傳熱長度是單位長度和流程數的乘積。當NTUE是總數時，若每1流程數為NTUe時，則NTUE=n·NTUe(其中n是流程數)。

　　當NTUe=NTUE=NTUp時，換熱器為單程。若NTUe﹤NTUp時，則換熱器應為多流程，故設計時應先預定n。由于每種板片單程的NTUe值基本上是定值，如適合表2中e的流量為25m3/h的單程冷卻器的NTUe為17㎡。從NTUe=A·K/MC可知，當NTUe為定值時，A·K成反比，仍以e為例，當K=500kcal/㎡·h·℃時，A=1.67×25000/500=83.5㎡，流程數n=83.5/17≈5。當K=2500kcal/㎡·h·℃時，A=16.7㎡，流程數n=1。

　　每一流程的NTUe如下所示：K=500，NTUe=NTUE/n=0.33，K=2500時，NTUe=1.67。由此可知，根據NTUe即可求出換熱器的流程數，傳熱系數和傳熱面積。從以上分析可知，若冷卻器設計不合理，可能使換熱面積過大，也可能使板間流速太高，阻力過大。

　　1.5 冷卻器工藝制造要求

　　冷卻器制造技術的進步，板片種類的增加，提高了冷卻器對各種工藝過程的適應性。

　　(1)大NTU(8)，小△tm(1～2)的冷卻器滿足了區域供冷和熱泵機組蒸發器、冷凝器的要求。從以上分析可知，△tm是換熱的驅動力，若△tm小，即意味著驅動力小，要實現兩種流體之間的換熱，必須增大傳熱系數，增大傳熱面積，為了使傳熱面積不至過大，唯一的方法是增大傳熱系數K。

　　(2)小NTU(0.3～2)，大△tm(40～90℃)的冷卻器滿足了熱回收工藝和工藝加熱、冷卻的要求。當工藝過程在大△tm的條件下進行換熱時，說明驅動力大，所需的傳熱面積較小，對傳熱系數要求也不高，但這種工藝過程或者工作壓力高，或者工作溫度高，或者工藝加熱、冷卻過程的液體中含有纖維或直徑較大的顆粒，對冷卻器的承壓、耐溫能力提出了要求，對換熱器的板間距提出了要求。

　　2 傳熱系數和阻力

　　2.1 冷卻器的傳熱系數和阻力

　　換熱器中常使用換熱器的“傳熱面積”和“傳熱系數”述語，這是一種習慣的有特定含義的名稱。因為換熱器間壁兩側的表面積可能不同，所謂“換熱器的傳熱面積”實際上是指約定的某一側的表面積，習慣上一般把換熱系數較小的一側的流體所接觸的壁面表面積稱為該換熱器的傳熱面積，相對于該傳熱面積，單位時間、單位面積、在單位溫差下所傳遞的熱流量，稱為該換熱器的傳熱面積，因此傳熱系數也是相對于約定的某一側的表面積而言的。在換熱器結構和估算中使用“傳熱面積”和“傳熱系數”是方便的。而在換算器傳熱分析中，則用傳熱熱阻1/(KA)。冷卻器的熱阻計算式如下：
 

　　2.1.1換熱系數

　�、賹τ谖闪鳡顟B，不同形狀板片的換熱規律，一般可歸納為如下形式，
 

　�、趯τ趯恿鳡顟B，板片的換熱規律可歸納為:

　　由于板片形狀復雜，必須根據試驗測定所得的換熱規律，作為該板片換熱器傳熱計算的依據。

　　2.1.2阻力

　　冷卻器總的流體阻力可用下式表示：
 

　　對于不同形狀的板片，其通道的摩擦阻力系數相差很大，必須以試驗數據作為阻力計算的依據。
 

　　2.3 非對稱流道提高了冷卻器的傳熱系數，降低了阻力。

　　當忽略板片的導熱熱阻后，冷卻器的傳熱系數K=〆1·〆2/(〆1+〆2)，從該式可知，傳熱系數K與〆1、〆2有關，且小于二者中較小的一個。為了提高傳熱系數，必須同時提高冷、熱流體與板面之間的對流換熱系數，如果其中一側〆值較低的話，板式換熱就不能很好地發揮它的效益。

　　在城市集中供熱系統中，根據熱力網設計規范，國內所采用的一次熱媒的溫度一般為150～80℃，130～80℃和110～80℃三種，二次熱媒的溫度一般為95～70℃。在這樣的設計參數下，冷卻器一次熱媒流道內的流量一般為二次熱媒流通內流量的一半左右，對于對稱性流道來說，一次熱媒的流速僅為二次熱媒流速的50%左右，則一次熱媒流道內流體與板面間的對流換熱系數約為二次熱媒流通內的70%，傳熱系數約為2500～3700W/㎡·℃。若將一次熱媒流道內的對流換熱系數提高到原來的1.5倍，則總傳熱系數將增加到3000～4500 W/㎡·℃。

　　如下面這種非對稱流道冷卻器是采用同一板片組成不同幾何尺寸和形狀的流道(非對稱流道)來解決兩側水流量不等的問題。

　　表4表示在熱力網規范規定的一次側、二次側溫度條件下，冷卻器兩側各項參數比之間的關系。從該表可知，當A1/A=1(對稱型)時：

　　兩側流速比為1:2.4;

　　換熱系數比為1:1.8;

　　壓力降比為1:5.3;

　　流動功率比為1:1.3。

　　若將冷卻器改為非對稱型，當A1/A2的流道流通面積比為1:2.4時，則兩側換熱系數近似相等，流通功率損失僅差13%，說明這種流通面積比具有較好的傳熱系數。
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