最新版板式换热器毕业课程设计Word下载.docx
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n1，n2，…ni:
：
m1，m2，…mi中的流道数。
图1-2典型的流程组合
1.3板片形式及其性能
板片是板式换热器的核心元件，冷、热流体的换热发生在板片上，所以它是传热元件，此外它又承受两侧的压力差。
从板式换热器出现以来，人们构思出各种形式的波纹板片，以求得换热效率高、流体阻力低、承压能力大的波纹板片。
1.3.1常用形式
板片按波纹的几何形状区分，有水平平直波纹、人字形波纹、斜波纹等波纹板片；
按流体在板间的流动形式区分，有管状流动、带状流动、网状流动的波纹板片。
1.3.2特种形式
为了适应各种工程的需要，在传统板式换热器的基础上相继发展了一些特殊的板片及特殊的板式换热器。
1：
便于装卸垫片的板片
2：
用于冷凝器的板片
3：
用于蒸发器的板片
4：
板管式板片
5：
双层板片
6：
石墨材料板片
7：
宽窄通道的板片
1.4密封垫片
板式换热器的密封垫片是一个关键的零件。
板式换热器的工作温度实质上就是垫片能承受的温度；
板式换热器的工作压力也相当程度上受垫片制约。
从板式换热器结构分析，密封周边的长度（m）将是换热面积（m2）的6~8倍，超过了任何其它类型的换热器。
第2章板式换热器的优缺点及应用
2.1优点
传热系数高
管壳式换热器的结构，从强度方面看是很好的，但从换热角度看并不理想，因为流体在壳程中流动时存在着折流板—壳体、折流板—换热管、管束—壳体之间的旁路。
通过这些旁路的流体，并没有充分地参与换热。
而板式换热器，不存在旁路，而板片的波纹能使流体在较小的流速下产生湍流。
所以板式换热器有较高的传热系数，一般情况下是管壳式换热器的3~5倍。
对数平均温差大
在管壳式换热器中，两种流体分别在壳程和管程内流动，总体上是错流的流动方式。
如果进一步分析，壳程为混合流动，管程是多股流动，所以对数平均温差都应采用修正系数。
修正系数通常较小。
流体在板式换热器内的流动，总体上是并流或逆流的流动方式，其温差修正系数一般大于0.8，通常为0.95。
占地面积小
板式换热器结构紧凑，单位体积内的换热面积为管壳式换热器的2~5倍，也不像管壳式换热器那样需要预留抽出管束的检修场地，因此实现同样的换热任务时，板式换热器的占地面积约为管壳式换热器的15~110。
重量轻
板式换热器的板片厚度仅为0.6~0.8mm，管壳式换热器的换热管厚度为2.0~2.5mm；
管壳式换热器的壳体比板式换热器的框架重得多。
在完成同样的换热任务的情况下，板式换热器所需要的换热面积比管壳式换热器的小。
价格低
在使用材料相同的前提下，因为框架所需要的材料较少，所以生产成本必然要比管壳式换热器低。
末端温差小
管壳式换热器，在壳程中流动的流体和换热面交错并绕流，还存在旁流，而板式换热器的冷、热流体在板式换热器内的流动平行于换热面，且无旁流，这样使得板式换热器的末端温差很小，对于水—水换热可以低于1℃，而管壳式换热器大约为5℃，这对于回收低温位的热能是很有利的。
污垢系数低
板式换热器的污垢系数比管壳式换热器的污垢系数小得多，其原因是流体的剧烈湍流，杂质不宜沉积；
板间通道的流通死区小；
不锈钢制造的换热面光滑、且腐蚀附着物少，以及清洗容易。
8：
多种介质换热
如果板式换热器安装有中间隔板，则一台设备可以进行三种或三种以上介质的换热。
9：
清洗方便
板式换热器的压紧板卸掉后，即可松开板束，卸下板片，进行机械清洗。
10：
容易改变换热面积或流程组合
只需要增加（或减少）板片，即可达到需要增加（或减少）的换热面积。
2.2缺点
工作压力在2.5MPa以下
板式换热器是靠垫片进行密封的，密封的周边很长，而且角孔的两道密封处的支撑情况较差，垫片得不到足够的压紧力，所以目前板式换热器的最高工作压力仅为2.5MPa；
单板面积在1m2以上时，其工作压力往往低于2.5MPa。
工作温度在250℃以下
板式换热器的工作温度决定于密封垫片能承受的温度。
用橡胶类弹性垫片时，最高工作温度在200℃以下；
用压缩石棉绒垫片（Caf）时，最高工作温度为250~260℃。
不宜于进行易堵塞通道的介质的换热
板式换热器的板间通道很窄，一般为3~5mm，当换热介质中含有较大的固体颗粒或纤维物质，就容易堵塞板间通道。
对这种换热场合，应考虑在入口安装过滤装置，或采用再生冷却系统。
2.3应用
板式换热器早期只应用于牛奶高温灭菌、果汁加工、啤酒酿造等轻工业部门。
随着制造技术的提高，出现了耐腐蚀的板片材料和耐温、耐腐蚀的垫片材料，板片也逐渐大型化。
现代的板式换热器广泛地应用于各种工业中，进行液—液、气—液、汽—液，换热和蒸发、冷凝等工艺过程。
诸如：
化学工业、食品工业、冶金工业、石油工业、电站、核电站、海洋石油平台、机械工业、污水处理、民用建筑工业等。
第3章板式换热器热力及相关计算
热力计算的目的在于使所设计的换热器在服从传热方程式的基础撒谎能够满足热负荷所应具有的换热面积、传热系数、总传热系数、平均温差等综合方面的计算。
3.1确定总传热系数的途径
在设计计算板式换热器时，总传热系数的确定可通过两条途径：
（一）选用经验公式
有设计者根据经验或从有关参考书籍、有关性能测定的实验报告中，选用与工艺条件相仿、设备类型类似的换热器的总传热系数值作为设计依据。
表3-1列出了一般情况下板式换热器的总传热系数值。
表3-1板式换热器的经验总传热系数K值
物料
水—水
水蒸气—油
冷水—油
油—油
气—水
K（Wm2.℃）
2800~4650
870~930
400~580
175~350
28~58
（二）计算确定
在设计计算中，常常需要知道比较准确的总传热系数值，这可以通过总传热系数的计算确定。
但由于计算传热系数的公式有一定误差及污垢热阻也不容易准确估计等原因，计算得到的总传热系数值与实际情况也会有出入。
3.2总传热系数的计算
（一）由热阻关系求解
在板式换热器中，热量从高温物体传向低温物体的过程中，通常存在着五项热阻：
板片热侧流体传热热阻1α1，污垢层热阻Rs1，板片热阻δλ，板片冷侧流体传热热阻1α2，污垢层热阻Rs2。
它们之和即为总热阻，总热阻的倒数也就是总传热系数，故其计算式为：
（二）由传热方程求解
传热的基本方程式为
Q=KAΔtm
由此可求得总传热系数K=Q（AΔtm）。
换热量Q的计算
换热量Q的计算可根据具体情况，分别在下列各式中选用：
单相流体的吸、放热
Q=qmcp（t’-t’’）
或Q=qm（i’-i’’）
平均温差Δtm的求解
平均温差Δtm的求解通常采用修正逆流情况下对数平均温差Δtm的办法，即先按逆流考虑再进行修正：
Δtm=ψΔt1m
按逆流考虑时的对数平均温差为
式中
、
—分别为逆流时端部温差中的最大值和最小值。
修正系数ψ随冷、热流体的相对流动方向的不同组合而异，在串联、并联或混联时可分别由图2-4、图2-5来确定：
（也可以采用由Marriott实验求得的修正系数，见图2-6）
图2-4串联时，板式换热器的温差修正系数
图2-5并联时，板式换热器的温差修正系数
图2-6NTU法板式换热器的温差修正系数
如果流体的温度沿传热面的变化不太大，例如当
2时，可采用算术平均温差代替对数平均温差，即：
=
（
-
）
采用上式计算出的平均温差与采用对数平均温差计算的结果相比较，其误差在
4%范围之内，这在工程计算上是允许的。
流体比热容或传热系数变化时的平均温差
当流体的比热容不随温度变化时，流体温度的变化与吸收或放出的热量成正比，即成线性关系。
当流体的比热容变化不大时，可取某一温度时的比热容作为平均比热容。
如果在设计的温度范围内，比热容随温度的变化显著（大于2~3倍），则用对数平均温差的误差很大，应改用积分平均温差。
换热面积A的计算
在板式换热器的计算中，换热面积A应采用有效换热面积（Ao为单板的有效换热面积，Ae为总的有效换热面积，Ne为总的有效传热板片数）
Ae=NeAo
3.3传热系数的计算
对流传热系数
流体在板式换热器的通道中流动时，在湍流条件下，通常用下面的关联式计算流体沿整个流程的平均对流传热系数uf
在计算Re数值时，所采用的当量直径de应该按下式计算
[式中As—通道截面积（m2）；
S—参与传热的周边长（m）]。
在一般情况下，常用下式计算当量直径
[式中
—板间的通道宽度（m）；
—板间距（m）]。
对于某些特殊结构的板式换热器，板片两侧的通道截面积并不相同（称为非对称型结构），这是两侧的当量直径应分别计算。
3.4垢阻的确定
投入运行的板式换热器都将因与流体的接触而在板片上结垢。
由于垢层的导热都比较差，所以污垢的形成即使其厚度很薄，也对传热会有较大的削弱，特别是在结垢严重，导致通道部分被堵塞的情况下将会使传热大大的恶化。
为了衡量污垢对传热的影响，常用污垢热阻Rs或其倒数—污垢系数αs来度量，即
污垢热阻的大小和流体种类、流体流速、运行温度、流道结构、传热表面状况、传热面材料等多种因素有关。
污垢在传热面上沉积速率一般都是先积垢较快，而后较慢，最后趋向于某一稳定数。
由于板式换热器中的高端流度、一方面可使污垢的聚集量减小，同时还起到冲刷清洗作用，所以板式换热器中垢层一般都比较薄。
美国传热研究公司对水冷却塔所用的板式和管壳式换热器结垢的实验研究表明，板式换热器的污垢热阻不到管壳式的一半。
板式换热器中的具体污垢热阻值，详见表2-2所示：
表2-2板式换热器中的污垢热阻值
液体名称
污垢热阻
（m2.℃W）
软水或蒸馏水
0.000009
机器夹套水
0.000052
城市用软水
0.000017
润滑油水
0.000009~0.000043
城市用硬水（加热时）
0.000043
植物油
0.000007~0.000052
处理过的冷却水
0.000034
有机溶剂
0.000009~0.000026
沿海海水或港湾水
水蒸气
大洋的海水
0.000026
工艺流体、一般流体
0.000009~0.000052
河水、运河水
第4章计算类型及工程设计一般原则
4.1计算的类型
设计计算
通常，两侧流体的流量及四个进、出口温度中的任意三个已给定，要求计算出在满足一定压力限制条件下的有效传热面积与流程、通道排列组合方式。
校核计算
与设计计算相反，换热面积以及流道布置都已经已知的，而且冷、热流体的流量以及进出口温度也为已知值，要求核算在该通道布置方案下，流体出口温度能否达到预定目标及压力降是否满足要求值。
对于上述的两种不同类型的计算所依据的基本原理是完全一致的，但是他们在计算方法或步骤上存在着很大的差别。
事实上，在作某一换热场合的工程设计的时候，往往需要两种类型的计算均要用到。
即先用设计计算算法求出换热面积与通道布置，再利用校核计算程序核定这个面积与布置是否完成预定的换热任务。
4.2工程设计、计算的一般原则
在设计、计算一台换热器的时候，应分析其设计压力、涉及温度、介质特性、经济性等因素，并和其他换热器设备进行一定程度上的比较（如：
板式换热器与管壳式换热器的一般比较）。
确定采用板式换热器后，具体的设计计算的原则为下面几个方面：
（一）选择板片的波纹型式
板片的波纹型式只要有人字形波纹和水平平直波纹两种。
人字形波纹板的承压能力可高于1.0MPa，水平平直波纹板片的承压能力一般都在1.0MPa左右；
人字形波纹板片的传热系数和流体阻力都高于水平平直波纹板片。
选择板片的波纹型式，主要考虑板式换热器的工作压力、流体的压力降和传热系数。
如果工作压力在1.6MPa以上，则别无选择的要采用人字形波纹板片；
如果工作压力不高，又特别要求阻力降低，则选用水平平直波纹板片较好一些；
如果由于安装位置所限，需要较高的换热效率以减少换热器占地面积，而阻力降可以不受限制，则应选用人字形波纹板片。
（二）单板面积的选择
单板面积过小，则板式换热器的板片数多，也使得占地面积增大，程数增多，导致阻力降增大；
反之，虽然占地面积和阻力降减小了，却难以保证板间通道必要的流速。
单板面积可按流体流过角孔的速度为6ms左右考虑。
按角孔中速度为6ms时，则各种单板面积组成的板式换热器处理量见表3-3。
表3-3单台最大处理量参考值
单板面积（m2）
0.1
0.2
0.3
0.5
0.8
1.0
2.0
角孔直径（mm）
40~50
65~80
80~100
125~150
175~200
200~250
~400
单台最大流通能力（m3h）
27~42
71.4~137
103~170
264~381
520~678
678~1060
~2500
（三）流速的选取
流体在板间的流速，影响换热性能和流体的压力降，流速高虽然换热系数高，但是流体的阻力降也增大；
反之的情况则相反。
一般板间平均流速为0.2~0.8ms（主流线上的流速要比平均值高4~5倍）。
流速低于0.2ms时流体就达不到湍流状态且会形成较大的死角区，流速过高则会导致阻力降剧增。
具体设计时，可以先确定一个流速，计算其阻力降是否在给定的范围内；
也可按给定的压力降求出流速的初选值。
（四）流程的选取
对于一般对称型流道的板式换热器，两流体的体积流量大致相当时，应尽可能按等程布置；
如果两侧流量相差悬殊时，则流量小的一侧可采取多流程布置。
相变板式换热器的相变一侧一般均为单程。
多程换热器，除非特殊的需要，一般对同一流体在各程中应采取相同的流道数。
在给定的总允许压降下，多程布置使每一程对应的允许压降变小，迫使流速降低，对换热不利。
此外，不等程的多程布置是平均传热温差减小的重要原因之一，应尽可能避免。
（近年来国产的板式换热器出现了非对称通道的板式换热器，国外则采取“热混合”的板片组合方式，即允许热量—流量—压降三者之间的不匹配的问题，同时节省换热面积）
（五）流体的选取
单相换热时，逆流具有最大的平均传热温差。
在一般换热器的工程设计中都尽量把流体布置为逆流。
对板式换热器来说，要做到这一点，两侧必须为等程。
若安排为不等程，则顺逆流需交替出现，此时的平均传热温差将明显小于纯逆流时。
在相变换热时顺流布置与逆流布置平均温差的区别比单相换热时小，但由于这时牙尖大小与流向有密切关系，所以相对流向的选择将主要考虑压降因素，其次才是平均温差。
其中要特别注意的是，有相变的流体除不宜采用多程外，还要求要从板片的上部进，下部出，以便排除冷凝液体。
（六）并联流道数的选取
一程中并联流道数的数目视给定流量及选取的流速而定，流速的高低受制于允许压降，在可能的最大流速以内，并联流道数目取决于流量的大小。
（七）选择半片材料
根据介质的腐蚀性能来选择板片的材料。
国外制造板片的材料品种繁多，有较大的选择余地（见表1-4）。
我国制造板片的材料主要有不锈钢和钛等，在选择的耐腐蚀材料基础上，在辅以增加板片厚度或防腐处理来延长板片的使用寿命。
（八）垫片材料的选择
所选择垫片的材料主要考虑耐温和耐腐蚀两个因素。
（九）其他
板式换热器一般不适用于气体的热交换。
进行易爆、易燃介质换热的板式换热器的设计压力，至少要比介质的工作压力高出一个公称级别以上。
而垫片的耐温、耐腐蚀性能必须可靠。
进行强腐蚀介质（如：
硫酸）换热的板式换热器，其板束周围宜设置一个防护罩。
对杂质较多的介质进行换热时，介质的进口管道上最好设置过滤器，单程排列。
此外还应尽可能选用通道间隙较大的板片。
对工作压力和工作温度都较高的工况，可拆式板式换热器无法适应时，应采用焊接式板式换热器。
第5章板式换热器热力计算实际应用
初始条件：
（1）高温淡水进口水温为：
83℃；
（2）高温淡水出口水温为：
60℃；
（3）高温冷却淡水流量为：
55m3·
K）
普朗特数Prh=2.50
冷却水的平均温度为：
（35+55）2=45℃
物性参数为：
密度=990.15kg
比热容=4.174kJ（kg·
运动粘度=0.607×
s
热导率=0.642W（m·
普朗特数Prc=3.93
（1）计算热负荷
Q=（–）=976.9×
55÷
3600×
4.188×
（83-60）=1438KJ
（2）计算对数平均温差及冷却水流量
取修正系数Ψ=0.942，
=Ψ=0.942×
=24.9℃
根据热负荷计算冷却水流量:
==62012kgs，计算换热器角孔通径:
d===0.07m
选用通用性较强的人字形波纹。
初选型号为BR0.3的板式换热器，单片面积As
=0.27m2，通径为d=100mm，当量直径为de=0.008m，流道截面积为f=1.26×
10-3m2，板片厚度取δ=0.6mm。
准则方程为:
=0.2288Reh0.6461Prh0.3（3700<
Re<
12000）
=0.2288Rec0.6461Prc0.4（2600<
8000）
=54Reh-0.0302（3700<
12000）
=199Rec-0.1817（2600<
重新计算管间流速:
=1.95ms
=2.22ms
都在可接受的范围内。
（4）计算板间流速
根据经验以及BR0.3型板式换热器的特性，预估换热系数K0=3000W（m2·
K）。
对一般人字形波纹，可预估K值为3000~3500W（m2·
换热面积估算为:
A0==18.1m2
换热板片数量为:
68
预选流程组合为,校核板间流速:
（5）计算雷诺数
均在准则方程适用范围内。
（6）计算努塞尔数
（7）计算传热系数
（8）计算总换热系数
取冷热两侧污垢热阻和为R=0.52×
10-4m2·
KW,
（9）计算所需换热面积
所需换热面积A1比预估换热面积A0略大，误差8%，可以达到预期换热效果。
总片数为：
19.6÷
0.27=72片，取流程为,（m1=1、n1=36），实际换热面积为:
A=（2m1n1-1）As=（2136-1）0.27=19.2m2
（10）计算欧拉数
（11）计算压降
均小于允许压降0.1MPa
（12）板片与密封垫材料的选择
介质均为水，温度在100℃以内，选304不锈钢，密封垫选丁腈（NBR）材料。
参考文献：
[1]史美中,王中铮,热交换器原理与设计.上海：
东南大学出版社，2005
[2]钱颂文,热交换器设计手册.广州：
化学工业出版社，2002
[3]杨世铭,陶文铨,传热学.北京:
高等教育出版社,1998
[4]王家楣,工程流体力学.武汉：
湖北科学技术出版社，2003
[5]吴业正,制冷原理及设备第2版.西安：
西安交通大学出版社，2005
参数
高温淡水
低温淡水
流量（）
55
62.6
进出口温度℃
8360
5535
物性
定性温度℃
71.5
45
密度（㎏m3）
976.9
990.2
定压比热容[kJ（㎏℃）]
4.188
4.174
运动黏度（m2s）
0.408×
10-6
0.607×
导热率[Wm·
℃]
0.669
0.642
普朗特数
2.50
3.93
设备结构参数
形式
BR0.3
台数
1
板片面积m2
0.27
流程数流道数
136
板片长mm
1135
板间距mm
4.4
板片宽mm
370
波纹形式
人字形
板片数目片
72
波纹高度mm
3.7
传热面积m2
19.2
当量直径mm
8
总流道数
材质
不锈钢304
主要设计结果
热侧
冷侧
流速（ms）
0.36
0.41
表面传热系数[W（m2·
℃）]
7694
8186
污垢热阻（m2·
℃W）
0.00009
阻力MPa
0.005229
0.006941
热流量kW
1438
对数平均温差温差℃
26.5
平均有效温差℃
24.9
传热系数[W（m2·
2943
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