制冷剂系统翅片式换热器设计及计算
制冷剂系统的换热器的传热系数可以通过一系列实验关联式计算而得，这是因为在这类换热器中存在气液两相共存的换热过程，所以比较复杂，现在多用实验关联式进行计算。之前的传热研究多对于之前常用的制冷剂，如R12，R22，R717，R134a等，而对于R404A和R410A的，现在还比较少。按照传热过程，换热器传热量的计算公式为：
Q=KoFΔtm (W)
Q—单位传热量，W
Ko—传热系数，W/（m2.C）
F—传热面积，m2
Δtm—对数平均温差，C
Δtmax—冷热流体间温差最大值，对于蒸发器，是入口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—入口空气温度。
Δtmin—冷热流体间温差最小值，对于蒸发器，是出口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—出口空气温度。
传热系数K值的计算公式为：
K=1/（1/α1+δ/λ+1/α2）
但换热器中用的都是圆管，而且现在都会带有肋片（无论是翅片式还是壳管式），换热器表面会有污垢，引入污垢系数，对于蒸发器还有析湿系数，在设计计算时，一般以换热器外表面为基准计算传热，所以对于翅片式蒸发器表述为：
Kof--以外表面为计算基准的传热系数，W/（m2.C）
αi—管内侧换热系数，W/（m2.C）
γi—管内侧污垢系数，m2.C/kW
δ，δu—管壁厚度，霜层或水膜厚度，m
λ，λu—铜管，霜或水导热率，W/m.C
ξ，ξτ—析湿系数，考虑霜或水膜使空气阻力增加系数，0.8-0.9（空调用亲水铝泊时可取1）αof—管外侧换热系数，W/（m2.C）
Fof—外表面积，m2
Fi—内表面积，m2
Fr—铜管外表面积，m2
Ff—肋片表面积，m2
ηf—肋片效率，
公式分析：
从收集的数据（见后表）及计算的结果来看，空调工况的光滑铜管内侧换热系数在2000-4000 W/（m2.C）（R22取前段，R134a取后段，实验结果表明，R134a的换热性能比R22高)之间。因为现在蒸发器多使用内螺纹管，因此还需乘以一个增强因子1.6-1.9。
下面这个计算公式来自《制冷原理及设备》（第二版，1996，吴业正主编）：
αi—管内侧换热系数
vm—质量流速，kg/(m2.s)
di—铜管内径，m
A 1，A2—系数，
μ—制冷剂的分子量
但是对于现在一般的制冷产品，因为质量流量都比较大，因此流速都比较高，所以都符合这个要求，所以一般都用公式（9-43）
但是上面这个公式对R134a不太适用，《小型制冷装置设计指导》（1999，吴业正主编），《制冷原理及设备》第三版，2010，吴业正）都引用了Kindlikar在1987年提出的一个经过大量数据验证精度较高的关联式用于R134a制冷剂，这个公式也可用于其他制冷剂如R22等，经过近几年的研究发现，该公式也可用于R410A蒸发器的计算：
这个公式比较复杂，所需参数比较多，而且计算时需要假设热流q来进行迭代计算，但经过计算对比发现，可以在上一个公式的基础上再乘以一个系数，经推算为1.05，就可以将上一个公式用于R134a。
冷柜工况的管内侧换热系数不到1000 W/（m2.C）（R22），这和制冷剂质量流速有关，有研究人员用Kandlikar关联式通过计算机模拟得出了R134a不同质量流速下的换热特征（空调工况），见下图：
而一般蒸发器设计时，考虑到质量流速的增大会引起阻力的增大，因此质量流速不宜过大，这个可结合流路长度一起分析，最后选择合适的质量流速。而对于管内侧换热系数来说，主要影响换热的是制冷剂性质和制冷剂质量流速，从计算结果和经验分析，对于光管和平片来说，如果质量流速在200-400 kg/(m2.s)，那么管内侧（平均）换热系数的范围主要集中在2000-8000 W/（m2.C）之间，R22取靠前区间，R134a取靠后区间。
污垢系数根据经验值是固定值，管内表面污垢系数取0.09x10^-3 m2.C/W，而铜管管壁导热热阻δ/λ
触热阻，翅片侧污垢热阻，而管内污垢热阻忽略不计。
还有Fof/Fi，空调常用9.52管套铝翅片，一般根据片距在1.7-2.12之间的变化在16-22之间变化。
而对于管外侧换热系数，主要和空气性质，流速，换热器结构有关，对于舒适性空调工况而言，空气参数，流速都一样，换热器结构稍微有些调速，但变化不大，因此可取50-70 W/（m2.C），但这是以平片来计算的，如果是使用波纹片和条缝片，因为现在还没有合适的计算式，因此可在平片的基础上乘以修正系数，波纹片可取1.3，条缝片可取1.8，而波形条缝片取2-3，这是《制冷原理及设备》（第三版）对蒸发器和冷凝器给出的，但《小型制冷装置设计指导》中对冷凝器的两种翅片给出的是1.2和1.6，经计算，这是比较合理的，下面冷凝器按此值计算。另外下面也给出了一个计算三角波纹翅片的计算公式参考。
计算公式如下，下面第一个取自《制冷原理及设备》（2010，第三版），但是使用有限制，但下面给出的两个条件是矛盾的，雷诺数Ref的范围适用于低温蒸发器，但d0/b的范围适用于高温蒸发器。但计算结果和下面第二个取自《小型制冷装置设计指导》的公式相差不大，所以两个公式都可以用。
另外，国内李妩，陶文铨等人总结了三角波纹翅片的换热关联式：
1990
.0320935
.031518.0N s R 687.0N ?????
?????????
?????=d s d e u a
a ，Nua=αo.do/λ，Nua 为空气努塞尔数；Rea 为管外空
气雷诺数（计算公式见上9-58）；s1为翅片间距(m)；S2为沿空气流动方向管间距(m)；d3为翅根直径(m)；N 为管排数，do 为管外径（m ），λ为空气导热率(W/m.C)。
霜层在空调中不存在，所以取0，霜层修正系数取胜，空调析湿系数ξ一般在1.2-1.6之间，空调蒸发器标准工况下可达1.6，新风可取2.0，冰箱是结霜，只有1-2之间，或直接取1.0。
翅片式换热器都是通过在换热管套上换热片来增大传热面积，叫表面肋化，这样可以强化换热，在上面的传热系数计算公式中，反映为管外换热系数的一个系数，计算如下：
肋片效率主要和管外侧换热系数，析湿系数，蒸发器翅片和铜管结构尺寸有关，而翅片间距大，肋片效率会小些，一般取0.77-0.88，片距大取小值，片距小取大值。有了肋片效率，最后可以算出肋面总效率，一般取0.8-0.9之间（但是计算时片距越大，反而效率越高，好象有点问题？？） Fof—外表面积，m2 Fr—铜管外表面积，m2 Ff—肋片表面积，m2
对于取自《制冷原理及设备》的公式，需要假设换热器的结构，使用假设换热面积来进行迭代计算，但是因为结构参数其实可以用单位值来计算，这就只需如片距，片厚度，铜管内外径，排距，管距等特征尺寸而不需知道换热器全部物理尺寸，最终计算出K 值，另外考虑到蒸发器出口需要一定过热度，因此要取10-20%的设计余量。对于取自《小型制冷装置设计指导》的公式需要假设热流密度来进行迭代计算，比较繁琐，但实验证明该公式误差比较小。
不过从实际计算结果来看，不管用什么公式还是选择什么样的结构，因为是理论计算，因此计算值光管平片一般在40-50 W/m2.C 范围内，如果用波纹片及内螺纹管，可达60-80 W/（m2.C ），最终换热效果还需要调整流路设计来进行优化，所以换热面积大小还会变化。如果公式是从比较理想化的模型推
当作为冷凝器时，δu=0，ξ=ξτ=1，ηo=(Fr+ηf.Ff)/Fof，翅片式冷凝器表述为：
γo—管内侧污垢系数，m2.C/kW
ηo—肋面总效率
因为在计算αi时要用到αo，所以要先计算αo，下面公式来自《制冷原理及设备》（1996，第二版，吴业正），这个公式没有给出应用范围，可以看作适用冷柜和空调工况。在空调工况下的计算值比下面的公式稍小，估计在冷柜设计时比较适用，因为该工况下制冷剂质量流速相对较小，因此换热效果也差些，如果用在空调工况，可以乘以修正系数1.2。冷凝传热的空气侧因为温度较高，所以传热效率比较高，一般在60-80 W/（m2.C），另外以下公式是以平片得出的，因此对于波纹片，可乘以1.2，对于条缝片，乘以1.6，作为修正系数：
下面公式来自《小型制冷装置设计指导》（1999，吴业正），看适用范围，只有空调的结构参数及空调工况下的物性参数计算结果才在范围内，因此该公式只适用于空调工况的设计计算：
Sf—翅片片距，m；s1—迎风面管距，m；ωmax—空气在最窄截面上的流速，m/s；υ—空气的运动粘性系数，m2/s；δf—翅片厚度，m。
对于一些热阻，冷凝器会有所不同，《小型制冷装置
设计指导》给出了空气侧热阻（见上表），及接触热阻，
见右图，接触热阻和接触率有关，接触率和换热器的加
工工艺有关，一般在0.4-2%之间，常用接触热阻为
0.004W/m2.K，而对于管壁热阻，其实还是很小，可以
忽略不计。而对于管内污垢热阻，一般忽略不计。而《制
冷原理及设备》里只计算管内污垢热阻，而不计算其他，
考虑到工程实用性，考虑在内会比较符合实际情况。
对于冷凝器的结构参数，如内外表面积，肋面效率
等，因为和蒸发器相差不会太大，所以可以参考蒸发器。
经过传热过程分析和公式推导，得出以下热平衡公式：
αki—管内侧换热系数，W/（m2.C）ai—管内表面积，m2
αof—管外侧换热系数，W/（m2.C）ao—管外表面积，m2
η—表面效率
tk—冷凝温度，C tw—管壁平均表面温度，C
tm—进出口空气平均温度，C
对于管内换热系数，《制冷原理及设备》的公式如下，因为计算温度方便，一般使用前者。而后一组公式来自《小型制冷装置设计指导》，其实两个公式是一样的，其中B=β^0.25，β是计算出来，B 可以通过查表查出来，两者结果是一样的，一般范围在1300-1400。Δt=tk-tw，C，是冷凝温度和壁面温度之差。将下式代入上面的热平衡公式，只有tw是未知数，最后可求出，再用下式计算出管内侧换热系数，一般在1600-2000 W/（m2.C）。
以下公式取自《小型制冷装置设计指导》，并给出的适用于R134a的计算公式。
计算出所有值后，最终可计算出Ko，这里的设计计算没有使用迭代试算法，而是通过传热过程来计算热流密度，最终算出传热系数，对于平片光管一般在30-40 W/（m2.C）之间，对于波纹片或条缝片，可达40-50 W/（m2.C）。算出Ko值，最后可以确定冷凝器结构尺寸，一般换热面积考虑到冷凝器出口要有一定的过冷度，因此实际换热面积要比计算值大5-10%。
虽然有文献进行过冷凝器使用内螺纹管的研究，也表明可以增强换热效果，但好象在计算研究中并不太关心这个，从实际使用看，对于小的冷凝器可能比较明显，但对于稍大的可能不太明显。
上面的计算公式都是针对早期使用的制冷剂，而R134a是使用了比较长时间的环保制冷剂，所以也总结出了计算关联式。对于R410A，近十多年来一直有研究，对于蒸发器的管内沸腾换热，上面给出的Kindlikar关联式，实验证明计算结果误差比较小，此外还有Christoffersen、M.Goto以及Koyama （因相关资料不容易找到，所以没有列出），但有资料说在质量流量小于400kg/m2s时计算值偏小，对于冷凝器，Yu & Koyama和Shikazono关联式与实验值比较吻合。而对于R404A，性质与R22相似，在中温制冷系统中只需做一些小改动就可以代替R22，因此在蒸发器中可以用Kindlikar关联式（这个公式对许多制冷剂都适用），或者用其他公式也行，但需再乘以修正系数，冷凝器是否可以借用R22的关联式还有待研究。对于换热器管径，一般使用的是OD9.52比较多，大点的有OD12.7和OD15.88。而
特别是配上R410A制冷剂，因为它单位容积制冷量比较大，而且系统压力较高，因此对压降没其它制
冷剂敏感。而对于新材料，之前的关联式是否能继续使用，现在还没有确切的说法，或者需要加个修正
系数吧，如果有机会，可以通过试验来进行探讨。
总之，以上对内外侧换热系数及总传热系数的分析可知影响传热的主要因素，并了解翅片式换热器
的基本换热设计计算。对一部分还使用旧材料及工艺的产品，还是有实用效果的，不过理论计算和实际
使用还是有一定的误差，因为理论值有一部分是理想化的，而且不同的生产工艺也会影响换热效果，因
此，对于常用的结构可以通过不断总结测试数据来对理论设计值进行修正，这样就可以比较接近实际应
用。以下是使用一些教科书进行计算的的一些参数，以供参考。
蒸发器冷凝器蒸发器蒸发器冷凝器
制冷量/
冷凝负荷，kW
2.664 7.8/9.672 11.6 15．45 16．54
蒸发温度/
冷凝温度，C
-31 5/50 5 7．2/54 54
制冷剂 R22
R22
R134a
R134a
R134a 制冷剂质量流
速，kg/（m2.s）
39.86 102．69 194.95 155．96
进口空气温度，C -23/90% 35 27/19.5 27/50% 39
出口空气温度，C -25 43 17.5/14.6 17/70% 47
对数平均温差，C 6.96 10.5 16．8 14．4 10．5
风量，m3/h 3147 3872.5 2427
2691.28
6564．58
迎面风速，m/s 2．5 2．5 2.5 2．0
最窄处风速，m/s 4 4．6 4．7 4.3 3．52
翅片侧阻力/风机功率，Pa/W 45.3/87.5W
28．57 55.19/87.5W 500W
管外径，mm 10 10 10 9.52 9．52
管内径，mm 8 9 8.6 8.82 8．82
管间距/管数，mm 28/13 25/18 25/12 25.4/12 25．4/60
排间距/排数，mm 28/7 21．65/4 21．65/4 22/4 22/2
管布置方式三角形正三角形正三角形正三角形正三角形
翅片间距/厚度，
mm
10/0.2 2/0.15 2.2/0.2 2.21/0.12 2.21/0.12 片型/管型平片/光管波纹片/光管平片光管平片/光管波纹/光管
析湿系数1．082 1．57 1．45
管内换热系数，W/（m2.C）654.9 1694
2671．86 3329．69 1829．25
管外换热系数，
W/（m2.C）
112.4 62．06 60．94 67．62 72．78
总传热系数，
45.2 30．8 43．47 48．87 33．53
JB7659.5-1995里列了R22冷凝器Ko>30 W/（m2.C），蒸发器Ko>40 W/（m2.C），R134a冷凝器Ko>25 W/（m2.C）。
翅片式换热器的设计有以下一些参数：
1．换热器温度参数：蒸发温度一般为3-8C，冷凝温度一般为45-54C（这是舒适性空调设计计算的温度值，压缩机的名义制冷量也是按这个测试出来的）。进出风温度差一般为8-10C，低温装置中蒸发器的温差会小一点。蒸发温度及冷凝温度和出风温度的温度差一般在10C左右。
2．蒸发器中过热度一般为5-10C(过热度不等同于吸气温度，在分体机或低温装置中会相差很大)，冷凝器中过冷度一般为5-8C。
3．蒸发器迎面风速一般为1.5-3m/s，冷凝器为2-3m/s，最窄面风速不要超过6m/s。
多数迎面风速用2.5m/s。
4．管径和厚度：主要用D9.52x0.35mm或D10x0.5mm的光管或内螺纹铜管。现在使用新制冷剂R410a，冷凝器使用D7.94或D7.0x0.35(冷凝器)或0.3(蒸发器)mm或
OD0.4或OD0.5mm更小管径时换热
效率更高。
5．行距x排距：多采用25.4x22或25x21.65的等边三角形叉排形式，如下图。也有用25.4x19.5mm的，如果使用小管径的，如OD7.0，则多采用21X13.6。
6．翅片：一般厚度为0.115-0.3mm，间
距为 1.8-2.5mm，蒸发器因为有冷凝
水要选大点的间距，冷凝器因为是干
式换热，可以选小些。冷冻装置的蒸
发器考虑到结霜问题，一般在
3-6mm。对于蒸发器或热泵系统的冷
凝器都会采用亲水铝泊。也有些会用
素片然后喷漆防锈。翅片形状主要有
平片，波纹片，条缝片，或两者结合
7．管路结构：蒸发器一般为3-6排，冷凝器为2-6排，因为排数太多，后面的管排换热效果会变差，如果因为结构不得不用较多排数的话，迎面风速要适当增大，以保证后面管排的风量。每一回路一般不要超过12-18m左右，蒸发器取下限值，冷凝器取上限值。不过这还要考虑制冷剂质量流量。因为太短制冷剂不能充分换热，太长会引起较大的压降，蒸发器不要超过蒸发压力的5%，冷凝器不要超过冷凝压力的2%，（R22：0.03-0.05MPa），否侧会引起机组效率的降低。一般是选定翅片的参数后可算出单位长度的外表面积，然后可算出换热所需总长度，然后对于蒸发器，因为有时在高度上有限制，或是在选用风机时考虑，有些长宽比会大些。对于冷凝器，因为结构形式很多，如U形，V形，L形，所以只要尽量大的迎风面即可。8．流路设计：一般观点认为：对于蒸发器一般是下进上出（制冷剂蒸发成气体向上走，避免积聚在管内影响换热），然后是后进前出（和进风形成逆流）。冷凝器是上进下出，后进前出（这样冷凝的液体可以尽快利用重力流出冷凝器）。但这些只是从传热学的某一方面对传热强化来说的，实际上空调换热器的换热过程是一个复杂的过程，影响换热效率的因素也是多方面的，这里不赘述，但有一些原则可供参考：1。进出口也要尽量隔远一些，
避免复热。
2。不要只从一侧进，从另外一
侧出，要两侧都要流过，从而避免单
侧过热或过冷，从而换热不均造成换
热效率下降。
3。制冷剂在管路流动时，随着
干度的增加，换热效率不断提高，所
以流路中后段的换热能力比前段的会
高。
以下是一些公司冷凝器的回路设计，仅供参考。
右图显示了随着制冷剂质量流速的增加，换
热效果的变化，还有不同的回路设计，换热效
果也不同，特别是对制冷剂质量流速的大小也
有不同的要求。
有两个观点在设计回路时可以参考：
a.对于蒸发器，随着制冷剂气体的增加，
压降和传热系数也不断增加，所以在蒸
发器进口可以设计少些进口分路，在后
面为了减少气体以减小压降可以再增加
分路，上面的方案D就是这样设计。对
于冷凝器则相反，开始时多些进口分路，
后面可以把冷凝后的液体汇聚减少分
路，以增加流速从而强化传热，以增加
过冷度，所以这部分也叫过冷管。现在
有些冷凝器已经是这样设计了。因为冷
凝器一般是上进下出，所以汇集管一般在底部，也有资料说这样的强化设计也可以让热泵化霜时可能把霜化干净。
b.换热器的迎风侧和背风侧的换热效果相差比较大，以翅片间距1.7mm为例，风速
0.5m/s时迎风侧换热量占总换热量的96.3%，风速3.0m/s时迎风侧的换热量占总换
热量的69.2%。主要是因为传热温
差的变化，以下是空气流经换热器
后的温度变化图，在背风侧，温差
都变小了，从而换热效果也变差。
有的公司设计了以下结构的冷凝
器，以#5为效果最好。
所以要考虑如何提高背风侧的管路的换热
效率，如提高风速，降低迎风侧和换热效
率，即降低迎风侧出风温度，如上面的设计。
换热器风机的选择：
选择风机首先要知道风机全压，功率和风量中的其中两个才能从风机特性曲线中选出一个比较合适的风机。
所以要计算出空气克服换热器阻力的静压，如果有送风管道的还要机外静压。
对于风量，蒸发器制冷量与风量的比值（冷风比）一般为4.6-5.5(其实也就是进出口焓差乘以进出口平均温度下的密度再除以3.6得出)，冷凝器负荷与风量的比值（热风比）一般为3.5左右（也可以通过确定焓差计算得出），冷水机的会小一些在2.8左右。
冷凝器阻力的计算有一些公式：
C—系数，顺排0.0687，叉排0.108
b/l—沿气流方向的长度，m
de—当量直径，公式见下，m
ρ—空气密度，取进出口平均温度时
的值，kg/m3
u/ωmax—最窄面风速，m/s
s1—管距，m
db— 套翅片后铜管外径，m
sf—翅片间距，m
δf—翅片厚度，m
前者是计算顺排平片冷凝器的公式，如果是叉排，还要乘以系数1.2，如果是波纹片或者是条缝片，还要乘以1.2,如果是蒸发器，也可以再乘以一个系数1.2，前者算出的比后者的大20%左右。但这只是计算气流流经换热器的摩擦阻力，在实际产品中，因为结构的原因，如斜放，或回风口与出风口成一定角度，而造成气流经过换热器各点风速不均匀的问题，这会造成局部阻力增大。而且如果气流大部分只流经一部分换热器，那么换热效率也会比较低，所以结构上要尽量减少这种情况，如果不得不这样设计，那么要考虑这部分的阻力损失。此外还有气流进出换热器，气流方向的改变，风道截面的变化等引起的局部阻力。一般经验值：
蒸发器湿工况：35-40Pa/排，干工况：30-35Pa/排；
冷凝器：20-25Pa/排。
风机全压分为动压和静压，静压又可以分为克服换热器及一些机组附件如回风格栅或过滤网（器），以及和风管的的摩擦阻力和空气流经机组时的局部阻力（风速及迎风面或出风面的变化而产生）两部分，气流通过机组以外的风管及其附件需要克服的阻力叫机外静压或余压。因为风机的动压和静压之间会互相转换，所以阻力过大可能会引起风量的减少。
用上面的公式算出换热器的风阻后，再加上机外静压，就可以得到全部静压，动压计算公式为：
ΔP’—动压，Pa
ρa—空气密度，kg/m3
ω—出口风速，m/s
计算风机功率主要是指风机轴功率，然后可以通过传动效率（皮带传动效率为0.95）计算出电机输出功率。
P—风机全压，Pa
qv—空气体积流量，m3/h
Δp’—动压，Pa
ηfan—风机效率，空调用离心式风机一般为0.5-0.6，具体要看产品。
设计示例：
设计一个R22，10HP，制冷量为28kW的系统的蒸发器和冷凝器，设计参数如下：蒸发温度t0，C 7 管内径di，mm 8.82
冷凝温度tk，C 54 管外径do，mm 9.52
蒸发器回风温度t1，C 27C/19 管间距H1，mm 25.4
蒸发器出风温度t2，C 17/70% 排间距H2，mm 22
冷凝器回风温度t1，C 35 蒸发器翅片间距df，mm 2.1
冷凝器出风温度t2，C 45 蒸发器翅片间距df，,mm 1.9 过冷度tsc，C 5 翅片厚度δ，mm 0.115
过热度tsh，C 5
蒸发器风量，m3/h 5600 蒸发器迎面风速，m/s
冷凝器风量，m3/h 10400 冷凝器迎面风速，m/s
蒸发器的设计：
Δtm=(Δtmax—Δtmin)/ln(Δtmax/Δtmin)=（（27-7）-（17-7））/ln((27-7)/(17-7))=14.4C
选取K=40 W/（m2.C）
Q=KFΔtm (W)
F=Q/KΔt=28000/(40*14.4)=48.6m2
计算所选翅片管单位长度的外表面积：
外表面铜管面积：
S1=3.14*（do+δ*2）*(df-δ)/df=3.14*(9.52+0.115*2)*(2.1-0.115)/2.1/1000=0.0289m2
外表面翅片面积：
S2=(H1*H2-(3.14*(do+δ
*2)^2/4))/df/1000=(25.4*22-(3.14*(9.52+0.115*2)^2/4))/10^3/2.1=0.4611m2
St=S1+S2=0.0289+0.4611=0.49m2
所需管路总长度：
L=F/St=48.6/0.49=99.18m
方案1：
可以先假设每一回路到12m, N’=L/12=8.26, 取整为8，设为3排，每排取每4行一个回路，那么单排为8*4=32根，高度为32*25.4=812.8mm。3排有N=96根，那单根长度
L’=99.18/96=1.03m, L’/H=1.23。
方案2：
可以先假设每一回路到10m, N’=L/10=9.9, 取整为10，设为3排，每排取每2行一个回路，那么单排为10*2=20根，高度为20*25.4=508mm。3排有N=60根，那单根长度
L’=99.18/60=1.653m, L’/H=3.24。
冷凝器的设计：
Δtm=(Δtmax—Δtmin)/ln(Δtmax/Δtmin)=（（54-35）-（54-45））/ln((54-35)/(54-45))=13.38C
选取K=35 W/（m2.C）
冷凝负荷Q’=Q*1.3=28*1.3=36.4，这里1.3是一个经验数值，如果有压缩机的输出功率W，那么Q’=Q+W
Q’=KFΔtm (W)
F=Q’/KΔt=36400/(35*13.38)=77.73m2
计算所选翅片管单位长度的外表面积：
外表面铜管面积：
S1=3.14*（do+δ*2）*(df-δ)/df=3.14*(9.52+0.115)*(1.9-0.115*2)/1.9/1000=0.0289m2
外表面翅片面积：
S2=(H1*H2-(3.14*(do+δ
*2)^2/4))/df/1000=(25.4*22-(3.14*(9.52+0.115*2)^2/4))/10^3/1.9=0.51m2
St=S1+S2=0.0284+0.51=0.54m2
L=F/St=77.73/0.54=143.94m
方案1：
取每一回路为18m，N’=143.94/18=7.997，取整为8，结构选择U形，那么高度较小，取2排管，那么每回路每排为4行，那么一排共32行，两排共64根管，单根管长为
L’=143.94/64=2.249m。高度H=32*25.4=0.812m
方案2：
取每一回路还是18m，N’=8，选择L形，那么高度要高些，选3排，每回路每排为6行，那么一排共48行，三排共144根管，单根管长为L’=143.94/144=0.99m。高度
H=48*25.4=1.219m。
管壳式换热器的设计和选用的计算步骤 设有流量为m h的热流体，需从温度T1冷却至T2，可用的冷却介质入口温度t1，出口温度选定为t2。由此已知条件可算出换热器的热流量Q和逆流操作的平均推动力 。根据传热速率基本方程： 当Q和已知时，要求取传热面积A必须知K和则是由传热面积A的大小和换热器 结构决定的。可见，在冷、热流体的流量及进、出口温度皆已知的条件下，选用或设计换热器必须通过试差计算，按以下步骤进行。 初选换热器的规格尺寸 初步选定换热器的流动方式，保证温差修正系数大于0.8，否则应改变流动方式，重 新计算。计算热流量Q及平均传热温差△t m，根据经验估计总传热系数K估，初估传热面积A 选取管程适宜流速，估算管程数，并根据A估的数值，确定换热管直径、长度及排列。 计算管、壳程阻力在选择管程流体与壳程流体以及初步确定了换热器主要尺寸的基础上，就可以计算管、壳程流速和阻力，看是否合理。或者先选定流速以确定管程数N P和折流板间距B再计算压力降是否合理。这时N P与B是可以调整的参数，如仍不能满足要求，可另选壳径再进行计算，直到合理为止。 核算总传热系数 分别计算管、壳程表面传热系数，确定污垢热阻，求出总传系数K计，并与估算时所取用的传热系数K估进行比较。如果相差较多，应重新估算。 计算传热面积并求裕度 根据计算的K计值、热流量Q及平均温度差△t m，由总传热速率方程计算传热面积A0，一般应使所选用或设计的实际传热面积A P大于A020%左右为宜。即裕度为20%左右，裕度的计算式为： 某有机合成厂的乙醇车间在节能改造中，为回收系统内第一萃取塔釜液的热量，用其釜液将原料液从95℃预热至128℃，原料液及釜液均为乙醇，水溶液，其操作条件列表如下： 表4-18设计条件数据
翅片换热器传热系数 ABRAHAM LAPIN and W. FRED SCHURIG I Polytechnic Institute of Brooklyn, Brooklyn 1, N. Y. 许多方程来源于实验数据，同时提出了有交叉流动的热交换器的设计。对关于换热器行数 的总传热影响,进行了图示作为参考. 翅片管在热交换器中的使用有了迅速增长。当内部传热系数比外面的系数极大时,它经常被实际增加一定数量的外表面来为低外系数进行补偿。许多研究人员都对翅片管的传热进行研究。因为对可能的翅片类型的安排有非常大的数量,大多数研究都局限于特定条件。 实验设备与程序 设备金属板材风管横截面为 30x12 3/4 英寸。上部是固定的,但较低的部分,可提高或降低 容纳一个可变数目的排。这下部分(进口)进行拟合有5英寸空气校正叶片可助均匀分布的空气线圈。 传热表面(台风的空气调节股份有限公司)。每个单元有八个翅片管manifolded 在一起以并行方式进行。 5 / 8英寸 0.dx0.025英寸铜管 11/2英寸 0.dx0.018英寸轧花 8每英寸,30英寸翅翅片长度 Ao/Ai=16.30,Ao=2.44平方英尺 翅片管直径= 2.4 1.248平方英尺,空气流面积最小 这些铝管的用途,则被关在一个长方形的30×12 3/4英寸的帧。一个3/4设备橡胶障板安放在沿 一侧的框架。翅片管相邻本遮光罩一个侧和框架本身上另一边。该框架结构允许一个交错管的安排通过简单地转弯连续排对单位180度的另一个。
一台吹风机提供空气供给在逆流而上空调管道内结束。 测量 水流量用校准过的转子流量计。空气流量是用一个托马斯米测量,其中包括四个帧开口用1.134 镍铬合金 欧姆/英尺,有一个总电阻每一个约25欧姆。流动的空气用仪表测量通过一系列的圆盘和圆环折流板顺流混合。温度进行了测量精确温度计刻度为0.1 C 。每一个温度计的位置了经过精心挑选的,确保读出正确的总体温度。 一系列的运行是由1到8步骤在一个单元中。这在试管被水平和安排一个三角形的场地:1 1/2-inch 水平和垂直距离管-Le. 1.5X1.677英寸,三角形场地。所有的管道都是相连的,所以只有一个水程。水联系之间是这样的空气和水逆向流动。 程序 热水用泵送进管中，同时冷空气穿过翅片。水流量和温度维持在恒定的9000(磅/小时)和50度,它给出一种管程雷诺数超过20000。 管外的空气流速各在1100 - 5000英镑每小时之间,给人们提供了一种基于最小的通流面积3至15英尺/秒。在室温下空气进入导管。两个完全独立的流动进行着。所有实验结果可再生的有4%。一系列等温压力损耗测量使用一至八行被独立的传热。流动的空气温度通过翅片管时68度。和流量从1200到4500磅每小时。给雷诺数范围2200到8500。 压力损失用一个倾斜的水压计测量。 计算和结果 p 12p 2l m WC (T - T ) = c (t - t ) =UA t ω? 12p 2l () c (t - t )p m m WC T T U A t A t ω-==?? 111'11i i si i av so o o o L UA h A h A kA h A h A =++++ 111'11U o o o i i si i av so o A A A L h A h A k A h h =++++ 0.80.3 0.0225()(Re)(Pr)i h k D = 0.8 0.2 (10.01)160()i i t V h d +=
标准系列化管壳式换热器的设计计算步骤 （1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间 （4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据 （5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取经验传热系数 （7）计算传热面积 （8）查换热器标准系列，获取其基本参数 （9）校核传热系数，包括管程、壳程对流给热系数的计算。假如核算的K与原选的经验值相差不大，就不再进行校核。若相差较大，则需重复（6）以下步骤 （10）校核有效平均温度差 （11）校核传热面积 （12）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。 非标准系列化列管式换热器的设计计算步骤 （1）了解换热流体的物理化学性质和腐蚀性能 （2）计算传热量，并确定第二种流体的流量 （3）确定流体进入的空间 （4）计算流体的定性温度，确定流体的物性数据 （5）计算有效平均温度差，一般先按逆流计算，然后再校核 （6）选取管径和管内流速 （7）计算传热系数，包括管程和壳程的对流传热系数，由于壳程对流传热系数与壳径、管束等结构有关，因此，一般先假定一个壳程传热系数，以计算K，然后再校核 （8）初估传热面积，考虑安全因素和初估性质，常采用实际传热面积为计算传热面积值的1.15~1.25倍（9）选取管长 （10）计算管数 （11）校核管内流速，确定管程数 （12）画出排管图，确定壳径和壳程挡板形式及数量等 （13）校核壳程对流传热系数 （14）校核平均温度差 （15）校核传热面积 （16）计算流体流动阻力。若阻力超过允许值，则需调整设计。 甲苯立式管壳式冷凝器的设计（标准系列） 一、设计任务 1.处理能力： 2.376×104t/a正戊烷； 2.设备形式：立式列管式冷凝器。 二、操作条件 1.正戊烷：冷凝温度51.7℃，冷凝液于饱和温度下离开冷凝器； 2.冷却介质：为井水，流量70000kg/h，入口温度32℃； 3.允许压降：不大于105Pa； 4.每天按330天，每天按24小时连续运行。 三、设计要求 选择适宜的列管式换热器并进行核算。 附：正戊烷立式管壳式冷却器的设计——工艺计算书（标准系列）
管壳式换热器传热设计说明书 设计一列管试换热器，主要完成冷却水——过冷水的热量交换设计压力为管程（表压），壳程压力为（表压），壳程冷却水进,出口温度分别为20℃和50℃，管程过冷水进，出口温度分别为90℃和65℃管程冷水的流量为80t/h。 2、设计计算过程： （1）热力计算 1)原始数据： 过冷却水进口温度t1′=145℃； 过冷却水出口温度t1〞=45℃； 过冷却水工作压力P1=（表压） 冷水流量G1=80000kg/h； 冷却水进口温度t2′=20℃； 冷却水出口温度t2〞=50℃； 冷却水工作压力P2= Mp a（表压）。改为冷却水工作压力P2= Mp 2)定性温度及物性参数： 冷却水的定性温度t2=( t1′+ t1〞)/2=(20+50)/2=35℃； 冷却水的密度查物性表得ρ2= kg/m3； 冷却水的比热查物性表得C p2= kJ/kg.℃ 冷却水的导热系数查物性表得λ2= W/m.℃ 冷却水的粘度μ2=×10－6 Pa·s； 冷却水的普朗特数查物性表得P r2=； 过冷水的定性温度℃； 过冷水的密度查物性表得ρ1=976 kg/m3； 过冷水的比热查物性表得C p1=kg.℃； 过冷水的导热系数查物性表得λ1=m.℃； 过冷水的普朗特数查物性表得P r2； 过冷水的粘度μ1=×10－6 Pa·s。 过冷水的工作压力P1= Mp a（表压） 3)传热量与水热流量 取定换热器热效率为η=； 设计传热量： 过冷却水流量： ； 4)有效平均温差 逆流平均温差：
根据式（3-20）计算参数p、R: 参数P： 参数R： 换热器按单壳程2管程设计，查图3—8得温差校正系数Ψ=； 有效平均温差： 5)管程换热系数计算： 附录10，初定传热系数K0=400 W/m.℃； 初选传热面积： m2； 选用φ25×无缝钢管作换热管； 管子外径d0=m； 管子内径d i=×=0.02 m； 管子长度取为l=3 m； 管子总数： 取720根管程流通截面积： m2 管程流速： m/s 管程雷诺数： 湍流管程传热系数：（式3-33c） 6)结构初步设计： 布管方式见图所示: 管间距s=0.032m（按GB151,取）； 管束中心排管的管数按所给的公式确定： 取20根；
1．设计题目及设计参数 (1) 1.1设计题目：满液式蒸发器 (1) 1.2设计参数： (1) 2设计计算 (1) 2.1热力计算 (1) 2.1.1制冷剂的流量 (1) 2.1.2冷媒水流量 (1) 2.2传热计算 (2) 2.2.1选管 (2) 2.2.2污垢热阻确定 (2) 2.2.3管内换热系数的计算 (2) 2.2.4管外换热系数的计算 (3) 2.2.5传热系数 K计算 (3) 2.2.6传热面积和管长确定 (4) 2.3流动阻力计算 (4) 3．结构计算 (5) 3.1换热管布置设计 (5) 3.2壳体设计计算 (5) 3.3校验换热管管与管板结构合理性 (5) 3.4零部件结构尺寸设计 (6) 3.4.1管板尺寸设计 (6) 3.4.2端盖 (6) 3.4.3分程隔板 (7) 3.4.4支座 (7) 3.4.5支撑板与拉杆 (7) 3.4.6垫片的选取 (7) 3.4.7螺栓 (8) 3.4.8连接管 (9) 4．换热器总体结构讨论分析 (10) 5．设计心得体会 (10) 6．参考文献 (10)
1．设计题目及设计参数 1.1设计题目：105KW 满液式蒸发器 1.2设计参数： 蒸发器的换热量Q 0=105KW ； 给定制冷剂：R22； 蒸发温度：t 0=2℃，t k =40℃， 冷却水的进出口温度： 进口1t '=12℃; 出口1 t " =7℃。 2设计计算 2.1热力计算 2.1.1制冷剂的流量 根据资料【1】，制冷剂的lgp-h 图：P 0=0.4MPa ，h 1=405KJ/Kg ，h 2=433KJ/Kg ， P K =1.5MPa ，h 3=h 4=250KJ/Kg ，kg m 04427.0v 3 1=，kg m v 3 400078.0= 图2-1 R22的lgP-h 图 制冷剂流量s kg s kg h h Q q m 667 .0250 4051054 10=-= -= 2.1.2冷媒水流量 水的定性温度t s =（12+7）/2℃=9.5℃,根据资料【2】附录9，ρ=999.71kg/m 3 ,c p =4.192KJ/(Kg ·K)
目录 任务书 (2) 摘要 (4) 说明书正文 (5) 一、设计题目及原始数据 (5) 1.原始数据 (5) 2.设计题目 (5) 二、结构计算 (5) 三、传热计算 (7) 四、阻力计算 (8) 五、强度计算 (9) 1.冷却水水管 (9) 2.制冷剂进出口管径 (9) 3.管板 (10) 4支座 (10) 5.密封垫片 (10) 6.螺钉 (10) 6.1螺钉载荷 (10) 6.2螺钉面积 (10) 6.3螺钉的设计载荷 (10) 7.端盖 (11) 六、实习心得 (11) 七、参考文献 (12) 八、附图
广东工业大学课程设计任务书 题目名称 35KW 壳管冷凝器 学生学院 材料与能源学院 专业班级 热能与动力工程制冷xx 班 姓 名 xx 学 号 xxxx 一、课程设计的内容 设计一台如题目名称所示的换热器。给定原始参数： 1. 换热器的换热量Q= 35 kw; 2. 给定制冷剂 R22 ; 3. 制冷剂温度 t k =40℃ 4. 冷却水的进出口温度 '0132t C =" 0136t C = 二、课程设计的要求与数据 1）学生独立完成设计。 2）换热器设计要结构合理，设计计算正确。(换热器的传热计算, 换热面积计 算, 换热器的结构布置, 流体流动阻力的计算)。 3）图纸要求：图面整洁、布局合理，线条粗细分明，符号国家标准，尺寸标注规范，使用计算机绘图。 4）说明书要求： 文字要求：文字通顺，语言流畅，书写工整，层次分明，用计算机打印。 格式要求： （1）课程设计封面；（2）任务书；（3）摘要；（4）目录；（5）正文，包括设计的主要参数、热力计算、传热计算、换热器结构尺寸计算布置及阻力计算等设计过程；对所设计的换热器总体结构的讨论分析；正文数据和公式要有文献来源编号、心得体会等；（6）参考文献。 三、课程设计应完成的工作 1）按照设计计算结果，编写详细设计说明书1份； 2）绘制换热器的装配图1张，拆画关键部件零件图1～2张。
空气水热交换器实验指导说明书 同济大学热能实验室 陈德珍
2000年1 月 第一部分空冷器实验台系统说明 本实验台是上海交通大学开发、针对换热器课程的教学要求而设计的科教产品。所用的换热器为一较小的间壁式换热器，空气—水作为介质，实验台由独立的风源，热水源，温度控制器等组合而成，有较大的灵活性，以后还可发展冷却塔性能试验。 一、实验台组成、系统、设备及仪表 实验台系统的简图见图1，主要由风源、热水源、可控硅温度控制器组成。且各自独立，有较大的灵活性。主要性能： 1. 风源：风机：电机：400w，三相380v 风量：800m3/h 风压：60mmH2O 出风口尺寸：200× 135mm 吸风口配二只可叠套的橡胶收缩风口，测速段处直径分别为 D 1=120mm及D2=60mm, 2. 热水源：水箱尺寸：445× 245×575mm 水泵：电机：120W 单相220v 流量：h 压头：12mH2O 加热器：3KW 220V 3 只转子流量计：LZB-25 60-600L/h 3. 可控硅温度控制器：TA-092 PID 调节仪ZK-03 三相可控硅电压调整器最大输出功率10KW 铂电阻温度传感器BA 2 0~100 ℃ 可控硅3CT 20A/1000V 电源：三相380V 4. 试验用换热器 实验所用的间壁式换热器为一较紧凑的翅片管式散热器，由铜管束套带皱折的铝整体翅片构成，见图2。 主要参数： 管束：紫铜管管径：d0=10mm d 1=8mm 节距横向：s1=45mm 纵向：s2=13mm 翅片：铝制、皱折、整片片厚：δ= 片节距：t= 试件总体尺寸：水侧：横向管数：n=3 纵 向管排数：n=8 总管数：n=n× n=24 水通道并联管子 数：即n=3 管子总长度：L=a× n=× 24= 通道面积： F w=n×π×d1× d1/4 -4 =×10-4 ㎡气侧：通道尺寸： a=200mm b=130mm h=116mm 翅片数：m=76 通风面积：Fa=a× b= 传热总面积：
管壳式换热器课程设计 一、管壳式换热器的介绍 管壳式换热器是目前应用最为广泛的换热设备，它的特点是结构坚固、可靠高、适应性广、易于制造、处理能力大、生产成本低、选用的材料范 围广、换热面的清洗比较方便、高温和高压下亦能应用。但从传热效率、结构的紧凑性以及位换热面积所需金属的消耗量等方面均不如一些新型 高效率紧凑式换热器。管壳式换热器结构组成：管子、封头、壳体、接管、 管板、折流板；如图1－1所示。根据它的结构特点，可分为固定管板式、 浮头式、U形管式、填料函和釜式重沸器五类。 二、换热器的设计 2.1设计参数 参数名称壳程管程 设计压力（MPa） 2.6 1.7 操作压力（MPa） 2.2 1.0/0.9（进口/出口） 设计温度（℃） 250 75
操作温度（℃） 220/175(进口、出口) 25/45(进口/出口) 流量（Kg/h） 40000 选定 物料（-）石脑油冷却水 程数（个） 1 2 腐蚀余度（mm） 3 - 2.2设计任务 1. 根据传热参数进行换热器的选型和校核 2.对换热器主要受压原件进行结构设计和强度校核，包括筒体、前端封头管箱、外头盖、封头、法兰、管板、支座等。 3.设计装配图和重要的零件图。 2.3热工设计 2.3.1基本参数计算 2.3.1.1估算传热面积 -=220-45=175 -=175-25=150 因为,所以采用对数平均温度差 算术平均温度差：= P= R= 查温差修正系数表得 因此平均有效温差为0.82 放热量 考虑换热器对外界环境的散热损失,则热流体放出的热量将大于冷流体吸收的热量，即：
取热损失系数,则冷流体吸收的热量： 由可的水流量： ==31372.8 这里初估K=340W/(),由稳态传热基本方程得传热面积： =16.55 2.3.1.2由及换热器系列标准，初选型号及主要结构参数 选取管径卧式固定管板式换热器，其参数见上表。从而查《换热器设计手 册》表1-2-7，即下表 公称直径管程数管子根数中心排管管程流通换热面积换热管长 换热管排列规格及排列形式： 换热管外径壁厚：d=50mm 排列形式：正三角形 管间距： =32mm 折流板间距： 2.1.1.3实际换热面积计算 实际换热面积按下式计算 2.2计算总传热系数，校核传热面积 总传热系数的计算 式中：——管外流体传热膜系数，W/(m2·K)； ——管内流体传热膜系数，W/(m2·K)；
制冷剂系统翅片式换热器设计及计算 制冷剂系统的换热器的传热系数可以通过一系列实验关联式计算而得，这是因为在这类换热器中存在气液两相共存的换热过程，所以比较复杂，现在多用实验关联式进行计算。之前的传热研究多对于之前常用的制冷剂，如R12，R22，R717，R134a等，而对于R404A和R410A的，现在还比较少。按照传热过程，换热器传热量的计算公式为： Q=KoFΔtm (W) Q—单位传热量，W Ko—传热系数，W/（m2.C） F—传热面积，m2 Δtm—对数平均温差，C Δtmax—冷热流体间温差最大值，对于蒸发器，是入口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—入口空气温度。 Δtmin—冷热流体间温差最小值，对于蒸发器，是出口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—出口空气温度。 传热系数K值的计算公式为： K=1/（1/α1+δ/λ+1/α2） 但换热器中用的都是圆管，而且现在都会带有肋片（无论是翅片式还是壳管式），换热器表面会有污垢，引入污垢系数，对于蒸发器还有析湿系数，在设计计算时，一般以换热器外表面为基准计算传热，所以对于翅片式蒸发器表述为： Kof--以外表面为计算基准的传热系数，W/（m2.C） αi—管内侧换热系数，W/（m2.C） γi—管内侧污垢系数，m2.C/kW δ，δu—管壁厚度，霜层或水膜厚度，m λ，λu—铜管，霜或水导热率，W/m.C ξ，ξτ—析湿系数，考虑霜或水膜使空气阻力增加系数，0.8-0.9（空调用亲水铝泊时可取1）αof—管外侧换热系数，W/（m2.C） Fof—外表面积，m2 Fi—内表面积，m2 Fr—铜管外表面积，m2 Ff—肋片表面积，m2 ηf—肋片效率， 公式分析： 从收集的数据（见后表）及计算的结果来看，空调工况的光滑铜管内侧换热系数在2000-4000 W/（m2.C）（R22取前段，R134a取后段，实验结果表明，R134a的换热性能比R22高)之间。因为现在蒸发器多使用内螺纹管，因此还需乘以一个增强因子1.6-1.9。 下面这个计算公式来自《制冷原理及设备》（第二版，1996，吴业正主编）：
河南理工大学课程设计管壳式换热器设计 学院：机械与动力工程学院 专业：热能与动力工程专业 班级：11-02班 学号： 姓名： 指导老师： 小组成员：
目录 第一章设计任务书 (1) 第二章管壳式换热器简介 (2) 第三章设计方法及设计步骤 (4) 第四章工艺计算 (5) 4.1 物性参数的确定 (5) 4.2核算换热器传热面积 (6) 4.2.1传热量及平均温差 (6) 4.2.2估算传热面积 (8) 第五章管壳式换热器结构计算 (10) 5.1换热管计算及排布方式 (10) 5.2壳体内径的估算 (12) 5.3进出口连接管直径的计算 (13) 5.4折流板 (13) 第六章换热系数的计算 (19) 6.1管程换热系数 (19) 6.2 壳程换热系数 (19) 第七章需用传热面积 (22) 第八章流动阻力计算 (24) 8.1 管程阻力计算 (24) 8.2 壳程阻力计算 (25) 总结 (27)
第一章设计任务书 煤油冷却的管壳式换热器设计：设计用冷却水将煤油由140℃冷却冷却到40℃的管壳式换热器，其处理能力为10t/h，且允许压强降不大于100kPa。 设计任务及操作条件 1、设备形式：管壳式换热器 2、操作条件 （1）煤油：入口温度140℃，出口温度40℃ （2）冷却水介质：入口温度26℃，出口温度40℃
第二章管壳式换热器简介 管壳式换热器是在石油化工行业中应用最广泛的换热器。纵然各种板式换热器的竞争力不断上升，管壳式换热器依然在换热器市场中占主导地位。目前各国为提高这类换热器性能进行的研究主要是强化传热，提高对苛刻的工艺条件和各类腐蚀介质适应性材料的开发以及向着高温、高压、大型化方向发展所作的结构改进。 强化传热的主要途径有提高传热系数、扩大传热面积和增大传热温差等方式，其中提高传热系数是强化传热的重点，主要是通过强化管程传热和壳程传热两个方面得以实现。目前，管壳式换热器强化传热方法主要有：采用改变传热元件本身的表面形状及表面处理方法，以获得粗糙的表面和扩展表面；用添加内物的方法以增加流体本身的绕流；将传热管表面制成多孔状，使气泡核心的数量大幅度增加，从而提高总传热系数并增加其抗污垢能力；改变管束支撑形式以获得良好的流动分布，充分利用传热面积。 管壳式热交换器（又称列管式热交换器）是在一个圆筒形壳体内设置许多平行管子（称这些平行的管子为管束），让两种流体分别从管内空间（或称管程）和管外空间（或称壳程）流过进行热量交换。 在传热面比较大的管壳式热交换器中，管子根数很多，从而壳体直径比较大，以致它的壳程流通截面大。这是如果流体的容积流量比较小，使得流速很低，因而换热系数不高。为了提高流体的流速，可在管外空间装设与管束平行的纵向隔板或与管束垂直的折流板，使管外流体在壳体内曲折流动多次。因装置纵向隔板而使流体来回流动的次数，称为程数，所以装了纵向隔板，就使热交换器的管外空间成为多程。而当装设折流板时，则不论流体往复交错流动多少次，其管外空间仍以单程对待。 管壳式热交换器的主要优点是结构简单，造价较低，选材范围广，处理能力大，还能适应高温高压的要求。虽然它面临着各种新型热交换器的挑战，但由于它的高度可靠性和广泛的适应性，至今仍然居于优势地位。 由于管内外流体的温度不同，因之换热器的壳体与管束的温度也不同。如果两流体温度相差较大，换热器内将产生很大的热应力，导致管子弯曲、断裂或从管板上拉脱。因此，当管束与壳体温度差超过50℃时，需采取适当补偿措施，
第一章换热器简介及发展趋势 概述 在化工生产中，为了工艺流程的需要，常常把低温流体加热或把高温流体冷却，把液态汽化或把蒸汽冷凝程液体，这些工艺过程都是通过热量传递来实现的。进行热量传递的设备称为换热设备或换热器。换热器是通用的一种工艺设备，他不仅可以单独使用，同时又是很多化工装置的组成部分。 在化工厂中，换热器的投资约占总投资的10%——20%，质量约为设备总质量的40%左右，检修工作量可达总检修工作量的60%以上。由此可见，换热器在化工生产中的应用是十分广泛的，任何化工生产工艺几乎都离不开它。在其他方面如动力、原子能、冶金、轻工、制造、食品、交通、家电等行业也有着广泛的应用。 70年代的世界能源危机，有力地促进了传热强化技术的发展，为了节能降耗，提高工业生产经济效益，要求开发适用于不同工业过程要求的高效能换热设备[1]。这是因为，随着能源的短缺(从长远来看，这是世界的总趋势)，可利用热源的温度越来越低，换热允许温差将变得更小，当然，对换热技术的发展和换热器性能的要求也就更高[2]。所以，这些年来，换热器的开发与研究成为人们关注的课题，最近，随着工艺装置的大型化和高效率化，换热器也趋于大型化，向低温差设计和低压力损失设计的方向发展。同时，对其一方面要求成本适宜，另一方面要求高精度的设计技术。当今换热器技术的发展以CFD(Computational Fluid Dynamics)、模型化技术、强化传热技术及新型换热器开发等形成了一个高技术体系[3]。 当前换热器发展的基本趋势是：继续提高设备的传热效率，促进设备结构的紧凑性，加强生产制造的标准化系列化和专业化，并在广泛的范围内继续向大型化的方向发展。各种新型高效紧凑式换热器的应用范围将得到进一步扩大。在压力、温度和流量的许可范围内，尤其是处理强腐蚀性介质而需要使用贵重金属材料的场合下，新型紧凑式换热器将进一步取代管壳式换热器。 总之，为了适应工艺发展的需要，今后在强化传热过程和换热设备方面，还将继续探索新的途径。 强化传热技术 所谓提高换热器性能，就是提高其传热性能。狭义的强化传热系指提高流体和传热面
河南理工大学课程设计 管壳式换热器设计 学院：机械与动力工程学院专业：热能与动力 工程专业班级：11-02 班 学号： 姓名：指导老师： 小组成员： 目录 第一章设计任务书 (1) 第二章管壳式换热器简介 (2) 第三章设计方法及设计步骤 (4)
第四章工艺计算 (5) 物性参数的确定. (5) 核算换热器传热面积. (6) 传热量及平均温差 (6) 估算传热面积 (8) 第五章管壳式换热器结构计算 (10) 换热管计算及排布方式. (10) 壳体内径的估算. (12) 进出口连接管直径的计算. (13) 折流板 (13) 第六章换热系数的计算 (19) 管程换热系数. (19) 壳程换热系数. (19) 第七章需用传热面积 (22) 第八章流动阻力计算 (24) 管程阻力计算. (24) 壳程阻力计算. (25) 总结 (27) 第一章设计任务书 煤油冷却的管壳式换热器设计：设计用冷却水将煤油由140℃冷却冷却到40℃的管壳式换热器，其处理能力为10t/h ，且允许压强降不大于100kPa。设计任务及操作条件
1 、设备形式：管壳式换热器 2 、操作条件 （1）煤油：入口温度140℃，出口温度40℃ （2）冷却水介质：入口温度26℃，出口温度40℃
第二章管壳式换热器简介 管壳式换热器是在石油化工行业中应用最广泛的换热器。纵然各种板式换热器的竞争力不断上升，管壳式换热器依然在换热器市场中占主导地位。目前各国为提高这类换热器性能进行的研究主要是强化传热，提高对苛刻的工艺条件和各类腐蚀介质适应性材料的开发以及向着高温、高压、大型化方向发展所作的结构改进。 强化传热的主要途径有提高传热系数、扩大传热面积和增大传热温差等方式，其中提高传热系数是强化传热的重点，主要是通过强化管程传热和壳程传热两个方面得以实现。目前，管壳式换热器强化传热方法主要有：采用改变传热元件本身的表面形状及表面处理方法，以获得粗糙的表面和扩展表面；用添加内物的方法以增加流体本身的绕流；将传热管表面制成多孔状，使气泡核心的数量大幅度增加，从而提高总传热系数并增加其抗污垢能力；改变管束支撑形式以获得良好的流动分布，充分利用传热面积。 管壳式热交换器（又称列管式热交换器）是在一个圆筒形壳体内设置许多平行管子（称这些平行的管子为管束），让两种流体分别从管内空间（或称管程）和管外空间（或称壳程）流过进行热量交换。 在传热面比较大的管壳式热交换器中，管子根数很多，从而壳体直径比较大，以致它的壳程流通截面大。这是如果流体的容积流量比较小，使得流速很低，因而换热系数不高。为了提高流体的流速，可在管外空间装设与管束平行的纵向隔板或与管束垂直的折流板，使管外流体在壳体内曲折流动多次。因装置纵向隔板而使流体来回流动的次数，称为程数，所以装了纵向隔板，就使热交换器的管外空间成为多程。而当装设折流板时，则不论流体往复交错流动多少次，其管外空间仍以单程对待。 管壳式热交换器的主要优点是结构简单，造价较低，选材范围广，处理能力大，还能适应高温高压的要求。虽然它面临着各种新型热交换器的挑战，但由于它的高度可靠性和广泛的适应性，至今仍然居于优势地位。 由于管内外流体的温度不同，因之换热器的壳体与管束的温度也不同。如果两流体温度相差较大，换热器内将产生很大的热应力，导致管子弯曲、断裂或从管板上拉脱。因此，当管束与壳体温度差超过50℃时，需采取适当补偿措施，以消除或减少热应力。根据所采用的补偿措施，管壳式换热器可以分为以下几种：固定管板式换热器、浮头式换热器、U形管式换热器、双重管式换热器及填料函式换热器。
课程设计 设计题目：管壳式水-水换热器 姓名 院系 专业 年级 学号 指导教师 年月日
目录 1前言 (1) 2课程设计任务书 (2) 3课程设计说明书 (3) 3.1确定设计方案 (3) 3.1.1选择换热器的类型 (3) 3.1.2流动空间及流速的确定 (3) 3.2确定物性数据 (3) 3.3换热器热力计算 (4) 3.3.1热流量 (4) 3.3.2平均传热温度差 (4) 3.3.3循环冷却水用量 (4) 3.3.4总传热系数K (5) 3.3.4计算传热面积 (6) 3.4工艺结构尺寸 (6) 3.4.1管径和管内流速 (6) 3.4.2管程数和传热管数 (6) 3.4.3平均传热温差校正及壳程数 (7) 3.4.4传热管排列和分程方法 (7) 3.4.5壳体内径 (7) 3.4.6折流板 (8) 3.4.7接管 (8) 3.5换热器核算 (8) 3.5.1热量核算 (8) 3.5.2换热器内流体的流动阻力 (12) 3 .6换热器主要结构尺寸、计算结果 (13) 3.7换热器示意图、管子草图、折流板图 (14) 4设计总结 (15) 5参考文献 (16)
1前言 在工程中，将某种流体的热量以一定的传热方式传递给他种流体的设备，成为热交换器。热交换器在工业生产中的应用极为普遍，例如动力工业中锅炉设备的过热器、省煤器、空气预测器，电厂热力系统中的凝汽器、除氧器、给水加热器、冷水塔；冶金工业中高炉的热风炉，炼钢和轧钢生产工艺中的空气和煤气预热；制冷工业中蒸汽压缩式制冷机或吸收式制冷机中的蒸发器、冷凝器；制糖工业和造纸工业的糖液蒸发器和纸浆蒸发器，都是热交换器的应用实例。在化学工业和石油化学工业的生产过程中，应用热交换器的场合更是不胜枚举。在航空航天工业中，为了及时取出发动机及辅助动力装置在运行时产生的大量热量；热交换器也是不可或缺的重要部件。 根据热交换器在生产中的地位和作用，它应满足多种多样的要求。一般来说，对其基本要求有： （1）满足工艺过程所提出的要求。热交换强度高，热损失少。在有利的平均温度下工作。 （2）要有与温度和压力条件相适应的不易遭到破坏的工艺结构，制造简单，装修方便，经济合理，运行可靠。 （3）设备紧凑。这对大型企业，航空航天、新能源开发和余热回收装置更有重要意义。 （4）保证低的流动阻力，以减少热交换器的消耗。 管壳式换热器是目前应用最为广泛的一种换热器。它包括:固定管板式换热器、U 型管壳式换热器、带膨胀节式换热器、浮头式换热器、分段式换热器、套管式换热器等。管壳式换热器由管箱、壳体、管束等主要元件构成。管束是管壳式换热器的核心，其中换热管作为导热元件，决定换热器的热力性能。另一个对换热器热力性能有较大影响的基本元件是折流板（或折流杆）。管箱和壳体主要决定管壳式换热器的承压能力及操作运行的安全可靠性。
翅片管换热器定制计算与应用 中央空调与其他空调产品不同,由于地理、气候、规模、人群等原因,故客户对中央空调系统的需求差异较大.强调客户的参与并充分满足客户的个性化需求以及有效缩短产品开发周期是企业的一项重要能力.大规模定制于上世纪90年代提出,并开始广泛地、系统地进行理论研究.作为一种全新的生产模式,大规模定制主要是通过灵活性及快速响应来实现产品的多样化和定制化.定制系统可以以接近大规模生产的成本提供范围广阔的产品和服务. 换热器在各行各业有着广泛的应用,对于制冷系统来说,冷凝器、蒸发器是它的心脏部件,空调中常用的翅片管式换热器是一种带翅管式热交换器,是热交换器中的主要换热元件.由于用户环境和需求不同,对翅片管的需求是多样化的.因此,在设计过程中采用模块化的柔性设计,最大程度地满足客户的个性化需求,从而为企业在多变的市场环境中赢得持久的竞争优势有着重要的实际意义[1 3].本文针对这个企业需求的空白,对其定制方法做了相关研究,并初步建立了一个可行的翅片管模块化定制系统. 1定制要素的选择 空调系统主要由压缩机、换热器(包括冷凝器、蒸发器、空气加热器、表冷器等)、膨胀阀或毛细管、制冷剂等要素构成.对于每种要素,变动对系统变化的重要性、可变动的范围、变动成本、设备可加工能力等都不相同.同时,每种要素下还可以分解为更进一步的决定要素构成的二级要素.例如,换热器的二级构成要素有:管外径、孔距、排距、翅片材料、翅片厚度、翅片类型、片距、排数、有效管长、表面管数、制冷剂分路数等.因此,需要对定制要素进行选择,以便采用较少的构成要素和成本代价来满足客户的多样化需求. 1.1定制要素的模糊关联优选模型 对系统要素评价时,通常使用模糊综合评判的方法.实际上,专家打分过程中给一个确定的权值不符合专家的经验,也不能准确表达专家的本意.专家通常认定权值是在某个值左右或者定性地说“重要”、“比较重要”、“影响大”、“影响较大”等比较符合专家的真实意图.因此,通过模糊综合评价过早地将模糊信息精确化可能造成信息的丢失.为此,采用如下模糊关联的处理方法对专家定性的语言标度进行处理. 设Ａ是论域Ｒ上的有界凸正规模糊子集,若有连续隶属度函数μＡ:Ｒ→[0,1],且满足
*********************************************************** 空气 水热交换器实验 ************************************************************ 指导说明书 同济大学热能实验室 陈德珍
2000年1月 第一部分空冷器实验台系统说明 本实验台是上海交通大学开发、针对换热器课程的教学要求而设计的科教产品。所用的换热器为一较小的间壁式换热器，空气—水作为介质，实验台由独立的风源，热水源，温度控制器等组合而成，有较大的灵活性，以后还可发展冷却塔性能试验。 一、实验台组成、系统、设备及仪表 实验台系统的简图见图1，主要由风源、热水源、可控硅温度控制器组成。且各自独立，有较大的灵活性。 主要性能： 1.风源：风机：电机：400w，三相380v 风量：800m3/h 风压：60mmH2O 出风口尺寸：200×135mm 吸风口配二只可叠套的橡胶收缩风口，测速段处直径分别为 D1=120mm及D2=60mm, 2.热水源：水箱尺寸：445×245×575mm 水泵：电机：120W 单相220v 流量：h 压头：12mH2O 加热器：3KW 220V 3只 转子流量计：LZB-25 60-600L/h 3.可控硅温度控制器：TA-092 PID调节仪 ZK-03 三相可控硅电压调整器 最大输出功率10KW 铂电阻温度传感器 BA2 0~100℃ 可控硅 3CT 20A/1000V 电源：三相380V 4.试验用换热器 实验所用的间壁式换热器为一较紧凑的翅片管式散热器，由铜管束套带皱折的铝整 体翅片构成，见图2。 主要参数： 管束：紫铜管管径：d0=10mm
化工原理课程设计 设计题目：管壳式换热器选型 班级：2012级一班 姓名：季恩卉 学号：2012507072 指导教师：郭瑞丽 完成日期：2015年 5 月 25 日 化工系
目录 前言 (3) 1.管壳换热器的设计书 (6) 2.设计方案的确定 (6) 2.1.管壳换热器的型式 (6) 2.2.流程的选择 (6) 3.确定流体的定性温度、物性数据并选择列管换热器的型式 (6) 3.1.定性温度 (7) 3.2.物性参数 (7) 4.换热器的工艺计算 (7) 4.1.估算总传热系数 (7) 4.1.1.热流量 (7) 4.1.2平均传热温差 (7) 4.1.3．冷却剂水用量 (8) 4.1.4. 选取K值，估算总传热系数 (8) 4.2估算传热面积 (8) 5.换热器的工艺结构尺寸设计 (8) 6.5.1.管径和管内流速 (8) 5.2.管程数和传热管数 (8) 5.3.传热管排列和分程方法 (8) 5.4.计算平均传热温差 (9) 5.5.壳体内径 (9) 5.6.折流板 (9) 5.7.计算壳程流通面积及流速 (9) 5.8.计算管程流通面积及流速 (10) 6. 换热器核算 (10) 6.1传热系数的校核 (10) 6.1.1．传热面积 (10) 6.1.2.核算总传热系数 (11) 6.1.3.污垢热阻 (11) 6.1.4对流传热系数 (11) 6.1.5壳体对流传热系数 (11) 6.1．6.传热面积 (11) 6.2．换热器内流体的流动阻力 (12) 6.2.1.管程流动阻力 (12) 6.2.2.壳程流动阻力 (12) 7. 换热器的主要结构尺寸和计算结果 (13) 8.在ChemCAD中的结果 (14) 9.附图 (15) 10.总结 (17) 11.参考文献 (17)
十五周周五之前上交 设计作业：打印稿或手写稿 CAD图纸：打印稿或电子档 管壳式换热器设计作业 第一题 设计题目：管壳式油冷却器 设计任务：11号润滑油处理量：16kg/s 11号润滑油入口温度：90℃ 11号润滑油出口温度：45℃ 冷却水流量：40kg/s 冷却水入口温度：28℃ 冷却水出口温度：40℃ 冷却水工作压力：P = 0.1 Mpa （表压） 允许最大压力降：油侧<0.08 Mpa, 水侧<0.06 Mpa 设计内容：热力计算，阻力计算、结构设计及应力计算校核。 ? 要求：计算书一份，图纸一张：（1）装配图一张； 第二题 设计题目：管壳式换热器 设计任务：设计一台管壳式换热器以回收工艺废水余热，用于生活热水供应。废水流量：25.0ｔ/ｈ 废水入口温度：95℃ 废水设计压力：0.3MPa （表压） 生活热水用量为29.5ｔ／ｈ 水压0.12MPa （表压） 供水温度：10℃ 热水供水温度：50℃ 两侧允许压降最大：0.03ＭＰａ 设计内容：热力计算，阻力计算、结构设计及应力计算校核。
? 要求：计算书一份，图纸一张：（1）装配图一张； 设计任务：设计一台煤油冷却器。 冷却水入口温度：30℃ 冷却水设计压力：0.4MPa （表压） 煤油流量：19065.7kg/h 煤油压力0.3MPa （表压） 煤油进口温度：130℃ 煤油出口温度：50℃ 两侧允许压降最大：0.05ＭＰａ 设计内容：热力计算，阻力计算、结构设计及应力计算校核。? 要求：计算书一份，图纸一张：（1）装配图一张； 设计题目：管壳式换热器 设计任务：甲苯立式管壳式冷凝器。 冷却井水流量：70000kg/h 冷却水入口温度：32℃ 制冷剂：正戊烷 冷凝温度：51.7℃ 处理能力：23760t/a，一年330天，一天24小时连续运行 两侧允许压降最大：0.1ＭＰａ 设计内容：热力计算，阻力计算、结构设计及应力计算校核。? 要求：计算书一份，图纸一张：（1）装配图一张； 第五题
陈叔平来进琳陈光奇李喜全谢振刚 (兰州理工大学石油化工学院,兰州物理研究所) 摘要:采用分段模型将气化压力高于介质临界压力的翅片管换热器内低温介质的气化过程分为液相、气相两个传热区。同时考虑气化过程中翅片管表面结霜情况,对低温介质在翅片管换热器内的吸热气化过程进行传热分析,给出了适合各分区传热特性的计算关联式,为工程设计提供参考。 1 引言 空温式翅片管换热器是通过吸收外界环境中的热量并传递给低温介质使其气化的设备。其结构如图1所示,翅片结构如图2所示。由于其具备结构简单、运行成本低廉等优点广泛应用于低温液体气化器、低温贮运设备自增压器等[1-3]。实际应用中,低温工况下翅片管换热器普遍存在结霜现象,考虑地区、温度和季节变化在内,各种换热器的结霜面积大约占总面积的60%~85%。结霜,一方面霜层在翅片管表面的沉积增加了冷壁面与空气间的导热热阻,恶化了传热效果;同时,霜层的增长产生的阻塞作用大大增加了空气流过换热器的阻力,造成气流流量的下降,使换热器的换热量大大地减少[4]。以往的空温式翅片管换热器都是依据现有的相关经验来进行设计制造的,并且忽略了翅片管在结霜工况下对传热性能的影响,实际应用偏差较大,有些气化量不足, 影响生产;有些过大,造成不必要的浪费。因此如何合理设计空温式翅片管换热器,方便工程应用是当前急需解决的问题。国内文献对此进行过不少的理论分析与实验研究,目前仍未得出一个比较实用的、相对精确的关联式。本文的目的就是探讨这些问题,为空温式翅片管换热器的设计计算提供参考依据。 2 传热量的计算 由热力学相关知识可知,换热器管内工作介质的压力在临界压力以上,温度低于临界温度时为液体,高于临界温度时为气体;在临界压力和临界温度以下时,有一相变的气-液两相区,温度高于压力对应的饱和温度时为气体,低于饱和