第10章-传热过程和换热器计算.ppt

λ * * * 全世界管壳式换热器的市场份额在90%以上，以板为主要传热元件的紧凑式换热器的市场份额很小，这是由于其适用场合所限，如：9 传统的板式换热器主要以橡胶垫片密封，通常承压在2.0 MPa以下、承温在200℃以下、容易泄露，因此目前在石油化工装置中很少使用板式换热器，使用场合亦仅限于水—水、水—机油等场合。9 然而二十世纪八十年代起，随着全焊板式换热器技术的开发及应用，以板为主要传热元件的紧凑式换热器的市场份额逐年增加，以致目前管壳式换热器的市场份额下降到85%左右。9 板壳式换热器及全焊接板式换热器正是在此背景下出现的一种新型换热设备，它具有传热效率高、压降小、结构紧凑节省占地面积等优点，特别适合炼油化工装置大型化、现代化的需求，如重整、加氢和芳烃装置的使用要求，是装置的主要关键设备之一。 板式换热器的特点：1.一般情况下，板式换热器和板壳式换热器总传热系数比列管式换热器大1-3倍以上。2.在相同换热面积时，板式换热器流通面积比列管式换热器大5倍，压降小。3.紧凑度大。4.最小传热温差换热元件壁厚仅为0.4-0.8mm。5.金属耗量低。6.板式换热器具有传热效率高、压降小、结构紧凑节省占地面积、金属耗量低等优点，特别适合炼油化工装置大型化的需求。 * 这个过程对于传热过程是通用的，但是当温差 沿整个壁面不是常数时，比如等壁温条件下的管内对流换热，以及我们现在遇到的换热器等。对于前者我们曾经提到过对数平均温差(LMTD)的公式，但是没有给出推导。下面我们就来看看LMTD的推导过程 * 以顺流的温度图为例，说明这一点，对于逆流情况，则很难用图表示算术平均温差大于对数平均温差 * 换热面布置好，意味着确定了流动方式，可以根据各种公式计算k所涉及的各种热阻 壁面切应力乘以面积就是流动阻力，或者可以说壁面切应力就是压差 * 不太适合校核计算，这是因为校核计算中需要先假设一个出口温度，这个温度对热平衡热量和传热热量都具有很大的影响，并且，很难保证二者满足一定的精度要求。 * 换热器在经过一段时间的实际运行之后，常常在换热面上集结水垢、淤泥、油污和灰尘之类的覆盖物。这些覆盖物垢层在传热过程中都表现为附加的热阻，使传热系数减小，从而导致换热性能下降。由于垢层的厚度以及它的导热性能难以确定，我们只能采用它所表现出来的传热热阻值的大小来进行传热计算。这种热阻常称之为污垢热阻，记为rf,其单位为。由于污垢热阻通常是由实验确定的， 污垢热阻的产生势必增加换热器的设计面积，以及导致使用过程中运行费用的增加。由于污垢产生的机理复杂，目前尚未找到清除污垢的好办法。工程上适用的做法是，在设计换热器时考虑污垢热阻而适当增加换热面积，同时对运行中的换热器进行定期的清洗，以保证污垢热阻不超过设计时选用的数值。同样是基于污垢生成的复杂性，污垢热阻的数值只能通过实验方法来确定。表9－1列出了一些单侧污垢热阻的值。在使用表中数值时一定要注意它是单位面积的热阻，也称面积热阻，对于换热器的传热过程中两侧表面积不相等的情况，在计算有污垢的传热表面的传热系数时，一定要考虑表面积的影响。对于一台管壁两侧均已结垢的换热器，其以管子外壁面为计算依据的传热系数可表示为 图10-26 一次交叉流，一种流体混合、一种流体不混合时的修正系数 关于?的注意事项 （1）? 值取决于无量纲参数 P和 R 式中：下标1、2分别表示两种流体，上角标 ` 表示进口，`` 表示出口，图表中均以P为横坐标，R为参量。 （3）R的物理意义：两种流体的热容量之比 （2）P的物理意义：流体2的实际温升与理论上所能达到 的最大温升之比，所以只能小于1 （4） 对于管壳式换热器，查图时需要注意流动的“程”数 10.3.3 各种流动形式的比较 顺流和逆流是两种极端情况，在相同的进出口温度下，逆流的 最大，顺流则最小； 顺流时 ，而逆流时， 则可能大于 ，可见，逆流布置时的换热最强。 (3) 一台换热器的设计要考虑很多因素，而不仅仅是换热的强弱。比如，逆流时冷热流体的最高温度均出现在换热器的同一侧，使得该处的壁温特别高，可能对换热器产生破坏，因此，对于高温换热器，又是需要故意设计成顺流。 x T In Out x T In Out 冷凝 蒸发 (4) 对于有相变的换热器，如蒸发器和冷凝器，发生相变的流体温度不变，所以不存在顺流还是逆流的问题。 (1)设计计算：设计一个新的换热器，以确定所需的换热面积 校核计算：对已有或已选定了换热面积的换热器，在非设 计工况条件下，核算它能否胜任规定的新任务。 换热器热计算的基本方程式