热交换器类型及平均温差分析

凡把热量从热流体传递给冷流体的热力设备均称为“热交换器”，或称换热器。按换热方式的不同，热交换器通常分为三大类：间壁式、混合式和回热式。间壁式热交换器用固体壁面将冷、热流体分开，热流体通过间壁将热量传递给冷流体。混合式热交换器通过冷、热流体在其中直接接触而传递热量，在热交换的同时存在质量交换。回热式热交换器通过固体壁面周期性地被热流体加热又周期性地被冷流体吸热而传递热量。

船用热交换器绝大多数均属间壁式热交换器。本章介绍间壁式热交换器的构造、设计计算和校核计算。

一、热交换器的类型

在间壁式热交换器中，冷热两种流体由固体壁面相隔，互不相混地进行热量交换，两种流体的压力可以相差较大。它是应用最广泛的热交换器，按其用途，可称作冷凝器、燃油加热器、造水蒸发器、空气冷却器以及滑油冷却器等；依其传热表面的结构形式可分为管式和板式两种。

1.管式热交换器

管式热交换器结构坚固，易于制造，适应性强，在工业应用上有较久的历史。目前，在船用及汽车用的热交换器中，管式仍占多数，其常见形式如下。

（1）壳管式热交换器

在这种热交换器中，换热面积由一束管子组成，管子末端固定在管板上，然后封闭在一个壳体之中，如图18-4所示。船上广泛地用这种热交换器作冷凝器、滑油冷却器、缸套水冷却器等。在这种热交换器中，一种流体在管内流过，另一种在管外（壳内）流过。为了提高传热效果，在壳内常设有折流板以保证管外流体的流向和速度。为提高管内流体流速以提高换热系数，在盖板中央设一隔板，可使管中流体速度提高一倍的，称之为双流程。还有作成三流程、四流程的热交换器。

（2）肋片管式热交换器

它应用在换热的两种流体的换热系数相差悬殊的情况。例如汽车用的冷却水散热器，如图18-5所示，管中热流体为水，而管外冷流体为空气。显然，空气侧的热阻要比水侧大得多。这种热交换器用加肋片办法来减少空气侧热阻，以提高整个热交换器的传热系数。

图18-4 壳管式热交换器

1-管板；2、9-壳程进口及出口；3-外壳；4-折流板；5-管子；6-隔板，7、8-管程出口及进口

图18-5 肋片管式热交换器

（3）套管式热交换器

在这种热交换器中一种流体从较细的管子内流过，另一种流体则从大、小管子所形成的夹套中流过，如图18-6所示。这种热交换器通常安装在竖壁上，作锅炉装置和柴油机装置的燃油加热器用。这种燃油加热器的水蒸气在内管中流动，其凝结换热系数远大于在套管间的燃油对内管外侧的换热系数。为了增强传热，内管（较细的管子）采用在其外侧具有轴向平肋的特别管子，以提高加热器的传热量。

图18-6 套管式热交换器

2.板式热交换器

随着生产和科学技术的发展，化工、动力机械、原子能工业，特别是汽车、火车、航空等工业部门迫切要求高效、轻巧而又紧凑的换热设备，这就促使新结构形式的热交换设备的出现和不断发展。板式热交换器就是在这种形势下发展起来的新产品。它有板翅、平行板和螺旋板等形式。30年代板翅式热交换器首先在航空工业中得到采用，50年代又在深冷和液化气体的领域中开始被采用，并且被认为是最有发展前途的热交换设备之一。

（1）板翅式热交换器

板翅式热交换器的结构示于图18-7。它由隔板1、翅片2和封条3三部分组成，在相邻两隔板之间设置翅片和封条组成一个夹层，称为通道。将这些夹层根据流动方式叠加起来，钎焊成一体，即组成板束。

图18-8所示为冷、热流体作逆流换热时的板束组合图。

图18-7 板翅式热交换器的结构图

图18-8 逆流板束组合图

（2）平行板式热交换器

绝大多数现代船舶的中央冷却器均采用平行板式热交换器。Alfa-Laval（阿法-拉伐）公司作为船舶板式热交换器技术的领先者，设计和研究出的完全免除海水腐蚀的钛板热交换器，已在船舶上得到了广泛的应用。

图18-9 平行板式热交换器的解剖图

平行板式热交换器是由冲压的型板组合而成的热交换器，图18-9所示为平行板式热交换器的解剖图。型板板片被冲压成特殊波纹形状以构成流体通道，如图18-10所示。型板角上开有流体通道孔，板片四周和通道孔周围装有密封垫片。密封垫片是板式热交换器的重要构件，一般由耐热橡胶合成树脂制成。装配时，首先用粘结剂把垫片粘在板片四周和通道孔周围的密封槽中。若板角通道孔的密封槽中装有密封垫片，则流体不能进入该型板；若不装垫片，则允许流体进入该型板。按换热量的要求，将若干块型板叠合起来，并用前后端板架及6根连接螺栓将全部板片压紧，相邻型板之间就形成流体通道。借助型板角孔是否安装垫片，使相邻两通道中分别流过冷、热两种流体。图18-9中1′和1″为热流体进口和出口，2′和2″为冷流体进口和出口。图18-11所示为人字形型板。

图18-10 由不同形状型板构成的通道

由于型板的特殊形状，板片间的流道方向和截面不断发生变化，流体在通道中形成强烈的扰动，如图18-12所示。这就使热边界层不断地被破坏，从而有效地降低热阻，提高传热系数。

水-水型板式热交换器的传热系数可达到7000W/（m2·K），且结构紧，每立方米体积的换热面积值为40～150m2，拆装方便，容易清洗。其缺点是密封垫片损坏时容易漏泄，不耐高温，一般只适用150℃以下的流体。

（3）螺旋板式热交换器

图18-11 人字形型板图

图18-12 型板间流体的强烈扰动

图18-13为其结构原理图，它由两张平行的金属板卷制起来，构成两个螺旋通道，再加上、下盖及连接管组成。冷、热两流体分别在螺旋通道中流动。图18-13所示为逆流式，流体1从中心进入，螺旋流动到周边流出；流体2则由周边进入，螺旋流动到中心流出。螺旋流道污垢的形成速度大约是壳管式的1/10。单位体积内的换热面积为壳管式的3倍。但清洗与检修困难，承压能力较差。

在间壁式热交换器中，按两种流体相互间的流动方向，热交换器又可分为以下几种。图18-14（a）为顺流式，两种流体作平行且同方向流动换热；图18-14（b）为逆流式，两种流体平行但反方向流动；图18-14（c）为叉流式，两种流体沿相互垂直的方向流动；图18-14（d）、（e）、（f则是三种流动方式的不同组合，为混合流式（又称杂流式）。热交换器按流程（也称管程）次数又分为：

图18-13 螺旋板式热交换器

图18-14 热交换器按流动方向分类

单流程——流体一次通过全部换热面积，如图18-15（a）所示。

双流程——流体被分隔成两部分，流体依次流过，形成两次回路，如图18-15（b）所示。

多流程——换热面积被分隔成三部分以上，造成多次回路，如图18-15（c）所示。

图18-15 热交换器按流程次数分类

二、热交换器的热计算公式和污垢系数

1.热计算公式

在设计新的热交换器时，计算的目的是要确定换热面积。对已制成的热交换器，换热面积是已知的，这时校核计算的目的就在于确定其换热量和求出冷、热流体的出口温度。

如图18-4所示壳管式热交换器。设t′1，t1，qm1和c1分别表示热流体的进、出口温度、流量和比热容；t′2，t2，q2和c2表示冷流体的进、出口温度、流量和比热容。下面列出热计算公式。

无论是设计计算或者校核计算，都需要用到传热方程式，即

式中（t1－t2）表示冷、热流体的温差，它随传热壁面的不同位置而变化着，因此只能取平均温差，以Δtm表示。各种热交换器k值的大致范围见表18-1。(www.xing528.com)

两种流体进行热交换时，热流体放出的热量为

表18-1各种热交换器k值的大致范围 W/（m2·K）

而冷流体吸收的热量为

如热交换器热损失略而不计，则冷、热流体达到平衡时，有Q1＝Q2。

所以得热平衡方程式为

令

W1和W2分别称为单位时间内流过冷、热流体的热容量，即qmkg/s流体降低（或升高）1 K所放出（或吸收）的热量。因此，上述热平衡方程式可写为

对于上面讨论的壳管式热交换器，两种流体的对流换热面积是不相同的，所以，其传热系数k应按圆管公式计算，最后代入传热方程式求得传热量Q。式中平均温差Δtm将在下节讨论。

2.污垢系数

热交换器运行一段时间以后，热交换器两侧表面上形成污垢（如水垢、污泥、油污、烟灰等），或者由于表面本身的腐蚀而形成腐蚀层，这种结垢的表面由于污垢或腐蚀层的存在，会产生附加的导热热阻，减少了传热量。

污垢形成的原因很多，而且实际上垢层的厚度很难确切知道。因此在实际计算中，并不采用计算垢层导热热阻的办法，而是采用附加一项由经验所得的污垢热阻Rf（污垢系数）来考虑它对传热的影响。在进行热交换计算时，应将该热阻包括在总热阻R之内。

只有对热交换器在干净和污染两种情况下，通过实验确定其传热系数k污和k净值后，才可求得污垢系数，所以把污垢系数定义为

三、平均温差

1.换热器中流体的温度分布

四种基本形式的单流程壳管式换热器，其流体的流动方向和温度分布如图18-16所示。t1和t2分别为热流体和冷流体的温度。

除热流体被冷凝或流体的热容量甚大的情况[图18-16（d）]外，其余都是热流体放热而温度下降；同理，除冷流体沸腾或流体的热容量甚大的情况[图18-16（c）]外，其余都是冷流体吸热而温度升高。图18-16（d）中的热流体和图18-16（c）中的冷流体，不管是顺流还是逆流，它们的温度分布都表示为水平线。

顺流和逆流换热器传热能力的基本差别，可以从图18-16（a）及（b）上看出，如将换热器的换热面积伸展至无穷大，顺流时冷、热流体将以相等的温度（t″1→t″2）离开换热面；而逆流时，其中任何一个流体的出口温度将会达到另一个流体的进口温度（t″1→t′2或t″2→t′1）。所以，在换热面积相等，流体物性及进口温度相同的情况下，逆流换热器比顺流换热器的传热能力要大。不过，当一种流体为定温时，则顺流与逆流相同。纯粹的逆流和顺流，只有在套管式热交换器或螺旋板式热交换器中才能实现。

2.对数平均温差

图18-17是一个顺流换热器中冷、热流体的温度随换热面积的变化情况。

对于微元面积dA来说，热平衡方程为

图18-16 单流程壳管式换热器的温度分布

图18-17 推导对数平均温差公式用图

由上式得

以上两式相减得

令Δt＝t1－t2，m＝1/W1＋1/W2，上式可写为

对于微元面积dA来说，其传热方程为

或改写为

将式（c）用式（d）除，得

对式（e）积分

可得

对式（c）积分，得

式（g）被式（f）除，可得

按传热公式，Δtm＝Q/（k A），因此可得顺流时的平均温差为

因为在Δtm的计算式中含有对数项ln（Δt′/Δt″），所以Δtm称为对数平均温差。

对于逆流，热平衡方程为

只是qm＝1/W1－1/W2，其他推导均与顺流相同，最后得到的结果与式（18-14）也相同。但是，对顺流，总是Δt′＞Δt″；而对逆流，则可能Δt′＜Δt″。为使Δtm的计算过程中不出现负值，不论顺、逆流，均统一写为

式中，Δtmax代表Δt′和Δt″两者中之大者；Δtmin代表小者。

当时，可以用算术平均温差

来代替对数平均温差，误差不超过＋4％。算术平均温差总是比对数平均温差大些。

严格说来，对数平均温差与实际情况还是有差别的，因为在上述推导中取流体的比热容c和传热系数k沿整个换热面为常数，而实际上比热容是随换热面温度的变化而变化的，传热系数受换热面入口的影响，且随流体的粘度和导热系数的变化而变化。

对于叉流和混流等几种常见的流动方式，其对数平均温差是按逆流时的对数平均温差值乘以修正系数ε而得，即

式中εΔt的值，根据辅助量P和R由图18-18至图18-21中的曲线查得，P和R的数值由下列公式决定，即

图18-18 具有双壳体和双、多流程的混流式热交换器的修正系数曲线

图18-19 具有双壳体和多流程的混流式热交换器的修正系数曲线

图18-20 单流程、叉流式热交换器在两流体不混合时的修正系数曲线

图18-21 单流程、叉流式热交换器在一流体为混合，另一流体为不混合时的修正系数曲线