传热研究螺旋板式换热器

THERMAL SCIENCE: Vol. 12 (2008), No. 3, pp. 85-90 85

HEAT TRANSFER STUDIES ON SPIRAL PLATE HEAT EXCHANGER

by

Rangasamy RAJAVEL and Kaliannagounder SARAVANAN

Orig i nal sci en tific pa per

UDC: 66.045.1:536.24:532.517

BIBLID: 0354-9836. 12 (2008), 3, 85-90

DOI: 10.2298/TSCI0803085R

In this pa p er, the heat trans f er co e f f i c ients in a spi r al plate heat exchanger are in -

ves t i g ated. The test sec t ion con s ists of a plate of width 0.3150 m, thick n ess 0.001 m

and mean hy d rau l ic di a m e t er of 0.01 m. The mass flow rate of hot wa t er (hot fluid)

is vary i ng from 0.5 to 0.8 kg/s and the mass flow rate of cold wa t er (cold fluid) var -

ies from 0.4 to 0.7 kg/s. Ex p er i m ents have been con d ucted by vary i ng the mass flow

rate, tem p er a t ure, and pres s ure of cold fluid, keep i ng the mass flow rate of hot fluid

con s tant. The ef f ects of rel e v ant pa r am e t ers on spi r al plate heat exchanger are in -

ves t i g ated. The data ob t ained from the ex p er i m en t al study are com p ared with the

the o ret i cal data.Be sides,a new cor re la tion for the Nu sselt num b er which can be

u sed for prac ti cal ap pli ca tions is pro posed.

Key words:spiral plate heat exchanger, Reynolds number, Nusselt number, heat

transfer coefficient, mass flow rate

In t ro d uc t ion

Heat exchanger is a de v ice in which en e rgy is trans f erred from one fluid to an o ther across a solid sur f ace. Com p act heat exchangers are char a c t er i zed with its large amount of sur -face area in a given vol u me com p ared to tra d i t ional heat exchangers,in par tic u lar the shell-and-tube type. The most ba s ic com p act heat exchangers have a vol u me less than 50% of that of a com p a r a b le shell-and-tube heat exchanger, for a given duty. The de v el o p m ent and in -ves ti ga tion of com pact heat exchangers, has be c ome an im p or t ant re q uire m ent dur i ng the last few years. The in t er e st stems from var i o us rea s ons viz. de c reas i ng raw ma t e r ial and en e rgy re -sources,the in creas ing en vi ron men tal pol lu tion and in creas ing costs for man u fac tur ing and op-er a tion of heat exchangers. Com p act heat exchangers are of two types, spi r al and plate type heat exchangers. Spi r al heat exchanger is self clean i ng equip m ent with low foul i ng ten d en c ies, eas -ily ac ces si ble for in spec tion or me chan i cal clean ing and with min i mum space re quire ments.

Seban et al. [1] cal c u l ated heat trans f er in coiled tubes for both lam i n ar and tur b u l ent flows. Plot of Nusselt vs. Graetz num b ers were pre s ented for coils with cur v a t ure ra t ios of 17 and 104 with Reynolds num b ers rang i ng from 12 to 5600 for the lam i n ar flow re g ion. Prandtl num b ers ranged from 100 to 657. Heat trans f er and pres s ure loss in steam heated heli c ally coiled tubes were stud i ed by Rog e rs et al. [2]. They ob s erved that even for a steam heated ap p a r a t us, uni f orm wall tem p er a t ure was not ob t ained, mainly due to the dis t ri b u t ion of the steam con d en -sate over the coil sur f ace. Mori et al. [3] stud i ed the fully de v el o ped flow in a curved pipe with a uni f orm heat flux for large Dean num b ers. Flow and tem p er a t ure fields were stud i ed both the o-ret i c ally and ex p er i m en t ally. They as s umed that the flow was di v ided into two sec t ions, a small bound a ry layer near the pipe wall, and a large core re g ion mak i ng up the re m ain i ng flow. Pres -

86Rajavel, R., Saravanan, K.: Heat Transfer Studies on Spiral Plate Heat Exchanger sure drop and heat trans f er for lam i n ar flow of glyc e rol was pre s ented by Kubair et al. [4] for dif -fer e nt types of coiled pipes, in c lud i ng he l i c al and spi r al con f ig u r a t ions. Reynolds num b ers were in the range of 80 to 6000 with cur v a t ure ra t ios in the range of 10.3 to 27. The num b er of turns var i es from 7 to 12. The re s ults of Kubair et al. [4] match with those of Seban et al. [1] at low Graetz num b ers, but de v i a ted at higher Graetz num b ers.

Out s ide-film and in s ide-film heat trans f er co e f f i c ients in an ag i t ated ves s el were stud -ied by Jha et al. [5]. Five dif f er e nt coils were stud i ed, along with dif f er e nt speeds and lo c a t ions of the ag i t a t or. They de r ived an equa t ion to pre d ict the Nusselt num b er based on the ge o m e t ry of the he l i c al coil and the lo c a t ion of the ag i t a t or. Nu m er i c al stud i es for uni f orm wall heat flux with pe r iph e r a lly uni f orm wall tem p er a t ure for Dean num b ers in the range of 1-1200, Prandtl num -bers of 0.005-1600, and cur v a t ure ra t ios of 10 to 100 for fully de v el o ped ve l oc i ty and tem p er a-ture fields were per f ormed by Kalb et al. [6]. They found that the cur v a t ure ra t io pa r am e t er had in sig nif i cant ef fect on the av er age Nusselt num b er for any given Prandtl num b er. Kalb et al. [7] fur t hered this work by ap p ly i ng the method to the case of a uni f orm wall-tem p er a t ure bound a ry con d i t ion with Dean num b ers up to 1200, Prandtl num b ers and cur v a t ure ra t ios in the ranges of 0.05 to 1600 and 10 to 100, re s pec t ively. Their re s ults il l us t rate that there is a slight ef f ect of cur va ture on the pe riph eral vari a tion of the Nusselt num b er. How e ver, it did not af f ect the av e r -age Nusselt num b er. The ef f ects of buoy a ncy forces on fully de v el o ped lam i n ar flow with con -stant heat flux were stud i ed an a l yt i c ally by Yao et al. [8]. Their stud i es were based on the Boussinesq ap p rox i m a t ion for the buoy a ncy forces and an a l yzed for both hor i z on t ally and ver t i -cally ori e n t ated curved pipes. Nusselt num b er re l a t ion s hips based on the Reynolds num b er, Ray l eigh num b er and Dean num b er were pre s ented for both ori e n t a t ions.

Lam i n ar flow and heat trans f er were stud i ed nu m er i c ally by Zapryanov et al. [9] us i ng a method of frac t ional steps for a wide range of Dean (10 to 7000) and Prandtl (0.005 to 2000) num b ers. Their work fo c used on the case of con s tant wall tem p er a t ure and showed that the Nusselt num b er in c reased with in c reas i ng Prandtl num b ers, even for cases at the same Dean num b er. T hey also pre s ented a se r ies of iso t herms and stream l ines for dif f er e nt Dean and Prandtl num b ers. The ef f ect of buoy a ncy on the flow field and heat trans f er was stud i ed nu m er i-cally by Lee et al. [10], for the case of fully de v el o ped lam i n ar flow and ax i a lly steady heat flux with a pe r iph e r a lly con s tant wall tem p er a t ure. They found that buoy a ncy ef f ects re s ulted in an in c rease in the av e r a ge Nusselt num b er, as well as mod i f y i ng of the lo c al Nusselt num ber al lo ca-tion. It was also found that the buoy a ncy forces re s ult in a ro t a t ion of the ori e n t a t ion of the sec -ond a ry flow pat t erns. The heat trans f er to a he l i c al coil in an ag i t ated ves s el stud i ed by Havas et al. [11] and a cor r e l a t ion was de v el o ped for the outer Nusselt num b er based on a mod i f ied Reynolds num b er, Prandtl num b er, vis c os i ty ra t io, and the ra t io of the di a m e t er of the tube to the di a m e t er of the ves s el. Heat trans f er en h ance m ents due to cha o tic par t i c le paths were stud i ed by Acharya et al. [12, 13] for coiled tubes and al t er n at i ng axis coils. They de v el o ped two cor r e l a -tions of the Nusselt num b er (Re m), for Prandtl num b ers less than and greater than one, re s pec -tively. Lemenand et al. [14] de v el o ped a Nusselt num b er cor r e l a t ion based on the Reynolds num ber,Prandtl num b er and the num b er of bends in the pipe. For the same Reynolds and Prandtl num b ers, their work showed that the Nusselt num b er slightly drops off with in c reas i ng num b er of bends.

Heat trans f er for pul s at i ng flow in a curved pipe was nu m er i c ally stud i ed by Guo et al.

[15] for fully de v el o ped tur b u l ent flow in a he l i c al coiled tube. In their work they ex a m i ned both the pul s at i ng flow and the steady-state flow. They de v el o ped the fol l ow i ng cor r e l a t ion (1) for steady tur b u l ent flow for the Reynolds num b er range of 6000 to 180000:

Nu = 0.328Re0.58Pr0.4(1)

They found that the Reynolds num b er was in c reased to very large val u es (>140,000),the heat trans f er co e f f i c ient for coils be g an to match the heat trans f er co e f f i c ient for straight tubes. They also pre s ented cor r e l a t ions of the pe r iph e ral lo c al heat trans f er co e f f i c ients as a func t ion of the av e r a ge heat trans f er co e f f i c ients, Reynolds num b er, Prandtl num b er, and the lo -ca t ion on the tube wall. Inagaki et al. [16] stud i ed the out s ide heat trans f er co e f f i c ient for heli -cally coiled bun d les for Reynolds num b ers in the range of 6000 to 22,000 and de t er m ined that the out s ide Nusselt num b er de s cribed by the fol l ow i ng re l a t ion s hip (2) for their par t ic u l ar setup.

Nu = 0.78Re 0.51Pr 0.3(2)

Heat trans f er and flow char a c t er i s t ics in the curved tubes have been stud i ed by a num -

ber of re s earch e rs. Al

t hough some in f or m a t ion is cur r ently avail a ble to cal c u l ate the per f or -mance of the spi r al plate heat exchanger, there is still room to dis c uss whether it gives re l i a ble pre d ic t ion of the per f or m ance. This is be c ause the heat trans f er and flow char a c t er i s t ics of spi r al plate heat exchanger has been stud i ed. In the pres e nt study, the heat trans f er and flow char a c t er -

is t ics of wa t er for spi r al plate heat exchanger have been ex p er i m en t ally stud i ed, in ad d i t ion to

the de vel op ment of a new cor re la tion for Nusselt num b er.

Ex p er i m en t al setup

T he ex per i men tal setup con sists of spi ral heat exchanger,ther mom e ter,and steam purg ing coil,ma nom e ters,pumps and tanks as shown in fig. 1. The pa r am -e t ers of heat exchanger are shown in the tab. 1. The hot fluid in l et pipe is con -nected at the cen t er core of the spi r al

heat exchanger and the out l et pipe is

taken from pe r iph e ry of the heat

exchanger. T he hot fluid is heated by

THERMAL SCIENCE: Vol. 12 (2008), No. 3, pp. 85-90 87

Fig u re 1. Sche m atic di a g ram of ex p er i m en t al ap p a r a t us

pump i ng the steam from the boiler to a tem p er a t ure of about 60-70 °C and con n ected to hot fluid tank hav i ng a ca p ac i ty of 1000 li t ers then the hot so l u t ion is pumped to heat exchanger us i ng a 367.75 watts pump. Thus the coun t er flow of the fluid is achieved. The cold fluid in l et pipe is con n ected to the pe r iph e ry of the exchanger and the out l et is taken from the cen tre of the heat exchanger. T he cold fluid is sup p lied at room tem p er a t ure from cold so l u t ion tank and is pumped to the heat exchanger us i ng a 367.75 watts pump.

Ex p er

i m en t al pro c e d ure T he heat trans f er and flow char a c t er i s t ic of wa t er is tested us i ng spi r al plate heat exchanger as shown in fig. 1. Wa t er is used as the work i ng fluid. The in l et hot fluid flow rate is kept con s tant and the in l et cold fluid flow rate is var i ed us i ng a con t rol valve. The flow of hot and cold fluid is var i ed us i ng con t rol valves C1 and C2, re s pec t ively. Hot and cold fluid flow paths of heat exchanger is shown in fig. 2. Ther m om e t ers T1 and T2 are used to mea s ure in l et tem p er a t ure of cold and hot flu i ds, re s pec t ively; T3 and T4 are used to mea s ure the out l et tem -per a t ure of cold and hot flu i ds, re s pec t ively. For dif f er e nt cold fluid flow rate the tem p er a t ures at the in l et and out l et of hot and cold flu i ds are re c orded, af t er achiev i ng the steady-state. The same pro c e d ure is re p eated for dif f er e nt hot fluid flow rates and the data re l ated to tem p er a t ures, the cor r e s pond i ng tem p er a t ures and mass flow rates are re c orded. The mass flow rate is de t er m ined by us i ng the rotometer fit t ed at the out l et of the cor r e s pond i ng flu i ds. The range of ex p er i m en t al con d i t ions in this study is given in tab. 2.

Re sul ts and dis cus sion

Fig u re 3 shows the vari a t ion of the length from spi r al cen t er and heat trans fer co ef fi cient of cold wa ter for dif f er e nt mass flow rates. It is clear that the heat trans f er co e f f i c ient is vary i ng with mass flow rates. When the mass flow rate is in c reased the heat trans f er co e f f i c ient is also in -

88

Rajavel, R., Saravanan, K.: Heat Transfer Studies on Spiral Plate Heat Exchanger Fig u re 2. Hot and cold fluid flow paths of

exchanger

Fig u re 3. Vari a t ion of L with h for dif f er e nt wa t er mass flow

rates Ta b le 2. E x p er i m en t al con d i t ions

creased. On the other hand, the heat trans f er co e f f i c ient is de c reased when the length of spi r al plate is in c reased.

Fig u re 4 shows the com p ar i s ons of the Nusselt num b ers ob t ained from the ex p er i m ent con d ucted with those cal c u l ated from the o r et i c ally. It can be noted that the ex p er i m en t al and pre dicted Nusselt num b ers fall within ±8%. The ma j or dis c rep a ncy be t ween the mea s ured data and cal c u l ated re s ults may be due to the dif f er e nce in the con f ig u r a t ion of test sec t ions and un -cer tainty of the cor re la tion.

The pro p osed Nusselt num b er cor r e l a t ion (3) for spi r al plate heat exchanger is ex -pressed as:

Nu = 0.242Re 0.591Pr 0.1325

(3)

The Holger Mar tin cor re la tion (4)[17]:

Nu = 0.04Re 0.74Pr 0.4 4·102 < Re < 3·104(4)

Com par i sons of the Nusselt num b ers ob t ained from the pres e nt ex p er i m ent with those cal c u l ated from the ex i st i ng cor r e l a t ion are shown in fig . 5. It can be noted that the val u es ob -tained from the cor r e l a t ion are slightly con s is t ent with the ex p er i m en t al data and lie within ±10% for the Holger Mar tin cor re la tion.

Con cl u sions This pa p er pres e nts new ex p er i m en t al data from the mea s ure m ent of the heat trans f er co e f f i c ient of wa t er flows in a spi r al plate heat exchanger. The ef f ects of rel e v ant pa r am e t ers are in v es t i g ated. The data ob t ained from the pres e nt study are com p ared with the the o r et i c al data. In ad di tion,a new cor re la tion based on the ex per i men tal data is given for prac ti cal ap pli ca tions.Ac k nowl e dg m ent

The au t hors are grate f ul to the Man a ge m ent and the Prin c i p al of Kongu En gi neer ing Col l ege, Erode, Tamil Nadu, In d ia, for grant i ng per m is s ion to carryout the re s earch work.THERMAL SCIENCE: Vol. 12 (2008), No. 3, pp. 85-90

89Fig u re 4. Com p ar i s on of Nusselt num b er

(ex per i men tal)with Nusselt num b er (pre d

icted)Fig u re 5. Com p ar i s on of ex p er i m en t al data with Holger Mar tin cor re la tion

Ref e r e nces

[1]

Seban, R. A., McLaughlin, E. F., Heat Trans f er in Tube Coils with Lam i n ar and Tur b u l ent Flow, In t er n a -tional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 6 (1963), 5, pp. 387-395[2]

Rog e rs, G. F. C., Mayhew, Y. R., Heat Trans f er and Pres s ure Loss in Heli c ally Coiled Tubes with Tur b u -lent Flow, In t er n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 7 (1964), 11, pp.1207-1216[3]

Mori, Y., Nakayama, W., Study on Forced Con v ec t ive Heat Trans f er in Curved Pipes, In t er n a t ional Jou r -nal of Heat and Mass Trans f er, 8 (1965), 1, pp. 67-82[4]

Kubair, V., Kuloor, N. R., Heat Trans f er to New t o n ian Flu i ds in Coiled Pipes in Lam i n ar Flow, In t er n a -tional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 9 (1966), 1, pp. 63-75[5]

Jha, R. K., Rao, M. R., Heat Trans f er through Coiled Tubes in Ag i t ated Ves s els, In t er n a t ional Jou r n al of Heat and Mass Trans f er, 10 (1967), 3, pp. 395-397[6]

Kalb, C. E., Seader, J. D., Heat and Mass Trans f er Phe n om e na for Vis c ous Flow in Curved Cir c u l ar Tubes,In t er n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 15 (1972), 4, pp. 801-817[7]

Kalb, C. E., Seader, J. D., Fully De v el o ped Vis c ous-Flow Heat Trans f er in Curved Cir c u l ar Tubes with Uni form Wall T em per a ture, AIChE Jour n al, 20 (1974), 2, pp.340-346[8]

Yao, L. S., Berger, S. A., Flow in Heated Curved Pipes, Jour n al of Fluid Me c han i cs, 88 (1978), 2, pp.339-354[9]

Zapryanov, Z., Christov, C., Toshev, E., Fully De v el o ped Lam i n ar Flow and Heat Trans f er in Curved Tubes, In t er n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 23 (1980), 6, pp. 873-880[10]

Lee, J. B., Si m on, H. A., Chow, J. C. F., Buoy a ncy in De v el o ped Lam i n ar Curved Tube Flows, In t er n a -tional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 28 (1985), 2, pp. 631-640[11]

Havas, G. A.,Deak., Sawinsky, J., Heat Trans f er to He l i c al Coils in Ag i t ated Ves s els, The Chem i c al En g i -neer i ng Jou r n al, 35 (1987), 1, pp. 61-64[12]

Acharya, N., Sen, M.,Chang, H. C., Heat Trans f er En h ance m ent in Coiled Tubes by Cha o tic Mix i ng, In -ter n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 35 (1992), 10, pp. 2475-2489[13]

Acharya, N., Sen, M., Chang, H. C., Anal y s is of Heat T rans f er En h ance m ent in Coiled-T ube Heat Exchangers, In t er n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 44 (2001), 17, pp. 3189-3199[14]

Lemenand, T., Peerhossaini. H., A Ther m al Model for Pre d ic t ion of the Nusselt Num b er in a Pipe with Cha o tic Flow, Ap p lied Ther m al En g i n eer i ng, 22 (2002), 15, pp. 1717-1730[15]

Guo, L., et al., Tran s ient Con v ec t ive Heat Trans f er in a He l i c al Coiled Tube with Pul s at i ng Fully De v el -oped T ur b u l ent Flow, In t er n a t ional Jour n al of Heat and Mass Trans f er, 41 (1998), 19, pp. 2867-2875[16]

Inagaki, Y., et al., Ther m al Hy d rau l ic Study on a High-Tem p er a t ure Gas-Gas Heat Exchanger with Heli -cally Coiled Tube Bun d les, Nu c lear En g i n eer i ng and De s ign, 185 (1998), 2, pp. 141-151[17]Mar t in, H., Heat Exchangers, Hemi s phere Pub l ish i ng Cor p o r a t ion, Lon d on, 1992Authors' address:

R. Rajavel, K. Saravanan Kongy Engineering College Erode, 638052 Tamil Nadu, India

Corresponding author R. Rajavel E-mail: rajavel_7@https://www.wendangku.net/doc/ac18635465.html,

Paper submitted: December 17, 2007Paper revised: March 12, 2008Paper accepted: March 17, 200890

Rajavel, R., Saravanan, K.: Heat Transfer Studies on Spiral Plate Heat Exchanger No m en c l a t ure

C

– control valve c

– constant h

– heat transfer coefficient, [Wm –2K –1]L

– length of spiral plate, [mm]M – manometer Nu – Nusselt number (= hd /k ), [–]Pr – Prandtl number (= m C p /k ), [–]Re – Reynolds number (= rn d /m ), [–]Re m – modified Reynolds number (= Re/c), [–]T – thermocouple

螺旋板式换热器结构及性能

螺旋板式换热器结构及性能 1、本设备由两张卷制而成，形成了两个均匀的螺旋通道，两种传热介质可进行全逆流流动，大大增强了换热效果，即使两种小温差介质，也能达到理想的换热效果。 2、在壳体上的接管采用切向结构，局部阻力小，由于螺旋通道的曲率是均匀的，液体在设备内流动没有大的转向，总的阻力小，因而可提高设计流速使之具备较高的传热能力。 3、I型不可拆式螺旋板式换热器螺旋通道的端面采用焊接密封，因而具有较高的密封性。 4、II型可拆式螺旋板换热器结构原理与不可拆式换热器基本相同，但其中一个通道可拆开清洗，特别适用有粘性、有沉淀液体的热交换。 5、III型可拆式螺旋板换热器结构原理与不可拆式换热器基本相同，但其两个通道可拆开清洗，适用范围较广。 6、单台设备不能满足使用要求时，可以多台组合使用，但组合时必须符合下列规定：并联组合、串联组合、设备和通道间距相同。混合组合：一个通道并联，一个通道串联。 螺旋板式换热器的基本参数： 1.螺旋板式换热器的公称压力PN规定为0.6，1，1.6、 2.5Mpa（即原6、10、16、25kg/cm）（系指单通道的最大工作压力）试验压力为工作压力的1.25倍。 2.螺旋板式换热器与介质接触部分的材质，碳素钢为Q235A、Q235B、不锈钢酸港为SUS321、SUS304、3161。其它材质可根据用户要求选定。 3.允许工作温度：碳素钢的t=0-+350℃。不锈钢酸钢的t=-40-500℃。升温降压范围按压力容器的有关规定，选用本设备时，应通过恰当的工艺计算，使设备通道内的流体达到湍流状态。（一般液体流速1m/Sec气体流速10m/Sec）.设备可卧放或立放，但用于蒸气冷凝时只能立放；用于烧碱行业必须进行整体热处理，以消除应力。 螺旋板式换热器防堵塞原理 螺旋板式换热器与一般列管式换热器相比是不容易堵塞的，尤其是泥沙、小贝壳等悬浮颗粒杂质不易在螺旋通道内沉积，主要体现在： 1.因为它是单通道杂质在通道内的沉积一形成周转的流还就会提高至把它冲掉； 2.因为螺旋通道内没有死角，杂质容易被冲出。 螺旋板换热器的分类 螺旋板换热器分为可拆分螺旋板换热器和不可拆分螺旋板换热器。不可拆式螺旋板换热器的结构比较简单，螺旋通道的两端全部焊死。可拆式螺旋板换热器.除螺旋通道两端的密封结构以外，其他与不可拆式完全相同。为达到机械清洗的目的，可拆式螺旋通道，一端敞开，用平板盖和垫片密封，以防止流体漏到大气中或同一通道内的流体短路。为了提高螺旋板的承压能力，在板与板之间用定距柱支撑。筒体上的流体进出口有法向接管和切向接管两种。中国普遍使用切向接管,它的流体阻力小,杂质容易被冲出。使用回转支座比较方便，可使换热器立放或卧放。换热的A、B流体分别流过螺旋板的两侧，其中的一种流体沿螺旋通道由外向内，至中心出口流出；而另一种流体则沿螺旋通道由中心进口，由内向外流出。两种流体呈纯逆流方式流动。螺旋板换热器最大结构尺寸为：板宽1800毫米，外径1700毫米，传热面积250米，板与板之间的距离20毫米。允许最高操作压力可达 2.5兆帕。工作温度由选用的材料而定，材料大多用碳钢、不锈钢、铝、铜和钛。

换热器的传热系数K

介质不同，传热系数各不相同我们公司的经验是： 1、汽水换热：过热部分为800~1000W/m2.℃ 饱和部分是按照公式K=2093+786V(V是管流速）含污垢系数0.0003。水水换热为：K=767(1+V1+V2)(V1是管流速，V2水壳程流速）含污垢系数0.0003 实际运行还少有保守。有余量约10% 冷流体热流体总传热系数K，W/(m2.℃) 水水 850～1700 水气体 17～280 水有机溶剂 280～850 水轻油 340～910 水重油60～280 有机溶剂有机溶剂115～340 水水蒸气冷凝1420～4250 气体水蒸气冷凝30～300 水低沸点烃类冷凝 455～1140 水沸腾水蒸气冷凝2000～4250 轻油沸腾水蒸气冷凝455～1020 不同的流速、粘度和成垢物质会有不同的传热系数。K值通常在800~2200W/m2·℃围。

列管换热器的传热系数不宜选太高，一般在800-1000 W/m2·℃。 螺旋板式换热器的总传热系数（水—水）通常在1000~2000W/m2·℃围。 板式换热器的总传热系数（水（汽）—水）通常在3000~5000W/m2·℃围。 1．流体流径的选择 哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定管板式换热器为例) (1) 不洁净和易结垢的流体宜走管，以便于清洗管子。 (2) 腐蚀性的流体宜走管，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。 (3) 压强高的流体宜走管，以免壳体受压。 (4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速关系不大。 (5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。 (6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管，因管程流通面积常小于壳程，且可采用多管程以增大流速。 (7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100)下即可达到湍流，以提高对流传热系数。

板式换热器选型参数表

选择板式换热器要注意以下三个事项 1、板式换热器板型的选择板片型式或波纹式应根据换热场合的实际需要而定。对流量大允许压降小的情况，应选用阻力小的板型，反之选用阻力大的板型。根据流体压力和温度的情况，确定选择可拆卸式，还是钎焊式。确定板型时不宜选择单板面积太小的板片，以免板片数量过多，板间流速偏小，传热系数过低，对较大的换热器更应注意这个问题。艾瑞德每种规格的板片，均具有至少两个板型，采用热混合技术，可以综合换热器的传热和压降，使其运行在最佳工作点。内旁通，双流道技术和不等流通截面积装配为两侧介质流量相差较大的工况提供了完美的解决方案。ARD艾瑞德板式换热器（江阴）有限公司板式换热器有AB系列、AM系列、AL系列、AP系列、AS系列等几大系列百余种板型。各种型号都有深波纹、浅波纹、大角度、小角度等，完全确保满足不同用户的需要，特殊工况可按用户需要专门设计制造。 2、流程和流道的选择流程指板式换热器内一种介质同一流动方向的一组并联流道，而流道指板式换热器内，相邻两板片组成的介质流动通道。一般情况下，将若干个流道按并联或串联的费那个是连接起来，以形成冷、热介质通道的不同组合。流程组合形式应根据换热和流体阻力计算，在满足工艺条件要求下确定。尽量使冷、热水流道内的对流换热系数相等或接近，从而得到最佳的传热效果。因为在传热表面两侧对流换热系数相等或接近时传热系数获得较大值。虽然板式换热器各板间流速不等，但在换热和流体阻力计算时，仍以平均流速进行计算。由于“U”形单流程的接管都固定在压紧板上，拆装方便。 3、压降校核在板式换热器的设计选型使，一般对压降有一定的要求，所以应对其进行校核。如果校核压降超过允许压降，需重新进行设计选型计算，直到满足工艺要求为止。 艾瑞德板式换热器（江阴）有限公司是专业生产可拆式板式换热器（PHE）、换热器密封垫（PHE GASKET）、换热器板片(PHE PLATE)并提供板式

板式换热器选型计算书

目录 1、目录 1 2、选型公式 2 3、选型实例一（水－水） 3 4、选型实例二（汽－水） 4 5、选型实例三（油－水） 5 6、选型实例四（麦芽汁－水） 6 7、附表一（空调采暖，水－水）7 8、附表二（空调采暖，汽－水）8 9、附表三（卫生热水，水－水）9 10、附表四（卫生热水，汽－水）10 11、附表五（散热片采暖，水－水）11 12、附表六（散热片采暖，汽－水）12

板式换热器选型计算 1、选型公式 a 、热负荷计算公式：Q=cm Δt 其中：Q=热负荷（kcal/h ）、c —介质比热（Kcal/ Kg.℃）、m —介质质量流量（Kg/h ）、Δt —介质进出口温差（℃）（注：m 、Δt 、c 为同侧参数） ※水的比热为1.0 Kcal/ Kg.℃ b 、换热面积计算公式：A=Q/K.Δt m 其中：A —换热面积（m 2）、K —传热系数（Kcal/ m 2.℃） Δt m —对数平均温差 注：Ｋ值按经验取值（流速越大，Ｋ值越大。水侧板间流速一般在0.2～0.8m/s 时可按上表取值，汽侧 板间流速一般在15m/s 以时可按上表取值） Δt max - Δt min T1 Δt max Δt min Δt max 为（T1-T2’）和（T1’-T2）之较大值 Δt min 为（T1-T2’）和（T1’-T2）之较小值 T T1’ c 、板间流速计算公式： T2 其中V —板间流速（m/s ）、q----体积流量（注意单位转换，m 3/h – m 3/s ）、 A S —单通道截面积（具体见下表）、n —流道数 2、板式换热器整机技术参数表： 计压力1.0Mpa 、垫片材质EPDM 、总换热面积为9 m 2 板式换热器。 注：以上选型计算方法适用于本公司生产的板式换热器。 选型实例一（卫生热水用：水-水） Ln Δt m =

螺旋板式换热器

螺旋板式换热器 螺旋板式换热器：主要由两张平行的薄钢板卷制而成，构成一对相互隔开的螺旋形流道。冷热两流体以螺旋板为传热面相间流动，两板之间焊有定距柱以维持流道间距，同时也可以增加螺旋板的刚度。在换热器中心设有中心隔板，使得两个螺旋通道隔开。在顶部和底部分别焊有盖板或封头和两流体的出、入接管。一般有一对进出口是设在圆周边上(接管可以为切向或径向)，而另外一对则设在圆鼓的轴心上。 螺旋板式换热器是一种高效换热设备，适用汽-汽、汽-液、液-液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。由于用途不同，螺旋板换热器的流道布置和封盖形式有以下几种结构型式。不可拆式（I型）螺旋板式及可拆式（II型、III型）螺旋板式换热器。 “I”型结构：两个螺旋流道的两侧完全焊接密封，所以又称为不可拆结构，因而具有较高的密封性。两流体在流道长均作螺旋流动。冷流体从外流向中心，热流体从中心流向外，完全是逆流。由于流体是在单流道中流动，流动分布情况良好，这种形式主要用于液体与液体。 “II”型结构：在这种型式中，一种流体在螺旋流道中进行螺旋流动，另一种则在另一螺旋流道中进行轴向流动。所以轴向流道的两侧是敞开的，螺旋流道两侧则焊接密封。这种型式适用于两种介质流率差别很大的情况，通常用作冷凝器、气体冷却器等。 “III”型结构：在这种型式中，一种流体进行螺旋流动，另一种则进行轴向流动和螺旋流动的组合。适用于蒸汽的冷凝冷却，蒸汽先进入轴流部分，当冷凝后体积减小时，才转入螺旋流道以进一步冷却。 其特点是有一端管板不与外壳相连，可以沿轴向自由伸缩。这种结构不但完全消除了热应力，而且由于固定端的管板用法兰与壳体连接，整个管束可以从壳体中抽出，便于清洗和检修。螺旋板换热器的直径一般在1.6m以内，板宽200～1200mm，板厚2～4mm。两板间的距离由预先焊在板上的定距撑控制，相邻板间的距离为5～25mm。常用材料为碳钢和不锈钢。

不可拆式螺旋板式换热器

不可拆式螺旋板式换热器 螺旋板式换热器是一种高效换热器设备,适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。按结构形式可分为不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式及可拆式（Ⅱ型、Ⅲ型）螺旋板式换热器。 螺旋板式换热器通过多年实践使用证明，确是一种高效换热设备，它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业中应用。换热器吸取当代国际先进技术，经独特的优化设计制造的液-液、汽-水热交换器。产品结构工艺按瑞典“阿尔法拉代”公司标准，螺旋板端面采用折边氩弧焊，“顶距柱”专用工艺为电容蓄电接触器，提高了内在和外表的质量得到“宝钢”认可，能取代进口。 不可拆式螺旋板式换热器是按-机部标准JB/TQ724-89不可拆式螺旋板式换热器形式，基本参数与尺寸的规定而进行设计的，它具备制造简单，成本低，体积小和传热性能好等优点，但也有它的不足之处，例如不能进行机械清洗，坏了不易检修等，选用者应根据工程的实际情况选取具体的设备使之最为有效。结构及性能 1、本设备适用于：液-液，气-气，气-液对流传热可用于蒸汽冷凝和液体蒸发传热，化工，石油，医药，机械，电力，轻工和纺织等工业部门均可选用。 2、本设备由两张钢板卷制而成，形成了两个均匀的螺旋通道，两种传热截止可进行全逆流流动，适用小温差传热，便于回收低温热源并可准确地控制出口温度。 3、在壳体上的接管是切向结构，局部阻力小，螺旋通道的曲率是均匀的，流体在设备内流动没有大的换向，总的阻力小，因而可提高设计流速使之具备较高的传热能力。 4、螺旋通道的端面是焊接密封的，密封性能好，结构可靠。 5、不易检修，尤其是内部板出现问题时极难修理，有些厂把设备两端焊缝全部车掉，重新将板展平补焊后再卷制，这样做消耗的工时太大，因选用螺旋板式换热器防腐是十分重要的。 6、不能进行机械清洗，生产实践证明，螺旋板换热器与一般列管式换热器相比是不容易堵塞的，尤

SS型螺旋板式换热器使用性能表及尺寸表

SS型螺旋板式换热器使用性能表及尺寸表 螺旋板式换热器适用于多行工业生产中，可进行液-液，气-液，气-气对流传热，废热回收，蒸汽冷凝或液体蒸发，其热效率一般为列管式的1-3倍，污洁自清能力强，节能效果好，占地面积小。（一）结构形式 不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式换热器（JB/1287-73标准），型号见表： “Ⅱ、Ⅲ”型为可拆式，咱们可设计制造。结构原理与基本不可拆式换热器基本相同，但其中有一通道或二通道可拆开清洗，两端加封头或法兰盖密封。特别适用有粘性、有颗粒沉淀的液--交换，以及气--液，蒸汽冷凝。 SS型螺旋板式换热器使用性能表 型号换热量 Q104[K al/h] 设计压力 P [MPa] 一次水（130→80）二次水（70→95） 流量V1 [m3/h] 通道截面 积F1[m2] 流速 W1[m/ s] 阻力降 △P1 [MPa] 流量V1 [m3/cm] 通道截 面积 f1[m2] 流速 W1[m /s] 阻 力 降 △P 1 [MP a] SS50- 1050 1.010.40.00370.780.1620.60.005 1.020.2 8 SS75- 1075 1.015.60.0060.720.16310.00810.20.2 8

SS100- 10100 1.020.70.0080.720.1641.20.011 1.05 0.3 1 SS150- 10150 1.031.10.010.860.26620.013 1.22 0.4 6 SS200- 10200 1.041.50.0130.890.27830.019 1.15 0.4 8 SS250- 10250 1.051.90.0160.90.321030.023 1.19 0.5 5 SS50- 1650 1.610.40.00370.780.7720.60.005 1.020.2 98 SS75- 1675 1.615.60.0060.720.17310.0078 1.20.2 09 SS100- 16100 1.620.70.0080.720.1741.20.011 1.05 0.3 2 SS15016 - 150 1.631.10.010.860.27620.013 1.22 0.4 9 SS200- 16200 1.641.50.0130.890.29830.019 1.15 0.5 2 SS250- 16250 1.651.90.0160.90.341030.023 1.19 0.5 8 SS型螺旋板式换热器基本尺寸及重量表 型号 计算换 热面积 F（m2） 通道间距 板宽H (mm) 设备直 径 Dg(mm ) 接管公 称 直径 Dg(mm ) 支座及地脚 螺栓孔直径 n-φ(mm) 设备重量 W(kg) B1 (mm) B2 (mm) SS50-1015.510144001000802-φ241180 SS75-1024.3101460010001002-φ241420 SS100-1034101480010501002-φ241870 SS150-1049.21014100011001252-φ242820 SS200-1068.91420100014801502-φ244550 SS250-1088.91420120015001502-φ244700 SS50-1615.510144001000802-φ241235

板式换热器换热面积与传热系数的关系

传热效率高: 板片波纹的设计以高度的薄膜导热系数为目标，板片波纹所形成的特殊流道，使流体在极低的流速下即可发生强烈的扰动流（湍流），扰动流又有自净效应以防止污垢生成因而传热效率很高。 一般地说，板式换热器的传热系数K值在3000～6000W/m2.oC范围内。这就表明，板式换热器只需要管壳式换热器面积的1/2～1/4 即可达到同样的换热效果。 随机应变: 由于换热板容易拆卸，通过调节换热板的数目或者变更流程就可以得到最合适的传热效果和容量。只要利用换热器中间架，换热板部件就可有多种独特的机能。这样就为用户提供了随时可变更处理量和改变传热系数K值或者增加新机能的可能。 热损失小: 因结构紧凑和体积小，换热器的外表面积也很小，因而热损失也很小，通常设备不再需要保温。 使用安全可靠: 在板片之间的密封装置上设计了2道密封，同时又设有信号孔，一旦发生泄漏，可将其排出热换器外部，即防止了二种介质相混，又起到了安全报警的作用。 有利于低温热源的利用: 由于两种介质几乎是全逆 流流动，以及高的传热效果，板式 换热器两种介质的最小温差可达到 1oC。用它来回收低温余热或利用低 温热源都是最理想的设备。

冷却水量小: 板式换热器由于其流道的几何形状所致，以及二种液体都又很高的热效率，故可使冷却水用量大为降低。反过来又降低了管道，阀门和泵的安装费用。 占地少，易维护: 板式换热器的结构极为紧凑，在传热量相等的条件下，所占空间仅为管壳式换热器的1/2～1/3。并且不象管壳式那样需要预留出很大得空间用来拉出管束检修。而板式换热器只需要松开夹紧螺杆，即可在原空间范围内100%地接触倒换热板的表面，且拆装很方便。 阻力损失少: 在相同传热系数的条件下，板式换热器通过合理的选择流速，阻力损失可控制在管壳式换热器的1/3范围内。 投资效率高: 在相同传热量的前提下，板式换热器与管壳式换热器相比较，由于换热面积，占地面积，流体阻力，冷却水用量等项目数值的减少，使得设备投资、基建投资、动力消耗等费用大大降低，特别是当需要采用昂贵的材料时，由于效率高和板材薄，设备更显经济。

板式换热器的换热计算方法Word版

板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： ?总传热量(单位:kW). ?一次侧、二次侧的进出口温度 ?一次侧、二次侧的允许压力降 ?最高工作温度 ?最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）

在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。

（1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； m h,m c-----热、冷流体的质量流量，kg/s； C ph,C pc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。

如何提高板式换热器传热效率

如何提高板式换热器传热效率 很多人对智能换热设备不是很了解，其实智能换热设备的功能是非常大的，传热效率也非常高，尤其是在冬季，它的作用就越发的明显。下面艾瑞德板式换热器有限公司就来说一下如何进一步提高智能换热设备的传热效率。 第一，选用热导率高的板片。板片的材质可选择不锈钢、钛合金、铜合金等等； 第二，提高板片的表面传热系数。由于智能换热设备的波纹能使流体在较小的流速下产生瑞流，因此能获得较高的表面传热系数，表面传热系数与板片波纹的几何结构以及介质的流动状态有关； 艾瑞德板式换热器（江阴）有限公司作为专业的可拆式板式换热器生产商和制造商，专注于可拆式板式换热器的研发与生产。ARD艾瑞德专业生产可拆式板式换热器（PHE）、换热器密封垫（PHE GASKET）、换热器板片(PHE PLATE)并提供板式换热器维护服务（PHE MAINTENANCE）的专业换热器厂家。 ARD艾瑞德拥有卓越的设计和生产技术以及全面的换热器专业知识，一直以来ARD致力于为全球50多个国家和地区的石油、化工、工业、食品饮料、电力、冶金、造船业、暖通空调等行业的客户提供高品质的板式换热器，良好地运行于各行业，ARD已发展成为可拆式板式换热器领域卓越的厂家。 ARD艾瑞德同时也是板式换热器配件（换热器板片和换热器密封垫）领域专业的供应商和维护商。能够提供世界知名品牌（包括：阿法拉伐/AlfaLaval、斯必克/SPX、安培威/APV、基伊埃/GEA、传特/TRANTER、舒瑞普/SWEP、桑德斯/SONDEX、艾普尔.斯密特/API.Schmidt、风凯/FUNKE、萨莫威孚/Thermowave、维卡勃Vicarb、东和恩泰/DONGHWA、艾克森ACCESSEN、MULLER、FISCHER、REHEAT等）的所有型号将近2000种的板式换热器板片和垫片，ARD艾瑞德实现了与各品牌板式换热器配件的完全替代。全球几十个国家的板式换热器客户正在使用ARD提供的换热器配件或接受ARD的维护服务（包括定期清洗、维修及更换配件等维护服务）。

板式换热器选型与计算方法

板式换热器选型与计算方法 板式换热器的选型与计算方法 板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： 总传热量(单位:kW). 一次侧、二次侧的进出口温度 一次侧、二次侧的允许压力降 最高工作温度 最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）

在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。 （1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； mh,mc-----热、冷流体的质量流量，kg/s； Cph,Cpc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。 对数平均温差(LMTD) 对数平均温差是换热器传热的动力，对数平均温差的大小直接关系到换热器传热难易程度.在某些特殊情况下无法计算对数平均温差,此时用算术平均温差代替对数平均温差，介质在逆流情况和在并流情况下的对数平均温差的计算方式是不同的。在一些特殊情况下，用算术平均温差代替对数平均温差。 逆流时： 并流时：

板式换热器换热系数或传热系数

板式换热器是一种高效、紧凑的换热设备。尽管其发展已有近百年历史,且在国民经济的少数部门(如食品、制药)有着比较广泛的应用,但是由于耐温、耐压、耐腐蚀能力而制约其在各个部门的全面推广和应用。进入80年代以来,由于制造技术、垫片材料的不断进步以及传热理论的不断完善,板式换热器的应用越来越受到工业生产部门的重视。 要确定一项强化传热新技术是否先进,必须对其进行评价。但在实际的使用中,出现了多种评价强化传热的方法与评价指标。有人主张采用换热量Q与消耗的泵(或风机)的功率N的比值,即能量系数作为评价指标,类似的也广泛采用K/ΔP以及无因次化的Nu/ζ来进行评价,为了更准确地反映强化传热的性能,进一步也可以使用K/ΔP1/3及Nu/ζ1/3作为指标。随着传热技术的发展,换热器日益向体积小、重量轻的方向发展,同时在提高效率的前提下,要求操作费用降低。在综合分析的基础上,提出了一套较为完整的性能评价数据,即维持输送功率、传热面积、传热负荷3因素中的两因素不变,比较第3因素的大小以评定传热性能的好坏。 这些评价都只是分析换热器的能量在数量上转换、传递、利用和损失的情况,即以热力学第一定律为基础。为了更准确地反映热量交换过程能量在质量上的损失,在理论研究中也提出了许多基于热力学第二定律的评价方法,即分析换热器中火用的转换、传递、利用和损失的情况。而进行技术推广应用时,还应考虑采用强化换热技术后管子等价格的增加和运行费用的变化,运用经济核算的方法进行评价,即热经济学的评价方法。 而在实际的使用过程中,进行强化传热新技术、新方法的研究更多采用简单易用的单一参数K,ΔP以及单一参数组合而成的K/ΔP,K/ΔP1/3来进行评价[9～11]。而基于热力学第二定律的方法在设计过程中可用来判断换热器的性能,作为进一步改善的依据,但在工程上缺乏实用性。 a.提高板片的表面传热系数 由于板式换热器的波纹能使流体在较小的流速下产生湍流( 雷诺数一1 5 0时 )，因此能获得较高的表面传热系数，表面传热系数与板片波纹的几何结构以及介质的流动状态有关。板片的波形包括人字形、平直形、球形等。经过多年的研究和实验发现，波纹断面形状为三角形 ( 正弦形表面传热系数最大，压力降较小，受压时应力分布均匀，但加工困难…) 的人字形板片具有较高的表面传热系数，且波纹的夹角越大，板间流道内介质流速越高，表面传热系数越大。 b.减小污垢层热阻 减小换热器的污垢层热阻的关键是防止板片结垢。板片结垢厚度为1mm时，传热系数降低约10％。因此，必须注意监测换热器冷热两侧的水质，防止板片结垢，并防止水中杂物附着在板片上。有些供热单位为防止盗水及钢件腐蚀，在供热介质中添加药剂，因此必须注意水质和黏性药剂引起杂物沾污换热器板片。如果水中有黏性杂物，应采用专用过滤器进行处理。选用药剂时，宜选择无黏性的药剂。 c.选用热导率高的板片 板片材质可选择奥氏体不锈钢、钛合金、铜合金等。不锈钢的导热性能好，热导率约14.4W／( m·K)，强度高，冲压性能好，不易被氧化，价格比钛合金和铜合金低，供热工程中使用最多，但其耐氯离子腐蚀的能力差。 d.减小板片厚度 换热器板片的设计厚度与其耐腐蚀性能无关，与换热器的承压能力有关。板片加厚，能提高换热器的承压能力。采用人字形板片组合时，相邻板片互相倒置，波纹相互接触，形成了密度大、分布均匀的支点，板片角孑L及边缘密封结构已逐步完善，使换热器具有很好的承压能力。国产可拆式板式换热器最大承压能力已达到了2.5M P a 。板片厚度对传热系数影响很大，厚度减小 0.1mm，对称型板式换热器的总传热系数约增加 6 0 0W／( m ·K)，

螺旋板式换热器工作原理、构造及特点

螺旋板式换热器的换热原理、构造原理、特点 螺旋板式换热器是用薄金属板压制成具有一定波纹形状的换热板片，然后叠装，用夹板、螺栓紧固而成的一种换热器。工作流体在两块板片间形成的窄小而曲折的通道中流过。冷热流体依次通过流道，中间有一隔层板片将流体分开，并通过此板片进行换热。 螺旋板式换热器是一种高效换热器设备,适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。按结构形式可分为不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式及可拆式（Ⅱ型、Ⅲ型）螺旋板式换热器。 螺旋板换热器的结构及换热原理决定了其具有结构紧凑、占地面积小、传热效率高、操作灵活性大、应用范围广、热损失小、安装和清洗方便等特点。两种介质的平均温差可以小至1℃，热回收效率可达99%以上。在相同压力损失情况下，螺旋板式换热器的传热是列管式换热器的3～5倍，占地面积为其的1/3，金属耗量只有其的2/3。因螺旋板式换热器是一种高效、节能、节约材料、节约投资的先进热交换设备。所以目前已广泛用于化工、石化、食品饮料、机械、集中供热、冶金、动力、船舶、造纸、纺织、医药、核工业和海水淡化及热电联产等工业领域，可满足各类冷却、加热、冷凝、浓缩、消毒和余热的回收等工艺的要求。 板式换热器的构造原理、特点： 板式换热器由高效传热波纹板片及框架组成。板片由螺栓夹紧在固定压紧板及活动压紧板之间，在换热器内部就构成了许多流道，板与板之间用橡胶密封。压紧板上有本设备与外部连接的接管。板片用优质耐腐蚀金属薄板压制而成，四角冲有供介质进出的角孔，上下有挂孔。人字形波纹能增加对流体的扰动，使流体在低速下能达到湍流状态，获得高的传热效果。并采用特殊结构，保证两种流体介质不会串漏。 小结： 总体来讲，板式换热器的换热系数要比螺旋板的高，但是螺旋板换热器造价低廉，更加适合工艺要求不严的水水换热！ 另外板式换热器分为可拆卸和全封闭型，前者可以通过拆卸进行清洗和维修，但是每次拆卸肯定要更换胶条，需要进行二次投资！而后者则应用于介质叫洁净的工况，无法拆卸。螺旋板式换热器它是由两张互相平行的薄金属板，卷制成同心的螺旋形通道。在其中央设置隔板将两通道隔开，两板间焊有定距柱以维持通道间距，螺旋板两侧焊有盖板和接管。两流体分别在两通道内流动，通过螺旋板进行换热。 （1）总传热系数高由于流体在螺旋形通道内受到惯性离心力的作用和定距柱的干扰，低雷诺数(Re=1400～1800)下即可达到湍流，允许流速大(液体为2m/s，气体为20m/s)，故传热系数大。如水对水换热过程K=2000～3000W/m2?K。 （2）不易结垢和堵塞由于流速较高且在螺旋形通道中流过，有自行冲刷作用，故流体中的悬浮物不易沉积下来。 （3）能利用低温热源由于流道长而且两流体可达到完全逆流，因而传热温差大，能充分利用温度较低的热源。 （4）结构紧凑由于板薄2～4mm，单位体积的传热面积可达到150～500m2/m3。 `主要缺点是操作压强不能超过2MPa，操作温度在300～400℃以下，另外因整个换热器焊为一体，一旦损坏检修困难。螺旋板换热器直径在1.5m之内，板宽200～1200mm，板厚2～4mm，两板间距5～25mm，可用普通钢板和不锈钢制造，目前广泛用于化工、轻工、食品等行业。 板式和螺旋式的区别，螺旋使用在温度高，压力大，粘度大的场合，而板式用天温度小于160，压力小于1.6MPA，粘度不是很大的场合，螺旋板的传热系数比板换低一半左右，具体得看介质参数来定。

螺旋板式换热器特点

螺旋板式换热器性能简介 螺旋板式换热器是传热元件由螺旋形板组成的换热器，是一种高效换热器设备,适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。 相比较其他种类的换热器，螺旋板式换热器具有以下特点： 1、传热效率高（性能好）。一般认为螺旋板式换热器的传热效率为列管式换热器的1-3倍。等截面单通道不存在流动死区，定距柱及螺旋通道对流动的扰动降低了流体的临界雷诺数，水水换热时螺旋板式换热器的传热系数最大可达3000W/（㎡.K）。 2、有效回收低温热能。螺旋板式换热器由两张卷制而成，形成了两个均匀的螺旋通道，两种传热介质可进行全逆流流动，大大增强了换热效果，即使两种小温差介质，也能达到理想的换热效果，进行余热回收，充分利用低温热能。 3、运行可靠性强。不可拆式螺旋板式换热器螺旋通道的端面采用焊接密封，因而具有较高的密封性，保证两种工作介质不混合。 4、阻力小。在壳体上的接管采用切向结构，局部阻力小，由于螺旋通道的曲率是均匀的，液体在设备内流动没有大的转向，总的阻力小，因而可提高设计流速使之具备较高的传热能力。比较低的压力损失，处理大容量蒸汽或气体；有自清刷能力，因其介质呈螺旋型流动，污垢不易沉积；清洗容易，可用蒸汽或碱液冲洗，简单易行，适合安装清洗装置；介质走单通道，允许流速比其他换热器高。

5、可多台组合使用。单台设备不能满足使用要求时，可以多台组合使用，但组合时必须符合下列规定：并联组合、串联组合、设备和通道间距相同。混合组合：一个通道并联，一个通道串联。 螺旋板式换热器的主要技术参数： 1.螺旋板式换热器的公称压力规定为0.6,1,1.6, 2.5Mpa（即原6、10、16、25kg/cm）（系指单通道的最大工作压力）试验压力为工作压力的1.25倍。 2.螺旋板式换热器与介质接触部分的材质，碳素钢为Q235A、Q235B，不锈钢为SUS321、SUS304、316L。其它材质可根据用户要求选定。 3.允许工作温度：碳钢为-20-3500C，不锈钢为-20-3500C 4.选用设备时，应通过适当的工艺计算，使设备通道内的液体达到湍流状态（一般液体速度≥0.5m/s；气体≥10m/s） 5.设备可卧放或立放，但用于蒸汽冷凝时只能立放。 6.用于烧碱行业必须进行整体热处理，以消除应力。 7.当通道两侧流量值差较大时，可采用不等间距通道来优化工艺设计。

换热器的传热系数

1 介质不同，传热系数各不相同我们公司的经验是：1、汽水换热：过热部分为800~1000W/m2.℃饱和部分是按照公式K=2093+786V(V是管内流速）含污垢系数0.0003。水水换热为：K=767(1+V1+V2)(V1是管内流速，V2水壳程流速）含污垢系数0.0003 实际运行还少有保守。有余量约10% 冷流体热流体总传热系数K，W/(m2.℃) 水水850～1700 水气体17～280 水有机溶剂280～850 水轻油340～910 水重油60～280 有机溶剂有机溶剂115～340 水水蒸气冷凝1420～4250 气体水蒸气冷凝30～300 水低沸点烃类冷凝455～1140 水沸腾水蒸气冷凝2000～4250 轻油沸腾水蒸气冷凝455～1020 不同的流速、粘度和成垢物质会有不同的传热系数。K值通常在 2 800~2200W/m2·℃范围内。列管换热器的传热系数不宜选太高，一般在800-1000 W/m2·℃。螺旋板式换热器的总传热系数（水—水）通常在1000~2000W/m2·℃范围内。板式换热器的总传热系数（水（汽）—水）通常在3000~5000W/m2·℃范围内。1．流体流径的选择哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定管板式换热器为例) (1) 不洁净和易结垢的流体宜走管内，以便于清洗管子。 (2) 腐蚀性的流体宜走管内，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。 (3) 压强高的流体宜走管内，以免壳体受压。(4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速关系不大。(5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。(6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管内，因管程流通面积常小于壳程，且可采用多管程以增大流速。(7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100) 下即可达到湍流，以提高对流传热系数。在选择流体流径时，上述各点常不能同时兼顾，应视具体情况抓住主要矛盾，例如首先考虑流体的压强、防腐蚀及清洗等要求，然后再校核对流传热系数和压强降，以便作出较恰当的选择。 2. 流体流速的选择增加流体在换热器中的流速，将加大对流传热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能性，即降低了污垢热阻，使总传热系数增大，从而可减小换热器的传热面积。但是流速增加，又使流体阻力增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能定出。此外，在选择流速时，还需考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子的数目减少，对一定的传热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管长都有一定的标准；单程变为多程使平均温度差下降。这些也是选择流速时应予考虑的问题。 3. 流体两端温度的确定若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，就不存在确定流体两端温度的问题。若其中一个流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却某热流体，冷水的进口温度可以根据当地的气温条件作出估计，而换热器出口的冷水温度，便需要根据经济

螺旋板式换热器的基本构造

螺旋板式换热器的基本构造 螺旋板式换热器与其他种类换热器相比的特点是，传热流道长、流道间距大、耐热温、不易泄漏。因此它换热效率较高，换热后冷介质的温度容易接近热介质的温度，适于粘稠性物料和含有颗粒性物料的加温或降温处理，但不适于含有纤维性物料换热。螺旋板式换热器也适用于有机化合物蒸汽的冷凝加工。 二、螺旋板式换热器的基本构造和工作原理 螺旋板式换热器是由两张较长的钢板叠放在一起卷制而成的，如图一，每张板上均布地焊有定距柱，它使两张板之间产生一定的间距，形成换热流道，定距柱起到支撑钢板抵抗流体压力的作用，也起到流体在换热流道中流动时增加湍流从而提高换热效率的作用。相邻两流道流过的两种流体温度不同，它们通过螺旋钢板进行传热，达到换热的目的。两流道的间距可以相同，也可不同。流道间距不能太小，也不能太大，太小容易堵塞，太大不利于传热，在制造工艺结构上也难以实现，一般为8-30mm 较为适宜。 图一对于进行换热的两种介质，如果都是液体，在螺旋板式换热器的六道中是按螺旋方向流动的，如图二，并且按逆流的方式流动，所谓逆流是指相邻流道中两种液体流动的方向相反，这样能使两流体在相互传热的流程中始终保持一定的温差，从而可获得较好的效果。 对于换热的两种介质，一种是液体，另一种是汽（气）体，可按错流方式流动，所谓错流，是指液体按螺旋方向流动，汽（气）体按换热器的轴向直接通过，如图三，这主要是考虑到汽（气）体的特点，适于较

大的流量，减少阻力，适用于有机蒸汽冷凝。根据具体工况，蒸汽也可按螺旋方向流动，但气体由于热容量较小，一般那要按轴向直接通过。 图二图三 三、螺旋板式换热器的类型 1．不可拆式 卷制后的螺旋板式换热器，其两端焊死，它不可拆卸，形成固定结构，流程内部不可触及。它适用于不易堵塞的流体换热。不可拆式又有卧式和立式的结构。 2．可拆式 卷制后的螺旋板式换热器，每端只将一个流道焊死，而另一个流道开放，然后在端面上加端盖加以密封。其端盖可以拆卸，从而清理流道内部。它适用于易堵塞的流体换热。转：https://www.wendangku.net/doc/ac18635465.html,/news_001_d_32.html

板式换热器选型计算

板式换热器选型计算 板式换热器是一种高效紧凑型热交换设备，它具有传热效率高、阻力损失小、结构紧凑、拆装方便、操作灵活等优点，目前广泛应用于冶金、机械、电力、石油、化工、制药、纺织、造纸、食品、城镇小区集中供热等各个行业和领域，因此掌握板式换热器的选型计算对每个工程设计人员都是非常重要的。目前板式换热器的选型计算一般分为手工简易算法、手工标准算法及计算机算法三种，以下就三种算法的特点进行简要的说明。 一、手工简易算法 计算公式： F=Wq/(K*△T) 式中 F —换热面积 m2 Wq—换热量 W K —传热系数 W/m2·℃ △T—平均对数温差℃ 根据选定换热系统的有关参数，计算换热量、平均对数温差，设定传热系数，求出换热面积。选定厂家及换热器型号，计算板间流速，通过厂家样本提供的传热特性曲线及流阻特性曲线，查出实际传热系数及压降。若实际传热系数小于设定传热系数，则应降低设定传热系数，重新计算。若实际传热系数大于设定传热系数，而实际压降大于设定压降，则应进一步降低设定传热系数，增大换热面积，重新计算。经过反复校核，直到计算结果满足换热系统的要求，最终确定换热器型号及换热面积大小。这种算法的优点是计算简单，步骤少，时间短；缺点是结果不准确，应用范围窄。造成结果不准确的原因主要是样本所提供的传热特性曲线及流阻特性曲线是一定工况条件下的曲线，而设计工况可能与之不符。此外样本所提供的传热特性曲线及流阻特性曲线仅为水―水换热系统，在使用中有很大的局限性。 以下给出佛山显像管厂总装厂房低温冷却水及40℃热水两套换热系统实例加以说明采用手工简易算法得出的计算结果与实测结果的差别：

板式换热器选型计算

板式换热器选型计算

（四）计算换热量 Wq=Qh*γh*Cph*(Th1-Th2)=Qc*γc*Cpc*(Tc2-Tc1) W （五）设备选型 根据样本提供的型号结合流量定型号，主要依据于角孔流速。即：Wl=4*Q/(3600*π*D2) ≤3.5～4.5m/s Wl—角孔流速m/s Q —介质流量m3/h D —角孔直径m （六）定型设备参数（样本提供） 单板换热面积s m2 单通道横截面积 f m2 板片间距l m 平均当量直径de m (d≈2*l) 传热准则方程式Nu=a*Re b*Pr m 压降准则方程式Eu=x*Re y Nu—努塞尔数Eu—欧拉数 a.b.x.y—板形有关参数、指数 Re—雷诺数 Pr—普朗特数 m —指数热介质m=0.3 冷介质m=0.4 （七）拟定板间流速初值Wh 或Wc Wc=Wh*Qc/Qh （纯逆流时） W取0.1～0.4m/s （八）计算雷诺数 Re=W*de/ν W —计算流速m/s de—当量直径m ν—运动粘度m2/s （九）计算努塞尔数 Nu=a*Re b*Pr m

（十）计算放热系数 α=Nu*λ/de α—放热系数W/m2·℃ λ—导热系数W/m·℃ 分别得出αh、αc热冷介质放热系数（十一）计算传热系数 K=1/(1/αh+1/αc+r p+r h+r c) W/m2·℃ r p—板片热阻0.0000459m2·℃/W r h—热介质污垢热阻0.0000172～0.0000258m2·℃/W r c—冷介质污垢热阻0.0000258～0.0000602m2·℃/W （十二）计算理论换热面积 Fm=Wq/(K*△T) （十三）计算换热器单组程流道数 n=Q/(3600*f*W) （圆整为整数） Q—流量m3/h f—单通道横截面积m2 W—板间流速m/s （十四）计算换热器程数 N=(Fm/s+1)/(2*n)N为≥1的整数s—单板换热面积m2 （十五）计算实际换热面积 F=(2*N*n-1)*s （纯逆流） （十六）计算欧拉数 Eu=x*Re y （十七）计算压力损失 △P=Eu*γ*W2*N*10-6 MPa γ—介质重度Kg/m3 W—板间流速m/s N—换热器程数