热管换热器的设计计算

2001年第3期　　　　　　　　　　　　热管换热器的设计计算

热管换热器的设计计算

摘要:简要介绍由冷热流体换热的工艺参数确定热管换热器结构参数的具体方法,从而设计出结构合理的热管换热器。

关键词:热管换热器;结构参数;设计计算

中图分类号:TQ051.5　　2001)03-0039-05

　　排列方式所组成。热管及热管换热器的传热特性决定了热管换热器具有很多优点和广泛的适应性,因

[1]

而热管换热器的应用很普遍。下面就热管换热器

dv=1.64

0.5

(Pvρv)

(1)

式中:dv———管内蒸汽流通截面的直径,m;

ρ——管内蒸汽的密度,kg/m3;v—

Pv———管内蒸汽的压力,Pa;

的结构参数设计内容作一些简要介绍。

1　热管的参数计算

1.1　热管管径的计算

γ———管内工质的汽化潜热,kJ/kg;

Qc———声速限的传热量,kW。

γ值不同,从而dv不同,Pv、由于温度状态不同,ρv、应选用最大者。实际计算时分别按工作状态(工作温度TV见1.3所定义)和启动状态(水作工质一般取50℃时启动)两种条件进行计算。1.1.2　携带极限的管径

热管管径的大小对热管的性能有影响,即对热管换热器的性能有影响。对单管传热量来说,管径越大,传热面积就越大,单管传热量就越多;对热管传热热阻来说,随管径的增大,管外放热系数要下

降,热阻要增大(此项是热管传热的主要热阻),对传热不利;对热管的强度来说,在其他条件相同的情况下,管径越小,所能承受的管内压力就越高,管径小些有利。从以上看来,管径越小,热管换热器的性能越好。但管径的大小还直接影响了管内流通面积的大小,从而影响着热管的几项传热极限。受流通截面影响最为显著的传热极限有两个,一个是声速极限,另一个是携带极限。1.1.1　声速极限的管径

热管中从冷凝段回流到蒸发段的液体的一部分,由于蒸汽流的流动将被携带到冷凝段,因而造成

蒸发段干枯,引起蒸发段过热,这一极限称为热管的携带限。

对重力式无吸液芯热管,携带极限的管径可用下式计算:

dc=

-1/4-1/4

γ(ρ)+ρLV

-2

σ(ρ・[g・L-ρV)]4

(2)

在热管的加热段如果增加输入的热量超过一定值时,工质蒸汽流在加热段的出口处达到音速,便出

现蒸汽流量的阻塞现象。由此现象产生的传热量的界限称为音速极限(声速限)。

对以水为工质的热管,根据声速限计算热管管径可用下式:

式中:dc———蒸汽通道截面直径,m;

Qent———携带极限传热量,kW;

γ———工作状态下工质的汽化热,kJ/kg;ρρ——工作状态下工质汽、液密度,kg/m3;L—V、

σ———工作状态下工质液表面张力,N/m;

g———重力加速度,m/s。

纯　碱　工　业

式中:L1、L2———分别为加热段和冷却段的热管长

度,m;

K1、K2———分别为热端和冷端的传热系数(见

2.3中所定义),W/m2・K。

1.1.3　管径的选择步骤

首先,以声速极限和携带极限作为控制因素,按

照管的设计热负荷的1.5～2倍,由式(1)和式(2)来计算热管的最小管径,所选管径必须大于两者中的最大者。

其次,参照已有设备的管径进行选取,管径、管长和单管传输热功率的经验关系如表1。在设计计算之前,可根据实际情况由表1估计传热量Q值及管径do,再由式(1)和式(2)验算管内径di是否满足要求。

表1　管径、加热段的长度(mm)

500～10001000～20002000～3500

对于气—气型热管换热器,90%以上的传热热

阻集中在管外放热侧,因此上式可简写成

L经=

≈=K11

MM-0.538

(5)

α——式中:α2—1、

(m2・K;

M2()

o()()

～2525～3232～60

量,kg/h。

在计算时,需先确定L经,再根据传热原理求K1、K2。为此,可先估计K1、K2值,估算出L经,再进行精确的传热计算。K1与K2值可按表2估计。

表2　K1、K2估计值与管外传热特性的关系

最后,由强度计算进行核算,看所选的管径能否

满足强度要求。管内可承受的压力与管径的关系可表示如下:

(3)Pv=

do-δ式中:δ———管壁厚度,mm;

[σ]———许用应力,Pa;

do———管外径,mm;

Pv———管内允许承受的压力,Pa。

外部换热特点气体在翅片管外对流水在管外对流有机流体在管外对流

从管外到管内的传热系数K1(K2)

β40×

2000～3000500～1000

W/m2・KW/m2・KW/m2・K

　　注:β为翅化比,见1.5中定义。

1.2.2　安全长度比

每根热管都有其可承受的管内最高工作压力

Pv以及相应的最高工作温度[TV],管内工作温度超过这一温度则不安全,即易出现“暴管”。热端过长时,易出现工作温度TV升高而超过安全温度,因此热端与冷端的长度比必须小于安全长度比。安全长度比按下式计算

(6)[L]=K1T1-[TV]式中:[L]———安全长度比;

K1、K2———分别为热端和冷端的传热系数,

W/m2・K;

[TV]———管内允许承受的最大压力下工质的

对碳钢管材,水为工质时,热端流体温度小于250℃

时,取热端流体温度的饱和水蒸汽压为管内最大压力;热端流体温度大于250℃时,取250℃时水的饱和蒸汽压为管内最大压力(工作温度要小于

)。为了安全起见,[σ]取对应Pv温度下的最200℃大许用应力的

。最大许用应力可以从有关压力容4

器设计资料中查得。1.2　热管热端与冷端长度比的计算1.2.1　经济长度比

经济长度比是热管的总传热热阻为最小值时的热管热端与冷端的长度比。在此长度比下,对于相同的传热量和传热温差,热管具有最小的传热面积,故称为经济长度比,以L经表示。

L经=

=L2

饱和温度,K;

T1、T2———分别为热流体和冷流体的温度,K。安全长度比主要用于验证计算确定的长度比是否安全。1.3　工质的选择

工质的选择要满足与热管材质相容性和热物理

(4)

2001年第3期　　　　　　　　　　　　热管换热器的设计计算

T0———翅片根部温度,K。

特性等要求[2]。计算时还应求出热管工作温度TV,以保证所选工质在适宜的温度范围内工作,如水作工质时的适宜温度范围为30～200℃。热管内工作温度按下式计算:

TV=

1+n

η值与翅片的种类和安装形式等多种因素有关,可查阅有关传热书籍得到。根据实践经验η,值约为80%～86%。1.5.2　翅化比的计算

(7)

在计算传热系数时,常以光管面积为基准来计算,因此翅化比定义为翅化后热管的外表面积与光管外表面积之比,用β表示,即

式中:TV———工质的工作温度,K;

T1、T2———分别为热流体和冷流体温度,K;n———为

值,可按表3选取(A1、A2分别K1A1

(10)

是热端和冷端热管传热面积,m2)。

表3　Vn气—气型热管换热气—液型热管换热

当液体为有机流体时当相变流体为水时当相变流体为有机物时

n=1n=3～4n=2～3n=4～5n=3～4

—,m2;

Af,m;A0———翅化端光管外表面积,m。

确定了η和β后,翅化后以光管为基准的给热

系数α与以整个翅片管外表面积为基准的给热系数α′之间有如下关系,即

α=αβη′・・

(11)

气—汽型热管换热

2　热管换热器的设计计算

1.4　壁温计算

为了防止热管热端的露点腐蚀,热端外壁温度必须高于热流体露点一定值。热端外壁温度计算可按下式:

TW0=T1-Q2.1　流体对热管的迎面质量流速的确定

流体对热管的迎面质量流速(以G表示)的大小,影响传热热阻和流体阻力降。一般G值增大,使热阻减小而阻力降增大。如果换热器的阻力降不是控制因素,可选取较大的G值,以增强传热;阻力降为控制因素时,则应选取较小的G值,以使阻力下降。此外,还应考虑管排数的影响,管排数多,一般应选取较小的G值。对于气体侧,推荐的迎面质量流速如表4。

　表4　管排数对应的迎面质量流速

43.3～3.6

αA10・1

(8)

式中:TW0———热管热端外壁温度,K;

T1———热流体温度(以出口计),K;

Qi———单管传热量(以最后计算值计),W;A10———单管热端光管外表面积,m2;

α——热端以光管外表面积为基准的管外给1—

热系数,W/m2・K。

1.5　翅片效率与翅化比1.5.1　翅片效率

单位kg/m2・s

流动方向上的管排数

82.4～2.7

热管在气体侧传热时热阻较大,常采取加翅片的方法来强化传热。加翅片后,随翅片高度的增加,其温度与热管壁温有一个梯度。当以热管光管面积计算给热系数时,即存在一个翅片传热效率问题,即

η=

T0-Tf

(9)

～3

对气—气型换热器,热端和冷端流体速度还应满足:G1/G2=(M1/M2)1.538。

对流体为液体,因其在换热器内阻力降一般不是主要影响因素,可根据流体性质和实际要求确定

G值。

式中: Tw———翅片表面温度平均值,K;

Tf———流体温度,K;

在设计时,还可以采取其他措施来改变传热和

纯　碱　工　业

=+ln

λ2diK2α2

阻力降的要求。例如,选取顺排或叉排,改变管间

距、翅片高度、翅化比等等。2.2　热管长度的计算

选定了热管换热器的热端迎风速度G1后(热流体一般为气体),就可以根据实际气体的质量流量

M1来计算出迎风面积S1,即S1=M1/G1。再根据

(14)

K01

α1+

+λln

α2di2L2

实际设计确定迎风面的宽度,即热管的排列宽度Z。

Z可由热管管间距和迎风面热管的排列数目计算,或者由实际需要确定。然后用下式即可确定热管热端长度L1了,即

L1=Zsinθ

(15)・ln2λdiL2

式中:K1、K2———分别为端和冷端传热系数,

W/m2・K;

αα——,2—1、

m・K;

i,m。

(式中:S1———2Z———θ———,若热管与流体

流向垂直,则L1=

。Z

,上面三式中都需加入Rs项。

计算出K1、K2后,可用前述安全长度比和经济长度比的计算式来验算这两种长度比,特别是安全长度比必须验算。

有了总传热系数K01,可由传热方程计算出热端光管面积A1,即

A1=

确定了L1后,由式(4)或式(5)便可求出冷端热管长度L2。

另外,热管要穿过冷热流体隔板(隔板的厚度由冷热流体压力差、开孔情况和腐蚀情况等确定),存在一个相对绝热段长度L0,在计算热管总长度时应计入,即热管总长度L=L1+L0+L2。2.3　传热计算

热管传热的热阻主要包括流体与管外表面传热的给热热阻、热管壁的导热热阻、吸液芯的径向传热热阻、管内蒸汽径向传递和轴向流动热阻等,其中蒸汽在管内传递和流动热阻相对很小,可以忽略不计。

对于无吸液芯的重力辅助式热管,不存在吸液芯的径向传热热阻。这样重力式无芯热管传热的具体热阻主要要考虑以下几个方面,即热端流体与管外表面的给热热阻R1、热端管壁导热热阻R2、冷端管壁导热热阻R3、冷端流体与管外表面的给热热阻R4及污垢热阻R5,则总热阻为R总=R1+R2+R3+R4+R5。

ΔTmK01・

(16)

式中:A1———热端光管外表面积,m2;

Q———换热器传热量,W;K01———以热端光管外表面计的总传热系数

W/m2・K;

ΔΤm———传热平均温差(按一般换热器求冷热流体温差方法计算),K。

α关于α2的计算,这里不作详细说明,对不同1、

工况可查阅有关传热学资料用相应公式计算。这里

α需要强调的是,α2对翅片管和光管来说,计算上1、

差别较大,应加以区分。对叉排环形翅片管且气流垂直绕流翅片管的换热器,管束外的对流给热系数α′推荐按下式计算(其标准误差在5%左右)。

对于低翅片管束,df/db=1.2～1.7,db=13.5～16mm,

0.667

α′=0.1057dbμ

(17)(pr)・δ

对于高翅片管束,df/db=1.7～2.4,db=12～

1/3

0.164

0.075

假设热端管外给热系数为α1(以热端光管外表面计),冷端管外给热系数为α2(以冷端光管外表面计),管材导热系数为λ,热管内、外直径分别为di和do,则热端传热系数K1(以热端光管外表面计)、冷端传热系数K2(以冷端光管外表面计)和总传热系数K01(以热端光管外表面计):

(13)=+ln

K1α2λdi1

41mm,

α′=0.1378

dbμ

0.718

・

2001年第3期　　　　　　　　　　　

(pr)

1/3

　热管换热器的设计计算

f———为摩擦系数,f=18.93・G-0.316

0.296

(18)

式中:α′———[与

α2的关系按(11)式定义],W/m・1或α

df、db———分别为翅片外径和根径,m;

0.927

0.515

式中:db———翅片根径,m;

S1、S2———分别为热管横向和纵向管间距,m;

μ———气体粘度系数,N・s/m2;

Gmax———最窄截面处的气体质量流速,

δ—y、H、——分别为翅片间隙、高度和厚高,m;λ———管外气体的导热系数,W/m・K;

Pr———管外气体的普朗特准数;

kg/m2・s。

μ———管外气体的粘度系数,N・s/m;

Gmax———最窄截面处的气体质量流速,

kg/m2・s。

。此式的适用范

Re・G/,S1/S2=1.8～.=7,b～41mm。

,则阻力降近似用上述计算值的%来估算。

2.4　,δ)和热端热管的长度L1,由此A1、管子的大小(do×我们可求出所设计的换热器所需热管的数目n了,即

n=πd0L1

对其他形式的翅片管或光管管束的流体阻力,

可查阅有关管束外流体流动阻力的资料进行计算,或根据实践经验进行估算。

3　几点说明

(19)

1)从整个设计计算过程可以看出,热管换热器

再根据实际设计需要确定的管子排列方式、管间距

d1和迎风面宽度Z就可确定沿气流方向上的热管排数和实际热管数目了。

由实际热管数目n和换热器的传热量Q即可求出单管传热量Qi,即Qi=Q/n。这里需要把Qi值与计算热管管径时所选取的单管传热量比较,如果Qi

换热器的主要参数确定后,再对其在设计条件下的流体阻力进行计算,从而确定其阻力降是否满足要求。如阻力不能满足实际工艺要求,应重新调整有关参数后再进行前面的相关计算步骤。

对气体绕叉排环形翅片管束的阻力降可用下式计算

ΔP=fgρ

的各参数之间是相互影响的,在计算一开始必须对部分参数进行估算(粗算)后,才能进一步进行精确计算。因为精确计算是在粗算基础上得出的,所以精确计算所得的各参数必须对前面的估算值进行验证,检验估算值是否与计算结果相接近或不相互矛盾。如果两者相差较大或出现矛盾,则必须用精算结果进行重复计算。

2)确定了热管的冷热端长度及排列宽度和纵向管排数后,冷、热流体的壳体就可以确定了。这里要提醒的是,壳体在结构上应防止流体的偏流现象。

3)对实际换热工艺和材料等,可以对某些参数进行选定,选定后经验算可用就行了。例如,用现有管材可确定热管管径。

4)原来使用或设计的热管换热器的经验数据可以在估算时选用,从而简化计算。参考文献:

[1]　方彬,白文彬.锅炉和窑炉节能热管换热器[M].哈尔

(20)

式中:ΔP———流体阻力损失,mmH2O;

N———流动方向上的管排数;

滨:哈尔滨工业大学出版社,1985.

[2]　王磊.热管换热器及其在余热回收中的应用[J].纯碱

ρ———气体密度,kg/m3;

g———重力加速度,m/s;

工业,2000,(5):34～36.

2001年第3期　　　　　　　　　　　　热管换热器的设计计算

热管换热器的设计计算

摘要:简要介绍由冷热流体换热的工艺参数确定热管换热器结构参数的具体方法,从而设计出结构合理的热管换热器。

关键词:热管换热器;结构参数;设计计算

中图分类号:TQ051.5　　2001)03-0039-05

　　排列方式所组成。热管及热管换热器的传热特性决定了热管换热器具有很多优点和广泛的适应性,因

[1]

而热管换热器的应用很普遍。下面就热管换热器

dv=1.64

0.5

(Pvρv)

(1)

式中:dv———管内蒸汽流通截面的直径,m;

ρ——管内蒸汽的密度,kg/m3;v—

Pv———管内蒸汽的压力,Pa;

的结构参数设计内容作一些简要介绍。

1　热管的参数计算

1.1　热管管径的计算

γ———管内工质的汽化潜热,kJ/kg;

Qc———声速限的传热量,kW。

热管中从冷凝段回流到蒸发段的液体的一部分,由于蒸汽流的流动将被携带到冷凝段,因而造成

蒸发段干枯,引起蒸发段过热,这一极限称为热管的携带限。

对重力式无吸液芯热管,携带极限的管径可用下式计算:

dc=

-1/4-1/4

γ(ρ)+ρLV

-2

σ(ρ・[g・L-ρV)]4

(2)

在热管的加热段如果增加输入的热量超过一定值时,工质蒸汽流在加热段的出口处达到音速,便出

现蒸汽流量的阻塞现象。由此现象产生的传热量的界限称为音速极限(声速限)。

对以水为工质的热管,根据声速限计算热管管径可用下式:

式中:dc———蒸汽通道截面直径,m;

Qent———携带极限传热量,kW;

γ———工作状态下工质的汽化热,kJ/kg;ρρ——工作状态下工质汽、液密度,kg/m3;L—V、

σ———工作状态下工质液表面张力,N/m;

g———重力加速度,m/s。

纯　碱　工　业

式中:L1、L2———分别为加热段和冷却段的热管长

度,m;

K1、K2———分别为热端和冷端的传热系数(见

2.3中所定义),W/m2・K。

1.1.3　管径的选择步骤

首先,以声速极限和携带极限作为控制因素,按

照管的设计热负荷的1.5～2倍,由式(1)和式(2)来计算热管的最小管径,所选管径必须大于两者中的最大者。

表1　管径、加热段的长度(mm)

500～10001000～20002000～3500

对于气—气型热管换热器,90%以上的传热热

阻集中在管外放热侧,因此上式可简写成

L经=

≈=K11

MM-0.538

(5)

α——式中:α2—1、

(m2・K;

M2()

o()()

～2525～3232～60

量,kg/h。

在计算时,需先确定L经,再根据传热原理求K1、K2。为此,可先估计K1、K2值,估算出L经,再进行精确的传热计算。K1与K2值可按表2估计。

表2　K1、K2估计值与管外传热特性的关系

最后,由强度计算进行核算,看所选的管径能否

满足强度要求。管内可承受的压力与管径的关系可表示如下:

(3)Pv=

do-δ式中:δ———管壁厚度,mm;

[σ]———许用应力,Pa;

do———管外径,mm;

Pv———管内允许承受的压力,Pa。

外部换热特点气体在翅片管外对流水在管外对流有机流体在管外对流

从管外到管内的传热系数K1(K2)

β40×

2000～3000500～1000

W/m2・KW/m2・KW/m2・K

　　注:β为翅化比,见1.5中定义。

1.2.2　安全长度比

每根热管都有其可承受的管内最高工作压力

(6)[L]=K1T1-[TV]式中:[L]———安全长度比;

K1、K2———分别为热端和冷端的传热系数,

W/m2・K;

[TV]———管内允许承受的最大压力下工质的

对碳钢管材,水为工质时,热端流体温度小于250℃

时,取热端流体温度的饱和水蒸汽压为管内最大压力;热端流体温度大于250℃时,取250℃时水的饱和蒸汽压为管内最大压力(工作温度要小于

)。为了安全起见,[σ]取对应Pv温度下的最200℃大许用应力的

。最大许用应力可以从有关压力容4

器设计资料中查得。1.2　热管热端与冷端长度比的计算1.2.1　经济长度比

L经=

=L2

饱和温度,K;

T1、T2———分别为热流体和冷流体的温度,K。安全长度比主要用于验证计算确定的长度比是否安全。1.3　工质的选择

工质的选择要满足与热管材质相容性和热物理

(4)

2001年第3期　　　　　　　　　　　　热管换热器的设计计算

T0———翅片根部温度,K。

TV=

1+n

η值与翅片的种类和安装形式等多种因素有关,可查阅有关传热书籍得到。根据实践经验η,值约为80%～86%。1.5.2　翅化比的计算

(7)

在计算传热系数时,常以光管面积为基准来计算,因此翅化比定义为翅化后热管的外表面积与光管外表面积之比,用β表示,即

式中:TV———工质的工作温度,K;

T1、T2———分别为热流体和冷流体温度,K;n———为

值,可按表3选取(A1、A2分别K1A1

(10)

是热端和冷端热管传热面积,m2)。

表3　Vn气—气型热管换热气—液型热管换热

当液体为有机流体时当相变流体为水时当相变流体为有机物时

n=1n=3～4n=2～3n=4～5n=3～4

—,m2;

Af,m;A0———翅化端光管外表面积,m。

确定了η和β后,翅化后以光管为基准的给热

系数α与以整个翅片管外表面积为基准的给热系数α′之间有如下关系,即

α=αβη′・・

(11)

气—汽型热管换热

2　热管换热器的设计计算

1.4　壁温计算

为了防止热管热端的露点腐蚀,热端外壁温度必须高于热流体露点一定值。热端外壁温度计算可按下式:

TW0=T1-Q2.1　流体对热管的迎面质量流速的确定

　表4　管排数对应的迎面质量流速

43.3～3.6

αA10・1

(8)

式中:TW0———热管热端外壁温度,K;

T1———热流体温度(以出口计),K;

Qi———单管传热量(以最后计算值计),W;A10———单管热端光管外表面积,m2;

α——热端以光管外表面积为基准的管外给1—

热系数,W/m2・K。

1.5　翅片效率与翅化比1.5.1　翅片效率

单位kg/m2・s

流动方向上的管排数

82.4～2.7

η=

T0-Tf

(9)

～3

对气—气型换热器,热端和冷端流体速度还应满足:G1/G2=(M1/M2)1.538。

对流体为液体,因其在换热器内阻力降一般不是主要影响因素,可根据流体性质和实际要求确定

G值。

式中: Tw———翅片表面温度平均值,K;

Tf———流体温度,K;

在设计时,还可以采取其他措施来改变传热和

纯　碱　工　业

=+ln

λ2diK2α2

阻力降的要求。例如,选取顺排或叉排,改变管间

距、翅片高度、翅化比等等。2.2　热管长度的计算

选定了热管换热器的热端迎风速度G1后(热流体一般为气体),就可以根据实际气体的质量流量

M1来计算出迎风面积S1,即S1=M1/G1。再根据

(14)

K01

α1+

+λln

α2di2L2

实际设计确定迎风面的宽度,即热管的排列宽度Z。

Z可由热管管间距和迎风面热管的排列数目计算,或者由实际需要确定。然后用下式即可确定热管热端长度L1了,即

L1=Zsinθ

(15)・ln2λdiL2

式中:K1、K2———分别为端和冷端传热系数,

W/m2・K;

αα——,2—1、

m・K;

i,m。

(式中:S1———2Z———θ———,若热管与流体

流向垂直,则L1=

。Z

,上面三式中都需加入Rs项。

计算出K1、K2后,可用前述安全长度比和经济长度比的计算式来验算这两种长度比,特别是安全长度比必须验算。

有了总传热系数K01,可由传热方程计算出热端光管面积A1,即

A1=

确定了L1后,由式(4)或式(5)便可求出冷端热管长度L2。

ΔTmK01・

(16)

式中:A1———热端光管外表面积,m2;

Q———换热器传热量,W;K01———以热端光管外表面计的总传热系数

W/m2・K;

ΔΤm———传热平均温差(按一般换热器求冷热流体温差方法计算),K。

α关于α2的计算,这里不作详细说明,对不同1、

工况可查阅有关传热学资料用相应公式计算。这里

α需要强调的是,α2对翅片管和光管来说,计算上1、

差别较大,应加以区分。对叉排环形翅片管且气流垂直绕流翅片管的换热器,管束外的对流给热系数α′推荐按下式计算(其标准误差在5%左右)。

对于低翅片管束,df/db=1.2～1.7,db=13.5～16mm,

0.667

α′=0.1057dbμ

(17)(pr)・δ

对于高翅片管束,df/db=1.7～2.4,db=12～

1/3

0.164

0.075

(13)=+ln

K1α2λdi1

41mm,

α′=0.1378

dbμ

0.718

・

2001年第3期　　　　　　　　　　　

(pr)

1/3

　热管换热器的设计计算

f———为摩擦系数,f=18.93・G-0.316

0.296

(18)

式中:α′———[与

α2的关系按(11)式定义],W/m・1或α

df、db———分别为翅片外径和根径,m;

0.927

0.515

式中:db———翅片根径,m;

S1、S2———分别为热管横向和纵向管间距,m;

μ———气体粘度系数,N・s/m2;

Gmax———最窄截面处的气体质量流速,

δ—y、H、——分别为翅片间隙、高度和厚高,m;λ———管外气体的导热系数,W/m・K;

Pr———管外气体的普朗特准数;

kg/m2・s。

μ———管外气体的粘度系数,N・s/m;

Gmax———最窄截面处的气体质量流速,

kg/m2・s。

。此式的适用范

Re・G/,S1/S2=1.8～.=7,b～41mm。

,则阻力降近似用上述计算值的%来估算。

2.4　,δ)和热端热管的长度L1,由此A1、管子的大小(do×我们可求出所设计的换热器所需热管的数目n了,即

n=πd0L1

对其他形式的翅片管或光管管束的流体阻力,

可查阅有关管束外流体流动阻力的资料进行计算,或根据实践经验进行估算。

3　几点说明

(19)

1)从整个设计计算过程可以看出,热管换热器

再根据实际设计需要确定的管子排列方式、管间距

d1和迎风面宽度Z就可确定沿气流方向上的热管排数和实际热管数目了。

由实际热管数目n和换热器的传热量Q即可求出单管传热量Qi,即Qi=Q/n。这里需要把Qi值与计算热管管径时所选取的单管传热量比较,如果Qi

对气体绕叉排环形翅片管束的阻力降可用下式计算

ΔP=fgρ

2)确定了热管的冷热端长度及排列宽度和纵向管排数后,冷、热流体的壳体就可以确定了。这里要提醒的是,壳体在结构上应防止流体的偏流现象。

3)对实际换热工艺和材料等,可以对某些参数进行选定,选定后经验算可用就行了。例如,用现有管材可确定热管管径。

4)原来使用或设计的热管换热器的经验数据可以在估算时选用,从而简化计算。参考文献:

[1]　方彬,白文彬.锅炉和窑炉节能热管换热器[M].哈尔

(20)

式中:ΔP———流体阻力损失,mmH2O;

N———流动方向上的管排数;

滨:哈尔滨工业大学出版社,1985.

[2]　王磊.热管换热器及其在余热回收中的应用[J].纯碱

ρ———气体密度,kg/m3;

g———重力加速度,m/s;

工业,2000,(5):34～36.

热管换热器的设计计算

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