板式換熱器設計【版本2】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 優(yōu)秀本科畢業(yè)設計（論文） 板式換熱器畢業(yè)設計 第一章 概 論 1.1綜 述 1.1.1板式換熱器發(fā)展簡史 目前板式換熱器已成為高效、緊湊的熱交換設備，大量地應用于工業(yè)中。它的發(fā)展已有一百多年的歷史。 德國在1878年發(fā)明了板式換熱器，并獲得專利，到1886年，由法國M.Malvazin首次設計出溝道板板式換熱器，并在葡萄酒生產中用于滅菌。APV公司的R.Seligman在1923年成功地設計了可以成批生產的板式換熱器，開始時是運用很多鑄造青銅板片組合在一起，很像板框式壓濾機。1930年以后，才有不銹鋼或銅薄板壓制的波紋板片板式換熱器，板片四周用墊片密封，從此板式換熱器的板片，由溝道板的形式跨入了現(xiàn)代用薄板壓制的波紋板形式，為板式換熱器的發(fā)展奠定了基礎。 與此同時，流體力學與傳熱學的發(fā)展對板式換熱器的發(fā)展做出了重要的貢獻，也是板式換熱器設計開發(fā)最重要的技術理論依據。如：19世紀末到20世紀初，雷諾（Reynolds）用實驗證實了層流和紊流的客觀存在，提出了雷諾數——為流動阻力和損失奠定了基礎。此外，在流體、傳熱方面有杰出貢獻的學者還有瑞利（Reyleigh）、普朗特（Prandtl）、庫塔（Kutta）、儒可夫斯基（жуковски ǔ）、錢學森、周培源、吳仲華等。 通過廣泛的應用與實踐，人們加深了對板式換熱器優(yōu)越性的認識，隨著應用領域的擴大和制造技術的進步，使板式換熱器的發(fā)展加快，目前已成為很重要的換熱設備。 近幾十年來，板式換熱器的技術發(fā)展，可以歸納為以下幾個方面。 1：研究高效的波紋板片。初期的板片是銑制的溝道板，至三四十年代，才用薄金屬板壓制成波紋板，相繼出現(xiàn)水平平直波紋、階梯形波紋、人字形波紋等形式繁多的波紋片。同一種形式的波紋，又對其波紋的斷面尺寸——波紋的高度、節(jié)距、圓角等進行大量的研究，同時也發(fā)展了一些特殊用途的板片。 2：研究適用于腐蝕介質的板片、墊片材料及涂（鍍）層。 3：研究提高使用壓力和使用溫度。 4：發(fā)展大型板式換熱器。 5：研究板式換熱器的傳熱和流體阻力。 6：研究板式換熱器提高換熱綜合效率的可能途徑。 1.1.2我國設計制造應用情況 我國板式換熱器的研究、設計、制造，開始于六十年代。 1965年，蘭州石油化工機器廠根據一些資料設計、制造了單板換熱器面積為0.52m2的水平平直波紋板片的板式換熱器，這是我國首家生產的板式換熱器，供造紙廠、維尼綸廠等使用。八十年代初期，該廠又引進了W.Schmidt公司的板式換熱器制造技術，增加了板式換熱器的品種。 1967年，蘭州石油機械研究所對板片的六種波紋型式作了對比試驗，肯定了人字形波紋的優(yōu)點，并于1971年制造了我國第一臺人字形波紋板片（單板換熱面積為0.3m2）的板式換熱器，這對于我國板式換熱器采用波紋型式的決策起了重要的作用。1983年，蘭州石油機械研究所組織了板式換熱器技術交流會，對板片的制造材料、板片波紋型式、單片換熱面積、板式換熱器的應用等方面進行了討論，促進了我國板式換熱器的發(fā)展。國家石油鉆采煉化設備質量監(jiān)測中心還對板式換熱器的性能進行了大量的測定。 清華大學于八十年代初期，對板式換熱器的換熱、流體阻力和優(yōu)化等方面進行了理論研究，認為板式換熱器的換熱，以板間橫向繞流作為換熱物理模型，該校還對板式換熱器的熱工性能評價指標及板式換熱器的計算機輔助設計進行了研究。近幾十年來，他們還作了大量的國產板片的性能測定。 河北工學院就板式換熱器的流體阻力問題進行了研究，認為只有當板片兩側的壓差相等或壓差很小時，板片以自身的剛性使板間距保持在設計值上，否則板片會發(fā)生變形，致使板間距發(fā)生變化，出現(xiàn)受壓通道和擴張通道。其次，他們把板式換熱器的流體阻力分解為板間流道阻力和角孔道阻力（包括進、出口管）進行整理，得到一種新的流體阻力計算公式。 天津大學對板式換熱器的兩相流換熱及其流體主力計算進行了大量的研究，得出考慮因素比較全面的換熱計算公式。近年來，研制了非對稱型的板式換熱器，進行了國產板式換熱器的性能測定及優(yōu)化設計等工作。 華南理工大學、大連理工大學等高等院校和科研單位，也對板式換熱器的換熱、流體阻力理論或工程應用方面作了很多有益的工作。 進入二十一世紀以來，我過的板式換熱器研究取得了長足的進步，在借鑒國外先進經驗的同時，也逐漸形成了自己的一套設計開發(fā)模式，與世界領先技術的差距進一步縮小。我國板式換熱器的制造廠家有四五十家、年產各種板式換熱器數千臺計，但是我國的板式換熱器的應用遠不及國外，這與人們對板式換熱器的了解程度、使用習慣以及國內產品的水平有關。七十年代，板式換熱器主要應用于食品、輕工、機械等部門；八十年代也僅僅是應用到民用建筑的集中供熱；八十年代中期開始，在化工工藝流程中較苛刻的場合也出現(xiàn)了板式換熱器的身影。由于人們對板式換熱器工作原理、熱力計算、校驗等不熟悉的原因，使得板式換熱器在開發(fā)到應用的時間跨度上，花費了較多的時間。 1.1.3國外著名廠家及其產品 現(xiàn)在，世界上各工業(yè)發(fā)達國家都制造板式換熱器，其產品銷往世界各地。最著名的廠家有英國APV公司、瑞典ALFA-LAVAL公司、德國GEA公司、美國OMEXEL公司、日本日阪制作所等。 （一）：英國APV公司。APV公司的Richard Seligman博士于1923年就成功設計了第一臺工業(yè)性的板式換熱器。其在國外有20個聯(lián)合公司，遍及美、德、法、日、意、加等國。Seligman設計的板式換熱器板片為塞里格曼溝道板。三十年代后期，英國人Goodman提出的階梯形斷面的平直波紋，性能并不十分優(yōu)越。目前APV公司生產的板式換熱器稱為Paraflow，其波紋多屬人字形波紋，最大單板換熱面積為2.2m2，單臺換熱器最大流量為2500m3/h。換熱器最高使用溫度為260℃、最大使用壓力為2.0MPa、最大的單臺換熱面積為1600m2。APV公司換熱器產品情況如表1-1: 表1-1 APV公司主要的板式換熱器 板式換熱器型 號 最高工作 壓 力(MPa) 單板換熱 面 積(m2) 半片外型尺寸 長X寬 (mm X mm) 單臺最多 板 片 數 長管尺寸（mm） SR1 1.03 0.0258 570X210 150 38 HMB 0.69 0.34 1114X318 187 51 SR35 1.55 0.34 1152X392 414 75 R40 1.37 0.38 1150X445 409 102,127,152 R55 2.06 0.52 1156X416 362 102 R56 0.93 0.52 1156X416 350 102 R106 0.69 1.078 1984X712 427 300 R235 0.83 2.2 2739X1107 729 400 板式換熱器型 號 最高工作 壓 力(MPa) 單板換熱 面 積(m2) 半片外型尺寸 長X寬 (mm X mm) 單臺最多 板 片 數 長管尺寸（mm） (表1-1續(xù)) （二）：ALFA-LAVAL公司。ALFA-LAVAL公司制造的板式換熱器，其銷售遍布99個國家，從該公司于1930年生產的第一臺板式巴氏滅菌器開始，已有60多年的歷史。公司在1960年就采用了人字形波紋板片；1970年發(fā)展了釘焊板式換熱器；1980年對葉片的邊緣做了改造，以增強抗壓能力。該公司的標準產品性能：最高工作壓力2.5MPa；最高工作溫度250℃；最大單臺流量3600m3/h；總傳熱系數3500~7500W/(m2.K)；每臺換熱面積0.1~2200m2；最大接管尺寸450mm。 （三）：GEA AHLBORN公司。該公司現(xiàn)有Free-Flow和Varitherm兩個系列產品。前者抗壓能力差，后者為人字形波紋片。Free-Flow為弧形波紋板片，其結構特殊，板片的斷面是弧狀，而且分割成幾個獨立的流道，相鄰兩板波紋之間無支點，靠分割流道的墊片作支撐，以抗壓力差。顯而易見，這種板片的承壓能力較低。Varitherm為人字形波紋板片，一般情況下，同一外形尺寸和墊片中心線位置的板片，有縱向人字形和橫向人字形兩種形式。GEA AHLBORN的板式換熱器技術特性如表1-2： 表1-2 GEA AHLBORN公司主要板式換熱器技術特性 型號 板片 最高工作壓 力(MPa) 最高工作溫 度 (℃) 最大流量 (m3/h) 波紋型式 外形尺寸長x寬(mm) 單板換熱面積（m2） Free-Flow 157 一列弧形 670X250 0.0915 — — 5 159 二列弧形 1065X330 0.292 — — 15 161 三列弧形 — 0.54 — — 30 Varitherm 4P 縱人字形 510X128 0.00112 2.5 260 15 10 縱人字形 781X213 0.115 1.6 250 35 20 縱/橫人字形 992X336 0.26 1.6 250 100 40 縱/橫人字形 1392X424 0.46 1.6 250 220 402 縱/橫人字形 654X424 0.148 1.6 250 220 405 縱/橫人字形 1091X424 0.80 1.6 250 220 80 縱/橫人字形 1754X610 0.81 1.6 250 500 805 縱/橫人字形 1194X610 0.40 1.6 250 500 130 縱/橫人字形 2195X810 1.28 1.6 250 1500 1306 縱/橫人字形 1635X810 0.81 1.6 250 1500 1309 縱/橫人字形 2008X810 1.41 1.6 250 1500 注：縱/橫人字形，指有縱向人字形和橫向人字形兩種波紋板片。 （四）：W.Schmidt公司。公司早期生產截球形波紋片（sigma-20），因性能欠佳已不再生產。該公司的Sigma板片，除小面積的為水平平直波紋外，都為人字形波紋，而且同一單板面積和同一外形尺寸、墊片槽尺寸的板片有兩種人字角的人字形波紋，增加了組合形式，以適應各種工況的需要。W.Schmidt公司的板式換熱器，一般工作壓力為1.6MPa，最小的單板換熱面積為0.035m2、最大的單板換熱面積為1.55m2。 （五）：HISAKA(日阪制作所)公司。在1954年，公司研究成功EX-2型板片；現(xiàn)在，該公司有水平平直波紋板和人字形波紋板兩種。其板式換熱器技術特性見表1-3： 表1-3 HISAKA公司板式換熱器技術特性 型號 單位換熱面 積 (m2) 處理量(m3/h) 最高工作壓 力(MPa) 最高工作溫 度 (℃) 最大單臺換熱面積(m2) 備注 水平平直波紋板片 EX-1 0.157 23 0.4 200 15 EX-15 0.314 140 1.2 200 60 EX-16 0.55 240 1.2 200 150 EX-11 0.71 460 1.2 200 150 EX-12 0.8 883 1.0 200 260 人字形波紋板片 UX-01 0.087 36 1.5~2.0 200 5 UX-20 0.375 140 1.5~2.0 200 100 H.L UX-40 0.76 540 1.5~1.8 200 250 H.L UX-60 1.16 900 1~1.3 200 500 H.L UX-80 1.70 1520 1~1.3 200 800 H.L 注：H.L-為有兩種不同人字角的板片。 （六）：OMEXELL(歐梅塞爾)公司。OMEXELL公司提供的板式換熱器包含拼裝式、釬焊式、“寬間隙”自由流、雙壁式、半焊式、多段式等系列，作為一家成功的板式換熱器公司，所提供的交換熱方案也是綜合性的。 公司所生產的產品符合壓力容器規(guī)范和質量保證體系: 美國ASME 日本JIS標準 美國3A衛(wèi)生標準 中國GB16409-1996 ISO9001/14001/18000 OMEXELL公司產品提供的材料、材質特性 （表1-4、表1-5、表1-6、表1-7）： 表1-4板片材質 不銹鋼AISI304/316/316L 凈水、河川水、食用油、礦物質 SM0254 稀硫酸、無機水溶液 鈦及鈦鈀 海水、鹽水、鹽化 鎳 高溫、高濃度苛性鈉 哈氏合金 濃硫酸、鹽酸、磷酸 鉬 稀硫酸、無機水溶液 石墨 鹽酸、中濃度硫酸、磷酸、氟酸 表1-5墊片材質 丁腈橡膠 水、海水、礦物質、鹽水 110-140℃ 三元乙丙膠 熱水、蒸汽、酸、堿 150-170℃ 氟橡膠 高溫水、酸、堿、有機溶劑 180℃ 氯丁橡膠 酸、堿、礦物質、潤滑油 130℃ 硅橡膠 食品、油、脂肪、酒精 180-220℃ 石棉 260℃ 表1-6框架材質 標準 碳鋼 特殊 包不銹鋼/全不銹鋼 表1-7接口材質 標準 SS 不銹鋼村套 特殊 定情橡膠 三元乙丙膠 哈氏合金 鈦及其他合金 藉由各國公司的發(fā)展情況不難發(fā)現(xiàn)，板式換熱器的整個發(fā)展，其最終目的都是圍繞著如何提高熱交換效率。早期的發(fā)展由于技術限制，主要發(fā)展的就是結構、板型，通過優(yōu)化、熱力計算及分析，這些優(yōu)化的方法都是可行的。進入現(xiàn)代以后，板式換熱器的發(fā)展著重于材料的選擇以及結構上的細節(jié)優(yōu)化。 1.2 板式換熱器基本構造 1.2.1整體結構 板式換熱器的結構相對于板翅式換熱器、殼管式換熱器和列管式換熱器比較簡單，它是由板片、密封墊片、固定壓緊板、活動壓緊板、壓緊螺柱和螺母、上下導桿、前支柱等零部件所組成，如圖1-1所示： 圖1-1 板式換熱器結構示意圖 板片為傳熱元件，墊片為密封元件，墊片粘貼在板片的墊片槽內。粘貼好墊片的板片，按一定的順序（如圖1-1所示，冷暖板片交叉放置）置于固定壓緊板和活動壓緊板之間，用壓緊螺柱將固定壓緊板、板片、活動壓緊板夾緊。壓緊板、導桿、壓緊裝置、前支柱統(tǒng)稱為板式換熱器的框架。按一定規(guī)律排列的所有板片，稱為板束。在壓緊后，相鄰板片的觸點互相接觸，使板片間保持一定的間隙，形成流體的通道。換熱介質從固定壓緊板、活動壓緊板上的接管中出入，并相間地進入板片之間的流體通道，進行熱交換。 圖1-1所示板式換熱器為可拆式板式換熱器，其原理就是在上導桿處安裝了活動滑輪、頂壓裝置，在增減板片的時候，可以通過該滑輪調節(jié)換熱器內可安裝板片數量，頂壓裝置加固整體結構牢固性；而對于一些小型的板式換熱器，則沒有該裝置，而是直接地將固定壓緊板和活動壓緊板通過導桿固定連接起來，這種結構沒有清洗空間，清洗、檢查時，板片不能掛在導桿上，雖然這樣的結構輕便簡易，但對大型的、需經常清洗的板式換熱器不太適用。 對于要進行兩種以上介質換熱的板式換熱器，則需要設置中間隔板。 在乳品加工的巴氏滅菌器中，為了增加在滅菌溫度下乳品的停留時間，通常需要在滅菌器的特定位置上安裝延遲板。 為了節(jié)約占地面積，APV公司和ALFA-LAVAL公司開發(fā)應用了一種雙框架結構，該結構有兩種形式，第一種是公用一個檢修空間，左右各設一個固定壓緊板，中間設兩個活動壓緊板；第二種是共用中間的固定壓緊板，左、右各設一個活動壓緊板。雙框架的結構，可視為兩臺板式換熱器裝在一起。 1.2.2流程組合方式 為了使流體在板束之間按一定的要求流動，所有板片的四角均按要求沖孔，墊片按要求粘貼，然后有規(guī)律地排列起來，形成流體的通道，稱為流程組合。（圖1-2[a]、[b]、[c]是典型的排列方式）流程組合的表示方式為： 式中：M1，M2，…Mi ：從固定壓緊板開始，甲流體側流道數相等的流程數； N1，N2，…Ni ：M1，M2，…Mi中的流道數； m1，m2，…mi ：從固定壓緊板開始，乙流體側流道數相等的流程數； n1，n2，…ni :：m1，m2，…mi中的流道數。 圖1-2 典型的流程組合 1.2.3半片形式及其性能 板片是板式換熱器的核心元件，冷、熱流體的換熱發(fā)生在板片上，所以它是傳熱元件，此外它又承受兩側的壓力差。從板式換熱器出現(xiàn)以來，人們構思出各種形式的波紋板片，以求得換熱效率高、流體阻力低、承壓能力大的波紋板片。 （一）常用形式 板片按波紋的幾何形狀區(qū)分，有水平平直波紋、人字形波紋、斜波紋等波紋板片；按流體在板間的流動形式區(qū)分，有管狀流動、帶狀流動、網狀流動的波紋板片。 （二）特種形式 為了適應各種工程的需要，在傳統(tǒng)板式換熱器的基礎上相繼發(fā)展了一些特殊的板片及特殊的板式換熱器。 1：便于裝卸墊片的板片 2：用于冷凝器的板片 3：用于蒸發(fā)器的板片 4：板管式板片 5：雙層板片 6：石墨材料板片 7：寬窄通道的板片 1.2.4密封墊片 板式換熱器的密封墊片是一個關鍵的零件。板式換熱器的工作溫度實質上就是墊片能承受的溫度；板式換熱器的工作壓力也相當程度上受墊片制約。從板式換熱器結構分析，密封周邊的長度(m)將是換熱面積(m2)的6~8倍，超過了任何其它類型的換熱器。 1.2.5焊接式板式換熱器 （一）半焊式板式換熱器 半焊式板式換熱器的結構是每兩張波紋板焊接在一起，然后將它們組合在一起，彼此之間用墊片進行密封。焊接在一起的板間通道走壓力較高的流體，用墊片密封的板間通道走壓力較低的流體，所以這種板式換熱器提高了其中一側的工作壓力。 （二）全焊接式板式換熱器 為了使板式換熱器適用于高溫、高壓下工作，將板片互相焊接在一起，在六十年代就有此類產品。ALFA-LAVAL公司生產的Lamalla板式換熱器就是屬于全焊接式板式換熱器。但是這種結構制造困難，板片破損后也無法修復。 1.2.6再生式冷卻系統(tǒng) 再生式冷卻系統(tǒng)，就板式換熱器本身而言，和普通的板式換熱器沒有差別，只是在管線上增加了換向閥，并進行自動控制，變換兩流體的流向，使之反洗，以清除積存在板片上的雜質。 1.3板式換熱器的優(yōu)缺點及應用 1.3.1優(yōu)缺點 人們通過科學研究和生產實踐，對板式換熱器的特點有了深刻的了解，并總結出一系列優(yōu)缺點，通常是和管殼式換熱器加以比較，共歸納為以下幾點： （一）優(yōu)點 1：傳熱系數高 管殼式換熱器的結構，從強度方面看是很好的，但從換熱角度看并不理想，因為流體在殼程中流動時存在著折流板—殼體、折流板—換熱管、管束—殼體之間的旁路。通過這些旁路的流體，并沒有充分地參與換熱。而板式換熱器，不存在旁路，而板片的波紋能使流體在較小的流速下產生湍流。所以板式換熱器有較高的傳熱系數，一般情況下是管殼式換熱器的3~5倍。 2：對數平均溫差大 在管殼式換熱器中，兩種流體分別在殼程和管程內流動，總體上是錯流的流動方式。如果進一步分析，殼程為混合流動，管程是多股流動，所以對數平均溫差都應采用修正系數。修正系數通常較小。流體在板式換熱器內的流動，總體上是并流或逆流的流動方式，其溫差修正系數一般大于0.8，通常為0.95。 3：占地面積小 板式換熱器結構緊湊，單位體積內的換熱面積為管殼式換熱器的2~5倍，也不像管殼式換熱器那樣需要預留抽出管束的檢修場地，因此實現(xiàn)同樣的換熱任務時，板式換熱器的占地面積約為管殼式換熱器的1/5~1/10。 4：重量輕 板式換熱器的板片厚度僅為0.6~0.8mm，管殼式換熱器的換熱管厚度為2.0~2.5mm；管殼式換熱器的殼體比板式換熱器的框架重得多。在完成同樣的換熱任務的情況下，板式換熱器所需要的換熱面積比管殼式換熱器的小。 5：價格低 在使用材料相同的前提下，因為框架所需要的材料較少，所以生產成本必然要比管殼式換熱器低。 6：末端溫差小 管殼式換熱器，在殼程中流動的流體和換熱面交錯并繞流，還存在旁流，而板式換熱器的冷、熱流體在板式換熱器內的流動平行于換熱面，且無旁流，這樣使得板式換熱器的末端溫差很小，對于水—水換熱可以低于1℃，而管殼式換熱器大約為5℃，這對于回收低溫位的熱能是很有利的。 7：污垢系數低 板式換熱器的污垢系數比管殼式換熱器的污垢系數小得多，其原因是流體的劇烈湍流，雜質不宜沉積；板間通道的流通死區(qū)小；不銹鋼制造的換熱面光滑、且腐蝕附著物少，以及清洗容易。 8：多種介質換熱 如果板式換熱器安裝有中間隔板，則一臺設備可以進行三種或三種以上介質的換熱。 9：清洗方便 板式換熱器的壓緊板卸掉后，即可松開板束，卸下板片，進行機械清洗。 10：容易改變換熱面積或流程組合 只需要增加（或減少）板片，即可達到需要增加（或減少）的換熱面積。 （二）缺點 1：工作壓力在2.5MPa以下 板式換熱器是靠墊片進行密封的，密封的周邊很長，而且角孔的兩道密封處的支撐情況較差，墊片得不到足夠的壓緊力，所以目前板式換熱器的最高工作壓力僅為2.5MPa；單板面積在1m2以上時，其工作壓力往往低于2.5MPa。 2：工作溫度在250℃以下 板式換熱器的工作溫度決定于密封墊片能承受的溫度。用橡膠類彈性墊片時，最高工作溫度在200℃以下；用壓縮石棉絨墊片(Caf)時，最高工作溫度為250~260℃。 3：不宜于進行易堵塞通道的介質的換熱 板式換熱器的板間通道很窄，一般為3~5mm，當換熱介質中含有較大的固體顆?；蚶w維物質，就容易堵塞板間通道。對這種換熱場合，應考慮在入口安裝過濾裝置，或采用再生冷卻系統(tǒng)。 1.3.2應用 板式換熱器早期只應用于牛奶高溫滅菌、果汁加工、啤酒釀造等輕工業(yè)部門。隨著制造技術的提高，出現(xiàn)了耐腐蝕的板片材料和耐溫、耐腐蝕的墊片材料，板片也逐漸大型化?，F(xiàn)代的板式換熱器廣泛地應用于各種工業(yè)中，進行液—液、氣—液、汽—液，換熱和蒸發(fā)、冷凝等工藝過程。諸如：化學工業(yè)、食品工業(yè)、冶金工業(yè)、石油工業(yè)、電站、核電站、海洋石油平臺、機械工業(yè)、污水處理、民用建筑工業(yè)等。 1.4 產品質量及產生的問題 板式換熱器的零部件品種少，標準化、通用化程度高，所以制造工藝很容易實現(xiàn)規(guī)范化。 國外大型的板式換熱器制造廠都有自己的質量標準，但均不公開對外。目前尚無板式換熱器制造的國際標準或通用的先進標準。這就給產品的質量控制帶來了問題。 我國根據自己的生產、使用實踐，并分析了國外產品的質量，制定了專業(yè)標準，即：ZBJ74001-87《可拆卸板式換熱器技術條件》、JB/TQ540-87《可拆卸板式換熱器性能測試方法》、JB/TQ538-87《可拆卸板式換熱器質量分等》。適用于輕工、醫(yī)藥、食品、石油、化工、機械、冶金、礦山、電力及船舶等部門。 綜上所述，對板式換熱器的主要制造技術要求是： 一、制造材料 我國板式換熱器主要零部件的制造材料參見表1-6、表1-7。 二、半片質量 1：表面不允許超過厚度公差的凹坑、劃傷、壓痕等缺陷，沖切毛刺必須清除干凈。 2：食品工業(yè)用的板片，沖壓后其工作表面的粗糙度應不低于原板材。 3：波紋深度偏差應不大于0.20mm，墊片槽深度偏差也不應大于0.20mm。 4：成型減薄量應不大于原實際板厚的30%。 5：任意方向的基面平行度不大于3/1000mm。 三、墊片質量 1：表面不允許有面積大于3mm2、深度大于1.5mm的氣泡、凹坑及其它影響密封性能的缺陷。 2：物理性能和使用溫度應符合表1-8的規(guī)定： 表1-8 墊片性能要求和使用溫度 項目 氯丁橡膠 丁腈橡膠 三元乙丙橡膠 硅橡膠 氟橡膠 石棉纖維板 性能 扯斷強度(MPa) 7.0~10.0 扯斷伸長率(%) — 硬度 (邵氏A) — 永久壓縮變形(%) — 使用溫度 -40~100 -20~120 -50~150 -65~230 -20~200 20~350 四、換熱性能 板片的性能，在水—水換熱、逆流運行、熱側定性溫差為40℃、兩側流速為0.5m/s條件下的總傳熱系數，對水平平直波板片，應大于2210W/(m2.K);對于人字形波紋板片，應大于2908W/(m2.K)。 在第二章及以后章節(jié)，將會對板式換熱器的熱力計算進行重點、綜合的研究。 五、液壓試驗 以水為實驗液體，兩側應分別進行單側壓力試驗，試驗壓力為1.25倍設計壓力。試壓后應排除積水，吹干或晾干，然后再夾緊。 第二章 板式換熱器熱力及相關計算 2.1 傳熱過程 板式換熱器中冷、熱流體之間的換熱一般都是通過流體的對流換熱（或相變換熱）、垢層及板片的導熱來完成的，由于參與傳熱的流體通常都是液體而不是氣體，故不存在輻射換熱。 （一）對流換熱 對流和導熱都是傳熱的基本方式。對于工程上的傳熱過程，流體總是和固體壁面直接相接觸的。因此，熱量的傳遞一方面是依靠流體質點的不斷運動的混合，即所謂的對流作用；另一方面依靠由于流體和壁面以及流體各處存在溫差面造成的導熱作用。這種對流和導熱同時存在的過程，稱為對流換熱。 由于引起流體流動的原因不同而使對流換熱的情況有很大的差異，所以將對流換熱分為兩大類。一類是自然對流（或稱自由流動）換熱，即因流體各部分溫度不同引起的密度差異所產生的流動換熱，如：空氣沿散熱器表面的自然對流換熱；另一類是強制對流（或稱為強迫流動）換熱，即流體在泵或風機等外力作用下流動時的換熱，如：熱水在泵的驅動下，在管內流動時的換熱。一般情況下，強制流動時，流體的流速高于自由流動時，所以強制流動的對流換熱系數高。如：空氣的自由流動換熱系數約為5~25W/（m2.℃），而它的強制流動傳熱系數為10~100W（m2.℃）。 影響對流換熱的因素很多，如流體的物性（比熱容、導熱系數、密度、粘度等），換熱器表面形狀、大小，流體的流動方式，都會影響對流換熱，而且情況很復雜。在傳熱計算上為了方便，建立了以下的對流換熱量的計算公式（牛頓冷卻公式）： Q=α（tw-tf）A 或q=α（tw-tf） 有該公式可見，影響對流換熱的因素都被歸結到對流換熱系數中，對流換熱系數數值上的大小反映了對流換熱的強弱。 （二）相變換熱 在對流換熱中發(fā)生著蒸汽的凝結或液體的沸騰（或蒸發(fā)）的換熱過程，統(tǒng)稱為相變換熱。由于在這類換熱過程中，同時發(fā)生著物態(tài)的變化，情況要比單相流體中的對流換熱復雜得多，所以，相變換熱問題成為一個獨立的研究領域，而一般的對流換熱問題也就僅指單相流體而言。 1：凝結換熱 蒸汽和低于相應壓力下飽和溫度的壁面相接觸，在壁面上就會發(fā)生凝結。蒸汽釋放出汽化潛熱而凝結成液體，這種放熱現(xiàn)象稱為凝結換熱。 按照蒸汽在壁面上的凝結形式不同，可分為兩種凝結。一種為膜狀凝結，即凝結液能很好地潤濕壁面，凝結液以顆粒狀液珠的形式附著在壁面上，如水蒸汽在有油的壁面上凝結情況。膜狀凝結時所釋放出來的潛熱必須通過凝結膜才能供給較低溫度的壁面，顯然，這層液膜成為一項熱阻。而珠狀凝結時，換熱是在蒸汽與液珠表面和蒸汽與裸露的冷壁間進行的，所以膜狀凝結傳熱系數要比珠狀凝結傳熱系數低，如：水蒸汽在大氣壓下，膜狀凝結傳熱系數約為6000~104/(m2.℃)，而珠狀凝結時則為4*(104~106)W/(m2.℃)。但是在工業(yè)過程中，一般都是膜狀凝結，除非對壁面進行預處理或在蒸汽中加入促進劑。 對于單一介質，在層流膜狀凝結情況下，不考慮液膜內流體的對流，則液膜層中的溫度τ和速度ω分布如圖2-1所示： 圖2-1 層流凝結液膜中的速度和溫度分布 蒸汽流速對凝結換熱的影響很大，當蒸汽以一定的速度運動時，蒸汽和液膜間會產生一定的力的作用。若蒸汽和液膜的流動方向相同，這種力的作用將使凝結液膜減薄，并促使液膜產生一定的波動，故使凝結傳熱增強。當蒸汽和液膜流向相反時，力的作用會阻礙液膜流動，使液膜增厚，導致傳熱惡化。但是，當這種力的作用超過重力時，液膜會被蒸汽帶動面脫離壁面，反而使傳熱系數急劇增大。在板式換熱器中，由于流道狹窄，蒸汽的流動方向宜于自上而下，并且應單程布置，以便減小壓峰和有利于凝液的排除。由于冷卻介質與蒸汽在板式換熱器的通道中是平行地流動，兩者相對的流動方向不同影響到凝結過程的不同。逆流時因通道的下部溫差大，所以蒸汽凝結大部分發(fā)生在通道下部，而順流時則相反。見圖2-2所示： 圖2-2 順、逆流時流體沿程的溫度變化 所以，逆流時蒸汽的壓降要比順流時大，相應的飽和溫度下降較多，從而影響到冷凝換熱效果。因此，在滿足熱負荷的條件下，應該首先考慮選擇使用順流布置。 蒸汽的壓力對凝結換熱也有一定的影響，天津大學的研究表明，在同養(yǎng)殖量的流速下，壓力的提高使密度增大。從而使凝結換熱得到改善，并降低壓降。 蒸汽中不凝性氣體的存在，即使含量很小，傳熱系數也將大大降低。例如：水蒸汽中不凝性氣體容積的含量僅為0.5%時，傳熱系數就下降50%。在板式換熱器的運行系統(tǒng)中，應考慮到不凝性氣體的排除。 2：沸騰換熱 液體在受熱情況下產生的沸騰或蒸發(fā)吸熱過程，稱為沸騰換熱，這是一種流體由液相轉變?yōu)闅庀嗟膿Q熱過程。 液體在受熱表面上的沸騰可分為大空間沸騰（池沸騰）和有限空間沸騰（強迫對流沸騰）。不論哪種沸騰，又都有過冷沸騰和飽和沸騰之分。過冷沸騰是在液體主流溫度低于相應壓力下的飽和溫度而加熱壁面溫度已超過飽和溫度的條件下所發(fā)生的沸騰現(xiàn)象。飽和沸騰則是液體的主流溫度超過了飽和溫度，從加熱壁面產生的氣泡不再被液體重新凝結的沸騰。 飽和沸騰時，壁溫與液體飽和溫度之差（q=tw-ts）稱為沸騰溫差，設沸騰傳熱系數為αb，則有： q=α b(tw-ts) 在板式換熱器內所發(fā)生的飛騰過程屬于有限空間沸騰，流體是在外力驅動下的流動過程中因受熱而發(fā)生的沸騰，故也稱為強迫對流沸騰，它的沸騰點與流體在垂直管內流動時的沸騰狀況基本相同，見圖2-3。開始時是過冷沸騰，隨著溫度的提高，產生愈來愈多的氣泡，于是相繼產生泡狀、塊狀、氣塞狀、環(huán)狀以至霧狀的流動沸騰。在蒸汽中的液滴蒸發(fā)完后，流體的加熱就屬于單相流的強制換熱了，蒸汽得到過熱。 圖2-3 垂直管內沸騰時流型圖 （三）導熱 在板式換熱器中，板片及垢層的傳熱均屬于導熱。由于板片及垢層的厚度和板面尺寸相比很小，所以導熱過程可認為是沿厚度方向的一維導熱，其計算公式為： 及 式中 、、—分別為板材、一側垢層及另一側垢層的熱導率(W/m.℃)； 、、—分別為板材、一側垢層及另一側垢層的厚度(m)。 如果板片表面有非金屬涂層，則還應考慮通過涂層的導熱，其計算式為： 式中 —涂層熱導率(W/m.℃)； —涂層表面溫度(℃)； —涂層與板壁面接觸處溫度(℃)； —涂層厚度(m)。 2.2 熱力計算 熱力計算的目的在于使所設計的換熱器在服從傳熱方程式的基礎撒謊能夠滿足熱負荷所應具有的換熱面積、傳熱系數、總傳熱系數、平均溫差等綜合方面的計算。 2.2.1 確定總傳熱系數的途徑 在設計計算板式換熱器時，總傳熱系數的確定可通過兩條途徑： （一）選用經驗公式 有設計者根據經驗或從有關參考書籍、有關性能測定的實驗報告中，選用與工藝條件相仿、設備類型類似的換熱器的總傳熱系數值作為設計依據。 表2-1列出了一般情況下板式換熱器的總傳熱系數值。 表2-1 板式換熱器的經驗總傳熱系數K值 物料 水—水 水蒸氣—油 冷水—油 油—油 氣—水 K(W/m2.℃) 2800~4650 870~930 400~580 175~350 28~58 （二）計算確定 在設計計算中，常常需要知道比較準確的總傳熱系數值，這可以通過總傳熱系數的計算確定。但由于計算傳熱系數的公式有一定誤差及污垢熱阻也不容易準確估計等原因，計算得到的總傳熱系數值與實際情況也會有出入。 2.2.2 總傳熱系數的計算 （一）由熱阻關系求解 在板式換熱器中，熱量從高溫物體傳向低溫物體的過程中，通常存在著五項熱阻：板片熱側流體傳熱熱阻1/α1，污垢層熱阻Rs1，板片熱阻δ/λ，板片冷側流體傳熱熱阻1/α2，污垢層熱阻Rs2。它們之和即為總熱阻，總熱阻的倒數也就是總傳熱系數，故其計算式為： 為了解決腐蝕問題，有的換熱器的板片表層涂有防腐蝕涂層，因而存在涂層熱阻Rco1、Rco2，總傳熱系數的計算式則為： 涂層的厚度雖然一般僅為幾十微米，但涂層的導熱系數很小，一般為0.3~0.6W/(m.℃)，所以涂層熱阻相當大，絕對不能忽略。 （二）由傳熱方程求解 傳熱的基本方程式為 Q=KAΔtm 由此可求得總傳熱系數K=Q/(AΔtm)。 1：換熱量Q的計算 換熱量Q的計算可根據具體情況，分別在下列各式中選用： （1）單相流體的吸、放熱 Q=qmcp(t’-t’’) 或 Q=qm(i’-i’’) （2）流體的沸騰吸熱或凝結放熱 Q=qmxr 或 Q=qmx(i’’-i’) 以上式子表示產生qmx公斤的蒸汽所需要的沸騰吸熱量或qmx公斤蒸汽凝結所放出的熱量。 如果在板式冷凝器中產生過冷或板式蒸發(fā)器中發(fā)生過熱，則總熱量為凝結段放熱量與過冷段放熱量之和，或為蒸發(fā)段吸熱量與過熱段吸熱量之和。過冷段的熱量可用（1）中的式子進行計算。 2：平均溫差Δtm的求解 平均溫差Δtm的求解通常采用修正逆流情況下對數平均溫差Δtm的辦法，即先按逆流考慮再進行修正： Δtm=ψΔt1m 按逆流考慮時的對數平均溫差為 式中、—分別為逆流時端部溫差中的最大值和最小值。 修正系數ψ隨冷、熱流體的相對流動方向的不同組合而異，在串聯(lián)、并聯(lián)或混聯(lián)時可分別由圖2-4、圖2-5來確定：（也可以采用由Marriott實驗求得的修正系數，見圖2-6） 圖2-4 串聯(lián)時，板式換熱器的溫差修正系數 圖2-5 并聯(lián)時，板式換熱器的溫差修正系數 圖2-6 NTU法 板式換熱器的溫差修正系數 如果流體的溫度沿傳熱面的變化不太大，例如當/2時，可采用算術平均溫差代替對數平均溫差，即： =(-) 采用上式計算出的平均溫差與采用對數平均溫差計算的結果相比較，其誤差在4%范圍之內，這在工程計算上是允許的。 3：流體比熱容或傳熱系數變化時的平均溫差 當流體的比熱容不隨溫度變化時，流體溫度的變化與吸收或放出的熱量成正比，即成線性關系。 當流體的比熱容變化不大時，可取某一溫度時的比熱容作為平均比熱容。如果在設計的溫度范圍內，比熱容隨溫度的變化顯著（大于2~3倍），則用對數平均溫差的誤差很大，應改用積分平均溫差。 4：換熱面積A的計算 在板式換熱器的計算中，換熱面積A應采用有效換熱面積(Ao為單板的有效換熱面積，Ae為總的有效換熱面積，Ne為總的有效傳熱板片數) Ae=NeAo 2.2.3 傳熱系數的計算 （一）對流傳熱系數 流體在板式換熱器的通道中流動時，在湍流條件下，通常用下面的關聯(lián)式計算流體沿整個流程的平均對流傳熱系數uf 如果流體的粘度變化很大，則可采用Sieder-Tate的關聯(lián)式的形式： [Marriott指出，當流體被加熱時m=0.4；被冷卻時，m=0.3。C=0.15~0.4，n=0.65~0.85，x=0.05~0.2(指粘度修正項上的指數)] 對于牛頓型層流換熱時，可采用下面關聯(lián)式： [上式中C=1.86~4.50；n=0.25~0.33；x=0.1~0.2] 過渡流時所得出的關聯(lián)式比較復雜，故通?？筛鶕e的數值，由板式換熱器的特性圖線查得。 對流傳熱系數的求解也可利用表達傳熱因子與Re的關聯(lián)式計算： 式中—柯爾朋傳熱因子，即 式中，斯坦頓數，所以，對流傳熱系數為： 圖2-7為某種板式換熱器的柯爾朋傳熱因子和Re的關系圖： 圖2-7 關系圖 在計算Re數值時，所采用的當量直徑de應該按下式計算 [式中As—通道截面積(m2)；S—參與傳熱的周邊長(m)]。 在一般情況下，常用下式計算當量直徑 [式中—板間的通道寬度(m)；—板間距(m)]。 對于某些特殊結構的板式換熱器，板片兩側的通道截面積并不相同(稱為非對稱型結構)，這是兩側的當量直徑應分別計算。 （二）凝結傳熱系數 板式冷凝器中蒸汽的流速高，凝結液膜受到蒸汽切力的作用、所以通常用于求解沿豎避膜狀冷凝的努塞爾計算式不能用來求解板式冷凝器中的蒸汽傳熱系數。由于板式冷凝器的復雜通道結構，使得其中的蒸汽流動凝結換熱過程很復雜，其影響的因素有蒸汽流速、蒸汽干度、蒸汽壓力、蒸汽與冷卻介質的相對流動方向等。所以雖然有專家提出過計算式，但尚未得到人們的公認，即使國外的權威書籍《換熱器設計手冊》也未曾列入板式冷凝器的凝結傳熱計算式。 （三）沸騰傳熱系數 由于板式蒸發(fā)器的應用還有較大的局限性，以及其中蒸發(fā)傳熱過程的復雜性，所以，迄今為止，無論對于波紋型或非波紋型板式蒸發(fā)器的沸騰傳熱計算式已正式發(fā)表的極少。 現(xiàn)對尾花英朗所推薦的Chen J.C.的計算式稍作介紹 Chen求解沸騰傳熱系數αb的計算式為： [式中S—核沸騰影響的系數；—池沸騰傳熱系數；—兩相流強制對流傳熱系數] [式中—表面張力(N/m)；—對應于=(tw-to)的蒸汽壓力差(Pa)；R—換算系數，為9.8(N.m/(s2.N))]。 [式中—修正系數，是液體湍流—氣體湍流時馬丁尼利參數] 2.2.4 垢阻的確定 投入運行的板式換熱器都將因與流體的接觸而在板片上結垢。由于垢層的導熱都比較差，所以污垢的形成即使其厚度很薄，也對傳熱會有較大的削弱，特別是在結垢嚴重，導致通道部分被堵塞的情況下將會使傳熱大大的惡化。為了衡量污垢對傳熱的影響，常用污垢熱阻Rs或其倒數—污垢系數αs來度量，即 污垢熱阻的大小和流體種類、流體流速、運行溫度、流道結構、傳熱表面狀況、傳熱面材料等多種因素有關。污垢在傳熱面上沉積速率一般都是先積垢較快，而后較慢，最后趨向于某一穩(wěn)定數。如圖2-8所示： 圖2-8 污垢熱阻與時間的關系 由于板式換熱器中的高端流度、一方面可使污垢的聚集量減小，同時還起到沖刷清洗作用，所以板式換熱器中垢層一般都比較薄。美國傳熱研究公司對水冷卻塔所用的板式和管殼式換熱器結垢的實驗研究表明，板式換熱器的污垢熱阻不到管殼式的一半。在設計選取板式換熱器的污垢熱阻值時，其數值應不大于客觀是的公開發(fā)表的污垢熱阻值的1/5。J.Marriott提供了板式換熱器中的具體污垢熱阻值，詳見表2-2所示： 表2-2 板式換熱器中的污垢熱阻值 液 體 名 稱 污 垢 熱 阻 (m2.℃/W) 液 體 名 稱 污 垢 熱 阻 (m2.℃/W) 軟水或蒸餾水 0.000009 機器夾套水 0.000052 城市用軟水 0.000017 潤滑油水 0.000009~0.000043 城市用硬水（加熱時） 0.000043 植物油 0.000007~0.000052 處理過的冷卻水 0.000034 有機溶劑 0.000009~0.000026 沿海海水或港灣水 0.000043 水蒸氣 0.000009 大洋的海水 0.000026 工藝流體、一般流體 0.000009~0.000052 河水、運河水 0.000043 2.2.5壁溫的計算 在計算板式換熱器的液體對流傳熱系數、凝結傳熱系數及沸騰傳熱系數時，為了確定液體的粘度或溫差，都必須知道板片表面溫度。但是，由于板式換熱器的結構關系，無法直接測定板片表面溫度，所以必須通過計算求得。而壁溫的計算有總是與傳熱系數發(fā)生關系，故只能采用試算的方法，具體步驟如下： 1：假定一側壁溫，如； 2：由準則關系式求該側傳熱系數； 3：由下式計算該側單位面積上換熱量； 4：根據壁的熱阻用下式計算另一側壁溫 5：由準則關聯(lián)式求得另一側傳熱系數 6：計算另一側的單位面積換量 如果假定的壁溫正確，則應有。因此，當時，則應重新假定壁溫再進行計算，直至與基本相等為止。 在試算中，為了使試算過程明了簡捷，可一次假定幾個壁溫，使其中最低的一個明顯低于實際上的壁溫，而最高的一個明顯高于實際壁溫；將計算的各項數據列成表格，然后以、為縱坐標，以或為橫坐標，即可得到兩條相交的曲線，其交點即為所求的壁溫值，見圖2-9。 圖2-9 試算確定壁溫 如果兩側的傳熱系數只有一側與壁溫有關，另一側與壁溫無關，則試算工作可從與壁溫無關的這一側開始，即先酸楚這一側的傳熱系數，并假定該側壁溫，然后計算出另一側的q，并使兩側的q相等為止。 在試算中如考慮污垢熱阻，則壁溫仍指與流體接觸的垢層表面溫度，而非板片表面溫度。為了使得問題簡化，在工程計算中一般可不考慮垢阻對壁溫的影響。 2.2.6 換熱面積計算 （一）平均溫差法 根據傳熱的基本方程式，可求得所需的換熱面積為 （二）傳熱單元數法 板式換熱器換熱面積的計算，可運用平均溫差法，也可以運用傳熱單元數法。 傳熱單元數NTU的定義式可更廣泛地表達為： 或 [式中、—分別為冷、熱流體的熱容量] 顯然，只要已知NTU、C及總傳熱系數K值，換熱面積A即可由上式求得。 傳熱單元數的大小和溫度效率ε及兩換熱流體的熱容量之比ν有關。溫度效率ε是指參與換熱的任一流體的溫度變化與冷、熱流體的進口溫度差之比，即： 或 與之相對應的熱容量比γ為 或 通過建立能量平衡方程式，可求的溫度效率和傳熱單元數、熱容量比之間的關系，并繪制成圖線。 （三）流程組合確定后換熱面積的計算 無論應用平均溫差法還是應用NTU法，計算換熱面積都要先設定一個流程組合，由計算所得的換熱面積和該流程組合的換熱面積相等或稍小時即能滿足工況的要求，否則應重新設定一個流程組合再作計算，直到滿足工況為止。 在流程組合確定的情況下，總的板片數就被確定為 當冷流體、熱流體的各程通道數相等時，則 [式中與程內通道數] 除去兩端板片，實際參與傳熱的板片數為 若單板的有效換熱面積為，則總的換熱面積為 2.3 板式換熱器的流動阻力計算 流體在流動中只有克服阻力才能前進，流速愈高阻力愈大。在同樣的流速下，不同的板型或不同的幾何結構參數，阻力也不同。流動阻力的大小不僅直接關系到輸送流體的泵或風機的動力消耗，而且也關系到泵或風機的容量與型式的選擇，因此，對于換熱器必須進行流動阻力的計算。此外，通過阻力計算還可以了解并比較不同換熱器的阻力性能的差別。在有相變的情況（如板式冷凝器或板式蒸發(fā)器）下，由于阻力不同而造成的壓降大小不同還影響到傳熱溫差的大小，因而流動阻力的計算更進一步地與熱力計算發(fā)生關聯(lián)。 2.3.1 流阻的構成 （一）單相流 對于單相流體，在流體中所遇到的流動阻力通常為兩種。 1：摩擦阻力 流體在流道中流動時，流體與固體的壁面相接觸，由于流體的粘性和流體質點之間的相互位移而產生摩擦所引起的阻力，稱為摩擦阻力。通常，流速愈高、粘度愈大、壁面愈粗糙、流程愈長、則，摩擦阻力愈大。計算摩擦阻力的基本形式為： [式中，其中系數C及指數n以具體板片結構而定] 2：局部阻力 流體在流動過程中，由于各種局部障礙而引起的流動方向改變或流速突然改變所產生的阻力。局部阻力的計算式形式為： [] 局部阻力系數的大小與局部障礙的幾何形狀、尺寸大小、流動形態(tài)和壁面的粗糙度有關。 （二）兩相流 汽—液兩相流體流動時，由于汽與液的密度不同，汽與液的密度不同，汽與液的含量不同以及汽與液的相互滑動等多種因素，是產生的阻力除摩擦、局部阻力外，還有加速阻力和重力阻力。 1：摩擦阻力 兩相流由于其流動狀態(tài)復雜，即使對于光滑的管的摩擦損失也難整理出簡明的結果。如以兩相流與單相流相比，由于汽相混入引起液相增速、汽相流滑動速度對液膜造成的湍流效應等因素的影響，使得兩相流的摩擦阻力要比單相流時大。因而，實際上常以兩相流中只有液相成分時的摩擦阻力乘以相應倍數的方法來求解兩相流的摩擦阻力，即： [式中—僅液相單獨流過一管道時的摩擦阻力；—為按液相摩擦考慮時所乘的倍數，t稱為摩阻分液相表觀系數] [式中—液體的沿程摩擦系數；G—汽、液兩相流的總質量流率(kg/(m2.s))；X—沿流程L的平均干度；—液體的比容] 2：局部阻力 兩相流流經各種突擴和突縮接頭、彎頭、閥門、孔板等處時，和單相流一樣會產生局部損失，但要比單相流時更復雜。如流體通過彎管時的局部阻力，對于單相流是由于通過彎管時產生渦流和流場變化引起的；對于兩相流，則還因通過彎管時發(fā)生相分離，從而使兩相之間的滑動比發(fā)生變化而引起的。因而，兩相流的局部阻力計算的表達式比單相流時的形式復雜。 3：加速阻力 加速阻力是由于在流動過程中兩相流的密度和速度的改變而引起的壓力損失。板式換熱器的通道是變截面波紋流道，而且兩相流體在流動中伴隨著受熱或冷卻，所以加速阻力是存在的。在一般情況下，加速阻力與摩擦阻力、重力阻力相比較小，只有在高熱負荷的汽液兩相流中，加速阻力才增大到可與摩擦阻力相比擬的程度。 4：重力阻力 重力阻力是由于在非水平流道中因高度差引起的阻力損失。板式換熱器的通道為豎直流道，兩相流體在進入和流出板式換熱器中存在著高度差，因而有重力損失。 2.3.2 流阻計算 當流體六國一臺板式換熱器時，流體的壓降是上述各項阻力綜合作用的結果。流體流過一臺板式換熱器的總阻力經過進出口接管、進出口分配管、角孔、板間通道等處的各種流動阻力之和。 （一）液—液型板式換熱器 常用的流阻計算式有兩種 1：準則關聯(lián)式 最常用的形式是，將因流體流過板式換熱器的流動阻力而造成的壓降整理成歐拉數與雷諾數Re的關系 [式中 b—系數，以板式換熱器型號而定；m—流程數；d—指數，以板式換熱器型號而定，d為負值] 2：含摩擦系數的計算式 在沒有歐拉準則方程式的時候，可采用壓降和摩擦系數的關聯(lián)式進行計算。其壓降由角孔壓降和流道壓降組成，即： （1）流道壓降是流體從較空進入板間通道，然后又從另一角孔出來，為克服其阻力而形成的壓降，對人字形波紋有： （2）角孔壓降是流體流過角孔流道，為了克服流動阻力的壓降： [式中 f—摩擦系數，可由圖2-10查得；n—通道數] 圖2-10 角孔流道壓力損失系數 （二）板式冷凝器 板式冷凝器的液側壓降可用上述的準則關聯(lián)式或含摩擦系數的計算式進行計算。對于汽側，由于流動為汽—液兩相流，它的阻力包括摩擦、局部、加速及重力阻力，因此，只要分別計算出冷凝器的入口到出口之間各處存在的相應阻力，其總和即為一臺板式冷凝器的阻力。 對于兩相流在光滑的管中流動，如認為其摩擦系數和單液相、單氣相流過相同管徑的摩擦系數相同，則有： [式中 C值與流態(tài)有關，一般由實驗確定。Chisholm D.推薦的C值見表2-3；不同情況下的分液相表觀系數見圖2-11] 表2-3 不同流態(tài)下的C值 流 態(tài) tt tl lt ll C 值 20 13 10 5 圖2-11 不同流動工況下的分液相表觀系數 1：—液體湍流—氣體湍流，tt線； 2：—液體湍流—氣體層流，tl線；