| 板式換熱器的計算是一個比較復(fù)雜的過程，目前比較流行的方法是對數(shù)平均溫差法和NTU法。在計算機(jī)沒有普及的時候，各個廠家大多采用計算參數(shù)近似估算和流速-總傳熱系數(shù)曲線估算方法。目前，越來越多的廠家采用計算機(jī)計算，這樣，板式換熱器的工藝計算變得快捷、方便、準(zhǔn)確。以下簡要說明無相變時板式換熱器的一般計算方法，該方法是以傳熱和壓降準(zhǔn)則關(guān)聯(lián)式為基礎(chǔ)的設(shè)計計算方法。
以下五個參數(shù)在板式換熱器的選型計算中是必須的：
- 總傳熱量(單位:kW).
- 一次側(cè)、二次側(cè)的進(jìn)出口溫度
- 一次側(cè)、二次側(cè)的允許壓力降
- 最高工作溫度
- 最大工作壓力
如果已知傳熱介質(zhì)的流量，比熱容以及進(jìn)出口的溫度差，總傳熱量即可計算得出。
溫度
T1 = 熱側(cè)進(jìn)口溫度
T2 = 熱側(cè)出口溫度
t1 = 冷側(cè)進(jìn)口溫度
t2= 冷側(cè)出口溫度
熱負(fù)荷
熱流量衡算式反映兩流體在換熱過程中溫度變化的相互關(guān)系，在換熱器保溫良好，無熱損失的情況下，對于穩(wěn)態(tài)傳熱過程，其熱流量衡算關(guān)系為：
（熱流體放出的熱流量）=（冷流體吸收的熱流量）
在進(jìn)行熱衡算時，對有、無相變化的傳熱過程其表達(dá)式又有所區(qū)別。
（1） 無相變化傳熱過程
式中
Q----冷流體吸收或熱流體放出的熱流量，W；
mh,mc-----熱、冷流體的質(zhì)量流量，kg/s；
Cph,Cpc------熱、冷流體的比定壓熱容，kJ/(kg·K)；
T1,t1 ------熱、冷流體的進(jìn)口溫度，K；
T2,t2------熱、冷流體的出口溫度，K。
（2）有相變化傳熱過程
兩物流在換熱過程中，其中一側(cè)物流發(fā)生相變化，如蒸汽冷凝或液體沸騰，其熱流量衡算式為：
一側(cè)有相變化
兩側(cè)物流均發(fā)生相變化 ，如一側(cè)冷凝另一側(cè)沸騰的傳熱過程
式中
r,r1,r2--------物流相變熱，J/kg；
D,D1,D2--------相變物流量，kg/s。
對于過冷或過熱物流發(fā)生相變時的熱流量衡算，則應(yīng)按以上方法分段進(jìn)行加和計算。
對數(shù)平均溫差(LMTD)
對數(shù)平均溫差是換熱器傳熱的動力，對數(shù)平均溫差的大小直接關(guān)系到換熱器傳熱難易程度.在某些特殊情況下無法計算對數(shù)平均溫差,此時用算術(shù)平均溫差代替對數(shù)平均溫差，介質(zhì)在逆流情況和在并流情況下的對數(shù)平均溫差的計算方式是不同的。 在一些特殊情況下，用算術(shù)平均溫差代替對數(shù)平均溫差。
熱長(F)
熱長和一側(cè)的溫度差和對數(shù)平均溫差相關(guān)聯(lián)。 F = dt/LMTD
以下四個介質(zhì)的物理性質(zhì)影響的傳熱
密度、粘度、比熱容、導(dǎo)熱系數(shù)
總傳熱系數(shù)
總傳熱系數(shù)是用來衡量換熱器傳熱阻力的一個參數(shù)。傳熱阻力主要是由傳熱板片材料和厚度、污垢和流體本身等因素構(gòu)成。單位：W/m2 ℃ or kcal/h,m2 ℃.
壓力降
壓力降直接影響到板式換熱器的大小，如果有較大的允許壓力降，則可能減少換熱器的成本，但會損失泵的功率，增加運行費用。一般情況下，在水水換熱情況下，允許壓力降一般在20-100KPa是可以解接受的。
污垢系數(shù)
和管殼式換熱器相比，板式換熱器中水的流動是處于高湍流狀態(tài)，同一種介質(zhì)的相對于板式換熱器的污垢系數(shù)要小的多。在無法確定水的污垢系數(shù)的情況下，在計算時可以保留10%的富裕量。
計算方法
熱負(fù)荷可以用下式表示：
Q = m · cp · dt
Q = k · A · LMTD
Q = 熱負(fù)荷 (kW)
m = 質(zhì)量流速 (kg/s)
cp = 比熱 (kJ/kg ℃)
dt = 介質(zhì)的進(jìn)出口溫度差 (℃)
k = 總傳熱系數(shù) (W/m2 ℃)
A = 傳熱面積 (m2)
LMTD = 對數(shù)平均溫差
總的傳熱系數(shù)用下式計算：
其中：
k=總傳熱系數(shù)(W/m2 ℃)
α1 = 一次測的換熱系數(shù)(W/m2 ℃)
α2 = 一次測的換熱系數(shù)(W/m2 ℃)
δ=傳熱板片的厚度(m)
λ=板片的導(dǎo)熱系數(shù) (W/m ℃)
R1、R2分別是兩側(cè)的污垢系數(shù) (m2 ℃/W)
α1、α2可以用努賽爾準(zhǔn)則式求得。
傳熱效率和傳熱單元數(shù)法
在傳熱計算中，傳熱速率方程和熱流量衡算式將換熱器和換熱物流的各參數(shù)關(guān)聯(lián)起來。當(dāng)已知工藝物流的流量、進(jìn)、出溫度時，可根據(jù)前面介紹的方法，計算平均傳熱溫差△tm及熱流量Q,從而求得所需的傳熱面積A，此類問題即前面提及的設(shè)計型計算問題。
然而，當(dāng)給定兩物流的流量、進(jìn)口溫度以及傳熱面積、傳熱系數(shù)K時，卻難以采取解析方法直接確定兩流體的出口溫度。往往需采用試差方法求解。此類問題即前面所提及的操作型計算問題。對此，若采用1955年由凱斯和倫敦導(dǎo)出的傳熱效率及傳熱單元數(shù)法，則能避免試差而方便地求得其解。
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傳熱效率 |
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傳熱單元數(shù) |
假設(shè)冷、熱兩流體在一傳熱面為無窮大的間壁換熱器內(nèi)進(jìn)行逆流換熱，其結(jié)果必然會有一端達(dá)到平衡，或是熱流體出口溫度降到冷流體的入口溫度；或是冷流體的出口溫度升到熱流體的入口溫度，如圖中(b)及(c)所示。然而究竟哪一側(cè)流體能獲得最大的溫度變化（T 1-t 1），這將取決于兩流體熱容量流率(mC p)的相對大小。由熱流量衡算式得：  可見，只有熱容量流率相對小的流體才有可能獲得較大的溫度變化，將該流體的熱容量流率以(mC p)min表示，而相對大的熱容量流率表示為(mC p)max。  (a)傳熱實際情況
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(b)冷流體Cpcmc相對小的理論極限情況 |
(c)熱流體Cpcmc相對小的理論極限情況 |
將換熱器實際熱流量Q與其無限大傳熱面積時的最大可能傳熱量Qmax之比，稱為換熱器的傳熱效率ε。
逆流
當(dāng) 較小時
當(dāng) 較小時
并流
其溫度變化最大的依然是熱容量流率較小的流體，最大可能的傳熱溫差仍為T1-t1。故具有相同的傳熱效率定義式。
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在換熱器中，取微元傳熱面積，由熱流量衡算和傳熱速率方程可得：
對于熱流體：
 為傳熱單元數(shù)
取 為常數(shù)，則有
對于冷流體：
多個換熱器串聯(lián)
傳熱單元數(shù)物理意義：
全部溫差變化相當(dāng)于多少平均 ，NTU數(shù)值上表示 單位傳熱推動力引起的溫度變化；表明了換熱器傳熱能力的強(qiáng)弱。
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| 傳熱效率與傳熱單元數(shù)的關(guān)系 |
換熱器中傳熱效率與傳熱單元數(shù)的關(guān)系可根據(jù)熱流量衡算及傳熱速率方程導(dǎo)出。
熱容量流率比
整理
不同流型，不同結(jié)構(gòu)，則關(guān)系不同。
在傳熱單元數(shù)相同時，逆流時換熱器的傳熱效率總是大于并流時。
已知R和NTU，可求得 ，進(jìn)而求 和 ，可避免試差計算 | |
