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粘度。
（3）计算的基本关联式 热力计算：
热力计算所依据的基本关联式主要有传热方程式：
Q=α（tw-tf）A或q=α（tw-tf） （式3.1） 热平衡方程式
Q=KAΔtm 总传热系数
或 [含涂层] 对数平均温差
或 (-) 压降计算：
常用于计算压降的关联式有欧拉公式：
摩擦系数关系式：
相变情况下：
当有相变发生时，热平衡式需要稍作变动，应采用公式：
或
而压降计算有较大变化，详细参见第2章第3节的两相流计算。
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式3.2）
式3.3）
式3.4）
式3.5）
式3.6）
式3.7）
式3.8）
式3.9）
3.10）
（（（（（（（（（式宁夏理工学院毕业设计（论文）
（4）计算的基本方法
板式换热器的热力计算，无论设计型或是校核型，均可采用下述两种方法中的任意一种。即：平均温差法（简称LMTD方法）；温度效率—传热单元数法（即NTU法）。
这里对两种类型的计算法做一个简单的对比（见表3-1、表3-2）
表3-1 设计型计算的步骤
平均温差法 1：求温度及总换热量 2：造型及布置通道，求出对数平均温差 3：求两侧对流传热系数及总传热系数 4：得出换热面积 NTU法（ε—NTU） 1：同左 2：造型及布置通道并求出温度效率ε 3：同左 4：由ε—NTU关系式或图线得出NTU值，从而求出所需的换热面积 5：检验与原设计面积是否一致（如不一致，5：同左 重新布置并重复1-5步计算，知道一致为止）
表3-2 校核型计算的步骤
平均温差法 1：假设一个出口温度并得出换热量Q? 2：由给定通道布置求出对流传热系数与总传热系数 3：求平均传热温差 4：得换热量Q 5：比较Q?与Q，如不一致，重复1-5步骤直至一致 NTU法（ε—NTU） 1：同左 2：同左 3：求NTU值 4：求得ε与换热量Q 5：同左 ?
板式换热器的计算有以下特点：
1无论是哪种类型，也无论采用哪种计算方法，均需叠代计算，但不同方法所需叠代◇
次数不一样。
2在作设计计算时，平均温差法与ε—NTU方法繁简程度类似。前者须求出温差修正◇
系数ψ，后者须求出与通道组合相应的ε—NTU关系式或利用线图。
3作校核计算时，一般ε—NTU方法叠代次数少，因此，在实用中我们经常使用平均◇
温差法作设计，而用ε—NTU方法来校验。
以上所述的特点均是在正规工程设计中所体现出来的。有时在实际计算中，也可采用简便的经验参数估计方法与线图解法。
3.1.2 工程设计、计算的一般原则
在设计、计算一台换热器的时候，应分析其设计压力、涉及温度、介质特性、经济性等因素，并和其他换热器设备进行一定程度上的比较（如：板式换热器与管壳式换热器的
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一般比较）。确定采用板式换热器后，具体的设计计算的原则为下面几个方面：
（1）选择板片的波纹型式
板片的波纹型式有人字形波纹和水平平直波纹两种。人字形波纹板的承压能力可高于1.0MPa，水平平直波纹板片的承压能力在1.0MPa左右；人字形波纹板片的传热系数和流体阻力都高于水平平直波纹板片。选择板片的波纹型式，主要考虑板式换热器的工作压力、流体的压力降和传热系数。如果工作压力在1.6MPa以上，则要采用人字形波纹板片；如果工作压力不高，又要求阻力降低，则选用水平平直波纹板片；如果由于安装位置所限，需要较高的换热效率以减少换热器占地面积，而阻力降不受限制，应选用人字形波纹板片。
（2）单板面积的选择
单板面积过小，则板式换热器的板片数多，也使得占地面积增大，程数增多，导致阻力降增大；反之，虽然占地面积和阻力降减小了，却难以保证板间通道必要的流速。单板面积可按流体流过角孔的速度为6m/s左右考虑。按角孔中速度为6m/s时，则各种单板面积组成的板式换热器处理量见表3-3。
表3-3 单台最大处理量参考值
单板面积（m） 角孔直径（mm） 单台最大流通能力（m3/h） 27~42 71.4~137 103~170 264~381 520~678 678~1060 ~2500 40~50 65~80 80~100 125~150 175~200 200~250 ~400 20.1 0.2 0.3 0.5 0.8 1.0 2.0 （3）流速的选取
流体在板间的流速，影响换热性能和流体的压力降，流速高虽然换热系数高，但是流体的阻力降也增大；反之的情况则相反。一般板间平均流速为0.2~0.8m/s（主流线上的流速要比平均值高4~5倍）。流速低于0.2m/s时流体就达不到湍流状态且会形成较大的死角区，流速过高则会导致阻力降剧增。具体设计时，可以先确定一个流速，计算其阻力降是否在给定的范围内；也可按给定的压力降求出流速的初选值。
（4）流程的选取
对于一般对称型流道的板式换热器，两流体的体积流量大致相当时，应尽可能按等程布置；如果两侧流量相差悬殊时，则流量小的一侧可采取多流程布置。相变板式换热器的
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相变一侧一般均为单程。多程换热器，除非特殊的需要，一般对同一流体在各程中应采取相同的流道数。
在给定的总允许压降下，多程布置使每一程对应的允许压降变小，迫使流速降低，对换热不利。此外，不等程的多程布置是平均传热温差减小的重要原因之一，应尽可能避免。
（近年来国产的板式换热器出现了非对称通道的板式换热器，国外则采取“热混合”的板片组合方式，即允许热量—流量—压降三者之间的不匹配的问题，同时节省换热面积）
（5）流体的选取
单相换热时，逆流具有最大的平均传热温差。在一般换热器的工程设计中都尽量把流体布置为逆流。对板式换热器来说，要做到这一点，两侧必须为等程。若安排为不等程，则顺逆流需交替出现，此时的平均传热温差将明显小于纯逆流时。
在相变换热时顺流布置与逆流布置平均温差的区别比单相换热时小，但由于这时牙尖大小与流向有密切关系，所以相对流向的选择将主要考虑压降因素，其次才是平均温差。其中要特别注意的是，有相变的流体除不宜采用多程外，还要求要从板片的上部进，下部出，以便排除冷凝液体。
（6）并联流道数的选取
一程中并联流道数的数目视给定流量及选取的流速而定，流速的高低受制于允许压降，在可能的最大流速以内，并联流道数目取决于流量的大小。
（7）选择半片材料
根据介质的腐蚀性能来选择板片的材料。国外制造板片的材料品种繁多，有较大的选择余地（见表1-4）。我国制造板片的材料主要有不锈钢和钛等，在选择的耐腐蚀材料基础上，在辅以增加板片厚度或防腐处理来延长板片的使用寿命。
（8）垫片材料的选择
所选择垫片的材料主要考虑耐温和耐腐蚀两个因素。 （9）其他
板式换热器一般不适用于气体的热交换。
进行易爆、易燃介质换热的板式换热器的设计压力，至少要比介质的工作压力高出一个公称级别以上。而垫片的耐温、耐腐蚀性能必须可靠。
进行强腐蚀介质（如：硫酸）换热的板式换热器，其板束周围宜设置一个防护罩。 对杂质较多的介质进行换热时，介质的进口管道上最好设置过滤器，单程排列。此外还应尽可能选用通道间隙较大的板片。
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对工作压力和工作温度都较高的工况，可拆式板式换热器无法适应时，应采用焊接式板式换热器。
3.2 无相变时近似估算方法
现在有许多的制造厂家及设计单位均采用经验参数或图线的方法来近似估算完成一些换热任务。这些方法一般比较快捷，计算量较小，但准确性稍差。 3.2.1 经验参数近似故算法
该方法不针对某一型号板式换热器，而是根据一般的板式换热器的典型数据，在满足冷、热流体均处于充分湍流的状态；两侧流体体积流量比不大于3：1这两个条件下，估算出换热面积。
现有一台洗涤油再热加热器。两侧流量相等，均为7.78kg/s；冷侧从58℃升至98℃，热侧入口110℃；允许压降均为130KPa。洗涤油物性为：
密度：ρ=880kg/m3； 比热容：cω=1.926kJ/(kg.℃)； 导热系数：λ=0.125W/(m.℃)； 动力粘度：μ=3X10-3Pa.s 依据已知条件可以得到： （1）体积流量
查图3.1
图3.1 总体积流量与单板换热面积的关系曲线
得到相应的半片面积A0=0.27m2
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