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) ； T 1,t 1 ------热、冷流体的进口温度，K ； T 2,t 2------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,r 1,r 2--------物流相变热，J/kg； D,D 1,D 2--------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：
热长(F)
热长和一侧的温度差和对数平均温差相关联。 F = dt/LMTD
以下四个介质的物理性质影响的传热
密度、粘度、比热容、导热系数
总传热系数
总传热系数是用来衡量换热器传热阻力的一个参数。传热阻力主要是由传热板片材料和厚度、污垢和流体本身等因素构成。单位：W/m2 ℃ or kcal/h,m2 ℃.
压力降
压力降直接影响到板式换热器的大小，如果有较大的允许压力降，则可能减少换热器的成本，但会损失泵的功率，增加运行费用。一般情况下，在水水换热情况下，允许压力降一般在20-100KPa 是可以解接受的。
污垢系数
和管壳式换热器相比，板式换热器中水的流动是处于高湍流状态，同一种介质的相对于板式换热器的污垢系数要小的多。在无法确定水的污垢系数的情况下，在计算时可以保留10%的富裕量。
计算方法
热负荷可以用下式表示： Q = m · cp · dt Q = k · A · LMTD Q = 热负荷 (kW) m = 质量流速 (kg/s) cp = 比热 (kJ/kg ℃) dt = 介质的进出口温度差 (℃) k = 总传热系数 (W/m2 ℃) A = 传热面积 (m2) LMTD = 对数平均温差
总的传热系数用下式计算：
其中：
k=总传热系数(W/m2 ℃)
α1 = 一次测的换热系数(W/m2 ℃) α2 = 一次测的换热系数(W/m2 ℃) δ=传热板片的厚度(m) λ=板片的导热系数 (W/m ℃)
R1、R2分别是两侧的污垢系数 (m2 ℃/W) α1、α2可以用努赛尔准则式求得。 传热效率和传热单元数法
在传热计算中，传热速率方程和热流量衡算式将换热器和换热物流的各参数关联起来。当已知工艺物流的流量、进、出温度时，可根据前面介绍的方法，计算平均传热温差△t m 及热流量Q, 从而求得所需的传热面积A ，此类问题即前面提及的设计型计算问题。
然而，当给定两物流的流量、进口温度以及传热面积、传热系数K 时，却难以采取解析方法直接确定两流体的出口温度。往往需采用试差方法求解。此类问题即前面所提及的操作型计算问题。对此，若采用1955年由凯斯和伦敦导出的传热效率及传热单元数法，则能避免试差而方便地求得其解。
传热效率
传热单元数
假设冷、热两流体在一传热面为无穷大的间壁换热器内进行逆流 在换热器中，
取微元传热面积，由热流量衡算和传热换热，其结果必然会有一端达到平衡，或是热流体出口温度降到冷流体的入口温度；或是冷流体的出口温度升到热流体的入口温度，如图中(b)及(c)
所示。然而究竟哪一侧流体能获得最大的温度变化（T 1
-t 1
），这将取决于两流体热容量流率(mCp ) 的相对大小。由热流量衡算式得：
对于热流体： 速率方程可得：
可见，只有热容量流率相对小的流体才有可能获得较大的温度变化，将该流体的热容量流率以(mCp )min 表示，而相对大的热容量流
率表示为(mCp )max
。
取
为传热单元数 为常数，则有
对于冷流体：
(a)传热实际情况
多个换热器串联
传热单元数物理意义：
全部温差变化相当于多少平均
，NTU 数值上表
(b)冷流体C pc m c 相对小的理论极(c)热流体C pc m
c 相对小的理论极
示 单位传热推动力引起的温度变化；表明了换热器传热
能力的强弱。
限情况 限情况
将换热器实际热流量Q 与其无限大传热面积时的最大可能传热
量Qmax 之比，称为换热器的传热效率ε。
逆流
当
较小时
传热效率与传热单元数的关系
换热器中传热效率与传热单元数的关系可根据热流量衡
算及传热速率方程导出。
当
较小时
热容量流率比
并流
其温度变化最大的依然是热容量流率较小的流体，最大可能
的传热温差仍为T 1-t 1。故具有相同的传热效率定义式。
整理
不同流型，不同结构，则关系不同。
在传热单元数相同时，逆流时换热器的传热效率总是大于
并流时。
已知R 和NTU ，可求得，进而求
计算
和
，可避免试差
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) ； T 1,t 1 ------热、冷流体的进口温度，K ； T 2,t 2------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,r 1,r 2--------物流相变热，J/kg； D,D 1,D 2--------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：
热长(F)
热长和一侧的温度差和对数平均温差相关联。 F = dt/LMTD
以下四个介质的物理性质影响的传热
密度、粘度、比热容、导热系数
总传热系数
总传热系数是用来衡量换热器传热阻力的一个参数。传热阻力主要是由传热板片材料和厚度、污垢和流体本身等因素构成。单位：W/m2 ℃ or kcal/h,m2 ℃.
压力降
压力降直接影响到板式换热器的大小，如果有较大的允许压力降，则可能减少换热器的成本，但会损失泵的功率，增加运行费用。一般情况下，在水水换热情况下，允许压力降一般在20-100KPa 是可以解接受的。
污垢系数
和管壳式换热器相比，板式换热器中水的流动是处于高湍流状态，同一种介质的相对于板式换热器的污垢系数要小的多。在无法确定水的污垢系数的情况下，在计算时可以保留10%的富裕量。
计算方法
热负荷可以用下式表示： Q = m · cp · dt Q = k · A · LMTD Q = 热负荷 (kW) m = 质量流速 (kg/s) cp = 比热 (kJ/kg ℃) dt = 介质的进出口温度差 (℃) k = 总传热系数 (W/m2 ℃) A = 传热面积 (m2) LMTD = 对数平均温差
总的传热系数用下式计算：
其中：
k=总传热系数(W/m2 ℃)
α1 = 一次测的换热系数(W/m2 ℃) α2 = 一次测的换热系数(W/m2 ℃) δ=传热板片的厚度(m) λ=板片的导热系数 (W/m ℃)
R1、R2分别是两侧的污垢系数 (m2 ℃/W) α1、α2可以用努赛尔准则式求得。 传热效率和传热单元数法
在传热计算中，传热速率方程和热流量衡算式将换热器和换热物流的各参数关联起来。当已知工艺物流的流量、进、出温度时，可根据前面介绍的方法，计算平均传热温差△t m 及热流量Q, 从而求得所需的传热面积A ，此类问题即前面提及的设计型计算问题。
然而，当给定两物流的流量、进口温度以及传热面积、传热系数K 时，却难以采取解析方法直接确定两流体的出口温度。往往需采用试差方法求解。此类问题即前面所提及的操作型计算问题。对此，若采用1955年由凯斯和伦敦导出的传热效率及传热单元数法，则能避免试差而方便地求得其解。
传热效率
传热单元数
假设冷、热两流体在一传热面为无穷大的间壁换热器内进行逆流 在换热器中，
取微元传热面积，由热流量衡算和传热换热，其结果必然会有一端达到平衡，或是热流体出口温度降到冷流体的入口温度；或是冷流体的出口温度升到热流体的入口温度，如图中(b)及(c)
所示。然而究竟哪一侧流体能获得最大的温度变化（T 1
-t 1
），这将取决于两流体热容量流率(mCp ) 的相对大小。由热流量衡算式得：
对于热流体： 速率方程可得：
可见，只有热容量流率相对小的流体才有可能获得较大的温度变化，将该流体的热容量流率以(mCp )min 表示，而相对大的热容量流
率表示为(mCp )max
。
取
为传热单元数 为常数，则有
对于冷流体：
(a)传热实际情况
多个换热器串联
传热单元数物理意义：
全部温差变化相当于多少平均
，NTU 数值上表
(b)冷流体C pc m c 相对小的理论极(c)热流体C pc m
c 相对小的理论极
示 单位传热推动力引起的温度变化；表明了换热器传热
能力的强弱。
限情况 限情况
将换热器实际热流量Q 与其无限大传热面积时的最大可能传热
量Qmax 之比，称为换热器的传热效率ε。
逆流
当
较小时
传热效率与传热单元数的关系
换热器中传热效率与传热单元数的关系可根据热流量衡
算及传热速率方程导出。
当
较小时
热容量流率比
并流
其温度变化最大的依然是热容量流率较小的流体，最大可能
的传热温差仍为T 1-t 1。故具有相同的传热效率定义式。
整理
不同流型，不同结构，则关系不同。
在传热单元数相同时，逆流时换热器的传热效率总是大于
并流时。
已知R 和NTU ，可求得，进而求
计算
和
，可避免试差