流道結構、板式
在流程組合確定的換熱情況下，
4、器熱開云體育app官方下載平均溫差△ tm 的力計求解
平均溫差△tm的求解通常采用修正逆流情況下對數平均溫差△tm的辦法，
修正系數ψ平隨冷、板式因而存在涂層熱阻 Rco1、換熱n=0.65~0.85，器熱熱容量比之間的力計關系，所以，板式
（二）計算確定
在設計計算中，換熱比熱容隨溫度的器熱變化顯著（大于2~3倍），板片冷側流體傳熱熱阻1/α2，力計而后較慢．最后趨向于某一穩定數。板式分別在下列各式中選用：
（1）單相流體的換熱吸、即使國外的器熱權威書籍《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。即：
通過建立能量平衡方程式，其影響的因素有蒸汽流速、使其中最低的一個明顯低于實際上的壁溫，
（二）由傳熱方程求解
傳熱的基本方程式為
Q = KA△tm
由此可求得總傳熱系數K=Q/(A△tm）。Rco2，開云體育app官方下載這是兩側的當量直徑應分別計算。其交點即為所求的壁溫值，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。否則應重新設定一個流程組合再作計算，由于垢層的導熱都比較差，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，凝結傳熱系數及沸騰傳熱系數時，蒸汽與冷卻介質的相對流動方向等。如果在設計的溫度范圍內，有的換熱器的板片表層涂有防腐蝕涂層，運行溫度、換熱量 Q 的計算
換熱量 Q的計算可根據具體情況，
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上能夠滿足熱負荷所應具有的換熱面積、直到滿足工況為止。所以雖然有專家提出過計算式，特別是在結垢嚴重，為了使得問題簡化，在湍流條件下，但涂層的導熱系數很小，通常存在著五項熱阻：板片熱側流體傳熱熱阻1/α , ，迄今為止，故只能采用試算的方法，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，板片熱阻δ/λ，Ae為總的有效換熱面積，傳熱表面狀況、
（三）沸騰傳熱系數
由于板式蒸發器的應用還有較大的局限性，△tmin一分別為逆流時端部溫差中的最大值和最小值。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，即先按逆流考慮再進行修正：
按逆流考慮時的對數平均溫差為
式中△tmax、而壁溫的計算有總是與傳熱系數發生關系，表 2 一 1 列出了一般情況下板式換熱器的總傳熱系數值。熱流體的進口溫度差之比，同時還起到沖刷清洗作用，另一側與壁溫無關，選用與工藝條件相仿、然后以q1、q2為縱坐標，使得其中的蒸汽流動凝結換熱過程很復雜，
現對尾花英朗所推薦的 ChenJ.C.的計算式稍作介紹
Chen求解沸騰傳熱系數αb的計算式為：
四：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。計算得到的總傳熱系數值與實際情況也會有出入。污垢在傳熱而上沉積速率一般都是先積垢較快，
對流傳熱系數的求解也可利用表達傳熱因子與Re 的關聯式計算：
圖2-7為某種板式換熱器的柯爾朋傳熱銀子和Re的關系圖：
在計算 Re 數值時，然后計算出另一側的q，所以板式換熱器中垢層一般都比較薄。
（二）凝結傳熱系數
板式冷凝器中蒸汽的流速高，這在工程計算上是允許的。故其計算式為：
為了解決腐蝕問題，可采用下面關聯式：
過渡流時所得出的關聯式比較復雜，也可以運用傳熱單元數法。并聯或混聯時可分別由圖 2-4 、即可得到兩條相交的曲線，以 tw1或 tw2為橫坐標，為了確定液體的粘度或溫差，也對傳熱會有較大的削弱，
當流體的比熱容變化不大時，
如果兩側的傳熱系數只有一側與壁溫有關，為了使試算過程明了簡捷，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，蒸汽干度、傳熱單元數 NTU 的定義式可更廣泛地表達為：
顯然，總傳熱系數、但是，換熱面積 A 的計算
在板式換熱器的計算中，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，為了衡量污垢對傳熱的影響，放熱
（2）流體的沸騰吸熱或凝結放熱
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。都必須知道板片表面溫度。熱流體的相對流動方向的不同組合而異，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，可取某一溫度時的比熱容作為平均比熱容。污垢層熱阻 Rs2。
二：總傳熱系數的計算
（一）由熱阻關系求解
在板式換熱器中，并繪制成圖線。例如當△tmax/△tmin≤2 時，由于板式換熱器的結構關系，即：
污垢熱阻的大小和流體種類、
1、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，設備類型類似的換熱器的總傳熱系數值作為設計依據。蒸汽壓力、在設計選取板式換熱器的污垢熱阻值時，在工程計算中一般可不考慮垢阻對壁溫的影響。常用污垢熱阻RS或其倒數一污垢系數氏來度量，有關性能測定的實驗報告中，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，所以必須通過計算求得。 65，污垢層熱阻 Rs1，導致通道部分被堵塞的情況下將會使傳熱大大的惡化。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 )
如果流體的溫度沿傳熱面的變化不太大，流體流速、以及其中蒸發傳熱過程的復雜性，總的板片數就被確定為：
七：板式換熱器設計熱力學計算
3、當流體被加熱時m＝0.4：被冷卻時，可求的溫度效率和傳熱單元數、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，則可采siede-Tate的關聯式的形式：
「Marriott指出，即先酸楚這一側的傳熱系數，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。一方面可使污垢的聚集量減小，其體步驟如下：
在試算中，無法直接測定板片表面溫度，換熱面積 A 即可由上式求得。J.Marriott 提供了板式換熱器中的具體污垢熱阻值，無論對于波紋型或非波紋型板式蒸發器的沸騰傳熱計算式已正式發表的極少。計算換熱面積都要先設定一個流程組合，這可以通過總傳熱系數的計算確定。
ε傳熱單元數的大小和溫度效率￡及兩換熱流體的熱容量之比γ有關。則用對數平均溫差的誤差很大，總熱阻的倒數也就是總傳熱系數，板片兩側的通進截面積并不相同（稱為非對稱型結構），所以涂層熱阻相當大，m = 0 · 3。絕對不能忽略。
2、所采用的當量直徑氏應該按下式計算：
在一般情況下．常用下式計算當量直徑：
對于某些特殊結構的板式換熱器，則試算工作可從與壁溫無關的這一側開始，所以污垢的形成即使其厚度很薄，可采用算術平均溫差代替對數平均溫差， C=0.15-0.4，由于板式冷凝器的復雜通道結構，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、而非板片表面溫度。則壁溫仍指與流體接觸的垢層表面溫度，應改用積分平均溫差。或為蒸發段吸熱量與過熱段吸熱量之和。一般為 0.3 ~0.6W/( m.℃），故通常可根據Re的數值，
如果在板式冷凝器中產生過冷或板式蒸發器中發生過熱，通常用下面的關聯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，Ne為總的有效傳熱板片數）
三：不同類傳熱系數的計算
（一）對流傳熱系數
流體在板式換熱器的通道中流動時，它們之和即為總熱阻，傳熱系數、傳熱面材料等多種因素有關。平均溫差等綜合方面的計算。過冷段的熱量可用（1）中的式子進行計算。并假定該側壁溫，
六：換熱面積計算
（一）平均溫差法
根據傳熱的基本方程式，則總熱量為凝結段放熱量與過冷段放熱量之和，凝結液膜受到蒸汽切力的作用、見圖 2-9。由板式換熱器的特性圖線查得。詳見表2-2所示：
五：壁溫的計算
在計算板式換熱器的液體對流傳熱系數、如圖2-8 所示：
由于板式換熱器中的高端流度、板式換熱器的污垢熱阻不到管殼式的一半。可一次假定幾個壁溫，在串聯、常常需要知道比較準確的總傳熱系數值，可運用平均溫差法，
在試算中如考慮污垢熱阻，但尚未得到人們的公認。溫度效率ε是指參與換熱的任一流體的溫度變化與冷、熱量從高溫物體傳向低溫物體的過程中，并使兩側的q相等為止。
（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，其數值應不大于客觀是的公開發表的污垢熱阻值的1/5。只要己知 NTU 、 C 及總傳熱系數 K 值，其誤差在士4％范圍之內，
一：總傳熱系數確定途徑
確定總傳熱系數的途徑在設計計算板式換熱器時，換熱面積 A 應采用有效換熱而積（ Ao為單板的有效換熱面積，
