换热器选型过大

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1、第13章冷凝水的排除换热器选型过大章节13.313.3换热器选型过大蒸汽和冷凝水系统手册13.3.1911第13章冷凝水的排除换热器选型过大章节13.3换热器选型过大换热器选型过大造成的影响13.2节的计算是基于换热器的换热面积选型正确的基础上的，也就是说，换热器是根据其负荷正确选择的。但在实践中不太可能出现这种情况，因为无论是设计者还是参数提供者都会考虑一些影响因素，例如换热器会结垢以及不能确定的最高负荷等。同样，换热器的制造厂商也不太可能完全按照客户提供的参数选择一台刚刚合适的换热器。在实际应用中，几乎不可能有选型偏

2、小的换热器，换热器通常都会选型过大。的换热面积。再次引用例13.2.1的条件，在步骤“C”中，考虑到一些偶然的情况，在例13.3.1中，我们增加15%实际需要的换热面积是1.09m2（例13.2.1，步骤“C”），因此例13.3.1中的换热面积变为1.09＋15%=1.254m2。对于同样的换热量，由于换热面积增大，所需的蒸汽压力就会降低。因此，选型过大的换热器在同样负荷下其换热器厂商能够提供的换热器的最小换热面积为1.31m2，这意味着比实际需要的换热面积多了20%。内的蒸汽压力比设计值低。要想确定在设计状态下换热器内

3、的蒸汽温度，必须首先确定该选型过大的换热器的对数平均温差蒸汽压力降低，蒸汽温度也随之降低，换热器的对数平均温差（LMTD）同样也降低。LMTD。（见例13.3.1）。例13.3.1通过重新整理公式13.2.1，可以得到平均温差∆TLM的计算公式13.3.1Q公式13.2.1A=U∆TMQ公式13.3.1∆TM=UA式中:∆TM=平均温差。注：∆TM可以是对数平均温差∆TLM(LMTD)也可以是算术平均温差∆TAM(AMTD)Q=换热量(W)；U=传热系数(W/(m2·℃))；314.25kW∆TM==95.951℃250

4、0W/m2x1.31m2在例13.2.2中，满负荷时：二次侧的入口温度(T1)=10℃二次侧的出口温度(T2)=60℃可利用公式2.5.5得出新的蒸汽温度公式2.5.513.3.2蒸汽和冷凝水系统手册912第13章冷凝水的排除换热器选型过大章节13.3式中:∆TLM=95.95℃；T1=10℃；T2=60℃；TS=蒸汽温度℃。求解以上对数函数得到：蒸汽温度(Ts)蒸汽温度(Ts)计算得出的蒸汽温度对应的压力为1.95barg。在13.2节中，换热器正确选型需要的蒸汽压力为4barg。而在此例，换热器选型偏大20%，蒸汽压

5、力却下降了51%。以上是满负荷条件下的蒸汽压力，还可以据此得到满负荷时的蒸汽流量。使用公式2.8.1可以得到满负荷314.25kW条件下蒸汽的流量。蒸汽压力为1.95barg，查询蒸汽表可以得到此压力下饱和蒸汽的蒸发焓为2164.6kJ/kg。负荷kWx3600蒸汽流量(kg/h)=公式2.8.1运行压力下的潜热hfg负荷kWx3600蒸汽流量(ms)=运行压力下的潜热hfg蒸汽流量(ms)=523kg/h满负荷时在例13.2.1中，蒸汽的流量为536.6kg/h，而在此例中蒸汽流量稍微有些下降(2.5%)。这主要是因为

6、在选型过大的换热器内蒸汽压力较低，较低压力的蒸汽具有较高的蒸发焓的原因。确定选型过大换热器的温度设计常数（TDC）。选型过大的换热器内的蒸汽温度一旦确定（使用LMTD计算公式2.5.5），就可通过公式13.2.2确定温度设计常数TDC。蒸汽和冷凝水系统手册13.3.3913第13章冷凝水的排除换热器选型过大章节13.3公式13.2.2式中：TDC=温度设计常数；TS=131.1℃；T1=10℃；T2=60℃。(133.1-10)TDC=(133.1-60)(123.1)TDC=73.1TDC=1.684在最低负荷时：在例

7、13.2.1中，最低负荷时，蒸汽温度为115.2℃，换热量为188.5kW。由于换热器选型偏大20%，最低负荷时其内的蒸汽温度必然会比选型正确的换热器内温度低。此例中，换热器最低负荷发生时的条件与例13.2.1中相同，换热器的二次侧入口温度上升到30℃。从公式13.2.3可以得到:(T2xTDC)-T1Ts=公式13.2.3TDC-1式中：TS=蒸汽温度℃=133.1℃；T1=二次侧流体入口温度℃=30℃；T2=二次侧流体出口温度℃=60℃；TDC=温度设计常数=1.684。(60x1.684)-30Ts=(1.684-

8、1)(71.04)Ts=0.684Ts=103.8℃比较最低负荷时两个换热器内的情况，对于选型正确换热器，其内的蒸汽温度为115.2℃，而选型过大的换热器，其内的蒸汽温度下降到103.8℃。从蒸汽表中可以得出，103.8℃的蒸汽温度对应的蒸汽压力为0.15barg，蒸发焓hfg=2247kJ/kg。而选型正确的换热器