ε-NTU

效能 - 传热单元数法 1 、 换热器效能 ε ε 为换热器实际传热量Φ与最大可能传热量Φ max 之比。即： ， 因 ， 有： ； 或统一示为： 2 、 传热单元数 NTU ： 传热单元数 NTU 可理解为换热器传热能力大小的某种度量。 3 、ε与 NTU 的关系 任何换热器都存在以下形式的无量纲函数关系： ⑴顺流时： ，或 ⑵逆流时： ，或 ⑶其它流动形式： 不同流动形式的效能—传热单元数关系具有以下几项基本特征： ——效能一般均随着传热单元数的增大而增大。但是对有些流动形式，当 NTU 达到一定数值以后效 能就趋于饱和了。 ——对任何一种给定的流型和 NTU 数，效能都随热容比的减小而增加。 ——逆流时曲线始终呈上升状，而顺流时，当 NTU 达到 2.5 以后曲线就几乎不再向—上升。这说明 顺流换热器的面积 ( 即 NTU 值 ) 过分增大是没有意义的，同时这也从另一个角度再次证明逆流换 热优于顺流的事实。 ⑷对于一侧有相变的情况： ，注意此时 ，且与流动方式无关。。 4 、计算步骤 计算： (1) 根据能量守恒关系求出未知出口温度； (2) 初选流道布置并计算两侧表面传热系数和总传热系数； (3) 根据进出口温度求出换热器的效能以及两侧流体的热客比； (4) 根据指定或选定的流动方式选择相应的函数关系式或图线，求出 NTU 值，进而得到换热面积； (5) 与初选面积比较，若不一致，修改流道布局方案并重新计算，直到两者基本一致为让。 若给定了换热器的总传热系数，那么可以跳过第 (2) 步，直接得出换热面积，也无需迭代过程。 校核计算： (1) 根据已知传热面积、总传热系数和较小侧热容可直接求出 NTU 值； (2) 由热容比和 NTU 值，选取对应的公式或者曲线求得换热器效能： (3) 由效能直接求出小热容侧流体的出口温度，再由能量守恒关系式得到另一个出口温度。 以上介绍的两种不同方法、两种类型换热器热计算的情况看， LMTD 法一般用于设计计算，而ε -NTU 一般用于校核计算。只要总传热系数未给定，迭代计算过程就是不可避免的。但是ε -NTU 方法在作 校核型计算时仅涉及两流体的定性温度，所需选代次数很少。 应该指出，两种算法的计算步骤中均未包括对阻力降约束的考虑。实际作设计时，在求出传热性能和 相应的换热面积以后必须对阻力进行校核。如果超出允许范围，必须修改并重新布置换热面，重新计 算传热性能参数，直到符合阻力降为止。 5 、举例 一台套管式换热器，传热系数保持不变，冷流体流量 0.125kg /s ，定压比热 4200J/kg ℃，入口温 度 40 ℃ ，出口温度 95 ℃ 。热流体流量 0.125kg /s ，定压比热 2100J/kg ℃，入口温度 210 ℃ ， 试求： (1) 最大可能传热量； (2) 效能； (3) 为减少面积，换热器应按顺流还是逆流方式运行 ? 这 两种方式下传热面积之比为多少？ 解： (1) 最大可能传热量： (2) 热流体出口温度： 由 ，得： 效能： (3) 顺流与逆流方式运行传热面积之比： 由顺流 ，知： 由逆流 ，知： 再由 知： 因此为减少面积，换热器应按逆流方式运行。