3.1 换热器形式的选择随着科技的发展和生产的需要，传统的管壳式换热器已经达不到要求，这种换热器不仅仅传热能力不足，而且体积较大，运输和维修都比较费力，所以说此次研究中选择的是可拆式换热器。

在换热器的发展史上，最典型的就是板式换热器，这种换热器最早出现在20世纪早期，通常都是由金属薄片压缩构成的，后来渐渐的被大家所认可，它最大的特点就是体积小性能高。

对于板式换热器来讲，通常我们都会将其划分为焊接式与可拆式两大类，其中钎焊式板式和激光全焊式构成了焊接式，这样的换热器造价比较昂贵，并且没有拆检的功能。

随社技术的发展，研制成功了可拆的换热器，该换热器没有了前者的缺陷，往往都是由薄的金属片构成的，存在着大量的小孔，方便了设备的散热，提高了使用的寿命。

构成的金属板往往都组装在一个框架内部，用螺丝将它们固定。

连接在一起的板片完全对称分布，构成了介质流通的通道。

并且其上存在密封良好的垫片，将流体通道堵塞，保证不同的介质处于不同的通道之内，避免出现混流的现象。

通常情况下为了保证拥有良好的传热性能，不同的温度的介质往往是逆向流动。

按照工艺的要求，流体通道可以设计为单个也可以设定为多个。

一般的换热器中，介质接口往往位于固定的板侧，如果是比较特殊的多通，也可以位于压力板一侧。

图13是可拆式换热器的结构示意图：图13对比落后的管壳式换热器，其拥有以下几个优势之处：(1)传热性能良好，体积较小。

对于板式换热器而言，它的板片往往不规则形的，液体在其内部流动时形成的是特殊结构的三维流动，不管是流动的方向还是速度，都不是稳定不变的，所以就会出现较大的流动，从而形成湍流。

介质的流动性强时，避免出现由于杂质存在而导致的沉淀，有效的降低了污垢热阻，另外制造时采用的板片厚度较小，热阻几乎可以忽略不计。

除此之外，所有的流通都是按照设定好的通道在流动，不会出现其他情况，所以说总的传热性能良好，在相同的条件下，两者之间的差值达到了3-5倍之多，可是其占地面积仅仅是管壳式的三成左右。

(2)传热效率非常高。

对于板式换热器来讲，目前已经出现了高标准的换热器，其传热效率比较高，国外一些先进的公司已经将换热器的平均温差控制在m T =1℃范围内。

但是温度过低时，换热器的面积又会变大，所以必须找到一个平衡点，满足工程的需要。

(3)对数平均温差大。

为了提高传热的效率，通常情况可以选择增大传热对数平均温差，实际的换热器内部，不仅仅是流体的流动方式，还有流动方向都会干扰到温差。

按照流体力学进行研究，发现板式换热器内部流体往往是以并流或者逆流的形式进行流动，温差的修正系数往往是0.95。

但是在管壳式换热器中，不同的流通往往按照管程和壳程来流动，基本上都是采用的错流的形式，也就是说管程属于混合流动，壳程属于并排流动，导致其温差的修正系数小，通常情况为0.8左右。

(4)安装方便，可操作性强，检查维修简单。

板式换热器最主要的结构就是多组板片，那么在实际的应用过程中，相关的操作者仅仅提高控制板片的数量就可以实现对温度的调节，所以安装方便，可操作性强，没有复杂的结构。

对于可拆式换热器来讲，不需要其他复杂的操作，就可以实现检查维修，所以比较方便。

3.2 板式换热器板形选择当下，主流的板式换热器中最常见的是人字形波纹板，它的热力学特征一般都是波纹的倾斜角决定的，也就是常说的人字角。

对于板式换热器来讲，相关的系数确定时，倾斜的角度越大，那么放出的热量也就越多，导致阻力也变大，这就是典型的H 板片；反之倾斜角越小，放出的热量越少，导致阻力也相应的减少，这就是典型的L 板片。

那么在换热器内部确定其他所有的系数和参数，将H 板片和L 板片叠加起来，就变成了一种新的通道，它的性能介于两者之间。

如果是站在性能的角度分析，完全可以将其划分为第三种板片，这就是典型的 M 板片。

具体的结果如图12表示，一般的换热器中，将H 板片的倾斜角确定为 60°，L 板片的倾斜角确定为30°。

3.3 板式换热器设计方法衡量板片和流道特点的物理量一般是传热单元数（NTU ）。

参数一样的板片传热单元数也相同，形成的是比较简单的流体通道，达不到实际工程中相关的要求，所以在设计换热器时，往往会出现下列情况：（1） 冷热流道内部流体速度存在差异，尤其是低速流体测压力偏小，为了解决问题只能是采取串联的办法，就会出现换热面积变大的情况。

（2） 当同时满足流体两侧的压力时，就会出现换热面积过小，热量不足的情况。

为了应对出现的问题，ALFA －LAVAL 公司找到了热混合的解决办法，最终成功的克服了上述难题。

热混合工作原理是：假设在板式换热器内部，拥有两个完全不相同的流道，假设为H 和M 流道，具体情况如图3所示。

当流体在换热器内部流动时，热流体从进口处流入到板间流道内，也就是假设的H 和M 流道，随后都进入到出口的角孔流道内部，流出的流体温度会存在差别，通常表现出来的是M 流道的要略高于H 流道的温度，也就是两者都不适合实际的操作，那么我们完全可以设计一种方案，将两种流体按照一定的配比进行搭配，当两者从新混合时，就有可能达到我们需要的温度。

反过来讲，处于冷测情况是将H 流道中温度较高的流体与M 流道中温度较低的流体进行混合，就可以满足现实操作中的需求。

综上所述，我们完全可以采用热混合的办法，不仅仅满足了换热器工作中温度的需要，还可以满足相关的压力降需求，另外通过研究发现，上述两种办法可以有效的降低换热的面积。

所以说，本次研究中我们选择了热混合法来作为设计板式换热器的基本理论。

3.3.1 热混合设计法原理设计的原理是：一块单板（换热面积0A ）放入到换热器内部形成两个挨着的通道，然后热流体（流量1q （kg/s ））会流入到其他的通道，并且其进口是温度为1i t ，到达出口处的温度为t ；冷流体（流量2q （kg/s ））也会导入通道内部，并且进口是温度为2i t 。

具体的温度分布情况如图所示：假设热流体侧由H n 个高阻H 流道和M n 个中阻M 流道并联构成，按照质量平衡原理，总流量必须满足下面的方程：H Hi M Mi q n q n q =+式中：Hi q 、Mi q ——表示的是流过单个 H 流道与和M 流道的质量流量，kg/s 。

那么总的换热量通常为全部的H 流道和M 流道换热量的和，即p H Hi p H M Mi i M qc t n q c t n q t R δδ+=∆式中：(1)(1)1H H NTU H NTU e R e γγγ---=- (1)(1)1M M NTU M NTU e R eγγγ---=- H NTU 与M NTU 表示的是 H 通道与和M 通道处于给定条件下的传热单元数。

综合上面的公式，得到下来方程：()/H M Mi M HH M Mi Hi R R q n q R R n q n q q ⎛⎫⎛⎫-= ⎪⎪-⎝⎭⎝⎭=-3.3.2 设计计算为了更有效的利用热混合计算法，计算采取的冷、热流体热流量之比的范围为 0.7～0.8 之间[51]，具体的范围值如下：0.70.8mw pwmo po q c q c γ≤=≤式中：pw c —为水的定压比热容，取4.187kJ/(kg ·K)；po c —润滑油的比热容，取2.039 kJ/(kg ·K)；mo q —为润滑油的质量，取值7.524kg/s 。

最终得到的冷却水的质量流量为为2.56kg/s ≤mw q ≤2.93kg/s ，即 9.22m 3/h ≤mw q ≤10.55 m 3/h., 该处取mw q =10 m 3/h ，则2.78 4.1870.7587.524 2.039γ⨯==⨯ 其中，单板的面积为A 0=0.6m 2，润滑油是变化情况为85℃ 到70℃，计算的热负荷如下：()=2.0397.5248570=230.12kW o Q ⨯⨯-相应的10 m 3/h 的冷却水的加热温升为：230.12204.187 2.78W o pw mw Q t c q ∆===⨯℃ 观察上海的气象条件发现：通常夏季的自来水温是最高的，可达 25℃。

直接将该温度视为冷却水的进口温度，则最终的出水温度为45℃。

对于润滑油来说，其运动粘度与温度之间符合如下的关系：0 .677 76.354t ν=-+式中：ν—润滑油的运动粘度，10-6m 2/st —温度，℃（侧进出口平均温度）3.4 板式换热器设计方法比较对于上述板式换热器热混合设计效果的检验，本论文主要是通过Phecal 计算软件实现的。

将通过该软件设计出的换热器与本文设计的换热器进行比较，以此来验证本文的结果。

Phecal 计算软件经常被用来计算换热器，其典型的优势就在于界面简单、整个计算过程精准。

因此在整个行业中赢得了广泛的认可[53]。

Pheca 软件中涵盖两种方法，一种是准则式计算法，另外一种是定性尺寸法。

其中采取第一种算法的评判依据是：对加热器实施了热工测试，同时还得到了努赛耳准则式和欧拉准则式。

否则就使用第二种计算方法。

通常来讲，准则式计算法更为精准。

所谓的定性尺寸法实际就是依靠传热板的尺寸来完成的。

其中就包括波纹角度、扩展系数等尺寸。

相比于准则式计算法，此方法会受到一定的限制，主要表现在传热板片的设计方面。

就目前的换热器计算方法而言，定性尺寸法更多的应用在国外的计算软件中，比如：XPHE 和HTFS。

国外的软件通常来说是比较先进的，具有相对齐全的功能。

但是价格高也是一个不容忽视的问题，而且具体的操作也会比较繁杂，这就使得该行业中很多中小型企业很难能担负起相应的费用。

给定换热器的条件为：H型换热片，即人字角为60°、单片换热面积为0.6m2，冷、热流体均采用1 个流程。

对上述条件采用Phecal 软件计算，界面如下：通过分析上述的表可以获得如下的信息：对比分析单独使用H或者L换热片和热混合设计会发现，后者的效果更好。

既符合了给定的条件，又提高了换热器的传热系数。

除此之外，还能有效的减少换热片的用量，两种板减少的量分别为13.3%和38.1%。

3.5 本章小结本文主要利用的是可拆板式换热器作为空压机热回收冷热交换器。

而在保证原来条件的基础上，为了节约成本，本文利用的换热器计算方法为热混合计算。

在此基础上再通过Phecal软件对独立板式的换热器进行计算分析，并将两种结果进行分析比较，以此来证实热混合设计法的合理可靠性。

（1）喷油螺杆空气压缩机热回收系统改造必须以不影响空压机的正常运行为前提。

系统中影响余热回收的因素较多，主要有螺杆空压机排气温度、喷油温度以及喷油量等。

在进行余热回收利用的同时，需要保证空压机的喷油量以及喷油温度，避免喷油量过少或喷油温度过高或过低，同时需要对采用的水冷热回收换热器润滑油侧的压降进行校核，避免因压降过大影响喷油量，从而影响空压机的运行寿命和企业的正常生产。