管翅式换热器性能及结构综合优化的

毕业设计论文姓名：学号：0714390521学院：能源与动力工程学院专业：题目：管翅式换热器性能及结构综合优化的热设计方法指导教师：（副教授）（姓名） 术职务）2010年5月TOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstrast II主要符号表 W第1章绪论 1\o"CurrentDocument"1.1换热器的重要性 11.2换热器设计研究现状 11.3换热器性能评价与优化方程评述 3\o"CurrentDocument"1.4一种新的换热器优化设计方法 6第2章换热器优化设计的理论基础\o"CurrentDocument"2.1流动换热过程的火用（可用能）损失率分析 7\o"CurrentDocument"2.2传热过程的换热表面最佳匹配准则 12\o"CurrentDocument"2.3热量传递过程的结构参数优化 17第3章管翅式换热器的结构特征及优化设计方法\o"CurrentDocument"3.1管翅式换热器基本结构 20\o"CurrentDocument"3.2管翅式换热器的工作特性 20\o"CurrentDocument"3.3结构特征及导致的流动特征 213.4小结 22论谢文论谢文考结致参换热器作为热量传递中的过程设备，在工业领域中应用极为广泛。换热器性能的好坏，直接影响着能源利用和转换的效率。因此，针对换热器中的流体流动、热量传递和结构尺寸进行综合性能分析并进行相应的优化设计，无疑是一件具有理论指导意义和工程实用价值的工作。为了实现换热器的性能评价与优化，文中依次阐述了换热器各种不同的评价与优化方法；以流动换热过程的可用能损失率为基础的性能分析方法，并导出最佳运行参数关系式；基于换热器传热性能与结构尺寸间的关系在使换热器传热量最大的前提下导出换热器两侧换热面积间的最佳匹配准则；针对流动换热过程基于给定材料获得最大换热量而导出最佳结构尺寸关系式。基于以上分析，本文以一种由翅片（或肋片）管组成的管翅式换热器为研究对象提出一种新的优化设计方法。该方法综合利用换热器两侧换热表面的最佳匹配准则、两侧流体流动换热过程的最佳的结构尺寸准则，以及使可用能损失率最小的最佳运行参数准则，采用迭代方式最终完成换热器的性能评价与优化设计。这样的设计方法能使换热器在设计阶段就能达到材料省、换热效果好与运行费用低的目的。此外，文中也介绍了基于可用能分析的流动换热过程的性能实验方法，在该方法的指导下能够通过实验获得过程的最佳运行参数关键词：管翅式换热器,换热表面间的最佳匹配准则，换热过程最佳结构参数准则,换热过程可用能损失率分析,考虑综合性能的优化设计法TitleThefirewithanalysisandevaluationmethodofheattransferperformanceAbstractAstheheattransferprocessofheatexchangerinthefieldofindustrialequipment,widelyapplied.Heatexchangerperformance,directlyaffectstheefficiencyofenergyutilizationandtransformation.Therefore,inthefluidflow,heattransferandcomprehensiveperformanceanalysisofstructuresizeandthecorrespondingoptimizationdesign,isundoubtedlyatheoreticalsignificanceandpracticalvalue.Inordertorealizetheheatexchangerperformanceevaluationandoptimization,thepaperexpoundsheatexchangerinvariousevaluationandoptimizationmethod,Intheprocessofheatflowcanbeusedfortheperformanceanalysisoftheloss,andtheoptimaloperationparameterequationisderived,Basedontheanalysisofthefire,andbyusingheatexchangerperformanceandstructuresizeoftherelationshipbetweentheheatexchangerinthebiggestpremisebothheatexchangerareaarethebestmatchbetweenrule,Basedontheheattransferprocessflowinamaterialgainmaximumheattransferequationisderivedandthebeststructuresize.Keywords:Thesurfaceofheattransferbetweenthebestmatchingcriterion；Heattransferprocessofstructuralparametersofthebest；Heatlossanalysiscanprocessavailable主要符号表一、物理量a一、物理量a热扩散率Af流体的通流面积，m2b宽度，md直径，mFm、FF温度因子f肋片横截面积，m2L长度；特征尺寸，mm质量密度，Pt传热表面投资费用q热流密度，5R热阻，K/WT热力学温度，kTf流体温度，k△T温度差Uf平均速度，m/sv流体黏度P单位表面费用£换热表面积比n效率，%入导热系数，W/(m.K)p密度，kg/m3A换热表面积，m2At换热面积，m2cp定压比热，工"屈式JE可用能(火用)损失率Fs面积因子h焓，J;高度，mm质量，kgP压力，Pa△P压力差Q热量，JS比熵，熵产率，T0环境参考温度，kTm平均温度，Kt摄氏温度，树V体积，m3a换热系数，W/(m2.K)6厚度，mZ投资单价比0过余温度，K或oCV运动粘度，m2/s二、准则（特征）数1、普朗特数F「二包a』2、努谢尔数3、雷诺数S=—-—4、斯坦登数15、毕欧数Bi=aL/儿第1章绪论1.1换热器的重要性换热器是国民生产中的重要设备，其应用遍及动力、冶金、化工、炼油、建筑、机械制造、食品、医药及航空航天等各工业部门。例如，锅炉热力系统中的过热器、省煤器、空气预热器、凝气器、除氧器、给水加热器、冷却塔等；金属冶炼系统中的热风炉、空气或煤气预热器、废热锅炉等；制冷及低温系统中的蒸发器、冷凝器、回热器等；石油化工工业中广泛采用的加热及冷却设备等，制糖工业和造纸工业的糖液蒸发器和纸浆蒸发器，这些都是换热器应用的大量实例。它不但是一种广泛应用的通用设备，并且在某些工业企业中占有很重要的地位。例如在石油化工工厂中，它的投资要占到整个建厂投资的1/5左右，它的重量占工艺设备总重的40%；在年产30万吨的乙烯装置中，它的投资占总投资的25%［1］由于世界上燃煤、石油、天然气资源储量有限而面临着能源短缺的局面，各国都致力与新能源的开发，并积极开展预热回收及节能工作，因而换热器的应用又与能源的开发及节约有着密切的联系。在这一工作中，换热器也充当着一个重要的角色，其性能的好坏也直接影响到能源利用的效益。热交换器作为一种利用能源与节约能源的有效设备，在余热利用、核能利用、太阳能利用和地热能利用等方面也起着重要的作用。随着我国工业的不断发展，对能源利用、开发的合理性与有效性的要求不断提高，因而对换热器性能的要求也日益加强。特别是对换热器的研究必须满足各种特殊情况和苛刻条件的要求，对它的研究也就显得更为重要。因此，在换热器的生产及研究开发上除了满足各种必需的工艺条件之外，对它的综合性能也提出了更高的要求。1.2换热器设计研究现状1.2.1研究现状随着生产规模的扩大和生产技术的现代化，换热器技术的研究必须满足各种情况特殊而又条件苛刻的要求，因而各国在组织大规模工业生产的同时，为适应形势的需要，世界各国十分重视换热器的研究，并组织了较强的专业研究中心，例如早在六十年代就在传热工程领域内出现了有影响的两大国际性研究集团，即1962连成立的美国传热研究公司［2］（HeatTransferResearchInc，简称HTRI），它是由传热设备的使用、设计及制造者为了促进整个传热及流体流动领域的系统研究，于1962年发起组建的一个国际性、非赢利性的合作研究机构。1968年英国也成立了传热及流体流动服务公司［3］（HeatTransfer&FluidFlowService,简称HTFS）。在我国，也有兰州石油机械研究所，通用机械研究所、中国环球化学工程公司、中国石油化工总公司洛阳石油化工总公司等单位。在换热器的研究和设计方面进行了多年的工作，对我国换热器的设计和改进、技术标准的制定和推广作了很大的推动。有统计资料表明，目前世界上发表的有关换热器的论文平均每年在6000篇以上，从这些论文来看，研究的重点是传热机理、传热强度、两相流、模拟、振动、污垢以及计算机的应用，换热器在能源利用和环境保护之间的关系等［4］根据换热器在生产中的地位、作用的不同，它应满足多种多样的要求，一般来说，对其基本要求有：（1） 满足工艺过程所提出的要求，有较高的换热强度，并使设备在有利的平均温差下的工作；（2） 具有适合于温度和压力条件的、尽可能是不易破坏的工艺结构，结构简单、紧凑，安装、修理方便，运行安全；（3） 热损失少，效率高。然而换热设备的特点是由传热过程及其相关工艺所决定的，在流程工业中为了实现不同的物理化学的反映，工艺工程常常千变万化，因此换热设备的工艺性很强；其次过程装置趋向于单系列化，装置规模趋向于大型化，要求更长的运行周期，对其中换热设备的长期可靠性提出了极高的要求。由于换热设备服役条件千差万别，有高温、低温、深冷；有超高压、高压、中压、低压、真空；有强酸、强碱、剧毒、易爆、易燃；因而决定了换热设备相关知识体系的复杂性，并由此导致了产品开发周期长、设计效率低等问题。由此可见，实现换热设备的先进制造，首先是设计速度的提高。产品竞争力的关键在于创新，“设计是制造业的灵魂”，现代的设计理论和方法是我国制造业发展的首要问题。由于换热设备涉及知识体系的复杂性，影响换热设备创新的瓶颈主要是设计，因此提高设计创新的速度是换热设备先进制造的核心。同时由于其涉及只是的广泛性和复杂性，设计工作的完成必须有多方面人员的参与，如研究、设计，制造、等方面。1.2.2换热器先进设计方法的发展动向以数值分析为基础的分布式设计方法与仿真利用计算机数进行数值分析是近代发展的一门新兴学科，国外开发的ANSYS、PHOENICS、FLUENT、CFX等应用软件为这一领域的研究工作提供了很好的技术支撑。利用它们可以对换热器的流动传热与结构特征进行分析设计，从而得到换热器内的流体流场和温度场的分布参数，以及构件的应力参数。这无疑为常规热设计和强度设计工作提供更为准确和可靠的信息，也使得换热器设计工作更加深化计算机辅助设计的应用目前发达国家的换热设备制造商对先进制造技术表现出了极大的热情，普遍采用计算机辅助设计软件提高设计效率。此外还特别总是创新速度的提高、个性化的设计方法等等。如美国的YUBA换热器公司积极采用计算流体力学技术（CFD）、有限元技术（FEM）等手段来提高创新速度；瑞典ALFALAVAL公司［15］发展基于互联网的CAD技术、产品和部件管理技术，使得客户可以自行设计其产品并再网罗数据库中选择产品和配件；Thermacore公司致力于微小换热设备的制造，采用CFD技术预测换热器的性能，并开发了基于互联网的热管设计系统；美国EXERGY公司致力于发展微小换热器制造工艺。为了提高换热器制造商的设计能力，美国HTRI传热研究公司开发了许多设计分析软件，如强化传热设计（EHT）/空冷换热器设计与模拟（ACE）、单相与两相流管壳式换热器设计与模拟（1ST）、板式换热器设计（PHE）、换热器振动分析（VIB）等等。计算机辅助设计的介入，使得计算机高效、准确的特点代替了人的大量重复劳动，不仅可以缩小设计周期，减少人的差错，而且能进行最优化设计，这样一方面使得我们能有效地继承前人通过大量实践与探索得到的经验，另一方面使设计人员从烦杂的手算工作中解放出来，集中精力更换换热器设计和新型换热器的开发。因此，开发这样兼顾传统和优化的CAD软件，无疑具有很大的社会效益和经济效益。换热器的优化设计换热器占工厂设备投资的比重可高达30〜40%，而用于换热器的能量消耗，最大可占产品成本的30〜40%［1］。换热器不仅是为满足工艺的特定需要，而且也是回收热量、节约能源的有效装置，特别是在回收余热方面也能发挥重大作用。而这种工业余热，过去称之为废热，如高温烟气，低能位物流等。能源问题已经成为当今社会所关注的极为重大的中心问题。各国都在竞相采取措施，不仅是开源，而且还要节流，变废为利，不断从热力学上分析来提高能源的有效利用率。采用一定的方法对换热器性能进行评价就显得尤其重要。不少人对此作了相当深入的研究工作［16〜20］，并针对换热优化设计方法提出不少方案。但由于优化设计目标的不确定性及换热器种类的多样性，换热器的优化设计目前还不完善。由于换热器的多变量、多目标性也使得优化方程的选择上遇到困难，因此不存在一个特定的最优化方法，使之能适用于不同类型的换热器，但是，如果从换热器的基本结构与流动传热特性入手，换热器的最优化设计必将迎来一个新的局面。1.3换热器性能评价与优化方程评述1.3.1优化设计的基本思想在进行换热器设计时，若从所有的方案中选择一个，以达到某种最优的目标，这就称为最优化，而寻求这以最优方案的方法就称为最优化方法。用它来解决问题的步骤通常分为三步：首先，根据某工程问题的特点和求解目的，建立数学模型，其中包括确定变量、列出目标函数及约束条件；其次，分析模型，选择合适的求解方法；第三，编制程序，用计算机求解［21］。由于此类问题的复杂性，除简单问题外，一般均不可以手算。所以可以说，最优化方法本身是计算数学的内容，但必须通过计算机编程来实现。结合换热器的最优化计算应解决一系列数学问题，主要有：.以什么样的函数形式来表示大量工艺和经济参数的关系以及约束条件。.以什么样的数学方法，即用哪种最优化保证求得目标函数的极值及选择求多变量超越函数极值的算法。.如何确保迭代过程的快速收敛。

1.3.2评价换热器性能方法概述一台符合生产需要又比较完善的换热器应满足几项基本要求：保证满足生产过程中所要求的热负荷；强度及结构合理；便于制造、安装和检修；经济上合理。在符合这些要求的前提下，尚需衡量换热器技术上的先进性一和经济上的合理性问题，即所谓换热器的性能评价问题，以便确定换热器的完善程度。广义地说，换热器的性能很广，有传热性能、阻力性能、机械性能、经济性等。用一个指标或多个指标从一个方面或几个方面来评价换热器的性能问题一直是许多专家长期探索的问题。长期以来，换热器的性能评价一般有以下几种方法：（1） 换热器的单一性能评价法这种方法主要是采用一些单一的热性能指标：如：冷、热流体各自的温度效率「_然流体温降'%。流体迎I「_然流体温降'%。流体迎II温差L'=两流体进II温差换热粹效率（即有效度）传然系数：田降：这些指标直观地从利用或消耗角度描述换热器的传热和阻力性能，所以具有一定的方便性。但是，从能量合理利用的角度来分析，这些指标只是从能量利用的数量上，并且常常是能量利用的一个方面来衡量其热性能，因此应用上有其局限性。而且可能顾此失彼。（2） 传热量和流动阻力损失相结合的热性能评价法单一地同时分别用传热量和流动压力降的绝对值的大小，难以比较不同换热器之间的热性能高低，这时比较科学的方法是将两个两相结合，采用比较这些量相对变化的大小。为此，有人提出以消耗能量单位的流体输送机械的功率N所得的传递热量Q，即Q/N作为评价换热器性能的指标，这种方法从一定程度上解决了上述方法的弊端，但不足之处是该项指标仅能从数量上反映换热器流动换热性能的相对差异，而不能得出对应的优化参数。（3） 熵分析法上节介绍的评价方法是把传热与阻力这两大因素分开考虑，而没有考虑能量的质方面的因素。但是作为评价指标，应综合考虑热力学第一、第二定律及传热学、流体力学中的基本定律。即把传热的数量、质量（可用能）和流阻三大因素综合。从热流体间的温度差以及流体流动中的压力损失，必然是一个不可逆过程，也就是熵增过程。这样，虽然热量与阻力是两种不同的能量形态，但是都可以通过熵的产生来分析他们的损失情况。熵分析方法把^T和^P造成的影响都统一到系统熵的变化这一个参数上来考虑，无疑地在换热器性能评价上是一个重要的进展，但是它的价值更多地体现在量上，不能很直观地反映二者在质量上的差别。而且在紧凑式换热器中，由于受到空间位置的限制，难以安装壁温测点，在结构形状复杂的换热表面上，由于存在温度场的畸变，也较难选择壁温测点。同时安装工艺，测试手段也直接影响测量结果，难以保证壁温测量精度，因此，该方法的应用受到限制。另外，运行使用中的换热器一般事先没有采取相应的壁温测量，无从进行工业性的或运行使用条件下的实验研究，所以实验中难于采用。此外流行的还有Webb等提出的传热表面纵向比较法（即PEC法），London等人提出的不可逆性的价值评价法，但这些方法都有这样或者那样的不完善的地方。可以这样说，至今尚未找到换热性能于投资费用之间的评价准则。通常，对换热器进行成本核算时只是凭借经济学的常规做法，采取投资成本与运行费用的综合评价。这里的成本是购入成本，这里的运行费用是按将要运行的实际消耗量估计的，因而人为因素太多，且受市场影响大，因此是不太可靠的综合分析上述优化设计方法，最早对换热器性能的评价是采用单一参数，如采用传热系数K及压降?P，这种方法简单且直观，这些指标是从能量利用的某一个方面来考虑问题，因此显得不够全面；于是有人主张采用换热量Q与消耗的泵（或风机）的功率N的比值，即能量系数作为评价指标，它反映了换热器的运行能量消耗，但不能表达具有温差传热过程的不可逆损失，而且也仅是单一地从能量利用角度来考虑换热器的热性能。随着传热技术的发展，换热器日益向体积小、重量轻的方向发展，Webb在综合分析的基础上，提出了一套较完整的换热器性能评价准则（PEC），该法仍然是以热力学第一定律为基础，未能区分传热量Q与动力消耗N之间的能质差别，且评价指标琐碎，有时甚至在结果中很难得出一个正结论。近年来，Bejan以热力学第二定律为基础，提出了以熵产单元数作为换热器性能评价指标，它虽然克服了上述方法的不足，但不直观。目前对换热器性能的优劣找到了各种形式的评价准则，大多数文献提出增强换热器性能地方法有：热力准则：减小热介质的平均温差；热力水力准则：减少由于流动阻力所引起的火用损；效益最优原则：火用损最少，熵产最少（优化准则），换热器面积最小、设备重量最轻、体积最小等（结构准则），总成本费用（经济成本、热费用、火用费用）最低（经济准则）根据上述准则得出换热器最佳流速、最佳流量和最佳效率（热效率、火用效率）等。例如，把传热量与流动阻力相比较的热性能评价法；利用热力学第二定律的熵产分析法和火用损失率分析法Webb提出的传热表面纵向比较法（即PEC法），等等。这些评价方法都都侧重传热与流动两种特性，即主要考虑其运行状况及收益，也就是使换热器单位收益的运行费用最省。London等人提出的不可逆性的价值评价方法也只是把火用损失率纳入价格评价评价体系。以上的优化评价和分析中至少存在三个不足：按上述理论设计的换热器只是对热收益、火用收益或经济费用中的一个目标函数进行优化，其中在经济准则中还引入了价格因子，优化参数必然受到时间因素干扰；到目前为止，在换热器过程中我们还没有发现既简单又方便的确定冷、热流体状态及冷、热流体最佳出口温度的分析理论；优化分析在强调火用收益、热收益、经济成本等因素中的某个因素时，往往忽视其他因素的重要性。此外，当对换热器进行成本核算时通常只凭借经济学的常规做法，采取投资成本与运行费用的综合评价。这里的成本往往是购入成本，而这里的运行费用也是按实际运行的实际消耗估计的。由于该方法容易受到设计人员和运行人员的主观因素的干扰，且市场的因素不能忽视，从而导致评价的可靠性较差。这些都为换热器的综合性能评价与优化带来困难。因此，如何寻找一种好的综合性能评价与优化方法是一件十分有益且十分必要的工作。1.4一种新的换热器优化设计方法上述换热器的性能评价与优化方法往往只是侧重于换热器的传热与流动过程、而对于结构特征和投资费用等因素的影响考虑较少，至于综合分析流动、传热及结构尺寸，并进行参数优化就更为少见［45］。因此，本文提出的新的换热器优化设计方法则是抓住换热器的换热性能、流动特征与结构尺寸这三个影响换热器综合性能的主要因素，着手寻找性能与费用间的关系以及传热流动特征与运行费用间的关系。传统的传热学致力于研究热量传递的规律，且追求如何使传热效果更好或者是如何使热量不至于散失，而流体流动造成的损失以及采用装置的结构却不是关注的重点。但是，随着技术的进步和人们节能（或者确切地说是合理使用能源）意识的提高，传热学才逐步把目光放到实际的热量传递过程中的传热性能、流动性能和结构特征的综合分析与评价上。这无疑是传热学理论的重要发展，其结果必然会对热能的合理而有效地使用以及热设备的优化设计产生重要影响。按照热力学的观点，热量传递过程是一个不可逆的热力学过程，必然会引起熵产，从而导致可用能的损失（即火用损失）同时为了实现该过程还必须要有相应的装置，也就是由某种材料制作的结构，从而需要制作成本。这些就是为了实现一个热量传递过程所必须付出的代价。有所得必有所失，这是常理，但是如何使所付出的最少或者最合理这是我们可以从热力学，传热学，流体力学以及数学的相关理论导出的。对于实际的热量传递过程，三种传热方式是综合在一起的，遇到最多的是流动换热过程，也就是对流换热过程。从热力学第一和第二定律可以导出流动换热过程的可用能损失率（火用损失）的表达式，从中可得出火用损失率最小情况下的流动参数与换热（传热）参数的关系式；而从过程的结构分析可以得出材料最省的结构尺寸与换热参数之间的关系式；最后两个关系式的结合就可以得到使热量传递过程综合性能最佳的结构参数和运行参数。这就是热量传递过程综合性能评价方法的基本思路和操作步骤。第2章换热器优化设计的理论基础为了实现换热器综合性能评价与优化，有必要对其涉及的理论分析方法进行简要的论述。这里主要讨论换热过程的可用能分析，换热器两侧换热表面的最佳匹配准则的推导，以及换热过程最佳结构关系式的推导。2.1流动换热过程的火用（可用能）损失率分析换热器的流动换热过程是温差下的换热与压力损失下的流体流动的综合过程，是一个不可逆的热力学过程，必然引起系统的熵产，从而造成火用损失。近年来，在传热学中引入热力学观点对热量传递过程进行分析，以定量地评价一个传热过程的特性。如熵产分析法，将一个热量传递过程视为一个热力学系统，用热力学第二定律分析该系统的熵产率，进而寻找使熵产率最小的过程参数。但是，这种方法不能考虑到不可逆损失在能量上的差别，即温差引起的传热熵产与压差引起的流动熵产不等价。而火用损失率分析虽实质上与熵产分析法一致，但是却可以体现传热火用损失率与流动火用损失率在质量上的差别，因而可以进一步结合热经济学进行分析。换热器的火用损失率损失率分析方法的基本思路是：用热力学第一定律和第二定律分析过程的热平衡和熵平衡，从而建立起换热系统的火用损失率关系式，从此就可以对具体的换热过程进行火用损失率的计算。在明确各种已知条件后，就可以对剩下的参数作求极值运算，找出使火用损失率为最小的过程参数，如雷诺数的最佳值，「「III厂-北翻一5+/]+a一迫0一耳3a勺珞匚PF.'、：•2-1般流动换热过程疝戴并可进一步确定最佳的尺寸或者流速。同时，还可以通过各种换热过程的火用损失率大小进行比较，从而寻出最优的换热方式。2.1.1传热过程一般形式的火用损失率方程此部分在文献［24］和［25］中已经有较为详细的论述，这里将省去大部分的推导过程。对于一般的流动换热过程（如图2—1所小），总可以视之为一个稳定的流动换热系统，其包含流体沿固体壁面的流动过程和流体与壁面间的换热过程。相应的参数有：流体的比焓h、比熵s、质量流率m&、流体温度Tf、壁面温度Tw,、流体进出系统的压力分别为pl和p2、流体与壁面间的换热热流密度q、以及流体的通流面积和换热面积分别是Af与At。今在流场中取一包含微元面积dAt的微元控制体，将其视为一个稳定流动系统，分析其热平衡和熵平衡情况。由热力学第一定律有mdh=dQ和dQ=-Tf-'）dAs,式中，Q为通过换热面的热流量；a为流体流过壁面的换热系数；m&为流体质量流率。由热力学第二定律有用=MS孔'式中：S为系统的熵产率，单位为W/°C。利用以上关系式，同时认为热力学关系式dh=Tds+dp/p（式中p为流体的密度）成立，就可整理得出：式中定义：温度差A*七和平均温度在整个换热面上积分上式，且假定换热系数为常数，可以得到:式中，12?p=p?p为系统进出口压力之差。此式为流动换热过程的熵产率的表达式，从中不难看出，过程的熵产率由两个部分构成，即由换热温差引起的熵产率和由流动压差引起的熵产率，它们反映出流动换热过程的不可逆性。按照可用能（火用）损失率的定义E=T0S（T0为环境参考温度），代入上式则得出流动换热过程的可用能（火用）损失率方程(2-1)TS号曲+器(2-1)上面方程右边的第一项为温度差引起的可用能损失率而第二项为压力差引起的可用能损失率。为了流动换热过程可用能损失率分析的方便，通常将这个方程无量纲化。在无量纲化的过程中引入无量纲可用能（火用）损失率数 G它

表示单位换热热结果流量的系统可用能损失率，引用了G=七"（其中Af为流体通流面积，uf为流体的平均流速）这两个关系式，且定义流动阻力系数变为结果如下两种形式：对于给定热流密度和换热特征尺寸有对于给定热流密度和流体流速有对于给定热流密度和流体流速有式中，"立为换热热流密度，-顷=《在、为努谢尔特数，&•为雷诺数，以=世；（尸上'七）为斯坦登数，L为流场特征尺寸，入为流体导热系数，v为流体运动黏度，cp为流体定压比热，弦=字如顶r=2马分别为温度因子，L旦=%项则为面积因子。这两个公式称为流动换热过程的可用能损失率方程。从中不难看出，无量纲的的可用能损失率Ne的大小与流动换热特征参数（准则数）Nu，St，Re及cD是密切相关的。对于一个流动换热过程而言，无量纲的可用能损失率越小，过程的流动换热性能就越好。因此，通过这两个关系式就可以找出各种流动换热过程的可用能损失率随着过程特征参数的变化关系，并从中导出使过程可用能损失率最小的最佳过程参数和结构参数。说得具体一点，利用（2—2）式，在给定换热热流密度（q）和过程的结构特征（L）的条件下可以导出使可用能损失率最小的最佳运行参数（Re或uf）；而从（2—2）式中，在给定换热热流（q）和过程的运行参数（Re或uf）的条件下可以导出使火用损失率最小的最佳结构特征（L）。这里将对具体流动换热过程进行可用能损失率分析而寻求最佳的过程运行参数。从对流换热过程的分析中可以设定流动换热过程准则关系式的一般形式：换然关系式 匕-4）和流动阻力关系式 db 匕-5）将它们代入方程（2—2）得出在给定换热热流密度和换热结构尺寸下无量纲火用损失率Ne随流动准则Re的变化关系式为Ne=号-口t脸frT?；+写脸"马码 （2-6）

(2-7)将上式对Re求导数且令其为零，即有?Ne?Re=0，就可以得出无量纲火用损失率最小时对应的最佳雷诺数（Reopt）(2-7)如管内紊流流动换热时换热准则公式为：捍，=如^船■而管内流动阻力计算的准则关系式为：将上面两式代到公式（2—7）之中，得出最佳雷诺数的计算式为：r-“ nl/3.6将（2—7）式代入无量纲火用损失率Ne的表达式（2—6）中就可以得出最小无量纲火用损失率如管内紊流流动换热时换热准则公式为：捍，=如^船■而管内流动阻力计算的准则关系式为：将上面两式代到公式（2—7）之中，得出最佳雷诺数的计算式为：r-“ nl/3.6(2-8)R⑶(2-8)R⑶=5.74144这就是流体在管内紊流流动换热时基于火用损失率最小而导出的最佳运行参数（Reopt数）的表达式。对于外侧流体流过翅片管束的流动与换热过程，其换热准则关系式不同的文献给出的关系式是各不同的，且在不同的Re范围其表达式也不同。这里以雷诺数在10^Re^10的范围为例进行分析。在此范围内正三角叉排翅片管束的换热准则关系式［44］的变形，即Nil=0.1378［邑/（&-志）］。双［邑/（'- Re0718Pr033,式中考虑了原准则关系式中采用maxu而在本文中采用8u的偏差修正项!［耳隅-砌L设定/疗+国产"+如而在此范围内的流动阻力准则关系式［45］为式中K练心=pU浦a乂围为逐『强5以及4= 式中G皿=供皿。p将以上关系式与前述的标准准则形式，即（2—4）和（2—5）两式，进行比较可以得出：a=/（必一玳）］。冲［跖,』（品一瓜伊誓tn=0.718,k=0.33tb=37.86（Sjdb严，低/（况_我）］】澎tm=o.316fl把上述关系式代入最佳运行参数表达式（7）中得出：

^=0.3222扣(y-db^=0.3222扣(y-db/品严部(§/dbf-927Pr^331l/i.402(2-9)这就是流体流过正三角形叉排翅片管束时基于火用损失率最小而导出的最佳运行参数（Reopt数）的表达式。在上述两个最佳运行参数下就可以使管翅式换热器两侧流体流动换热过程分别达到流动特性与换热性能之间的最佳配合。同样的分析后，可以看出对于相同的Re，流速越大，相对用损失率就越小。图2-2图2-2已知换热密度和儿何尺寸条件下不同儿何尺寸的祯一&图式（2—8）和（2—9）以及图2-2同时也给了一个设计和评估换热器的方向。即评估换热器性能时，若热流密度和几何尺寸为已知，则由流速决定的雷诺数越靠近最佳值，性能越佳，在设备运行时，应该尽量选取靠近最佳值的运行参数；热流密度和热流密度一定时，同样，有特征尺寸所决定的雷诺数值越靠近最佳值，性能越佳。在设计换热器时，对流速的选择可以按照图来选取与最佳雷诺数最接近的值，从而避免由经验选择值所带来的不合理性。从图中还可以看出，在流速不太大的情况下，最佳雷诺数通常很小，而火用损失率又是随着特征尺寸所决定的Re的增加而增加的，这即是说，在流速不太大的情况下，可以尽可能地选择较小的特征尺寸，只要这时的雷诺数大于最佳值，这个结论都是成立的。

1D205D1QD2005如10(3)2目1口㈤1F(4)勺四而凶：10(5)2”：1Q(E)10(E)^心口冏10(7)2^10(7)10(:'Ne-Re图(已知挽热密度和流体流速、V=l)图2-3已知换热密度和流体流速条竹卜不同流体流速的蹄一&图2.2传热过程的换热表面最佳匹配准则换热器是热能利用的重要设备，其性能的优劣一直是人们关注的问题。换热器能实现冷热流体间的热量交换是通过一个典型的传热过程来实现的。在传热过程中换热面的几何特征、冷热流体各自的流动与换热性能、以及间壁热传导特性都会影响整个换热器的性能。长期以来不少学者提出了各种性能分析和评价方法，且在实际应用中发挥了积极的作用。这些评价方法也不外是热性能和流动性能的比较，结构特性分析以及投资成本评估。但是，这些方法共同的不足之处在于没有找出流动特性、换热性能和几何结构这三个重要参数相互之间的可用以评价换热器性能的准则关系式，尤其是没有寻找到换热性能与几何结构之间的合理的准则关系式。在这一节中将重点讨论换热器的换热性能与结构参数之间在考虑成本因素的前提下换热器的优化问题，并导出换热器的结构参数与换热性能之间的准则关系式，将其称为换热器两侧换热表面的最佳匹配规律。2.2.1最简单的最佳匹配关系对于如图2-4所示的充分简化的换热器的传热过程而言，投资费用与换热面的结构特征关，而结构特征又与传热性能密不可分。因此，能够从换热器传热过程的传热方程和投资费用程出发导出换热器换热表面与换热性能之间的最佳匹配关系式。1一4换热器传热过程示意图如图所示的传热过程用热阻形式表示的传热方程为：&=1/（但也）+ （2—10j上式中忽略了间壁热阻；而对于换热器的投资费用，在扣除其它辅助费用之后可以表示为：E= +歹?也占 （2-11）以上两式中：R为传热过程的总热阻；Pt为传热表面的投资费用；a和a，P和P，A和A分别为换热器两侧换热系数，单位表面的费用及换热面积。将（2-11）式代入（2—10）式可得R=1/愆』1）+冉-ftA）］ f2_12）对（2-12）式求A1的导数并令其为零，有软/喝=-1/（崩）+（腐/%）（£一阻尸A=o，再用（2-11）式消取上式中的Pt，经整理得出司/劣=［（"%）（印方尸门 （2-13）上式即为换热器两侧换热性能和投资单价不随换热表面而改变情况下的换热表面随换热性能和投资单价变化的关系式，可称之为换热表面最佳匹配准则关系式。这里令= ,它们分别为两侧的换热系数比，投资单价比及换

热面积比，于是最佳匹配关系式可以改写为如下简洁的形式：£=（奔产 （2-14）分析一下上面的匹配关系式不难发现，当换热器两侧换热性能不同时，为了获得最佳的换热效果换热表面就必须发生相应的改变，但是由于考虑了投资成本，这种改变不再是按照线性比例关系，而是要上式计算得出。例如，当两侧换热系数相差10倍• ‘时，如果两侧投资费用单价相等CU从（2-14）由此可以计算出两侧换得出两侧换热表面则相差0.3162倍’也出=Lrlu‘由此可以计算出两侧换）T= =0.3162''' '这与传统的换热器两侧力求达到等热阻匹配的认识是完全不一致的，而且还相差甚远。导致这一结果的主要原因在于考虑了换热表面的成本，也就是考虑了换热器几何结构的制造费用。这实际上是在给定换热表面情况下为了获得最大传热效果的换热表面的最佳分配。如果换热表面无须成本费用或者换热表面的投资成本能够随着换热表面的增加而相应减小，等热阻匹配关系还是可以成立的。但这纯粹是一种理想的情形，是工程实际中极为少见的。因此，从（2-14）式中所反映出的换热器两侧的结构尺寸与换热性能之间的最佳匹配关系是换热器设计必须遵循的重要准则，也是进行换热器综合性能评价的主要关系式。2.2.2在更一般情况下的最佳匹配关系（1）换热表面改变引起换热性能变化时在上面的分析中假定流体的换热性能与换热表面无关，而在实际的传热过程中换热性能时随着换热表面的变化而改变的。在这样的情况下上述的最佳匹配关系就不再成立。为了分析问题的方便假设一侧换热表面不改变，因而换热性能也就不变。今设Ah和a是不变的，而A1为扩展表面且a1随A1的增大而减小，并有如下关系式：式中C1为比例系数，n为指数，将其代入6-3-1式有1.*烦，再将（2-11）将（2-11）代入可得£= -W+（A皿）团-阻）t对上式求A1的导数并令其为零，有机/姑=［用脩皿）］［3-1）&一’（E +”/尸街一岗弟一卜］+防（用/%）（己一烙4尸=0=-一础代入上式，经整理得到W+代+『=U求解此式得出e= +（1-.吁）E）s （2_I6）这就是换热表面改变会引起换热性能发生变化的情况下两侧换热表面的最佳匹配关系式，从中可以看出，n=0时（2-16）式退化为（2-14）。当£=0时，即没有表面扩展的情况下，可以得出临界的n值如下：(2-17)若®;此式表明。越小，即两侧换热性能差别越大，允许的nc值越大，但其极限值为nc=0.5。若。一0，nc—1，此为扩展表面单价极低的情形。式（2-17）是反映了在考虑投资成本的条件下换热表面是否安装肋片（即扩展表面）的一个准则，同时也表明实际肋化表面的n值一定要小于nc值，不然安装的肋片不仅不能改善换热条件反而会造成材料的浪费。（2）换热表面改变引起投资费用变化时在实际中使用扩展表面时，增加的换热表面一定要比原有的换热表面的费用低才是有意义的。因此，随着换热表面的增加投资费用应该相应地减少。这里假定A2不变，P2也不变，A1为扩展表面，且A1的增大会使61发生相应减小。设有如下关系：m （2-18）式中，C2为比例系数；m为指数。于是方程（2-11）可以写成从传热方程6-3-1可以得出L,盐=山［上- ，将其代入上式可得Pt=J烙也5｛由衣-1/（%也）］广+烙｛由1/（%也）］广为了使给定换热量下投资费用最小必须有泸F=°-因而对上式求A1的导数且令其为零，经整理可得口一 -1.UM=U解此方程得出：§=｛梆er】+［妒厂』+4（1一初（咨尸］心｝伫（1一机）（2_19）这就是考虑投资费随换热表面变化时的两侧换热表面的最佳匹配关系式。采用上述的方法同样可以导出使安装肋片失去作用的临界m值，记为山马即^二1时的m值，有宪=［1-饥尸］心+危）， （2_20）由于-=弘"而通常加装肋片的一侧换热系数较小，且肋片表面的投资费用较小，"=Li'%"'=总1,这样mc就有可能小于0。这意味着当肋片表面的投资费用较大时，即使在。＞1的情况下，加装肋片仍然有实际意义。

（3）换热表面改变引起换热性能和投资费用同时变化在实际换热器中，换热表面的改变会同时引起换热性能和投资费用的变化。如果采用前面的假设凿=GT，代入传热方程和投资费用方程就可以得出相应得准则关系式。但由于代入后的方程求解困难，这里采用分析比较的方法得出方程的解。从上面两小节的结果可以看出，方程（2-16）在n=0时和方程（2-19）在m=0时均应退化为方程（2-14），那么在目前情况下的准则方程就应该是在m=0时退化为方程（2-16）而在n=0时退化为方程（2-19），进而在m=n时退化为方程（2-14）。基于以上分析可以得出最佳匹配关系式（2-21）此式就是换热器两侧换热表面比与换热性能比和投资费用比之间依变关系最一般的表达式，可以称为一般形式的最佳匹配准则关系式。（4）换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）影响换热性能当换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）会影响换热性能时，假设有如下的关系:冬0=。；*氏'广*皿=顷&/片广（2-21）此式就是换热器两侧换热表面比与换热性能比和投资费用比之间依变关系最一般的表达式，可以称为一般形式的最佳匹配准则关系式。（4）换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）影响换热性能当换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）会影响换热性能时，假设有如下的关系:冬0=。；*氏'广*皿=顷&/片广式中J''-11'为比例系数，A0为基础传热面积（即不加装肋片下的传热表面），a0为基础表面与流体间的换热系数。将此二式代入传热方程（2-10），并利用投资费用方程（2-11）最后可使传热方程变为R=布嵩一』）+瓦』网"gg-阻厂］利用前述的方法求上式对A1的导数并令其为零，即'郭""斗=°，则可求出在换热器两侧均有扩展表面（即安装肋片），而且换热表面的扩展会影响换热性能时换热表面的最佳匹配关系式，（2-23）换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）会影响到投资费用单价时，假设有如下的关系：（2-23）换热表面的扩展（加装肋片，或肋化）会影响到投资费用单价时，假设有如下的关系："=馈知4■广;即岛=5g广(2-24)式中耳为比例系数，P0为基础表面的投资费用单价。将此二式代入投资费用方程（2-11），并利用传热方程（2-10）最后使投资费用方程变为巴顼*舟•+持*拉广顷-1同样地，求上式A1的导数并令其为零，即泠必Z,就可求得两侧均有扩展表面，且投资费用还受到换热表面影响的情况下，两侧换热表面最佳匹配的关系式，"｛［（If/（f）］（咨）一*(2-24)如果换热表面的扩展既会影响换热性能又能使投资费用发生改变时，可以从方程（2-23）和（2-25）导出（2-26）E=｛［（1_妃（1一叫）们_%）（1_峰）］（咨）-】｝心此式能满足：当•的=吐='0时，方程退化为式（2-23）；当；；1=云=°时，方程退化为式（2-25）；（2-26）2.3热量传递过程的结构参数优化2.3.1管内流动换热过程的最佳管长管径比图：一图：一5管内流动换焦示意图图2-5给出一个管内流动换热的示意图。设管壁温度均匀一致为TW，流体进口温度为Tf'，经过管长L后出口温度为fT'，管内、外径分别为di和do,壁厚为＜5，流体截面上的平均流速为um。引入过余温度 及辛，'「‘=矣-"在管子长度为X处取一个微元长度dx，利用dx元体内的能量平衡可以得出管内流动换热方程为：

当换热系数a与管长L当换热系数a与管长L无关时，方程的解为:对于整个管长可以得到：，于是整个管长内的对流换热量为:、(2-27)Q=三妲P"(2-27)为了获得经济的管长管径比，应该是在给定管材的体积下实现管内流动换热过程的换热量最大。在管壁较薄的情况下，管材体积为"二成，笆’于是将其代入（2—27将其代入（2—27）式得到:当换热系数与管径大小无关时上式可写为：G=C展Lpf-3--式中对管子换热量Q求管内径di的导数，并令其为零，即就可以得到给兀定管材体积情况下的换热量最大的管子结构尺寸，即成以上工作得到：兀定管材体积情况下的换热量最大的管子结构尺寸，即成以上工作得到：从（2—28）式可见，只有Z=0才能得到最经济的管子结构，也就是换热最大或投资成本最低的情况。但是Z=0，意味着di—8或者L一0，但这也是不现实或不可取的。实际上，在管内流动换热过程中，换热系数a和管径di及管长L相关的，通常换热计算中选取的换热系数是相应管长的平均值，可以将a视为与L无关，但仍然是管径di的函数（对于充分发展的管内流动）。对于充分发展的层流管内流动，换热计算关系式为：Nu=3.66即将其代入（2—27）式得到:G= 」勺=2=14.64 （融匕用5）式中，4 '…，在上式中对热流量求管径的式中，1 里「，式中dO1 里「，式中导数E7并令其为零，可以得出最经济的Z值关系式：1+1.由

.E，'：./：，经迭代可以求出Z=0.7628，于是有:(2-29)式中Um对)为获得最经济管子结构参数令 "'得到Z值关系式:1+1.1Z式中‘■ “CpUm」】，迭代求解上式得出YWL制=Q.1907S尸对于充分发展的紊流管内流动，换热计算关系式为：泠="成*逆"3,即「=/"，式中J="ME；'LM，(2-29)式中Um对)为获得最经济管子结构参数令 "'得到Z值关系式:1+1.1Z式中‘■ “CpUm」】，迭代求解上式得出(2-30)(2-30)Z=0.1877,（E皿）前皿=0.04693肉一】从关系式（2—29）和（2—30）式可以看出，iLd的值在通常情况下均没有进入管内充分发展区，而处于进口区，此时管内流动换热计算式就不能采用上面的公式。对于管内紊流流动，通常进行相应的管长修正，即将按长管计算的换热系数a换成：5=以1+江；口］方于是有S=0.023邳/喝产广气1+（禹/1）产。采用文献［49］的做法得出：=0.04693象t［1+Q1.3083肉产十L （2-31）上式即为考虑管长修正的管内紊流流动换热的最经济的管长管径比。

第3章管翅式换热器的结构特征及优化方法3.1管翅式换热器基本结管翅式换热器的基本结构如图3—1,3-2所示，管翅式换热器的结构与一般管壳式换热器基本相似，只是用翅片管代替了光管作为传热面。翅片管换热器可以仅有一根或若干根翅片管组成。翅片管事管翅式换热器中主要换热元件。管内管外流体通过管壁及翅片进行热交换，由于翅片扩大了传热面积，使换热得以改善。 匚"IIIIIlliIlliIlliHllIlliIlliIlliIllillllfTillIhiImimiiniinimimiIiii!^iiiiiiiiiiiiimIIiiitiiiiiiinimiiniiniiniiniiiii兽iiiiii甘iiinimiiniiniiniiuiiiiiiiiiiiiiiiini+f)+H+iiH+Hiiiniiiii14卜 卜l+PPHl+HHfl+ki+i-i~bH14卜肝Hd-Hi+Hniiiiiinimi+H+i-iH^M4-1管翅.式换热器的基本结构示意图一翅片管规格品种很多。从材料上讲，有碳钢、铜铝、不锈钢等，还有复合材料，如钢铝复合，即基管采用钢，翅片采用铝；较常见的翅片形式大致有以下几种：套胀的整体翅片、螺旋形缠绕或焊接或者钎焊翅片、环形翅片、螺旋型缠绕细金属丝、纵向翅片管等。图3-3和图3-4示出了不同形式的翅片3.2管翅式换热器的工作特性管翅式换热器是广泛应用的热交换设备之一。它常常应用在两侧流体的换热性能相差甚大的情况下，通常是以管外侧安装翅化表面来减小换热性能较差流体的换热热阻，而换热性能较好的流体在管内流动仍然保持较小的换热热阻，从而达到整体增强换热器传热效果的目的。管翅式换热器的优点主要是：（1） 传热能力强，与光管相比，传热面积可增大2〜10倍，传热系数可提高了1〜2倍；(2)结构紧凑。由于单位体积传热面加大，传热能力增强，同样热负荷下与光管相比，翅片管换热器管子少。壳体直径或高度可减小，因而结构紧凑且便于布置；(2)（3） 可以更有效和合理地利用材料。不仅因为结构紧凑使材料用量减少，而且有可能针对传热和工艺要求来灵活选用材料，例如不同材料制成地镶嵌或焊接翅片管等；（4） 当介质被加热时，与光管相比，同样热负荷下地翅片管管壁温度tw有所降低，这对减轻轻金属面的高温腐蚀和超温破坏是有利的。不管介质是被加热或冷却，传热温差|tf-tw|都比光管时小，这对减轻管外表面结垢是有利的。结垢减轻的另一重要原因是翅片管不会象光管那样沿圆周或轴向结成均匀的整体垢层，沿翅片和管子表面结成的垢片在胀缩作用下，会在翅根处断裂，促使硬垢自行脱落；（5） 对于相变换热，可使换热系数或临界热流密度增高。它的主要缺点是造价高和流阻大。例如空冷器的翅片管由于工艺复杂，其造价达设备费用的30〜60%；在以空冷代替水冷时，由于空气密度远小于水，则相对于水冷却器，空冷器的体积很大；因为表面有翅，流动阻力就大，所以动力消耗也大。当然，设计时应使它造型合理以尽量减少动力消耗，使之与光管相比，达到传热增强的得益优于动力消耗的增加。3.3结构特征及导致的流动特征管翅式换热器的一般的结构特征如图3-5所示。在由翅片管平行排列组成的换热结构中一侧流体在管内流动，而另一侧流体在垂直于翅片管的管间流动。因此，任意一根翅片管就构成一个管翅式换热器的基本单元。这也是本文分析讨论的对象。这里设定2d为翅片管的内直径，1d为翅片管的外直径（即管基直径db），0d为环翅片的外直径，那么翅片高度就为01d?d，翅片厚度设为0，翅片间距设为bs。为了研究问题的便利这里仅仅分析讨论换热器的一个最小单元，即一个翅片间距bs所对应的两侧几何结构与流动传、热性能。分析该单元不难看出，两侧单位深度的换热面积分别为且i="1匚+ 1■'-*』尸*：丫管内流体的换热面积A2传递的热流量会再通过管外翅片侧换热面积A1传给翅片侧流体，在这里热量的传递是经过翅片面积（2）/2120nd?d和肋基面积sdbln与流体换热而实现的（计算中忽略翅片厚度。的影响）。由于管翅式换热器单元的结构，有换热面积比广1"七+'Wo-J2广V】，从中也可以得出奴=（况-心伫宫如最后将整理的数据列在表1中。至此就完成了整个管翅式换热器综合结构、流动与传热参数优化的热设计工作。这种设计方法在进行的过程中仅仅采用了两种人为设定参数，即热流密度和翅片管的几何尺寸，且这类数据极易于改变而得出更多种的选择；而获得的重要设计参数却是有其理论根据。因此，这种方法要远远优于常规的优化设计方法。表3-1管翅式换热器综合性能优化设计数据列表翅片管内直径水侧热流密度水侧雷诺数脸二水侧换热系数a2翅片管长度丑0.022m10000W/mJ4.72032X1046967.4W/(m2'C)1.05m翅片管基直径di翅片厚度8翅片效率七翅化效率，?j换热面积比e=Aj/A20.025m2X10*4m0.700.72213.66翅片高度dtrdj环形翅片外直翅片管翅片间距儿管束横向间距比管束纵向间距比0.0275m0.0525m3.87X10'3m2.101.82气侧热流密度气侧雷诺数脸j气侧换热系数L翅片管束纵向管排数N换热治宽度1014W/mJ1762.4051.70W/(m2'C)2.46(取3)（由热负荷定）3.4小结综合性能优化设计的具体做法是，选定换热器的结构形式、翅片管的结构参数、及流动类型，以可用能损失率最小为目标首先确定管内流体的最佳流动参数，且以此计算出最佳的换热性能参数，同时可以计算出最佳的管长管径比，这也就定下了管内流体流动方向上的尺寸；再设定安装翅片的管外侧（即肋化侧）换热性能参数以换热表面最佳匹配关系确定换热器两侧换热表面积的比值，以此计算出安装翅片一侧的结构尺寸，进而可对其进行可用能分析而得出最佳流动参数并由此计算出换热性能参数；以新得到的换热性能参数取代设定值重复以上的计算，直至前后两次相差甚小而得出收敛的结果；在翅化表面一侧的结构参数以收敛结果确定之后，以最佳的流动参数计算出最佳的管排数，以此就能定下管外流体流动方向上换热器的结构尺寸；还有一个方向上的尺寸由传热量及传热温差来确定。简单的说给定换热器结构材料而使得换热量最大的两侧换热表面的最佳匹给定换热器结构材料而使得换热量最大的两侧换热表面的最佳匹配准则和两侧流体流动换热过程最佳的结构尺寸准则，以及使可用能损失率最小