CN103514326B - 一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，先根据设计所要求的热力参数，按照传统管壳式换热器设计方法进行单弓形折流板管壳式换热器的设计，确定满足工况要求的单弓形折流板管壳式换热器的详细几何结构参数，再在与已经设计所得的单弓形折流板管壳式换热器具有相同结构型式、换热管直径、换热管布置方式以及管程数等条件下，确定连续螺旋折流板管壳式换热器的换热面积和中心管直径，然后按照最大流速比确定连续螺旋折流板管壳式换热器的折流板间距。本发明的计算方法能准确而高效的计算出满足给定热负荷任务所需的换热器，设计效率和准确度较高，并且能达到换热器小型化的目的，节约安装空间和节省原材料。

Description

一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法

技术领域

本发明属于换热器设计领域，具体涉及一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法。

背景技术

管壳式换热器是炼油、化工、环保、能源、电力、制冷等工业中一种重要的设备。其中使用历史最为悠久的是单弓形折流板管壳式换热器。虽然单弓形折流板管壳式换热器属于换热器行业使用量最大的一种管壳式换热器，但是由于其结构特点，存在沿程压降大、易出现流动死区、易结垢并且易诱导换热管振动等缺点，长久以来一直有研究者对其结构进行改良，但是都未能脱离其基本结构。

20世纪90年代初，由捷克科学家Lutcha，Stehlik，Nemcansky，Karl等首次提出了非连续螺旋折流板管壳式换热器，并对其做了系统的实验研究，研究表明，非连续螺旋折流板管壳式换热器具有压降低、振动小、结垢少，以及综合换热性能好等优点。并通过实验分析非连续螺旋折流板管壳式换热器的主要几何参数对其压降及换热性能的影响。随后，张剑飞通过多元非线性拟合，将Stehlik等的曲线拟合成了相应的公式，提出了一套非连续螺旋折流板管壳式换热器的设计方法。

随后，又有研究者指出非连续螺旋折流板管壳式换热器在搭接的“三角区”存在漏流，对换热性能存在影响，于是王秋旺等人提出了连续螺旋折流板管壳式换热器的结构和加工方法，已经获得相关专利并且在文献中已经有公开发表。

目前为止，管壳式换热器中最为成熟的设计方法为针对单弓形折流板管壳式换热器的Bell-Delaware方法，该方法的详细实施过程已经普遍见于各类换热器设计手册。基于这一方法，美国传热协会（HTRI）和英国传质传热协会（HTFS）各自开发出了相关商用软件，文献中的非连续螺旋折流板管壳式换热器的设计方法也已经收录到HTRI中。这两款商业软件广泛应用于换热器行业，取得了巨大的商业效益。

对于连续螺旋折流板管壳式换热器的设计而言，无论国内外均未见有公开发表的相关文献资料，更未见有相关的商业软件，这些给连续螺旋折流板管壳式换热器的设计制造和推广应用带来很大的困难。

发明内容

本发明的目的在于提供一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，设计效率和准确度高，并且能够达到换热器小型化的目的。

为达到上述目的，本发明采用的技术方案包括以下步骤：

1）根据要求的热力参数，按照传统管壳式换热器设计方法进行单弓形折流板管壳式换热器设计，确定满足工况要求的单弓形折流板管壳式换热器的详细几何结构参数；

2）在单弓形折流板管壳式换热器几何结构参数的基础上计算连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

2.1）得到壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线

在相同换热管直径、壳侧质量流量及壳侧换热系数h_o的条件下，最大流速比R如式（5）所示：

$R=\frac{u_{\max ,\mathrm{CH}}}{u_{\max ,\mathrm{SG}}}---\left(5\right)$

其中，u_max,SG为单弓形折流板管壳式换热器中心线的最小流通截面A_min,SG的最大流速，u_max,CH为连续螺旋折流板管壳式换热器中心线的最小流通截面A_min,CH的最大流速；

壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系式为：R=f(h_o)，绘制壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线；

2.2）得到连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

在连续螺旋折流板管壳式换热器与单弓形折流板管壳式换热器的换热量、换热器结构形式、换热管束布置方式、管程数、换热管内直径和外直径、换热管长度、换热管材料、壳侧换热介质和质量流量、管侧换热介质和质量流量、管侧和壳侧进口温度相同的情况下：

利用优化算法得到连续螺旋折流板管壳式换热器所需的换热面积A′，减小壳体直径和换热管根数，设置中心管，得到连续螺旋折流板管壳式换热器的总传热系数k’和连续螺旋折流板管壳式换热器管侧的平均流速，利用管内传热系数经验公式Gnielinski公式得出连续螺旋折流板管壳式换热器的管侧换热系数h_i′，再由公式(14)得到连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧换热系数h_o′；

$\frac{1}{k^{\′}}=(\frac{1}{h_o^{\′}}+R_o^{\′})\frac{1}{{\mathrm{\η}}_o^{\′}}+R_w^{\′}+R_i^{\′}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)+\frac{1}{h_i^{\′}}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)---\left(14\right)$

其中：η_o’—连续螺旋折流板管壳式换热器的肋面总效率；

R_w′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管壁面导热热阻，m²·K·W^-1；

R_i′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管内污垢热阻，m²·K·W^-1；

R_o′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管外污垢热阻，m²·K·W^-1；

A_i′—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管内直径的换热面积，m²；

A_o′—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管外直径的换热面积，m²；

根据壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线，由h_o′得到新的最大流速比R′；在壳侧质量流量相同的情况下，由R′得到连续螺旋折流板管壳式换热器的u_max,CH；再由u_max,CH得到连续螺旋折流板管壳式换热器的A_min,CH；然后由公式（3）得到连续螺旋折流板管壳式换热器的折流板间距B；

$A_{\min ,\mathrm{CH}}=\frac{1}{2}(1-\frac{d_{\mathrm{ct}}}{d_{\mathrm{si}}}){\mathrm{Bd}}_{\mathrm{si}}(1-\frac{d_o}{S})---\left(3\right)$

其中：d_si—换热器壳体内直径，mm；d_ct=10～30%d_si；

d_ct—中心管外直径，mm；

d_o—换热管外直径，mm；

S—换热管间距，mm；

至此得到连续螺旋折流板管壳式换热器的所有热力参数及结构参数。

所述的连续螺旋折流板管壳式换热器为使用单相介质，以及使用光管、波节管、波纹管或低肋管的单壳程多管程的连续螺旋折流板管壳式换热器。

所述的步骤1）进行前，先进行如下步骤：

先根据已知热力参数，确定热负荷；

然后根据壳侧定性温度和管侧定性温度，查找或者计算出壳侧和管侧换热介质的物性参数；其中，物性参数包括比热、密度、粘度和导热系数；

再根据换热介质的腐蚀性、粘度、结垢性，确定换热器内管束布置方式；其中，换热器内管束布置方式包括三角形或四边形；

最后确定换热器的结构型式和管程数。

所述的步骤2）中的传统管壳式换热器设计方法包括Kern方法、Bell-Delaware方法或ESDU方法。

所述的步骤3.2）中的优化算法包括GA算法、PSO算法、ANN算法或ACO算法。

另外，利用本发明的思想能够对已有换热器进行校核计算，在校核计算时，根据已知量换热面积A′、壳侧换热介质热容量q_m1′c_p1′、管侧换热介质热容量q_m2′c_p2′、壳侧进口温度t₁′和管侧进口温度t₂′，利用传热方程和热平衡方程式可以解出其余的未知量。其中，关键的壳侧换热系数h_o′和壳侧压力损失Δp_o′不是用传统管壳式换热器的计算方法，而是利用实验数据拟合的关联式（即本发明中的式（1））以及相应的拟合参数（即式（1）中的c和m）计算得到。

相对于现有技术，本发明的有益效果为：

本发明提供的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，将连续螺旋折流板管壳式换热器的计算过程简化成单弓形折流板管壳式换热器设计和基于最大流速比的连续螺旋折流板管壳式换热器计算两个部分。即先根据设计所要求的热力参数，按照传统管壳式换热器设计方法进行单弓形折流板管壳式换热器的设计，确定满足工况要求的单弓形折流板管壳式换热器的详细几何结构参数，再在与已经设计所得的单弓形折流板管壳式换热器具有相同结构型式、换热管直径、换热管布置方式以及管程数等条件下，确定连续螺旋折流板管壳式换热器的换热面积和中心管直径，然后按照最大流速比确定连续螺旋折流板管壳式换热器的折流板间距，从而完成整个计算过程，得到连续螺旋折流板管壳式换热器的所有热力参数及结构参数。由于目前连续螺旋折流板管壳式换热器的计算大多是参考从前的实验结果及已经使用中的设备采用人为预估和猜测放大的方法来进行的，计算过程效率低，准确度不高，缺乏可靠的依据，并且通常过分放大余量来保证计算能够完满完成，导致所计算出的连续螺旋折流板管壳式换热器性能与所需达到的性能差距较大，原料和成本浪费比较严重。而根据本发明提供的计算方法，能够更准确而高效的计算出满足给定热负荷任务所需的连续螺旋折流板管壳式换热器，设计效率和准确度较高，并且能够达到换热器小型化的目的（相同换热量时本发明设计的连续螺旋折流板管壳式换热器的换热面积比单弓形折流板管壳式换热器减少X%），从而节约安装空间和节省原材料，具有良好的应用前景。

附图说明

图1是壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线。

具体实施方式

本发明提供了一种使用单相介质及光管（也可以是波节管、波纹管或者低肋管等可用折流板形式的其它管型）的单壳程多管程连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧热力计算方法，将连续螺旋折流板管壳式换热器的设计过程简化成单弓形折流板管壳式换热器设计和基于最大流速比的连续螺旋折流板管壳式换热器计算两个部分。具体包括以下步骤：

1）根据已知热力参数（包括换热器壳侧质量流量和管侧质量流量等），确定热负荷。根据壳侧定性温度和管侧定性温度，查找或者计算出壳侧和管侧换热介质的物性参数（如比热、密度、粘度、导热系数等）。根据换热介质的腐蚀性、粘度、结垢性确定换热器内管束布置方式（三角形或四边形）。确定换热器的结构型式和管程数。

2）根据传统管壳式换热器设计方法（包括Kern方法、Bell-Delaware方法或ESDU方法等，其中Bell-Delaware方法效果较优）进行单弓形折流板管壳式换热器设计，确定满足工况要求的单弓形折流板管壳式换热器的详细几何结构参数。

3）在单弓形折流板管壳式换热器几何结构参数的基础上计算连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

3.1）得到壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线

管壳式换热器壳侧传热关联式：

${\mathrm{Nu}}_o{\mathrm{Pr}}_o^{-1/3}=c{\mathrm{Re}}_o^m---\left(1\right)$

其中为Nu_o为努塞尔数、Pr_o为普朗特数、Re_o为雷诺数，c、m均为参数。由公式(1)的结构可知，换热器壳侧传热性能主要由Re_o决定，在相同的换热管直径条件下决定无量纲数Re_o的是靠近中心线附近最小流通截面A_min的流速，定义这个截面的流速为最大流速u_max：

$u_{\max }=\frac{\stackrel{\·}{m}}{{\mathrm{\ρ}}_o{A}_{\min }}---\left(2\right)$

其中：—壳侧质量流量，kg·s^-1；

ρ_o—壳侧流体密度，kg·m^-3。

连续螺旋折流板管壳式换热器的靠近中心线附近最小流通截面积：

$A_{\min ,\mathrm{CH}}=\frac{1}{2}(1-\frac{d_{\mathrm{ct}}}{d_{\mathrm{si}}}){\mathrm{Bd}}_{\mathrm{si}}(1-\frac{d_o}{S})---\left(3\right)$

其中：

B—折流板间距，mm；

d_si—换热器壳体内直径，mm；d_ct=10～30%d_si；

d_ct—中心管外直径，mm；

d_o—换热管外直径，mm；

S—换热管间距，mm。

单弓形折流板管壳式换热器的靠近中心线附近最小流通截面积：

$A_{\min ,\mathrm{SG}}={\mathrm{Bd}}_{\mathrm{si}}(1-\frac{d_o}{S})---\left(4\right)$

在相同壳侧质量流量条件下，提高换热器壳侧的换热性能的有效方式之一就是提高最大流速。定义单弓形折流板管壳式换热器的靠近中心线附近最小流通截面A_min,SG的流速为最大流速u_max,SG，定义连续螺旋折流板管壳式换热器的靠近中心线附近最小流通截面A_min,CH的流速为最大流速u_max,CH。为了将连续螺旋折流板管壳式换热器和单弓形折流板管壳式换热器进行对比，将两种换热器具有相同壳侧换热系数h_o时，两换热器壳侧最大流速的比值定义为最大流速比R：

$R=\frac{u_{\max ,\mathrm{CH}}}{u_{\max ,\mathrm{SG}}}---\left(5\right)$

壳侧换热系数与最大流速比的关系式为R=f(h_o)，由实验数据可以绘制出壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线，如图1所示。

3.2）得到连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

根据步骤2）已经设计得到的单弓形折流板管壳式换热器，可得到关系式：

其中：

Q—换热量，W；

k—总传热系数，W·m^-2·K^-1；

A—传热面积，m^-2；

Δt_m—对数平均温差，K；

—对数平均温差修正系数；

m—质量流量，kg·s^-1；

c_p—定压比热容，J·kg^-1·K^-1；

Δt—进出口温差，K；

下标1—管侧物理量；

下标2—壳侧物理量。

各换热系数之间同时有如下关联式：

$\frac{1}{k}=(\frac{1}{h_o}+R_o)\frac{1}{{\mathrm{\η}}_o}+R_w+R_i\left(\frac{A_o}{A_i}\right)+\frac{1}{h_i}\left(\frac{A_0}{A_i}\right)---\left(7\right)$

其中：

h_i—管侧换热系数，W·m^-2·K^-1；

h_o—壳侧换热系数，W·m^-2·K^-1；

R_w—换热管壁面导热热阻，m²·K·W^-1；

R_i—换热管内污垢热阻，m²·K·W^-1；

R_o—换热管外污垢热阻，m²·K·W^-1；

A_i—基于换热管内直径的换热面积，m²；

A_o—基于换热管外直径的换热面积，m²；

η_o—肋面总效率（如果换热管外表面未肋化，则η_o=1）。

公式(7)中仅有h_o是未知参数，其他参数由步骤2）得到，将其它已知参数代入后，便可分离得到单弓形折流板管壳式换热器壳侧换热系数h_o，再根据图1中的最大流速比曲线，便可查得对应的最大流速比R。

新设计的单壳程连续螺旋折流板管壳式换热器，也有关系式：

其中：

Q′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热量，W；

k′—连续螺旋折流板管壳式换热器的总传热系数，W·m^-2·K^-1；

A′—连续螺旋折流板管壳式换热器的传热面积，m^-2；

Δt_m′—连续螺旋折流板管壳式换热器的对数平均温差，K；

—连续螺旋折流板管壳式换热器的对数平均温差修正系数；

m′—连续螺旋折流板壳管式换热器的质量流量，kg·s^-1；

c_p′—连续螺旋折流板壳管式换热器的定压比热容，J·kg^-1·K^-1；

Δt′—连续螺旋折流板壳管式换热器的进出口温差，K；

下标1—管侧物理量；

下标2—壳侧物理量。

要求新设计得到的连续螺旋折流板管壳式换热器的换热量与单弓形折流板管壳式换热器的换热量相等，则有关系式：

于是有：m₁c_p1Δt₁=m₁′c_p1′Δt₁′，m₂c_p2Δt₂=m₂′c_p2′Δt₂′。

在相同流量下且物性不变的情况下，就有：Δt₁=Δt₁′，Δt₂=Δt₂′。

又有，连续螺旋折流板管壳式换热器和单弓形折流板管壳式换热器的管侧和壳侧进口温度相同，那么两者的管侧和壳侧的出口温度也相同。

连续螺旋折流板管壳式换热器和单弓形折流板管壳式换热器的对数平均温差可以用相同的方式计算：

${\mathrm{\Δt}}_m=\frac{{\mathrm{\Δt}}_{\max }-{\mathrm{\Δt}}_{\min }}{\ln ({\mathrm{\Δt}}_{\max }/{\mathrm{\Δt}}_{\min })}---\left(10\right)$

那么就可以马上得到连续螺旋折流板管壳式换热器的对数平均温差与单弓形折流板管壳式换热器的对数平均温差相等：

Δt_m′=Δt_m(11)

连续螺旋折流板管壳式换热器和单弓形折流板管壳式换热器管程布置形式相同，对数平均温差修正系数也可以用相同的方式计算，因此也相等：

利用优化算法（可以是GA算法、PSO算法、ANN算法或者ACO算法等），以最小体积或者最低成本等作为目标函数，以压力损失等作为约束条件，经过多次迭代优化可以得到连续螺旋折流板管壳式换热器所需要的换热面积A′，与单弓形折流板管壳式换热器的换热面积A相比，减小的面积以X%表示，壳体直径相应减小，且设置中心管，为方便起见，仅减少换热管根数，不减短换热管长度，则在两换热器的换热量相等Q=Q′的情况下，根据等式：

同时，将式(11)和(12)代入式(13)可知，单壳程连续螺旋折流板管壳式换热器的总传热系数k’比单弓形折流板管壳式换热器的总传热系数k高出X%。

同理，单壳程连续螺旋折流板管壳式换热器有关系式：

$\frac{1}{k^{\′}}=(\frac{1}{h_o^{\′}}+R_o^{\′})\frac{1}{{\mathrm{\η}}_o^{\′}}+R_w^{\′}+R_i^{\′}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)+\frac{1}{h_i^{\′}}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)---\left(14\right)$

其中：

h_i′—连续螺旋折流板管壳式换热器的管侧换热系数，W·m^-2·K^-1；

h_o′—连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧换热系数，W·m^-2·K^-1；

R_w′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管壁面导热热阻，m²·K·W^-1；

R_i′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管内污垢热阻，m²·K·W^-1；

R_o′—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管外污垢热阻，m²·K·W^-1；

A_i′—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管内直径的换热面积，m²；

A_o′—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管外直径的换热面积，m²；

η_o’—连续螺旋折流板管壳式换热器的肋面总效率（如果换热管外表面未肋化，则η_o’=1）；

k’—连续螺旋折流板管壳式换热器的总传热系数，W·m^-2·K^-1；

且新设计得到的连续螺旋折流板管壳式换热器与单弓形折流板管壳式换热器在换热器结构形式、换热管束布置方式、管程数、换热管内直径和外直径、换热管长度、换热管材料、壳侧换热介质和质量流量、管侧换热介质和质量流量保持不变，则有：

R_o′=Ro，R_i′=R_i，η_o′=η_o，R_w′=R_w，

在管侧质量流量不变的情况下，物性保持不变，那么连续螺旋折流板管壳式换热器管侧的平均流速提高X%，于是可以利用管内传热系数经验公式Gnielinski公式算得h_i′，将已知量代入公式(14)，便可分离出连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧换热系数h_o′。

再根据图1中的曲线R=f(h_o)，便可用h_o′查得到新的最大流速比R′。

单弓形折流板管壳式换热器的壳侧最大流速u_max,SG是已知的，在壳侧质量流量不变的情况下，由最大流速比R′，得出连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧最大流速u_max,CH，于是根据可以得出连续螺旋折流板管壳式换热器的最小流通截面A_min,CH。

再根据公式(3)，便可得到连续螺旋折流板管壳式换热器的折流板间距B。

至此，计算完成。得到了一台换热面积比单弓形折流板管壳式换热器减少X%，但具有相同换热量的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数。

对本发明提供的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力设计方法进行校核验证，选择了经过试验测定的一台单弓形折流板压缩机油冷器和一台连续螺旋折流板压缩机油冷器以及一台单弓形折流板中央空调干式蒸发器和一台连续螺旋折流板中央空调干式蒸发器。其中该连续螺旋折流板压缩机油冷器是在该单弓形折流板压缩机油冷器的具体结构参数的基础上，用本发明的方法计算出其所有热力参数及结构参数，然后制造出来的；该连续螺旋折流板中央空调干式蒸发器是在该单弓形折流板中央空调干式蒸发器的具体结构参数的基础上，用本发明的方法计算出其所有热力参数及结构参数，然后制造出来的。将实际测量的结果比较（如表1所示），发现本发明提供的设计方法可以保证连续螺旋折流板管壳式换热器的换热量满足设计要求，并且可以达到换热器小型化的目的。

表1

另外，利用本发明的思想可以对已有换热器进行校核计算，在对已有换热器进行校核计算时，根据已知量换热面积A′、壳侧换热介质热容量q_m1′c_p1′、管侧换热介质热容量q_m2′c_p2′、壳侧进口温度t₁′和管侧进口温度t₂′，利用传热方程和热平衡方程式可以解出其余的未知量。其中，关键的壳侧换热系数h_o′和壳侧压力损失Δp_o′不是用传统管壳式换热器的计算方法，而是利用实验数据拟合的关联式（即本发明中的式（1））以及相应的拟合参数（即式（1）中的c和m）计算得到。

Claims (5)

1.一种连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，其特征在于，包括以下步骤：

1)根据要求的热力参数，按照传统管壳式换热器设计方法进行单弓形折流板管壳式换热器设计，确定满足工况要求的单弓形折流板管壳式换热器的几何结构参数；

2)在单弓形折流板管壳式换热器几何结构参数的基础上计算连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

2.1)得到壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线

在相同换热管直径、壳侧质量流量及壳侧换热系数h_o的条件下，最大流速比R如式(5)所示：

$R=\frac{u_{max,CH}}{u_{max,SG}}---\left(5\right)$

其中，u_max,SG为单弓形折流板管壳式换热器中心线的最小流通截面A_min,SG的最大流速，u_max,CH为连续螺旋折流板管壳式换热器中心线的最小流通截面A_min,CH的最大流速；

壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系式为：R＝f(h_o)，绘制壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线；

2.2)得到连续螺旋折流板管壳式换热器的热力参数及结构参数：

在连续螺旋折流板管壳式换热器与单弓形折流板管壳式换热器的换热量、换热器结构形式、换热管束布置方式、管程数、换热管内直径和外直径、换热管长度、换热管材料、壳侧换热介质和质量流量、管侧换热介质和质量流量、管侧和壳侧进口温度相同的情况下：

利用优化算法得到连续螺旋折流板管壳式换热器所需的换热面积A'，减小壳体直径和换热管根数，设置中心管，得到连续螺旋折流板管壳式换热器的总传热系数k’和连续螺旋折流板管壳式换热器管侧的平均流速，利用管内传热系数经验公式Gnielinski公式得出连续螺旋折流板管壳式换热器的管侧换热系数h_i'，再由公式(14)得到连续螺旋折流板管壳式换热器的壳侧换热系数h'_o；

$\frac{1}{k^{\′}}=(\frac{1}{h_o^{\′}}+R_o^{\′})\frac{1}{{\mathrm{\η}}_o^{\′}}+R_w^{\′}+R_i^{\′}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)+\frac{1}{h_i^{\′}}\left(\frac{A_o^{\′}}{A_i^{\′}}\right)---\left(14\right)$

其中：η_o’—连续螺旋折流板管壳式换热器的肋面总效率；

R_w'—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管壁面导热热阻，m²·K·W^-1；

R_i'—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管内污垢热阻，m²·K·W^-1；

R_o'—连续螺旋折流板管壳式换热器的换热管外污垢热阻，m²·K·W^-1；

A_i'—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管内直径的换热面积，m²；

A_o'—连续螺旋折流板管壳式换热器的基于换热管外直径的换热面积，m²；

根据壳侧换热系数h_o与最大流速比R的关系曲线，由h'_o得到新的最大流速比R'；在壳侧质量流量相同的情况下，由R'得到连续螺旋折流板管壳式换热器的u_max,CH；再由u_max,CH得到连续螺旋折流板管壳式换热器的A_min,CH；然后由公式(3)得到连续螺旋折流板管壳式换热器的折流板间距B；

$A_{min,CH}=\frac{1}{2}(1-\frac{d_{ct}}{d_{si}}){\mathrm{Bd}}_{si}(1-\frac{d_o}{S})---\left(3\right)$

其中：d_si—换热器壳体内直径，mm；d_ct＝10～30％d_si；

d_ct—中心管外直径，mm；

d_o—换热管外直径，mm；

S—换热管间距，mm；

至此得到连续螺旋折流板管壳式换热器的所有热力参数及结构参数。

2.根据权利要求1所述的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，其特征在于：所述的连续螺旋折流板管壳式换热器为使用单相介质，以及使用光管、波节管、波纹管或低肋管的单壳程多管程的连续螺旋折流板管壳式换热器。

3.根据权利要求1或2所述的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，其特征在于：所述的步骤1)进行前，先进行如下步骤：

先根据已知热力参数，确定热负荷；

然后根据壳侧定性温度和管侧定性温度，查找或者计算出壳侧和管侧换热介质的物性参数；其中，物性参数包括比热、密度、粘度和导热系数；

再根据换热介质的腐蚀性、粘度、结垢性，确定换热器内管束布置方式；其中，换热器内管束布置方式包括三角形或四边形；

最后确定换热器的结构型式和管程数。

4.根据权利要求1或2所述的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，其特征在于：所述的步骤2)中的传统管壳式换热器设计方法包括Kern方法、Bell-Delaware方法或ESDU方法。

5.根据权利要求1或2所述的连续螺旋折流板管壳式换热器的热力计算方法，其特征在于：所述的步骤2.2)中的优化算法包括GA算法、PSO算法、ANN算法或ACO算法。