套管式换热器是目前石油化工生产上应用最广的一种换热器。它主要由壳体（包括内壳和外壳）、U型肘管、填料函等组成。所需管材，可分别采用普通碳钢、铸铁、铜、钛、陶瓷玻璃等制作。管子一般被固定在支架上。两种不同介质可在管内逆向流动（或同向）以达到换热的目的。在进行逆向换热时，热流体由上部进入，而冷流体由下部进入，热量通过内管管壁由一种流体传递给另一种流体。热流体由进入端到出口端流过的距离称之为管程；流体由壳体的接管进入，从壳体上的一端引入到另一端流出，通过这种方式传热的换热器称为壳程套管式换热器。由于套管式换热器被广泛的应用在石油化工、制冷等工业部门，原本单一的传热方式和传热效率已经不能满足实际工作和生产，目前国内外研究者对套管式换热器提出了很多种改进方案，以延长套管式换热器的使用寿命，加强其使用效率。
以同心套管中的内管作为传热元件的换热器。两种不同直径的管子套在一起组成同心套管，每一段套管称为“一程“，程的内管（传热管）借U形肘管，而外管用短管依次连接成排，固定于支架上。热量通过内管管壁由一种流体传递给另一种流体。通常，热流体（A流体）由上部引入，而冷流体（B流体）则由下部引入。套管中外管的两端与内管用焊接或法兰连接。内管与U形肘管多用法兰连接，便于传热管的清洗和增减。每程传热管的有效长度取4～7米。这种换热器传热面积最高达18平方米，故适用于小容量换热。当内外管壁温差较大时，可在外管设置U形膨胀节（图中b）或内外管间采用填料函滑动密封，以减小温差应力。管子可用钢、铸铁、铜、钛、陶瓷、玻璃等制成，若选材得当，它可用于腐蚀性介质的换热。
排除冷空气。套管式换热器被广泛的应用在石油化工、制冷等工业部门，原本单一的传热方式和传热效率已经不能满足实际工作和生产，套管式换热器工作压力有排除冷空气的作用，国内外研究者对套管式换热器提出了很多种改进方案，以延长套管式换热器的使用寿命，加强其使用效率。
换热器是将热流体的部分热量传递给冷流体的设备，又称热交换器。换热器的应用广泛，日常生活中取暖用的暖气散热片、汽轮机装置中的凝汽器和航天火箭上的油冷却器等，都是换热器。它还广泛应用于化工、石油、动力和原子能等工业部门。它的主要功能是保证工艺过程对介质所要求的特定温度，同时也是提高能源利用率的主要设备之一。换热器既可是一种单独的设备，如加热器、冷却器和凝汽器等；也可是某一工艺设备的组成部分，如氨合成塔内的热交换器。由于制造工艺和科学水平的限制，早期的换热器只能采用简单的结构，而且传热面积小、体积大和笨重，如蛇管式换热器等。
随着制造工艺的发展，逐步形成一种管壳式换热器，它不仅单位体积具有较大的传热面积，而且传热效果也较好，长期以来在工业生产中成为一种典型的换热器。二十世纪20年代出现板式换热器，并应用于食品工业。以板代管制成的换热器，结构紧凑，传热效果好，因此陆续发展为多种形式。30年代初，瑞典首次制成螺旋板换热器。接着英国用钎焊法制造出一种由铜及其合金材料制成的板翅式换热器，用于飞机发动机的散热。30年代末，瑞典又制造出第一台板壳式换热器，用于纸浆工厂。在此期间，为了解决强腐蚀性介质的换热问题，人们对新型材料制成的换热器开始注意。
管式换热器的一种。套管式换热器是用两种尺寸不同的标准管连接而成同心圆套管，外面的叫壳程，内部的叫管程。两种不同介质可在壳程和管程内逆向流动(或同向)以达到换热的效果。套管式换热器是目前石油化工生产上应用最广的一种换热器。它主要由壳体（包括内壳和外壳）、U型肘管、填料函等组成。所需管材，可分别采用普通碳钢、铸铁、铜、钛、陶瓷玻璃等制作。管子一般被固定在支架上。两种不同介质可在管内逆向流动（或同向）以达到换热的目的。在进行逆向换热时，热流体由上部进入，而冷流体由下部进入，热量通过内管管壁由一种流体传递给另一种流体。热流体由进入端到出口端流过的距离称之为管程；流体由壳体的接管进入，从壳体上的一端引入到另一端流出，通过这种方式传热的换热器称为壳程套管式换热器。
由于套管式换热器被广泛的应用在石油化工、制冷等工业部门，原本单一的传热方式和传热效率已经不能满足实际工作和生产，目前国内外研究者对套管式换热器提出了很多种改进方案，以延长套管式换热器的使用寿命，加强其使用效率。这类换热器的结构比较简单、紧凑、造价便宜，但管外不能机械清洗。此种换热器管束连接在管板上，管板分别焊在外壳两端，并在其上连接有顶盖，顶盖和壳体装有流体进出口接管。通常在管外装置一系列垂直于管束的挡板。同时管子和管板与外壳的连接都是刚性的，而管内管外是两种不同温度的流体。因此，当管壁与壳壁温差较大时，由于两者的热膨胀不同，产生了很大的温差应力，以至管子扭弯或使管子从管板上松脱，甚至毁坏换热器。
螺旋板式换热器是一种新型换热器，传热效率好，运行稳定性高，可多台共同工作。螺旋板式换热器是一种高效换热器设备,适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。按 结构形式可分为 不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式及可拆式（Ⅱ型、Ⅲ型）螺旋 板式换热器。现行标准为JB/T4751-2003《螺旋板式换热器》。本设备由两张卷制而成，形成了两个均匀的螺旋通道，两种传热介质可进行全逆流流动，大大增强了换热效果，即使两种小温差介质，也能达到理想的换热效果。在壳体上的接管采用切向结构，局部阻力小，由于螺旋通道的曲率是均匀的，液体在设备内流动没有大的转向，总的阻力小，因而可提高设计流速使之具备较高的传热能力。
螺旋板式换热器结构紧凑，单位体积提供的传热面很大，如直径￠1500mm高1200mm的螺旋板换热器的传热面可达130m2。流体在螺旋板内允许流速较高，并且流体沿螺旋方向流动，滞流层薄，故传热系数大，传热效率高。此外还因流速大，脏物不易滞留。螺旋板式换热器要求焊接质量高，检修比较困难。重量大，刚性差，螺旋板式换热器运输和安装时应特别注意。生产实践证明，螺旋板式换热器与一般列管式换热器相比是不容易堵塞的，尤其是泥沙、小贝壳等悬浮颗粒杂质不易在螺旋通道内沉积，分析其原因；一是因为它是单通道杂质在通道内的沉积一形成周转的流还就会提高至把它冲掉，二是因为螺旋通道内没有死角，杂质容易被冲出。
优点：螺旋板式换热器结构紧凑，单位体积提供的传热面很大，如直径￠1500mm高1200mm的螺旋板换热器的传热面可达130m2。流体在螺旋板内允许流速较高，并且流体沿螺旋方向流动，滞流层薄，故传热系数大，传热效率高。此外还因流速大，脏物不易滞留。缺点：螺旋板式换热器要求焊接质量高，检修比较困难。重量大，刚性差，螺旋板式换热器运输和安装时应特别注意。生产实践证明，螺旋板式换热器与一般列管式换热器相比是不容易堵塞的，尤其是泥沙、小贝壳等悬浮颗粒杂质不易在螺旋通道内沉积，分析其原因；一是因为它是单通道杂质在通道内的沉积一形成周转的流还就会提高至把它冲掉，二是因为螺旋通道内没有死角，杂质容易被冲出。
优点：螺旋板换热器用于蒸汽的冷凝和无相变的对流传热效果最佳，也可用于沸腾传热。①传热效能好。弯曲的螺旋通道和定距柱,有利于增强流体的湍流状态通道内流体阻力小，可提高设计流速，有助于提高传热系数。对于水-水换热,传热系数可达～千瓦每平方米每摄氏度〔kW/(m(·℃)〕。②有自清洗作用。单通道内的流体通过通道内杂质沉积处时，流速会相对提高，容易把杂质冲掉。③不可拆式结构的密封性能好，适用于剧毒、易燃、易爆或贵重流体的换热。④相邻通道内的流体呈纯逆流方式流动，可得到最大的对数平均温差，有利于小温差传热，适用于回收低温位热能。⑤结构较紧凑单位设备体积内的传热面积可达150米(/米(。⑥由于螺旋通道本身的弹性自由膨胀，温差应力小。⑦价格低廉。缺点：能否选用螺旋板换热器的关键是堵塞问题，尽管它有自清洗作用，但由于设计或操作不当也会发生堵塞，这时即使用可拆式结构也难于用机械方法清洗。采用水、气或蒸汽吹洗，操作方便效果更好。螺旋板换热器最大的缺点是检修困难，如发生内圈螺旋板破裂，便会使整台设备报废
spiral plate heat exchanger传热元件由螺旋形板组成的换热器。螺旋板式换热器是一种高效换热器设备,适用汽－汽、汽－液、液－液，对液传热。它适用于化学、石油、溶剂、医药、食品、轻工、纺织、冶金、轧钢、焦化等行业。按 结构形式可分为 不可拆式（Ⅰ型）螺旋板式及可拆式（Ⅱ型、Ⅲ型）螺旋 板式换热器现行标准为JB/T4751-2003《螺旋板式换热器》。
一、国外研究利用现状与发展趋势
1.早期发展阶段
浅层地热能的研究与开发利用是随着热泵技术的研究与开发而兴起的。早在186年前（1824年）法国物理学家卡诺奠定了热泵理论基础。之后英国的物理学家焦耳论证了改变气体的压力引起温度变化的原理。英国勋爵汤姆逊教授首先提出了“热量倍增器”可以供暖的设想。1912年，瑞士苏黎世已成功安装了一套以河水作为低品位热源的热泵设备用于供暖，并以此申报专利，这就是早期的水源热泵系统，也是世界上第一个水源热泵系统。
在此之后的几十年，地源热泵基本处于实验研究阶段，并先后有地表水源热泵、地下水源热泵及土壤源热泵系统的问世与发展。20世纪30年代地表水源热泵系统问世，是地源热泵中最早使用的热泵系统形式之一。欧洲第一台较大的热泵装置是1938～1939年间在瑞士苏黎世市政大厅投入运行的，它以河水作为热源，供热能力175k W；20世纪40～50年代，瑞士、英国早期使用的地表水源热泵地下水源热泵系统除了用于建筑物采暖外，还用于游泳池加热和人造丝厂工艺加热和鞋厂空调等。随后欧洲其他一些国家也开始安装地表水源热泵系统，热泵系统的供热量不断增大，性能系数也有很大提高。
地下水源热泵也诞生于20世纪30年代，到1940年美国已安装了15台大型商用热泵，其中大部分是以井水为热源。1937年，日本在大型办公楼内安装了2台194k W 压缩机带有蓄热箱的地下水热泵系统，其性能系数达。至20世纪40～50年代，美国应用的主要是地下水地源热泵。
1941年，第二次世界大战爆发后，影响和中断了空调供暖用热泵技术的研究和发展。二战结束后，热泵技术研究及应用逐步恢复，至1950年美国已有20个厂商和10余所大学研究单位从事热泵开发研究，在当时拥有的600台热泵中，50%用于房屋供暖。地埋管式地源热泵技术初始于美国和英国。1950年前后，两国开始使用地埋管吸收地热作为热源为家用房屋供暖的小型土壤热泵。1952年，美国约出厂1000套热泵，1954年出厂约2000套热泵。由于地源热泵的日趋成熟，有力地促进了浅层地热能的广泛应用。
1957年，美国军用基地住房大量采用热泵供暖代替燃气供热方案，热泵产量达2万套，1963年年产量增加到万套。至20世纪60年代初，美国安装的热泵机组已达近8万台。但当时压缩机质量尚不过关，设备费用高而影响了热泵供暖技术的推广，开始处于停顿状态。
到1964年，热泵可靠性的问题已成为一个十分严峻的问题。60年代电价持续下降，使得电加热器的应用不断增加，限制了热泵的发展。
2.迅速发展阶段
20世纪70年代，世界石油危机的出现，又引起人们对地下水源热泵的关注与兴趣，又开始大量安装与使用地下水源热泵，热泵工业进入了黄金时期。这一时期，世界各国对热泵的研究工作都十分重视，诸如国际能源机构和欧洲共同体都制定了大型热泵发展计划，热泵新技术层出不穷，热泵的用途也在不断地开拓，并广泛应用于空调和工业领域，在能源的节约和环境保护方面起着重大的作用。
热泵真正意义的商业应用也只有近20年的历史。20世纪90年代后，随着环保要求的进一步提高，美国地下水源热泵系统的应用一直呈上升趋势。美国能源信息部的调查表明：美国地下水源热泵的生产量从1994年的5924台上升到1997年的9724台。再如美国，截止到1985年全国共有万台地源热泵，而1997年就安装了万台，到目前为止已安装了40万台，而且每年以10%的速度稳步增长。1998年美国商业建筑中地源热泵系统已占空调总保有量的19%，其中在新建筑中占30%。目前，每年大约有5万套地源热泵在安装，其中开式系统占5%。美国热泵工业已经成立了由美国能源部、环保署、爱迪逊电力研究所及众多地源热泵厂家组成的美国地源热泵协会，该协会在近年中将投入1亿美元从事开发、研究和推广工作。
欧洲一些国家由于采取积极的促进政策（包括财政补贴、减税、优惠电价和广告宣传等），热泵市场得到快速发展。1997年，欧洲发展基金会重新提出热泵发展计划。到2000年，欧洲用于供热、热水供应的热泵总数约为万台，其中地下水源热泵约占。与美国的热泵发展有所不同，中、北欧如瑞典、瑞士、奥地利、德国等国家主要利用浅部地热资源，地下土壤埋盘管的地源热泵，用于室内地板辐射供暖及提供生活热水。据1999年的统计，在家用的供热装置中地源热泵所占比例，瑞士为96%，奥地利为38%，丹麦为27%。
3.发展趋势
近年来，各国浅层地热能的开发利用规模和发展速度都在快速增长。美国和加拿大一些大学和研究机构，对于土壤源热泵进行了较深入的试验研究，取得了一些重要数据。美国能源部（DOE）、美国环保局（EPA）及爱迪生电器学会（EEI）、国家农业电力合作公司等财团组成一家政府参与的工业设施国际集团，推广热泵供暖系统。目前从国外发展趋势看，开发利用浅层地热能，将是地热资源开发利用的主流和方向。
浅层地热能是宝贵的新型能源。与风能、太阳能等非人力控制的自然资源相比，浅层地热能是一种在开采利用时间上，可人为控制使用的可再生能源，是集热、矿、水为一体，具有洁净、廉价、用途广泛的新能源。开发利用浅层地热能可以降低常规能源消耗，减少环境污染，尤其是大气污染，又可以在发展某些相关产业经济与提高人们生活质量方面发挥作用，具有显著的商业价值。因此，引起了各国对其开发利用的重视。特别是1973年世界能源危机以来，浅层地热能的勘查与开发利用正在迅速向深度和广度发展。
4.地下水热运移数值模拟研究进展
地下水源热泵运行后，回灌井注入含水层的冷热能会在对流和热传导的作用下向抽水井运移，从而对地下水温度场产生影响，因此有必要对地下水热运移过程进行深入研究。数值模拟方法以其高效性、便捷性和灵活性等众多优势，逐渐成为研究这一问题的有效工具。鉴于此，本节对国内外地下水热运移数值模拟研究进展进行回顾，为本专题的后续研究提供基础和参考。
从20世纪70年代末开始，国外提出了许多描述含水层中热量运移的数学模型.Mercer等（1985）、Crawford等（1982）以及Mirza等对含水层储能的一些模拟技术进行了讨论。1985年.和等统计了当时已有的21个热运移数学模型，所有这些模型均只考虑对流和热传导作用，忽略了自然对流对热运移的影响，除了两个是三维水流耦合模型外，其余均为一维和二维的。Tsang等（1981）和Sykes等（1982）曾先后利用有限差数值模拟方法，对Auburn大学第二期地下含水层储能野外试验中水和热量运移规律进行了模拟研究，模拟结果与试验观测结果基本吻合。Buscheck等（1983）利用Aubum大学储能试验前两个周期的资料进行了二维数值模拟，并在模拟过程中考虑了自然对流的影响。Rouve等（1988）应用有限元模拟方法对德国Stuttgart大学的人工含水层季节性储能试验进行了二维数值模拟，并对含水层中各填充亚层的渗透性空间组合进行了优化。Molson等（1992）利用加拿大Ontario武装基地潜水含水层储能试验数据，对该试验过程进行了三维有限元模拟，其中考虑了自然对流影响和密度随温度的变化，该模型相对比较完整，但是试验条件比较简单，且连续性方程不尽完善。Forkeli等（1995）利用二维轴对称模型和三维有限元模型对人工含水层储能系统的储能效果进行了模拟研究，并通过对比模拟确定了效果最佳的人工储能系统。Travi等（1996）建立了二维非稳定流模型，通过数值计算给出了一个含水层剖面上温度的变化。Chevalier等（1999）应用随机游离法对多孔介质含水层储能进行了模拟研究，发现区域地下水的流动能够加速所储热能向下游含水层中扩散，从而降低所储热能的回采率。Nagano（2002）通过实验室试验和有限差分数值模拟研究得出，如果储热过程中回灌水的温度较高（>；50℃），含水层中将很可能发生自然对流现象，从而使得利用含水层储能的热回收率将受到较大影响。Chounet等（1999）利用混合有限元法对土壤中水流和热量运移进行模拟，提高了模拟精度，但所用模型是一个剖面的二维模型。
国内对地热数值模拟研究始于20世纪80年代后期，张菊明等（1982）用有限元法模拟了二维地热运移问题，并给出了有限元程序。李竞生等李竞生，王广才 1989.平顶山八矿热水补给来源及条件方式.煤炭科学研究总院西安分院科研报告.对平顶山地温场分别建立了二维和三维温度场数学模型，并采用有限元法求解，但是此模型仅是一个稳定的模型，并没有对水流场的变化规律进行研究。薛禹群等（1987）对上海储能试验建立了三维数学模型，且考虑了热机械弥散，但水流模型是一个稳定模型，用简单的解析表达式代替水流模型，没有考虑水密度随温度的变化和水动力黏滞系数随温度的变化。张菊明（1994）建立了三维地温场数学模型并提出了有限元解法，但没有考虑水流方程。胡柏耿胡柏耿.1995.地热田中的传热传质研究.北京：清华大学博士学位论文.采用二维双孔隙介质模型模拟了地热田中传热和传质过程，并分别模拟了西藏那曲地热田和羊八井地热田的热质运移规律。任理等（1998）用交替方向有限差分法研究了土壤二维水热运移规律。何满潮等（2002）首先研究了地下热水回灌过程中渗透系数变化规律，然后针对单井、对井回灌过程中渗流场的动态变化建立了地热回灌渗流场数学模型，推导了渗透系数恒定与变化不同条件下的单井、对井回灌的理论公式。
国内外专家对于专门针对水源热泵的地下水热运移也进行了一定的模拟研究。Gringarten等（1975）对地下水均匀流动条件下的含水层热能采集进行了理论研究。通过对边界条件的简化和进行适当的条件假设，建立了对井系统的热传递数学模型，并利用该模型对不同给定条件下的热突破事件进行了定量评价，为法国的对井采能系统的合理布局设计提供了有效的指导。为了定量评价目标含水层系统中热量的运移特征，从而指导采能系统的设计，Wiberg应用有限单元法，对单纯的热传导和传导－对流并存两种不同假设条件下，理想含水层系统中地温场的分布特征进行了对比模拟研究。根据美国威斯康星州的供暖和制冷负荷要求，Andrews（1978）应用二维有限元模型，定量评价预测了水源热泵利用对地下温度场的影响。模拟结果表明，与区域地下水处于静止状态的情况相比，当区域地下水以一定的速度流动时，冬灌井周围的温度降幅相对较小，而影响半径有所增加，并且温度扰动带沿水流方向发生一定的偏移。Rahman（1984）通过对含水层条件进行假设，建立了对井回灌系统的模拟模型，并对不同的回灌量、含水层厚度、初始储层温度和井距影响条件分别进行了定量模拟研究。研究结果表明，除回灌量和井对之间的距离外，含水层厚度对热突破的时间影响比较显著；而含水层的储水率和渗透系数对热突破事件的影响并不显著。为了确定开采井群和回灌井群之间的合理布局，Paksoy（2000）应用CONFLOW程序，对含水层采能过程中热锋面的运移特征进行了定量模拟研究。通过限定开采井和回灌井的水位变幅，同时确保不出现热突破，最终确定上述约束条件下开采井群和回灌井群之间的最小距离。Tenma建立了一个理想的对井模型，利用FEHM软件对不同的开采与回灌量、水井滤管长度与位置和运行周期情况进行定量对比模拟。研究结果表明，前两个因素是控制模型温度变化幅度的主要影响因素。在国内，辛长征等（2002）利用美国地质调查局编写的HST3D程序，对一典型双井承压含水层的速度场和温度场进行了全年运行模拟，由于程序的限制，模拟时采用全年固定流量和固定温度的办法。周建伟等（2008）利用基于HST3D的Flowheat程序对武汉市某地下水源热泵系统进行了模拟，并对布井方式和抽灌组合的合理性进行了分析。张昆峰等（1998）模拟了大口径井水源热泵的冬季运行工作情况，结果表明，大口径井中的井水流动为均匀下降。
二、国内研究现状及发展趋势
1.早期热泵的应用与起步阶段（1949～1966年）
相对于世界热泵的发展，我国热泵的研究工作起步约晚20～30年左右。20世纪50年代天津大学热能研究所吕灿仁教授就开展了我国热泵的最早研究，1956年吕教授的《热泵及其在我国应用的前途》一文是我国热泵研究现存的最早文献。20世纪60年代，我国开始在暖通空调中应用发展热泵，并取得了一大批成果。1960年同济大学吴沈钇教授发表了《简介热泵供暖并建议济南市试用热泵供暖》；1963年原华东建筑设计院与上海冷气机厂开始研制热泵式空调器；1965年上海冰箱厂研制成功了我国第一台制热量为3720W的CKT-3A热泵型窗式空调器；1965年天津大学与天津冷气机厂研制成功国内第一台地下水热泵空调机组；1966年天津大学又与铁道部四方车辆研究所共同合作，进行干线客车的空气/空气热泵试验；1965年，由原哈尔滨建筑工程学院徐邦裕教授、吴元炜教授领导的科研小组，根据热泵理论首次提出应用辅助冷凝器作为恒温湿空调机组的二次加热器的新流程，这是世界首创的新流程；重庆建筑大学、天津商学院等单位对地下埋盘管的地源热泵也进行了多年的研究。中国科学院广州能源研究所等单位还多次召开全国性的有关热泵技术发展与应用的专题研讨会。清华大学、天津大学分别与有关企业结成产学研联合体，开发出中国品牌的地源热泵系统，已建成多个示范工程，越来越多的中国用户开始熟悉热泵，并对其应用产生了浓厚的兴趣。
我国早期热泵经历了17年的发展历程，度过一段漫长的起步发展阶段。其特点可归纳为：①对新中国而言，起步较早，起点高，某些研究具有世界先进水平；②由于受当时工业基础薄弱，能源结构与价格的特殊性等因素的影响，热泵空调在我国的应用与发展始终很缓慢；③在学习外国基础上走创新之路，为我国今后热泵研究工作的开展指明了方向。
2.热泵应用与发展的停滞期（1966～1977年）
这一时期正处于“十年动乱”期间，在此期间热泵的应用与发展基本处于停滞状态。该期间没有一篇有关热泵方面的学术论文发表和正式出版过有关热泵的译作和著作等；国内没有举办过一次有关热泵的学术研讨会，也没有派人参加过任何一次国际热泵学术会议，与世隔绝10余年。只有原哈尔滨建筑工程学院徐邦裕、吴元炜领导的科研小组在1966～1969年期间，坚持了LHR20热泵机组的研制收尾工作，于1969年通过技术鉴定，这是在“文革”时期全国唯一的一项热泵科研工作。而后，哈尔滨空调机厂开始小批量生产，首台机组安装在黑龙江省安达市总机修厂精加工车间，现场实测的运行效果完全达到（20±1）℃，（60±10）%的恒温恒湿的要求.这是我国第一例以热泵机组实现的恒温恒湿工程。
3.热泵应用发展的复苏与兴旺期（1978～1999年）
1978～1988年，我国热泵应用与发展进入全面复苏阶段。在此期间，为了充分了解国外热泵发展的现状与进展，大量出版有关著作，国内刊物积极刊登有关热泵的译文，对国外热泵产品进行测试与分析，积极参加国际学术交流。同时，一些国外知名热泵生产厂家开始来中国投资建厂。例如美国开利公司是最早来中国投资的外国公司之一，于1987年率先在上海成立合资企业。
1989～1999年期间，我国热泵又迎来了新的发展历程。在我国应用的热泵形式开始多样化，有空气－空气热泵、有空气－水热泵、水－空气热泵和水－水热泵等。在此期间国内已有国有、民营、独资、合资等不少于300家家用空调器厂家，逐步形成我国热泵空调器的完整工业体系，且水源热泵空调系统在我国得到广泛应用。据统计，到1999年全国约有100个项目，2万台地下水源热泵在运行。20世纪90年代初开始大量生产空气源热泵冷热水机组，90年代中期开发出地下水热泵冷热水机组，90年代末又开始出现污水源热泵系统。土壤耦合热泵的研究已成为国内暖通空调界的热门研究课题。国内的研究方向和内容主要集中在地下埋管换热器，在国外技术的基础上有所创新。
1978～1999年，中国制冷学会第二专业委员会主办过9届“全国余热制冷与热泵技术学术会议”。1988年中国科学院广州能源研究所主办了“热泵在我国应用与发展问题专家研讨会”。自20世纪90年代起，中国建筑学会暖通空调委员会、中国制冷学会在其主办的全国暖通空调制冷学术年会上专门增设“热泵”专题交流。
1988年，中国建筑工业出版社出版了徐邦裕教授等编写的《热泵》教材；机械工业出版社1993年出版了郁永章教授主编的《热泵原理与应用》，1997年出版了蒋能照教授主编的《空调用热泵技术及应用》，1998年出版了郑祖义博士著的《热泵技术在空调中的应用》；1994年华中理工大学出版社出版了郑祖义著《热泵空调系统的设计与创新》。1989～1999年，正式发表有关热泵方面论文270篇，热泵专利总数161项，而发明专利为77项。这些教材、著作、译著和论文的出版，专利技术的应用，推动了热泵技术在我国的普及与推广。
4.热泵技术的飞速发展时期
进入21世纪后，由于城市化进程的加快，人均GDP的增长，拉动了中国空调市场的发展，促进了热泵在我国的应用，应用范围越来越广泛，热泵的发展十分迅速，热泵技术的研究不断创新。热泵的应用、研究空前活跃，硕果累累。2000～2003年，专利总数287项，是1989～1999年专利平均数的倍。2000～2003年间发明专利共119项，是1989～1999年发明专利平均数的倍。2000～2003年，热泵文献数量剧增，如2003年文献数是1999年文献数的5倍。全国各省市几乎都有应用热泵技术的工程实例。热泵技术研究更加活跃，创新性成果累累。在短短的几年中有3项世界领先的创新性成果问世，包括：同井回灌热泵系统，土壤蓄冷与土壤耦合热泵集成系统，供寒冷地区应用的双级耦合热泵系统。
5.地源热泵的应用与研究
我国地源热泵研究起步于20世纪80年代，首先是一些高校和科研机构对地源热泵的相关技术进行了专题研究。如北京工业大学对深层地热水进行了研究，并设计了若干垂直埋管和水平埋管的土壤源热泵试验系统；哈尔滨工业大学的水环热泵空调系统应用基础的研究与评价，土壤蓄冷与土壤耦合热泵集成系统的数值模拟与实验研究，土壤源热泵系统中地埋管的热渗耦合理论与关键技术研究；湖南大学建设了水平埋管土壤源热泵系统等。另外，青岛建筑工程学院、山东建筑工程学院、上海同济大学、天津商学院、重庆建筑大学等大学也进行了该方面的研究。近年来国内数所高等院校开展了土壤源热泵系统和水源热泵系统的试验研究，并取得了一些重要成果。
目前，我国浅层地热能的开发利用研究发展很快，经过近二十几年的研究和开发，热泵技术在我国已取得了很大进步，尤其是地源热泵技术发展迅速。已经初步建立了各类地下水源热泵系统的水源井施工技术和技术要求，井群设计和计算方法、水质评价和处理方法及环境评价方法等。
截止到2008年10月底，我国浅层地能应用面积超过1×108m2（《地源热泵》杂志2009年5月刊）。已遍及北京、上海、天津、河北、河南、山西、辽宁、四川、湖南、西藏、新疆等地。应用的建筑类型包括宾馆、住宅、商场、写字楼、学校、体育场（馆）、医院、展览馆、军队营房、别墅和厂房等，应用前景广阔。
6.浅层地热能的开发利用与发展趋势
浅层地热能的开发利用涉及城市能源结构、环境保护和提高人民生活质量的重大课题。特别是浅层地下水源热泵和土壤源热泵的可再生能量采集系统是解决上述重大课题的关键，其能量采集基本不受使用地域和四季气候的影响。浅层地热能作为建筑物的冷热源初始采集更具有推广价值。
浅层地热能的开发利用不仅受到学术界和企业界的关注，政府也更加重视。《中华人民共和国可再生能源法》明确指出：国家将可再生能源开发利用的科学技术研究和产业化发展列为科技发展与高技术发展的优先领域。国家财政支持可再生能源的资源调查、评价和相关信息系统建设。该法的实施为浅层地热能的调查、评价和开发提供了强有力的依据和保障。国土资源部、中国地质调查局等部门多次召开浅层地热能勘查开发经验交流会、技术研讨会，并编制出台浅层地热能勘查评价规范，做到了浅层地热能勘查开发有标准可依。近年来，随着国家加大建设“资源节约型、环境友好型”社会的力度，实现节能减排目标，国家从中央财政安排专项资金用于支持可再生能源建筑应用示范和推广，财政部、建设部已批准下达3批包括浅层地热能利用的可再生能源建筑应用示范推广项目。各地也相继出台支持开发利用浅层地热能项目。如2006年5月31日，由北京市发改委联合市水利局、国土局等9个委办局联合发文对采用地下水源热泵系统实现供暖和制冷项目按每平方米35元的标准进行补贴，对采用地源热泵系统实现供暖和制冷项目按每平方米50元的标准进行补贴；沈阳市发布的《关于地源热泵系统建设和应用工作的实施意见》中要求在沈阳市三环内的455km2核心区范围内，对符合应用地下水热泵技术的409km2范围内的建筑物，原则上都要采用地下水源热泵技术规划研究。
进入21世纪，伴随中国经济的迅速发展，人们对生活品质和舒适性要求的不断提高，城市能源结构的改变，建筑市场的巨大，为浅层地热能开发利用技术的推广创造了前所未有的机遇。国内在热泵理论研究、试验研究、产品开发和工程项目的应用诸方面都取得了可喜的成果。
目前，我国已经建立了比较完善的开发利用浅层地热能的工程技术、机械设备、监测和控制系统，但回灌技术中的水质控制和回灌对储层及用水管的影响评价，堵塞井的处理技术，对井群采灌系统温度场、化学场和压力场的模拟计算方法，参数采集方法等尚在研究之中。
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楼主知否可以把论文发我学习下
虽然以有满意回答，但是还想说几句，因为满意回答说的不是很准确。欧洲天然气市场有些混乱，无论是价格还是管道。但是对于居民来说天然气还是首选，比如燃气热水器和燃气采暖。美国更不用说了，家庭气化占74%以上。基本都是用天然气来供应热水、供暖、燃气烤箱、燃气烘干机等等。。用气量十分大，占能美国能源使用总量的45%。电的使用量占总量的40%。使用容积式燃气热水器是因为可以完全恒温，内部小循环，他们有空间放，当然要更舒适的了。绝对不是不提倡速热式燃气热水器的。但是不管怎样，都是首选燃气热水器的。其实这些最主要的因素还是欧美国家能认识到天然气这种清洁能源带给他们的各种好处。至于日本，确实由于自有资源有限，大量进口LNG，日本有很多LNG罐站。日本知道资源匮乏，所以他们不轻易去动用自己的资源。肯定不像我们了。。。而且日本也十分重视环保，没有人随地吐痰、扔垃圾，更不用说砍伐森林了。这些我觉得都是关键的因素。满意答案里的6、7、8我觉得是扯扯蛋了。。呵呵
去 小木虫论坛 看看吧，个人建议，不一定有
关键是在日本整个国家的燃气气化率很高，燃气很普及自然推动了相关产业的产品和技术的推广和普及！
某生产过程中，需将6000kg/h的油从140℃冷却至40℃，压力为；冷却介质采用循环水，循环冷却水的压力为，循环水入口温度30℃，出口温度为40℃。试设计一台列管式换热器，完成该生产任务。 1．确定设计方案 （1）选择换热器的类型 两流体温度变化情况：热流体进口温度140℃，出口温度40℃冷流体(循环水)进口温度30℃，出口温度40℃。该换热器用循环冷却水冷却，冬季操作时进口温度会降低，考虑到这一因素，估计该换热器的管壁温和壳体壁温之差较大，因此初步确定选用带膨胀节的固定管板式式换热器。 （2）流动空间及流速的确定 由于循环冷却水较易结垢，为便于水垢清洗，应使循环水走管程，油品走壳程。选用ф25×的碳钢管，管内流速取ui=。 2．确定物性数据 定性温度：可取流体进口温度的平均值。 壳程油的定性温度为(℃)管程流体的定性温度为(℃)根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。 油在90℃下的有关物性数据如下： 密度ρo=825kg/m3定压比热容cpo=(kg·℃)导热系数λo=(m·℃)粘度μo=·s循环冷却水在35℃下的物性数据： 密度ρi=994kg/m3定压比热容cpi=(kg·℃)导热系数λi=(m·℃)粘度μi=·s3．计算总传热系数 （1）热流量 Qo=WocpoΔto=6000××(140-40)=×106kJ/h=(kW)（2）平均传热温差 (℃)（3）冷却水用量 (kg/h)（4）总传热系数K 管程传热系数 W/(m·℃)壳程传热系数 假设壳程的传热系数αo=290W/(m2·℃)； 污垢热阻Rsi=·℃/W,Rso=·℃/W管壁的导热系数λ=45W/(m·℃)=(m·℃)4．计算传热面积 (m2)考虑15％的面积裕度，S=×S′=×(m2)。 5．工艺结构尺寸 （1）管径和管内流速 选用ф25×传热管(碳钢)，取管内流速ui=。 （2）管程数和传热管数 依据传热管内径和流速确定单程传热管数 按单程管计算，所需的传热管长度为(m)按单管程设计，传热管过长，宜采用多管程结构。现取传热管长L=6m，则该换热器管程数为(管程)传热管总根数N=58×2=116(根)（3）平均传热温差校正及壳程数 平均传热温差校正系数 第2章换热器设计按单壳程，双管程结构，温差校正系数应查有关图表。但R=10的点在图上难以读出，因而相应以1/R代替R，PR代替P，查同一图线，可得φΔt=平均传热温差Δtm=φΔtΔ′tm=×39=32(℃)（4）传热管排列和分程方法 采用组合排列法，即每程内均按正三角形排列，隔板两侧采用正方形排列。取管心距t=，则 t=×25=≈32(mm)横过管束中心线的管数(根)（5）壳体内径 采用多管程结构，取管板利用率η＝，则壳体内径为 (mm)圆整可取D＝450mm （6）折流板 采用弓形折流板，取弓形折流板圆缺高度为壳体内径的25％，则切去的圆缺高度为h＝×450＝(mm)，故可取h＝110mm。 取折流板间距B＝，则B＝×450＝135(mm)，可取B为150。 折流板数NB=传热管长/折流板间距-1=6000/150-1=39(块)折流板圆缺面水平装配。 （7）接管 壳程流体进出口接管：取接管内油品流速为u＝，则接管内径为 取标准管径为50mm。 管程流体进出口接管：取接管内循环水流速u＝，则接管内径为 6．换热器核算 （1）热量核算 ①壳程对流传热系数对圆缺形折流板，可采用凯恩公式 当量直径，由正三角形排列得 (m) 壳程流通截面积 (m) 壳程流体流速及其雷诺数分别为 普兰特准数 粘度校正 W/(m2·℃) ②管程对流传热系数 管程流通截面积(m2) 管程流体流速 普兰特准数W/(m2·℃) ③传热系数K=(m·℃)④传热面积S(m2)该换热器的实际传热面积Sp(m2)该换热器的面积裕度为 传热面积裕度合适，该换热器能够完成生产任务。 （2）换热器内流体的流动阻力 ①管程流动阻力 ∑ΔPi=(ΔP1+ΔP2)FtNsNpNs=1,Np=2,Ft=由Re＝13628，传热管相对粗糙度＝，查莫狄图得λi＝·℃， 流速ui＝，ρ＝994kg/m3，所以 管程流动阻力在允许范围之内。 ②壳程阻力 ∑ΔPo=(ΔP′1+ΔP′2)FtNsNs＝l，Ft＝l流体流经管束的阻力 流体流过折流板缺口的阻力 总阻力∑ΔPo＝1202＋＝(Pa)＜10kPa壳程流动阻力也比较适宜。 ③换热器主要结构尺寸和计算结果换热器主要结构尺寸和计算结果见表2-13。 表2-13换热器主要结构尺寸和计算结果 换热器形式：固定管板式管口表 换热面积（m2）:48 符号 尺寸 用途 连接型式 工艺参数 a DN80 循环水入口 平面 名称 管程 壳程 b DN80 循环水出口 平面 物料名称 循环水 油 c DN50 油品入口 凹凸面 操作压力，MPa d DN50 油品出口 凹凸面 操作温度，℃ 29/39 140/40 e DN20 排气口 凹凸面 流量，kg/h 32353 6000 f DN20 放净口 凹凸面 流体密度，kg/m3 994 825 附图 流速，m/传热量，总传热系数，W/m2·传热系数，W/m2·K2721476污垢系数，m2·K/阻力降，程数21推荐使用材料碳钢碳钢管子规格ф25×管数116管长mm:6000管间距，mm32排列方式正三角形折流板型式上下间距，mm150切口高度25%壳体内径，mm450保温层厚度，mm热交换设备
我给你发过去了，剩下的自己看着画吧，你不能自己一点不动手，只能帮你到这了，不过提醒你下，你这个设计的有问题，自己看图就明白了
下列转载的文章供你参考：列管式换热器的设计和选用（1） 列管式换热器的设计和选用应考虑的问题◎ 冷、热流体流动通道的选择具体选择冷、热流体流动通道的选择在换热器中，哪一种流体流经管程，哪一种流经壳程，下列几点可作为选择的一般原则：a) 不洁净或易结垢的液体宜在管程，因管内清洗方便。b) 腐蚀性流体宜在管程，以免管束和壳体同时受到腐蚀。c) 压力高的流体宜在管内，以免壳体承受压力。d) 饱和蒸汽宜走壳程，因饱和蒸汽比较清洁，表面传热系数与流速无关，而且冷凝液容易排出。e) 流量小而粘度大（ ）的流体一般以壳程为宜，因在壳程Re>100即可达到湍流。但这不是绝对的，如流动阻力损失允许，将这类流体通入管内并采用多管程结构，亦可得到较高的表面传热系数。f) 若两流体温差较大，对于刚性结构的换热器，宜将表面传热系数大的流体通入壳程，以减小热应力。g) 需要被冷却物料一般选壳程，便于散热。以上各点常常不可能同时满足，应抓住主要方面，例如首先从流体的压力、防腐蚀及清洗等要求来考虑，然后再从对阻力降低或其他要求予以校核选定。◎ 流速的选择常用流速范围流速的选择流体在管程或壳程中的流速，不仅直接影响表面传热系数，而且影响污垢热阻，从而影响传热系数的大小，特别对于含有泥沙等较易沉积颗粒的流体，流速过低甚至可能导致管路堵塞，严重影响到设备的使用，但流速增大，又将使流体阻力增大。因此选择适宜的流速是十分重要的。根据经验，表及表列出一些工业上常用的流速范围，以供参考。表 列管换热器内常用的流速范围流体种类流速 m/s管程壳程一般液体宜结垢液体气 体～>15～～>～15表 液体在列管换热器中流速（在钢管中）液体粘度 最大流速 m/s>15001000～500500～100100～5335～1>◎ 流动方式的选择流动方式选择流动方式的选择除逆流和并流之外，在列管式换热器中冷、热流体还可以作各种多管程多壳程的复杂流动。当流量一定时，管程或壳程越多，表面传热系数越大，对传热过程越有利。但是，采用多管程或多壳程必导致流体阻力损失，即输送流体的动力费用增加。因此，在决定换热器的程数时，需权衡传热和流体输送两方面的损失。当采用多管程或多壳程时，列管式换热器内的流动形式复杂，对数平均值的温差要加以修正，具体修正方法见节。◎ 换热管规格和排列的选择具体选择 换热管规格和排列的选择换热管直径越小，换热器单位体积的传热面积越大。因此，对于洁净的流体管径可取小些。但对于不洁净或易结垢的流体，管径应取得大些，以免堵塞。考虑到制造和维修的方便，加热管的规格不宜过多。目前我国试行的系列标准规定采用 和 两种规格，对一般流体是适应的。此外，还有 ，φ57×的无缝钢管和φ25×2, 的耐酸不锈钢管。按选定的管径和流速确定管子数目，再根据所需传热面积，求得管子长度。实际所取管长应根据出厂的钢管长度合理截用。我国生产的钢管长度多为6m、9m，故系列标准中管长有，2，3，，6和9m六种，其中以3m和6m更为普遍。同时，管子的长度又应与管径相适应，一般管长与管径之比，即L/D约为4～6。 管子的排列方式有等边三角形和正方形两种（图，图）。与正方形相比，等边三角形排列比较紧凑，管外流体湍动程度高，表面传热系数大。正方形排列虽比较松散，传热效果也较差，但管外清洗方便，对易结垢流体更为适用。如将正方形排列的管束斜转45°安装（图），可在一定程度上提高表面传热系数。 图 管子在管板上的排列◎ 折流挡板 折流挡板间距的具体选择折流挡板安装折流挡板的目的是为提高管外表面传热系数，为取得良好的效果，挡板的形状和间距必须适当。对圆缺形挡板而言，弓形缺口的大小对壳程流体的流动情况有重要影响。由图可以看出，弓形缺口太大或太小都会产生"死区"，既不利于传热，又往往增加流体阻力。 a.切除过少b.切除适当 c.切除过多图挡板切除对流动的影响挡板的间距对壳体的流动亦有重要的影响。间距太大，不能保证流体垂直流过管束，使管外表面传热系数下降；间距太小，不便于制造和检修，阻力损失亦大。一般取挡板间距为壳体内径的～倍。我国系列标准中采用的挡板间距为：固定管板式有100，150，200，300，450，600，700mm七种 浮头式有100，150，200，250，300，350，450（或480），600mm八种。（2）流体通过换热器时阻力的计算换热器管程及壳程的流动阻力，常常控制在一定允许范围内。若计算结果超过允许值时，则应修改设计参数或重新选择其他规格的换热器。按一般经验，对于液体常控制在104～105Pa范围内，对于气体则以103～104Pa为宜。此外，也可依据操作压力不同而有所差别，参考下表。换热器操作允许压降△P换热器操作压力P(Pa)允许压降△P<105 (绝对压力)0～105 (表压)>105 (表压)>5×104 Pa◎ 管程阻力管程阻力可按一般摩擦阻力计算式求得。具体计算公式管程阻力损失管程阻力损失可按一般摩擦阻力计算式求得。但管程总的阻力 应是各程直管摩擦阻力 、每程回弯阻力 以及进出口阻力 三项之和。而 相比之下常可忽略不计。因此可用下式计算管程总阻力损失 ： 式中 每程直管阻力 ；每程回弯阻力 ；Ft－结构校正系数，无因次，对于 的管子，Ft=，对于 的管子Ft=；Ns－串联的壳程数，指串联的换热器数；Np－管程数；由此式可以看出，管程的阻力损失（或压降）正比于管程数Np的三次方，即 ∝ 对同一换热器，若由单管程改为两管程，阻力损失剧增为原来的8倍，而强制对流传热、湍流条件下的表面传热系数只增为原来的倍；若由单管程改为四管程，阻力损失增为原来的64倍，而表面传热系数只增为原来的3倍。由此可见，在选择换热器管程数目时，应该兼顾传热与流体压降两方面的得失。◎ 壳程阻力对于壳程阻力的计算，由于流动状态比较复杂，计算公式较多，计算结果相差较大。 埃索法计算公式壳程阻力损失对于壳程阻力损失的计算，由于流动状态比较复杂，提出的计算公式较多，所得计算结果相差不少。下面为埃索法计算壳程阻力损失的公式： 式中 -壳程总阻力损失， ； -流过管束的阻力损失， ； -流过折流板缺口的阻力损失， ；Fs-壳程阻力结垢校正系数，对液体可取Fs=，对气体或可凝蒸汽取Fs=；Ns-壳程数；又管束阻力损失 折流板缺口阻力损失 式中 -折流板数目； -横过管束中心的管子数，对于三角形排列的管束， ；对于正方形排列的管束， ， 为每一壳程的管子总数；B-折流板间距，m；D-壳程直径，m； -按壳程流通截面积或按其截面积 计算所得的壳程流速，m/s；F-管子排列形式对压降的校正系数，对三角形排列F=，对正方形排列F=，对正方形斜转45°，F=04； -壳程流体摩擦系数，根据 ，由图求出（图中t为管子中心距），当 亦可由下式求出： 因 ， 正比于 ，由式可知，管束阻力损失 ，基本上正比于 ，即 ∝ 若挡板间距减小一半， 剧增8倍，而表面传热系数 只增加倍。因此，在选择挡板间距时，亦应兼顾传热与流体压降两方面的得失。同理，壳程数的选择也应如此。 图 壳程摩擦系数f0与Re0的关系列管式换热器的设计和选用(续)（3）列管式换热器的设计和选用的计算步骤设有流量为去qm,h的热流体，需从温度T1冷却至T2，可用的冷却介质入口温度t1，出口温度选定为t2。由此已知条件可算出换热器的热流量Q和逆流操作的平均推动力 。根据传热速率基本方程： 当Q和 已知时，要求取传热面积A必须知K和 则是由传热面积A的大小和换热器结构决定的。可见，在冷、热流体的流量及进、出口温度皆已知的条件下，选用或设计换热器必须通过试差计算，按以下步骤进行。◎ 初选换热器的规格尺寸◆ 初步选定换热器的流动方式，保证温差修正系数 大于，否则应改变流动方式，重新计算。◆ 计算热流量Q及平均传热温差△tm，根据经验估计总传热系数K估，初估传热面积A估。◆ 选取管程适宜流速，估算管程数，并根据A估的数值，确定换热管直径、长度及排列。 ◎ 计算管、壳程阻力 在选择管程流体与壳程流体以及初步确定了换热器主要尺寸的基础上，就可以计算管、壳程流速和阻力，看是否合理。或者先选定流速以确定管程数NP和折流板间距B再计算压力降是否合理。这时NP与B是可以调整的参数，如仍不能满足要求，可另选壳径再进行计算，直到合理为止。◎ 核算总传热系数分别计算管、壳程表面传热系数，确定污垢热阻，求出总传系数K计，并与估算时所取用的传热系数K估进行比较。如果相差较多，应重新估算。◎ 计算传热面积并求裕度根据计算的K计值、热流量Q及平均温度差△tm，由总传热速率方程计算传热面积A0，一般应使所选用或设计的实际传热面积AP大于A020%左右为宜。即裕度为20%左右，裕度的计算式为： 换热器的传热强化途径如欲强化现有传热设备，开发新型高效的传热设备，以便在较小的设备上获得更大的生产能力和效益，成为现代工业发展的一个重要问题。依总传热速率方程： 强化方法：提高 K、A、 均可强化传热。◎提高传热系数K 热阻主要集中于 较小的一侧，提高 小的一侧有效。◆ 降低污垢热阻◆ 提高表面传热系数 提高 的方法：无相变化传热：1） 加大流速；2）人工粗造表面； 3）扰流元件。 有相变化传热：蒸汽冷凝 ：1）滴状冷凝， 2）不凝气体排放，3）气液流向一致 ， 4）合理布置冷凝面， 5）利用表面张力 （沟槽 ，金属丝）液体沸腾： 1）保持核状沸腾，2） 制造人工表面，增加汽化核心数。◎ 提高传热推动力 加热蒸汽P ， ◎ 改变传热面积A 关于传热面积A的改变，不以增加换热器台数，改变换热器的尺寸来加大传热面积A，而是通过对传热面的改造，如开槽及加翅片、以不同异形管代替光滑圆管等措施来加大传热面积以强化传热过程。