温度，而临界点必须高于热管的工作温度，热管才有可能正常工作。在某一温度范围内有几种工作液体可被选用，这就要依次考虑各种因素，并加以对比，作出选择。
②工质与壳体材料应相容，且工质应具有热稳定性
工作液体与壳体、吸液芯材料的相容性是最重要的必须考虑的因素。因为一旦壳体或吸液芯材料与工作液体发生化学反应了，或是工作液体本身分解了，都将产生不凝性气体。化学反应的结果将使壳体受到腐蚀破坏，这些都将使热管的性能不断变坏，甚至不能工作。目前还没有完整的理论来计算材料的相容性，但是确定材料相容性的试验研究结果已相当多。原来的文献中认为水与碳钢材料不相容，但水-碳钢热管换热器的实际运行时间甚至有超过10年的。
③工质应有良好的热物理性质
工质的品质因数用来说明工质的物理性质对热管轴向传热能力的影响，用符号N1表示，是一个有因次数，单位是W/m2
N1?σρehfgμl
（2.1）
④其他（包括经济性、毒性、环境污染等）
满足以上条件的工质并不一定就是可采用的最好工质，还要考虑制作的安全性、经济性和来源的难易程度等一系列问题。
2.2 热管的强度与最大传热功率
热管的设计计算通常按以下3个步骤进行：根据一定的蒸汽速度确定热管的直径；按照工作压力对热管进行机械强度校核；验算与热管最大传热能力有关的工作极限。
热管管径的大小对热管的性能有影响，即对热管换热器的性能有影响。对单管传热量来说，管径越大，传热面积就越大，单管传热量就越多。
对一台换热器来说，当总的热负荷一定时，所需要管子的根数就减少，这
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会降低设备的造价和投资。因此增大管径是有利的。但对热管传热热阻来说，就热管气-气换热器来说，在总的传热热阻中，起控制作用的是管外两侧的放热热阻。随管径的增大，管外放热系数要下降，热阻要增大（此项是热管传热的主要热阻），对传热不利。对热管的强度来说，在其他条件相同的情况下，管径越小，所能承受的管内压力就越高，管径小些有利。从以上看来，管径越小，热管换热器的性能越好。但管径的大小还直接影响了管内流通面积的大小，从而影响着热管的几项传热极限。受流通截面影响最为显著的传热极限有两个，一个是声速极限，另一个是携带极限。在热管的加热段如果增加输入的热量超过一定值时，工质蒸汽流在加热段的出口处达到音速，便出现蒸汽流动的阻塞现象，由此现象产生的传热量的界限称为音速极限（声速限）。
管径计算的一个基本原则是管内蒸汽速度不超过一定的极限值。这个极限值是在蒸汽通道中最大马赫数不能超过0.2。在这样的条件下，蒸汽流动可以被认为是不可压缩的流体流动。这样轴向温度梯度很小，并可忽略不计。否则，在高马赫数下蒸汽流动的可压缩性将不可忽略。
一般来说，一根热管所要传递的最大轴向热流量Qmax是已知的。如果又限定它的马赫数等于0.2，则有
AV?Qmax0.2?vhfg?VRVTV
（2.2）
?20QmaxdV?????h?RT?vfgVVV????1/2
（2.3）
AV??dv24 （2.4）
式中：Av是蒸汽流道的面积，dv为蒸汽腔直径，Qmax为最大轴向热流量。热管气-气换热器一般采用的是重力式水-碳钢热管，换热器设计计算后只对工质的工作温度进行校核。
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2.3热管气-气换热器的设计计算方法
热管气-气换热器设计计算的主要任务在于求取总传热系数U，然后根据平均温差ΔT及热负荷Q求得总传热面积A，从而定出管子根数N。
设计中考虑的问题有：合适的迎风面风速，风速过高会导致压力降过大和动力消耗增加，风速过低会导致管外膜传热系数降低，管子的传热能力得不到充分的发挥；热管的管径，厚度，以及翅片的间距，高度，厚度等参数；冷流体及热流体运行参数，包括流量，进出口温度等[29-30]。
热管气-气换热器的两种基本计算方法是平均温差法和传热单元数法，它们都能完成预热器的设计计算和校核计算。设计计算是设计一个新的气-气换热器，要求确定气-气换热器所需的换热面积；而校核计算是是对已有的气-气换热器进行校核，以确定气-气换热器的流体出口温度和换热量。
通常由于设计计算时冷热流体的进出口温度差比较易于得到，对数平均温度能够方便求出，故常常采用平均温差法进行计算；而校核计算时由于热管气-气换热器冷热流体的热容流率和传热性能是已知的，热管气-气换热器的效能易于确定，故采用传热单元数法进行计算。
热管气-气换热器传热计算的热平衡方程为:
其传热方程为
Q＝?mcp?h(Th1?Th2)??mcp?c(Tc2?Tc1)
（2.5）
Q?UA?Tm
（2.6）
式中，ΔTm是由冷热流体的进出口温度确定的。以上三个方程中共有八个独立变量，它们是UA、(mcp)h、(mcp)c、Th1、Th2、Tc1、Tc2、Q。因此，热管气-气换热器的换热计算应该是给出其中的五个变量来求得其余三个变量的计算过程。
对于设计计算，典型的情况是给出需设计热管气-气换热器的热容流率(mcp)h、(mcp)c，冷、热流体进出口温度中的三个已知量，如Th1、Th2、Tc1，计算另一个温度Tc2、换热量Q以及传热性能量UA。UA也就是传热系数和传热面积的乘积，最后达到设计热管气-气换热器的目的。
对于校核计算，典型的情况是给出已有热管气-气换热器的热容流率
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(mcp)h、(mcp)c、传热性能量UA以及冷热流体的进口温度Th1、Tc1，计算换热量Q和冷热流体的出口温度Th2、Tc2，最后达到校核换热器性能的目的。
2.3.1 热管气-气换热器换热计算的平均温差法
1. 平均温差法进行热管气-气换热器设计计算的步骤为：
（1）由已知条件，从热管气-气换热器热平衡方程计算出冷热流体进出口温度中待求的那一个温度；
（2）由冷热流体的四个进出口温度确定其对数平均温差ΔTm； （3）初步布置换热管，根据无因次准则方程计算总传热系数U； （4）从传热方程求出所需的换热面积A，并核算热管气-气换热器冷热流体的流动阻力；
（5）如果流动阻力过大，或者换热面积过大，造成设计不合理，则应改变设计方案重新计算。
2. 平均温差法用于校核计算，其主要步骤为：
（1）首先假定一个流体的出口温度，按热平衡方程求出流体的另一个出口温度；
（2）由四个进出口温度计算出对数平均温差ΔTm；
（3）根据热管气-气换热器的结构，计算相应工作条件下的传热系数U 的数值；
（4）从已知的UA和ΔTm由传热方程求出换热量Q（假设出口温度下的计算值）；
（5）再由热管气-气换热器热平衡方程计算出冷热流体的出口温度值； （6）以新计算出的出口温度作为假设温度值，重复以上步骤（2）至（5），直至前后两次计算值的误差小于给定数值为止，一般相对误差应控在1％。
2.3.2 热管气-气换热器计算的传热单元数法
传热单元数是反映冷热流体间换热过程难易程度的参数，也是衡量热管气-气换热器传热能力的参数。
热流体和冷流体的传热单元数NTUh和NTUc 各按下式定义计算：
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NTUh??Th1Th2dThUA?
Th?TC?mcp?h（2.7）
NTUc??Tc1Tc2dTcUA?
Th?Tc?mcp?c（2.8）
式中Th1和Th2分别为热流体的进出口温度; Tc1和Tc2分别为冷流体的进出口温度;dTh 和dTc 分别为微元传热面两侧的热流体与冷流体温度；U为平均传热系数；A为传热面积；(mcp)h和(mcp)c分别为热流体和冷流体的水当量。由定义式可知：在设计热管气-气换热器时，换热要求越高，则所需传热面积越大，传热单元数也越大。对操作中的热管气-气换热器，传热单元数越大，表明其性能越好。
采用传热单元数法计算换热过程，还须引入传热效率的概念。热管气-气换热器内传热效率是指两流体的实际传热量与理论上可能的最大传热量（即两流体逆流操作且传热面积为无限大时的传热量,此时Tc2= Th1或Th2= Tc1）的比值。热流体和冷流体的传热效率分别为：
?h?Th1?Th2,Th1?Tc1?c?Tc2?Tc1
Th1?Tc1（2.9）
对一定型式的热管气-气换热器，传热单元数、传热效率和两相热容量流率(mcp)间存在一定关系。对于逆流操作的热管气-气换热器为：
?h?1?exp?NTUh?R1?1??,1?R1exp?NTUh?R1?1???c?1?exp?NTUc?R2?1?? 1?R2exp?NTUc?R2?1??（2.10）
其中：
R1?mc???mc?phpc,R2?mc???mc?pc
（2.11）
ph利用NTU与η的关系式和热量衡算式，可较方便地进行传热计算，特别是对已有热管气-气换热器传热性能进行核算，可避免试算或减少试算的次数。
1. ε-NTU法进行热管气-气换热器校核计算的主要步骤为：
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