[机械模具数控自动化专业毕业设计外文文献及翻译]【期刊】在换热情况下减少管与管发生热传递的方法-外文文献

在换热情况下减少管与管发生热传递的方法 Somchai WongwisesChi-Chuan Wang著， 陈 翔 译 摘要：这项研究提出了一个新方法，即在换热情况下，分析管板换热器在完全工作情况下管与管之间的工作状态，在公开的文献里很少见到关于传质系数方面的记载，在充满湿空气情形下，人们发现在焓传热性能和传质性能不受进口湿空气的改变而受影响，不象以前的实验都在干燥的情况下完成，在进行换热时，焓传热性能不是依赖于板的设计，传热和传质性能之比在0.61.0范围内，而且这个比率不受板间隔最小雷诺数改变的影响，当雷诺系数足够高的时候，板间距轻微的改变都会影响比率，由于冷凝物被水蒸汽移动所带来的显著影响，金属板构造的热量和质量性能要求被描叙，这些情况表叙如下： Chilton占 89%， Colburnj传热因素在 15%以内，和Chilton.Colburn相关的 81%传质因素在 20%以内。 关键字：管板换热器 干燥 传热性能 传质性能 命名法： 板的表面积 总表面积 管的内部表面积 管的外部表面积 内外管温度的饱和曲线 平均水温和管壁温度 板表面水温度的饱和曲线 管表面水温度的饱和曲线 湿空气定压比热 水定压比热 管的外径 管的内径 管内水摩擦因素 修正因素 最小流程内混合物的最大流速 传热系数 传质系数 内部传热系数 外部板的总传热系数 第一类贝塞耳系数 空气焓 进口空气焓 平均空气焓 出口空气焓 平均焓 进口温度空气焓 平均水温的空气焓 出口温度的空气焓 板平均水温的空气焓 板表面温度的空气焓 管内平均水温的平均温度焓 管外平均水温的平均温度焓 雾点的焓 板表面的雾点平均焓 传热因素 传质因素 第二类解决方法 第一类解决方法 板的导热性 水的导热性 管的导热性 管长 空气流量 水流量 管排数 压力 管纵向间距 普朗特常数 管的横向间距 传热率 空气边传热率 平均传热率 总传热率 水边传热率 传热特性与传质特性的比率 相对湿度 板底到中心的距离 内径雷诺数 外径雷诺数 施密特常数 板间距 空气温度 水温度 雾点平均温度 内管平均温度 外管平均温度 水平均温度 板厚度 总传热系数 平均速度 湿空气的湿气比率 平均湿气比率 外管平均湿气饱和率 板因素 散热片效率 动态黏度 质量密度 1：介绍：在空调系统与冷藏系统中换热最广泛地采取管板相结合的方式，换热器 往往用于冷凝器和蒸发器中，蒸发器的板最广泛的用铝板制作，其表面温度一般在露 点温度之下，结果，热量和质量的传递同时发生在板的表面上，总之，在干燥情况下， 管板换热器间复杂的的湿空气流程使得做理论模仿非常的困难，所以，它必须在实验 中获得。在换热情况下，许多关于管板换热器的研究实验已经完成，例如：关于介绍 管板换热器的 McQuiston11.12实验数据，大家都了解的湿表面和干燥表面都相关的 传热和摩擦影响， Mirth和 Ramauhgyani13.14研究关于换热器的热量与质量特性， 他们的研究表明。入口露点温度的改变使 Nusselt很剧烈的改变， Nusselt减少和露点 温度的增加， FU7也提出了在干燥的换热器中有一个板结构，他们的报告提出在合 适的温度下，传热系数会随着入口相对湿度增加而明显下降，相比之下， Seshimo的 实验数据表明： Nusselt的入口条件是相对独立的， Wang23研究了在干燥情况下， 散热片间距 .管列数和入口相对湿度对传热的影响，得出合适的传热相对于独立于入 口湿度，现有的文献的差别归因于不同的还原方法。虽然对马口铁进行很多的研究， 为设计师区分管板换热器提供的信息非常的有限，这可以由报告数据主要集中在对传 热特性的研究，而很少对传质系数的研究来解释，因此，现今的研究的目的是提供更 多的 .系统的有关传质的实验信息，并提出确定在干燥环境下，管板换热器的空气端 活动的新的还原方法，管板空间和入口相对湿度对传质特性在研究中也涉及到。 2：实验设备 空气环路实验图如图 1所示，它由离心式鼓风机（ 7.46Kw 10Hp）造成的空气闭环 风洞组成，输气管是由渡锌的钢板于 850mm*550mm的横截面组成，进气口的干燥球部分和湿部温度是由空气通风筒所控制的，空气流通率 测量是由出口限制和多喷管组成的，这是爱 ASHRAE41.2基础上设定的，测量不同的喷管处压力用不同的压力变换装置，在换热器进口与出口区域的空气湿度是在建立在 ASHRAE41.1的两个测冷装置测量的。 工作介质和管边都是水，恒温是由提供设置温度的冷水所控制的，水里的水温是 由两个 RTD装置测量的，水容率是由精度为 0.001L/SZ装置测量的，所以温度是 由温度阻抗装置测量，其误差为 0.05度，在实验中，唯一令人感到满意的是 ASHRAE33781，在最后的分析里提到，管板换热器的详细情况被制成表 1L型 圈和管板换热器测试紧紧相关，进口空气的实验条件如下，不确定性报告， Moffat15分析被制作成表 2。 3 数据分析 3.1热传递系数 基本上当前的分析方法是根据 Threlkeld20提出的，对于最初的 Threlkeld方法的一些重要数据如下：被用语计算总的传热率的平均表达式为： 全部的传热系数是以 Vo,w为基础的，依下列如： 依照 Bump和 Myers16，对于流程结构，平均焓为 在 Eq.4里是未混合其他杂物结构的订正因素，全部的传热系数被涉及到抗热性16，如下： 雷诺数被用于 Eq.10和 Eq.11是基于直径为 1的水管上的，在所以的情况下，水边的运 动远少于全部运动的 10%，在 Eq.8中有 4个量（ bw.p和 bw.m和 bp和 bm）他们包含焓 温度的比率， bp和 br能被看作 bw.p和 bw.m的价值是饱和的焓曲线被外在的低估了，在粗糙的表面和板面，没有 bw.p的损失能接近饱和的焓曲线，在低表面温度测量 23下，板效率是以焓的不同为 基础的，由 Threlkeld20得到 is.fm是在低的饱和空气焓温度和 is.fb是饱和空气焓在以 板为基础的温度，焓的使用率一样，单一的板效率如 Kandlikar所举例 10一样， 然 而湿板效率的最初提出是 Threlkeld20给的直板结构，对于一个圆板其效率为： 换热器的测试如图 3所示 因此，对应板效率被看作圆板来计算，在图中描叙了 bw.m需要实验与错误的程序， is.wm必须计算如下： 解决热传递的系数，管与管，排与排的计算方式如下： 1基于测量数据，计算总传热效率 2 所以的 ho.c因素 3 计算传热效率的方法 3.1边传热效率 3.2 出口空气焓 3.3 计算 ia.m 3.4 Tp.i.m 和 Tp.o.m 3.6 Tw.m 3.7 计算 nf.m 3.8 uo 3.9 is.w.m 3.10 Tw. N是 is.w.m 3.11 如果 Tw.m在 3.10是不相等的，那在 3.6假设，计算 3.5与 3.13，将 会于 Tw.m重复，直到 Tw.m为常数。 3.12 计算部分 Q 3.13 计算 Tp.i.m和 Tp.o.m对流传热和加强传热效率 3.14 如果 Tp.i.m和 Tp.o.m在 3.13不相等，在 3.4假设，计算 3.5和 3.13，将会与 Tp.i.m和 Tp.o.m一起重复，直到 Tp.i.m和 Tp.o.m是持续 的， 3.15 计算 Eq1空气汗和出口水温 4 如果 Q的总和 Qtotai不相等， ho.c将会被假定新的值与计算方式直到相等。 3.2 传质系数 对于冷而且非常湿的表面同时包括热传递，可以被描叙为 Threlkeld20 R对普遍传热特性有可以比较的特性。 对于管板换热器 Eq.18不能正确的表达换热情况，这是因为低的饱和空气焓在板表面不同平均温度为基础的，这方面，程序修改为一个对圆板符合，得出以下各项干燥能源表达式 传热用第二个指示，水的潜热为： 由此得出传热和传质比 R被一个运算公式作为 Eq.22，可以获得良好的传质性能。 3.3 热量和质量传递因素 在换热器中，传热与传质特性被表达如下： 4 结果与讨论 板的传热表现和换热器根据叁数 j, 施加给板的影响力的测试的一个典型的情形如图 5所示。 在这里 , 现在减少管的结果被有 N 一 2 的 Threlkeld 方法所显示。 因为热传递，来自两方法的减少结果的表现几乎是相同的。 这因为现在的管 -被 -管方式起于 Threlkeld 方法。 从结果所示，板的热传递表现是相对地没有表现出来的。 这一现象相当不同于在完全干的情况先完成的 22 和 17, 热传递的表现不依赖板，当 N_4， 在完全干燥的情况操作。 然而 , 对于 N 一 1 或 2, 21 显示热传递表现为板间隔的增加而降低。 当雷诺数 5,000. 和板的减少的热传递表现增加更加明显。 这一种现象为 N 2, 而且是为 N 一 1 被发现的 espedally. 相反地，现在明显的热传递表现对于 N 一 1 和 2 展现的对于板间隔的变化的没有显著的影响。 显然地，结果被归因于在干燥情况下的浓缩物的出现。这是因为浓缩物为气流式样而改变 ,粗糙的板表面提供较好的气流的混合效果。结果，板的影响适当地被减少。这一种现象就像是使用可提高的板表面在完全干的情况。 为可提高的表面粗糙程度 ,5 和其他人关于板的报告的可以忽略。 因为干燥的 N 一 1 或者 2 移动表现被称如没有限制的 j因素， 因为样品 5 和 10 号在图 6 被列举， 湿空气对换热器的热传递的影响最初由 Threlkeld 方法提出，典型的比较现在的和那之间的特性。 产生使用现在的管与管方法出示 inletrelative 湿气的相对影响较小。 这对 1排和 2排结构是可以适用的。 相反地，对于最初 Threlkeld 方法的减少的结论，有关热传递表现的 20-40%增加到当之前的湿气从 50-90% 被增加的进入物 .对于热转移表现 , 如之前的所述 , 进入物的湿气混合效果几乎可以忽略不计，热传递表现方面的影响也是很小的。 适用于 Threlkeld 方法的最初程序和独有的主要表面的效果，结果误差正在略微减少。 现在的管与管之间是更适当的超过在热传递系数方面在完全湿的情况 Threlkeld 方法的最初表现。 Threlkeld 方法和现在的方法之间的结果以热传递率增加表现。 这能从图 7 被清楚地表达出来， 由 Threlkeld方法和现行方法中样品的入口相对湿度对 j的影响 正如图 7所见的 1000，在这两种方法之间，这个结果偏离较小值，更为重要的是，当 1000时，对现行方法而言，入口湿度的影响可以忽略，尽管如此，我们应该注意到当 1000时， RH=50%时，传质系数的显著上升，这和在水蒸气沿表面冷凝提高更多的空间的较高的 下放出冷凝液是分不开的，这个现象随着排除冷凝液管列被随后管列堵塞的树木的上升而消减，干燥过程包含加热和传质之间的类推就比较方便了，这种类推的存在就是因为液体中的传导和扩散是由数字恒等式的自然定律控制的，因此，对空气，水蒸气的混合， 的比值通常等于 1的，即 。 在等式 19中的形式可近似为像接近大气压的水蒸气一样的稀释单元，等式 26的正确性依赖与传质率， Hong和 Webb9的实验数据表明这个值在 0.7到 1.1之间，Seshi等人 19给出的是 1.1Eckels和 Rabas6也得出了相似的值 1.1到 1.2，因为他们对管板换热器的测试结果有简单的版面几何，已提及的研究都表明了等式 26的可用性。在现今研究中，我们应该注意到 的值大多在 0.6到 1.0之间。 最初的 Threlkeld方法与现行的行列和管列方法有两点不同， 首先，当采用 Threlkeld方法时会出现较大偏差，这和 Threlkeld方法中入口温度的显 著影响有关，对现今的简化方法，这个比值在表面全湿时对入口温度的影响不太敏感， 其次，简化后的方法说明 的比值随雷诺数有微小下降，而原始的方法 显示的是相反的趋势，前一节中已提及，随着入口流动惯性的增加，冷凝液可通过进 一步的排放提更多空间轻易出除，此状况在板间距减少时更为严重，此条件下，冷凝 液的去除在流动惯量较大时，一旦滞留现象消失，有助与大大改善传质。 因此，可见 的值随着板间距有微减，如图 8所示 管列数为 1时的板间距对 R的影响 值得注意的是此种影响只在雷诺数足够大时才成立，这和较高的流动率会增加蒸汽切应力有关，相反的，板间距对此值的影响在较低雷诺数下相对小，很明显，单一曲线无法描述 和 的复杂特性， 这能从实验的数据 (300 Re5500) 的图 7 被清楚地表达 , ih 和 i 的相互关系为： 如图 10,11,和 12所示 , 27 能在 15% ，里面描述 88.9% 的 jh 因素。 28 能使有相互关系 81.2% 的 j 在 20%以内和 里面的因素。 29 能使有相互关系 h 的 85.5% 在 20% 里面 4. 结论 这一项研究是调查管板换热器的传热和传质特性，由以前的结论得出现在的结论： 1 分析管的 Threlkeld方法在研究中去检验，对于空气完全湿的情况下，它是为两者的传质和传热性能发生改变，即外物对传质性能的影响。 2 在完全干燥情况下，板的传热能力是相对独立的，这是因为外物改变空气含量，即更适合换热器的混合特性。 3传热和传质性能之比在 0.61.0范围内，在版的雷诺数高时，很明显影响传热比。 4 相关板的结构为 Chilton占 89%， Colburnj传热因素在 15%以内，和Chilton.Colburn相关的 81%传质因素在 20%以内。 1. ASHRAE Standard 33-78 (1978) Method of testing forced circulation air cooling and air heating coils. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Atlanta 2. ASHRAE Standard 41.1 一 1986 (1986) Standard method for temperature measurement. American Society of Heating Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Atlanta 3. ASHRAE Standard 41.2-1987 (1987) Standard methods forlaboratory air-flow measurement. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Atlanta 4. Bump TR (1963) Average temperatures in simple heatexchangers. ASME J Heat Transfer 85(2):182-183 5. Du YJ, Wang CC (2000) An experimental study of the airside performance of the superslit fin-and-tube heat exchangers. IntHeat Mass Transfer 43:4475 一4482 6. Eckels PW, Rabas TJ (1987) Dehumidification: on the correlation of wet and dry transport process in plate finned-tube heat exchangers. ASME J Heat Transfer 109:575-582 7. Fu WL, Wang CC, Chang CT (1995) Effect of anti-corrosion coating on the thermal characteristics of a louvered finned heat exchanger under dehumidifying condition. Advances in Enhanced Heat/Mass Transfer and Energy Efficiency, ASME HTD-vol. 320/PID-vol 1:75-81 8. Gnielinski V (1976) New equation for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow. Int Chem Eng 16:359-368 9. Hong TK, Webb RL (1996) Calculation offin efficiency for wet and dry fins. Int J HVAC R Res 2(1):27 一 41 10. Kandlikar SG (1990) Thermal design theory for compactevaporators. In: Kraus RK et al (eds) Compact heat exchangers. Hemisphere Publishing, New York, pp 245-286 11. McQuiston FC (1978x) Heat mass and momentum transfer data for five plate-fin tube transfer surface. ASHRAE TransPart 1 84:266-293 12. McQuiston FC (1978b) Correlation of heat, mass and momentum transport coefficients for plate-fin-tube heat transfer surfaces with staggered tubes. ASHRAE Trans Part 1 84:294-309 13. Mirth DR, Ramadhyani S (1993) Prediction of cooling-coilsperformance under condensing conditions. Int J Heat FluidFlow 14(4):391 一 400 14. Mirth DR, Ramadhyani S (1994) Correlations for predictingthe air-side nusselt numbers and friction factors in chilled-watercooling coils. Exp Heat Transfer 7:143-162 I5. Moffat RJ (1988) Describing the uncertainties in experimental results. Exp Thermal Fluid Sci 1:3-17 16. Myers RJ (1967) The effect of dehumidification on the air-side heat transfer coefficient for a finned-tube coil. MS thesis, University of Minnesota, Minneapolis 17. Rich DG (1973) The effect of fin spacing on the heat transfer and friction performance of mufti-row, plate fin-and-tube heat exchangers. ASHRAE Trans 79(2):137-145 18. Saboya FEM, Sparrow EM (1976) Transfer characteristics of two-row plate fin and tube heat exchanger configurations. Int J Heat Mass Transfer 19(1):41一 49 19. Seshimo Y, Ogawa K, Marumoto K, Fujii M (1988) Heat and mass transfer performances on plate fin and tube heat exchangers with dehumidification. Trans JSME 54(499):