流量為100t-h U型管式換熱器的設(shè)計(jì)【過程裝備與控制工程類】【說明書+CAD】

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N是is.w.m 3.11 如果Tw.m在3.10是不相等的，那在3.6假設(shè)，計(jì)算3.5與3.13，將 會于Tw.m重復(fù)，直到Tw.m為常數(shù)。 3.12 計(jì)算部分Q 3.13 計(jì)算Tp.i.m和 Tp.o.m對流傳熱和加強(qiáng)傳熱效率 3.14 如果Tp.i.m和 Tp.o.m在3.13不相等，在3.4假設(shè)，計(jì)算3.5和 3.13，將會與Tp.i.m和 Tp.o.m一起重復(fù)，直到Tp.i.m和 Tp.o.m是持續(xù) 的， 3.15 計(jì)算Eq1空氣汗和出口水溫 4 如果Q的總和Qtotai不相等，ho.c將會被假定新的值與計(jì)算方式直到相等。 3.2 傳質(zhì)系數(shù) 對于冷而且非常濕的表面同時包括熱傳遞，可以被描敘為Threlkeld[20] R對普遍傳熱特性有可以比較的特性。 對于管板換熱器Eq.18不能正確的表達(dá)換熱情況，這是因?yàn)榈偷娘柡涂諝忪试诎灞砻娌煌骄鶞囟葹榛A(chǔ)的，這方面，程序修改為一個對圓板符合，得出以下各項(xiàng)干燥能源表達(dá)式 傳熱用第二個指示，水的潛熱為： 由此得出傳熱和傳質(zhì)比R被一個運(yùn)算公式作為Eq.22，可以獲得良好的傳質(zhì)性能。 3.3 熱量和質(zhì)量傳遞因素 在換熱器中，傳熱與傳質(zhì)特性被表達(dá)如下： 4 結(jié)果與討論 板的傳熱表現(xiàn)和換熱器根據(jù)叁數(shù) j, 施加給板的影響力的測試的一個典型的情形如圖 5所示。 在這里, 現(xiàn)在減少管的結(jié)果被有 N 一 2 的 Threlkeld 方法所顯示。 因?yàn)闊醾鬟f，來自兩方法的減少結(jié)果的表現(xiàn)幾乎是相同的。 這因?yàn)楝F(xiàn)在的管-被-管方式起于 Threlkeld 方法。 從結(jié)果所示，板的熱傳遞表現(xiàn)是相對地沒有表現(xiàn)出來的。 這一現(xiàn)象相當(dāng)不同于在完全干的情況先完成的[22] 和 [17], 熱傳遞的表現(xiàn)不依賴板，當(dāng) N>_4， 在完全干燥的情況操作。 然而, 對于 N 一 1 或 2, [21] 顯示熱傳遞表現(xiàn)為板間隔的增加而降低。 當(dāng)雷諾數(shù)<5,000. [21] 解釋為 Saboya 和實(shí)驗(yàn)觀察為基礎(chǔ)的結(jié)果 naphthalene 實(shí)驗(yàn) 18]和換熱器。 他們的結(jié)果指出邊界是最重要的因素, 然而流程慣性的效果發(fā)生是由較高的雷諾數(shù)字控制。 因此, 對于完全干的表面, 板的效果減少為雷諾數(shù)>5,000. 和板的減少的熱傳遞表現(xiàn)增加更加明顯。 這一種現(xiàn)象為 N <2, 而且是為 N 一 1 被發(fā)現(xiàn)的 espedally. 相反地，現(xiàn)在明顯的熱傳遞表現(xiàn)對于 N 一 1 和 2 展現(xiàn)的對于板間隔的變化的沒有顯著的影響。 顯然地，結(jié)果被歸因于在干燥情況下的濃縮物的出現(xiàn)。這是因?yàn)闈饪s物為氣流式樣而改變,粗糙的板表面提供較好的氣流的混合效果。結(jié)果，板的影響適當(dāng)?shù)乇粶p少。這一種現(xiàn)象就像是使用可提高的板表面在完全干的情況。 為可提高的表面粗糙程度 ,[5] 和其他人關(guān)于板的報告的可以忽略。 因?yàn)楦稍锏?N 一 1 或者 2 移動表現(xiàn)被稱如沒有限制的j因素， 因?yàn)闃悠?5 和 10 號在圖 6 被列舉， 濕空氣對換熱器的熱傳遞的影響最初由Threlkeld 方法提出，典型的比較現(xiàn)在的和那之間的特性。 產(chǎn)生使用現(xiàn)在的管與管方法出示 inletrelative 濕氣的相對影響較小。 這對1排和2排結(jié)構(gòu)是可以適用的。 相反地，對于最初 Threlkeld 方法的減少的結(jié)論，有關(guān)熱傳遞表現(xiàn)的20-40%增加到當(dāng)之前的濕氣從 50-90% 被增加的進(jìn)入物.對于熱轉(zhuǎn)移表現(xiàn), 如之前的所述, 進(jìn)入物的濕氣混合效果幾乎可以忽略不計(jì)，熱傳遞表現(xiàn)方面的影響也是很小的。 適用于Threlkeld 方法的最初程序和獨(dú)有的主要表面的效果，結(jié)果誤差正在略微減少。 現(xiàn)在的管與管之間是更適當(dāng)?shù)某^在熱傳遞系數(shù)方面在完全濕的情況 Threlkeld 方法的最初表現(xiàn)。 Threlkeld 方法和現(xiàn)在的方法之間的結(jié)果以熱傳遞率增加表現(xiàn)。 這能從圖 7 被清楚地表達(dá)出來， 由Threlkeld方法和現(xiàn)行方法中樣品的入口相對濕度對j的影響 正如圖7所見的 1000，在這兩種方法之間，這個結(jié)果偏離較小值，更為重要的是，當(dāng) 1000時，對現(xiàn)行方法而言，入口濕度的影響可以忽略，盡管如此，我們應(yīng)該注意到當(dāng) 1000時，RH=50%時，傳質(zhì)系數(shù)的顯著上升，這和在水蒸氣沿表面冷凝提高更多的空間的較高的下放出冷凝液是分不開的，這個現(xiàn)象隨著排除冷凝液管列被隨后管列堵塞的樹木的上升而消減，干燥過程包含加熱和傳質(zhì)之間的類推就比較方便了，這種類推的存在就是因?yàn)橐后w中的傳導(dǎo)和擴(kuò)散是由數(shù)字恒等式的自然定律控制的，因此，對空氣，水蒸氣的混合，的比值通常等于1的，即。 在等式19中的形式可近似為像接近大氣壓的水蒸氣一樣的稀釋單元，等式26的正確性依賴與傳質(zhì)率，Hong和Webb[9]的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表明這個值在0.7到1.1之間，Seshi等人[19]給出的是1.1Eckels和Rabas[6]也得出了相似的值1.1到1.2，因?yàn)樗麄儗馨鍝Q熱器的測試結(jié)果有簡單的版面幾何，已提及的研究都表明了等式26的可用性。在現(xiàn)今研究中，我們應(yīng)該注意到的值大多在0.6到1.0之間。 最初的Threlkeld方法與現(xiàn)行的行列和管列方法有兩點(diǎn)不同， 首先，當(dāng)采用Threlkeld方法時會出現(xiàn)較大偏差，這和Threlkeld方法中入口溫度的顯 著影響有關(guān)，對現(xiàn)今的簡化方法，這個比值在表面全濕時對入口溫度的影響不太敏感， 其次，簡化后的方法說明的比值隨雷諾數(shù)有微小下降，而原始的方法 顯示的是相反的趨勢，前一節(jié)中已提及，隨著入口流動慣性的增加，冷凝液可通過進(jìn) 一步的排放提更多空間輕易出除，此狀況在板間距減少時更為嚴(yán)重，此條件下，冷凝 液的去除在流動慣量較大時，一旦滯留現(xiàn)象消失，有助與大大改善傳質(zhì)。 因此，可見的值隨著板間距有微減，如圖8所示 管列數(shù)為1時的板間距對R的影響 值得注意的是此種影響只在雷諾數(shù)足夠大時才成立，這和較高的流動率會增加蒸汽切應(yīng)力有關(guān)，相反的，板間距對此值的影響在較低雷諾數(shù)下相對小，很明顯，單一曲線無法描述和的復(fù)雜特性，這能從實(shí)驗(yàn)的數(shù)據(jù) (300< Re<5500) 的圖 7 被清楚地表達(dá), ih 和 i 的相互關(guān)系為： 如圖10,11,和12所示, 27 能在 15% ，里面描述 88.9% 的 jh 因素。 28 能使有相互關(guān)系 81.2% 的 j 在 20%以內(nèi)和里面的因素。 29 能使有相互關(guān)系 h 的 85.5% 在 20% 里面 4. 結(jié)論 這一項(xiàng)研究是調(diào)查管板換熱器的傳熱和傳質(zhì)特性，由以前的結(jié)論得出現(xiàn)在的結(jié)論： 1 分析管的Threlkeld方法在研究中去檢驗(yàn)，對于空氣完全濕的情況下，它是為兩者的傳質(zhì)和傳熱性能發(fā)生改變，即外物對傳質(zhì)性能的影響。 2 在完全干燥情況下，板的傳熱能力是相對獨(dú)立的，這是因?yàn)橥馕锔淖兛諝夂?，即更適合換熱器的混合特性。 3傳熱和傳質(zhì)性能之比在0.6~1.0范圍內(nèi)，在版的雷諾數(shù)高時，很明顯影響傳熱比。 4 相關(guān)板的結(jié)構(gòu)為Chilton占89%，Colburnj傳熱因素在15%以內(nèi)，和Chilton.Colburn相關(guān)的81%傳質(zhì)因素在20%以內(nèi)。 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):716-721 20. Threlkeld JL (1970) Thermal environmental engineering, Premice-Hall, New York 21. Wang CC, Chi KU (2000) Heat transfer and friction characteristics of plain fin-and-tube heat exchangers: part I: new experimental data. Int J Heat Mass Transfer 43:2681-2691 22. Wang CC, Hsieh YC, Chang YJ, Lin YT (1996) Sensible heat and friction characteristics of plate fin-and-tube heat exchangers having plane fins. Int J Refrigeration 19(4):223-230 23. Wang CC, Hsieh YC, Lin YT (1997) Performance of plate finned tube heat exchangers under dehumidifying conditions.J Heat Transfer 119:109-117 24. Wang CC, Chang YJ, Chi KU, Chang YP (1998) An experimental study of heat transfer and friction characteristics oftypical louver fin-and-tube heat exchangers. Int J Heat MassTransfer 41:817-822 25. Wang CC, Lee CJ, Chang CT, Lin SP (1999) Heat transfer and friction correlation for compact louvered fin-and-tube heat exchangers. Int J Heat Mass Transfer 42:1945-1956