别墅建筑物采用地源热泵技术的空调系统设计外文翻译资料

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P97-P116

2.换热器热工水力基础知识

2.1换热器热力循环和整体热导方程

为了发现传热率q、表面积A、流体终端温度和流量之间的关系，用于分析的基本方程是能量守恒和传热速率方程。具有任意流量排列的交换器的能量守恒方程是：

2.1

和传热速率方程： 2.2

这里：

是真正的平均温差(MTD),这取决于换热器流量和流体混合在每个流体流的程度；

是冷流体的容积率；

是热流体的容积率；

和是热流体终端温度(进口和出口)；

和是热流体始端温度(进口和出口)。

换热器的热力循环描述变量和总体传导是基于参考文献。

可逆的整体热导率UA称为整体热阻 ，它是由组件串联热阻,如图2.3:

2.3

在右边的参数方程2.3,热侧膜对流阻力，例如,1 /()h；,由于污垢热阻热方面的污染热阻 (即价值标准的列表或教科书), /；隔板热阻表示为：

2.4a

换热器热阻的元素和一个圆形的隔板：

2.4b

如下：

是隔板厚；

是热传导的总隔板面积；

是隔板材料的导热系数；

d是管子外径；

是管内径；

L是管长度；

管的数量,对热传导由隔板总面积。

2.5

如下：

和的长度、宽度和隔板的总数；

是由于污垢热阻在冷端,给冷侧污垢热阻除以 /；

是冷端膜对流阻力,1 /。

在这些定义中，h是所考虑一侧的传热系数，A表示流体侧的主表面积，是和次级（翅片）表面积的总和，是扩展表面的总体表面效率，h和c分别指冷热流体两侧。整体表面效率相关翅片效率和翅片表面积与总表面积A的比率如下：

2.6

注意,表面换热器中没有质的统一。方程2.3可以表示为：

2.7

当= =，整体传热系数U按方程可以定义可选的热液体表面积或冷液体表面积。因此, 必须选择一个h或指定一个c评估你的产品,UA基于对普通换热器表面是由外管确定：

2.8

确定热交换器中壁温的定值对于确定局部热点、冷冻点、热应力、局部结垢特性或沸点和冷凝系数至关重要。基于图2的热电路。当是可以忽略不计, = =计算从[1,2]如下：

2.9

当= 0时,方程2.9进一步简化：

2.10

2.2换热器传热分析方法

2.2.1能量平衡方程

在任何换热器设计过程中，宏观和微观方面必须满足热力学第一定律。对任何双流体热交换器的总体能量平衡是由：

2.11

公式2.11满足了热交换器基本设计理论通常理想化的“宏观”能量平衡。

2.2.2能量变化

任何流体工作，两流体是由传热进行传递：

2.12

及可能的最大传热速率的表达式：

2.13

在具有非常大的表面积和零纵向壁热传导的逆流热交换器中将获得可能的最大传热速率，并且实际操作条件与理论条件相同。

2.2.3基础方法计算对应的有效性

有四种设计方法计算换热交换器的有效性：

1.ε-NTU方法

2.P-NTU t方法

3.LMTD方法

4.psi;-P方法

下面将讨论这些方法的基本知识。关于这些方法的更多细节,请参见参考文献 [1,2]。

2.2.3.1-NTU方法

伦敦和赛邦在1942年正式引入了用于热交换器分析的ε-NTU方法[4]。 在该方法中，热交换器中从热流体到冷流体的总传热速率表示为：

2.14

其中是热交换器效率。它是无量纲的, 一般而言,对于直接传输类型的热量换热器,它是依赖于

2.15

给三个无量纲参数, ,下一个定义。

热容率比: 这简单地是两个流动流体热容率较小到较大的比率，使得le;1。

2.16

指的是产品的质量和流体的比热，下标min和max指最小和最大。

在双流体热交换器中,一个流体通常会经历比另一个流体更大的温度变化。第一个流体被认为是“软弱”流,具有较低的热应力 (),另一个拥有更高的热容率()的流体是“强劲”流。

数量的传输单位,:表示交换器的无量纲“传热尺寸”或“热尺寸”。 它被定义为整体热导率与较小的热容率之比。

2.17

如果不是一个常数,则适用第二个等式的定义。对常数替换的表达式的结果如下 ：

2.18

和是由于热侧和冷侧上的结垢引起的热阻。在没有污染热阻的情况下，可以给予另一种表达方式：

2.19

并且交换器的热侧和冷端侧的传热单元的数量可以被定义为如下：

2.20

换热器效率：热交换器的有效性,,被定义为实际比例传热速率q与热力学可能的最大传热速率()之比。由热力学第二定律得：

2.21

是范围在0和1之间的值。使用公式2.12的实际传热速率q和方程2.13的，公式2.21的交换器有效性ε如下：

2.22

对的依赖性：在低时,换热器效率普遍偏低。随着数值的增加，换热器效率普遍增加, 而在极限值中，它接近最大渐近值。不过,也有例外,在达到一个最大值后,增加NTU有效性降低。

2.2.3.2 P-NTU t方法

这种方法是方法的一个变体,这种方法的起源与壳管交换器有关。在方法中,必须追踪。为了避免可能的错误, 另一种选择是将所考虑的流体侧的温度效应作为的函数和该侧的热容率与另一侧的热容率呈现。任意地，无论选择热面还是冷面,都在管子上。

一般功能关系:类似于换热器效率,热效率是,,和流程排列的函数：

2.23

其中，和基于管流体变量一致地定义。在这种方法中，从热流体到冷流体的总热传递速率表示为：

2.24

热效应：对于管壳式换热器，其管道流体温度有效性P称为“热效应”。 其定义为管道流体的温升（下降）（不管是热或冷流体）与两种流体的入口温度的差异。根据这个定义,给出了：

2.25

和是指管侧进口和出口温度；

和是指壳侧进口和出口的温度。

方程2.25和2.22比较,发现热发现热效应和交换器有效性相关：

= 2.26

注意,总是小于或等于。壳侧流体的热效应可以通过由给定的关系从管边值确定：

2.27

（对于TEAM类型, 本章第2章给出的热效能图表示热量有效性仅指管道。）

热容比:对于壳管式换热器,是管流体与壳液的容量比。该定义在壳流体温度下降（上升）与管流体温度升高（下降）之间产生以下关系：

2.28

右侧表达式来自能量平衡，并指示温度下降/上升比。的值范围从零到正无穷, 零为纯蒸汽冷凝和无限制纯粹的液体蒸发时的值。比较方程2.28和2.16,和是相关的。

= 2.29

因此总是大于或等于。

数量的传输单位：对于管壳式换热器，传输单元数量定义为整体热导率与管流体热容率之比：

2.30

因此,与基于。

= 2.31

因此总是小于或等于。

2.2.3.3. 对数平均温差校正系数的方法

当两个流动流体逆流时，传热的最大驱动力始终是对数平均温差（）。然而，其他设计因素的首要重要性导致大多数热交换器被设计成不同于真正逆流的流动模式。这种流动结构的真实将与对数不同，取决于流动模式和终端温度。该因子通常被指定为对数校正因子。因子可以被定义为真实与对数的比率。包含的传热速率方程由下式给出：

2.32

逆流换热器如下：

2.33a

这里。除了平行流；对平行流来说，。因此，可以用终端温度来表示，也就是说，对于纯并联和逆流布置，终端温度差（ 或）较大，终端温差（）较小。因此，如下：

2.33b

终端温度分布计算是如图2.2所示。

2.2.3.3.1LMTD校正因子F

图表来确定从终端温度差异如图所示。

(注意：参考图2.2 b的计算图表,使用代替和代替)。

从它的定义,的表达式：

2.34

图2.2(a)终端温度来计算；(b)找列线图。(由保罗·穆勒公司,斯普林菲尔德,密苏里州所得)。

在热释放曲线是非线性的情况下，刚刚描述的方法不适用，必须确定热势和“加权”温差。

它可以表明,在一般情况下,是取决于热效率,热容比率和流动排列。因此,是代表：

2.35

的表达式是由,,确定：

R

= R 2.36a

= 2.36b

因子是

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