传热学第7章
高等传热学Chap7
此处，k1是一个常数。如果把k1合并到l中来定义混合长度 混合长度， 混合长度 且采用相同的符号，考虑到τt和(du/dy)有相同的正负号，则 有相同的正负号 有
τ t = ρl 2 du / dy du / dy
ε m = l du / dy
2
普朗特混合长度理论
§7-1 基本概念
一般情况下，混合长度是一个既与速度无关 混合长度是一个既与速度无关、 混合长度是一个既与速度无关、也与流 体的物性无关的量， 体的物性无关的量，只取决于流体微团脉动的距离，普朗 只取决于流体微团脉动的距离 普朗 特假定它与离壁面的法向距离y成正比， 成正比，即
§7-1 基本概念
4. 湍流热流密度
在湍流对流换热时，流体的温度脉动也要引起附加的湍流 热流密度。
q = qi + qt = −λ∂t / ∂y + ρc p v′t ′
分子热扩散 采用类似的方法有
湍流热扩散
qt = ρc p v′t ′ = − ρc p ε h ∂t / ∂y
q = ql + qt = − ρc p (α + ε h )∂t / ∂y
混合长度
L. Prandtl (1875-1953)
§7-1 基本概念
速度u的脉动是上述两个速度差的平均值， 的脉动是上述两个速度差的平均值，它具有以下 的定性关系： 的定性关系：u’~l(du/dy)。另一方面，u’是由v’引起，可以 预见两者具有相同的数量级，由此可得：
τ t = − ρ u ′v′ = k1 ρl 2 (du / dy )2
式中，εh是湍流热扩散率。 是湍流热扩散率 εm和εh的比值称为湍流普朗特数， 的比值称为湍流普朗特数
Prt = ε m / ε h
《传热学》第7章-凝结与沸腾换热
补充例题3
v 思路： 膜态沸腾换热套用公式计算即可。
稳定的膜态沸腾时，金属丝的电流的发热量 一部分通过沸腾换热传给了水，其余部分则 使金属丝的内能增加（温度升高），这是一 个能量平衡。
补充例题3
v 解：膜态沸腾换热系数的计算套教材中的公式，略 去。结果为： h=236.70 W/(m2.℃)
每米长金属丝的传热量为:
理论解的修正
h
=
0.943
gγρ
µH (ts
2λ3 − tw
1/ 4
)
实验证实： Re < 20
时，实验结果与理论解相吻合
Re > 20 时，实验结果比理论解高20%
所以在工程计算时将该式的系数加大20%
h
=
1.13
gγρ 2λ3
µl(ts − tw
)
1/
4
定性温度
tm
传热学
第7章 凝结与沸腾换热 Condensation and boiling
简介
蒸气被冷却凝结成液体的换热过程称为凝结换热； 液体被加热沸腾变成蒸气的换热过程称为沸腾换热
——有相变的对流换热
一般情况下，凝结和沸腾换热的表面传热系数要比单相 流体的对流换热高出几倍甚至几十倍。
7-1 凝结换热现象
膜状凝结换热 的主要阻力
=
1 2
(ts
+
tw
)
其他
单根水平圆管外壁面上的层流膜状凝结换热平均表面传热系数
h=
( ) 紊流膜状凝结换热
0.729
gγρ µd ts
2λ3 − tw
1/ 4
( ) 整个垂直壁面的平均表面传热系数
传热第7章2
•3.大容器膜态沸腾换热的计算公式
• 膜态沸腾中气膜的流动和换热类似于膜状凝结中 液膜的流动与换热，可用类似的分析方法分析，得到 的解的函数形式也很相似：
• 定性温度：l 和 r采用饱和温度ts，其余物性参数用
tm=(tw+ts)/2。对于球面，系数0.62改为0.67。
•注意：
•（1）因为汽膜热阻较大，而且tw 在膜态沸腾时很
•（2）加热表面状况 ：决定汽化核心数目的多少。 • (a) 壁面材料的种类、热物理性质以及壁面的厚度 等。如壁面与沸腾液体间的润湿性、加热壁面的吸热
系数 (c)1/2对沸腾换热都有影响；
• (b) 加热壁面的粗糙度； • (c) 加热壁面的氧化、老化和污垢沉积情况等。
• （3）不凝结气体：强化传热
• 强迫对流沸腾过程中始终 伴随有汽液两相流动。
热管技术简介 •1. 热管的工作原理
•加热 段
•绝热 段
•管 •吸热 •蒸
壳芯
气
•散热 段
•2. 热管的工作特点：
• （1）传热能力强：一根钢－ 水热管的传热能力大致相当于同 样尺ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ紫铜棒导热能力的1500倍 ； • （2）传热温差小；
• （3）结构简单、工作可靠、 传输距离长；
•2. 气泡动力学
•汽化核心：汽泡产生点 。•汽泡的力平衡 ：
• 为表面张力
• 汽。泡的生存条件：
• 汽泡的力平
衡
• 称为过热度
• 从传热角度分析，应该
，即液体是过热的。
•过热度越大，能够生存的汽泡半径越小。加热壁面处
的过热度最大，所以该处的汽泡最容易生存。
•7-5 沸腾换热计算公式 •1.大容器饱和核态沸腾换热计算公式
传热学-第七章热辐射基本定律及物体的辐射特性
在单位立体角内发射的一切波长的能量，参见图8-10。 d( , ) L( , ) dA cos d (6) Lambert 定律(黑体辐射的第 三个基本定律)
d( , ) L cos dA d
第八章 热辐射基本定律和辐射特性 24
本节中，还有几点需要注意
1. 将不确定因素归于修正系数，这是由于热辐射非常复杂，
很难理论确定，实际上是一种权宜之计； 2. 服从Lambert定律的表面成为漫射表面。虽然实际物体的 定向发射率并不完全符合Lambert定律，但仍然近似地认 为大多数工程材料服从Lambert定律，这有许多原因；
3. 物体表面的发射率取决于物质种类、表面温度和表面状况。
这说明发射率只与发射辐射的物体本身有关，而不涉及外
界条件。
第八章 热辐射基本定律和辐射特性 25
§8-4
实际物体对辐射能的吸收与辐射的关系
上一节简单介绍了实际物体的发射情况，那么当外界 的辐射投入到物体表面上时，该物体对投入辐射吸收 的情况又是如何呢？本节将对其作出解答。
1
0
( , T1 ) b ( , T2 ) Eb (T2 )d
0
b ( , T2 ) Eb (T2 )d
0
( , T1 ) Eb (T2 )d
0
Eb (T2 )d
T24 f (T1 , T2 , 表面1的性质)
图8-19给出了一些材料对黑体辐射的吸收比与温度的关系。
第八章 热辐射基本定律和辐射特性
21
对应于黑体的辐射力Eb，光谱辐射力Eb和定向辐射强度L， 分别引入了三个修正系数，即，发射率，光谱发射率( )和定 向发射率( )，其表达式和物理意义如下 实际物体的辐射力与 黑体辐射力之比: 实际物体的光谱辐射 力与黑体的光谱辐射 力之比： 实际物体的定向辐射 强度与黑体的定向辐 射强度之比：
建筑设备第7章 传热学和湿空气的基本知识
B.辐射的吸收、反射、透射
反射率r=1称为白体。 吸收率ρ=1称为黑体。 透射率τ=1称为透明体。
C.辐射本领
单色辐射本领：物 体单位面积在单位 时间内辐射某一波 长的能量，用Eλ表 示。 辐射本领：物体单 位面积单位时间辐 射波长从0到+∞的 全部能量，用E 表 示。
完全不含水蒸气的空气称为干空气。干 空气的组元和成分通常是一定的（见表6-1 ），可以当做一种“单一气体”。我们所说 的湿空气，就是干空气和水蒸气的混合物。 大气中总是含有一些水蒸气。一般情况 下，大气中水蒸气的含量及变化都较小，通 常的环境大气中水蒸气的分压力只有0.003 ～0.004MPa；但随着季节、气候、湿源等 各种条件的变化，会引起湿空气干湿程度的 变化，进而对人体舒适度、产品质量等产生 直接影响。
A.导热概念： 由于温度不同引起物体 t1=30 ℃ 微观粒子（分子、原子、 电子等）的热运动不同， 从而产生热量转热的现 象。
t2=15 ℃
B.导热基理：靠微观粒热运动来传递;但对于 气、液、固体又有所不同。
气体：分子原子不规则 热运动而相互碰撞。 固体：导电固体是靠自 由运动电子相互作用， 非导电固体是靠晶格结 构的振动（原子分子在 其平衡位置振动），弹 性波传递。 液体：间于气体与非 导电固体之间，以弹 性波作用为主，而以 分子热运动碰撞为辅。
7.3.2 相Байду номын сангаас湿度和含湿量
在某一温度下，湿空气中水蒸气 分压力的大小固然反映了水蒸气含 量的多少，但为方便湿空气热力过 程的分析计算，有必要引入两个反 映湿空气成分的参数：相对湿度和 含湿量。
1．相对湿度（φ） 湿空气中水蒸气的分压力pv与同一温 度、同样总压力的饱和湿空气中水蒸气 分压力（ps）的比值称为相对湿度，以φ 表示，则 φ=pv/ps φ值介于0和1之间。φ愈小表示湿空气离饱 和湿空气愈远，即湿空气愈干燥，吸取 水蒸气的能力愈强，当φ＝0时即为干空 气；反之，φ愈大空气愈潮湿，吸取水蒸 气的能力也愈差，当φ＝1时即为饱和湿 空气。
第7章-传热过程的分析和计算 传热学 中国石油大学 华东
时间后切换为冷流体，蓄热材料放出热量加热冷
流体。一般用于气体，如锅炉中间转式空气预热 器，全热回收式空气调节器等。
二、间壁式换热器的主要形式
（1）按结构来分
1、套管式
适用于传热量不大或流体流量不大的情形。
二、间壁式换热器的主要形式
（1）按结构来分
1、套管式
2、管壳式
管程、壳程、折流挡板
二、间壁式换热器的主要形式
气体与固体壁面进行强迫对流传热时，并且温差 不大，此时可忽略辐射，并认为 h=hc 。若气体和 壁面进行自然对流传热，或传热温差较大时，则 必须考虑辐射传热。
§7-2 传热过程的分析和计算
传热过程：热量由壁面一侧的流体通过壁面传
到另一侧流体中去的过程称传热过程。
• 传热过程分析求解的基本关系为传热方程式
R
Rt
R
Rh r2
roc
ro
根据
d 0 ，可解得 dro
roc
h
当ro>roc，Φ↓; 当r2<ro<roc，Φ↑
电线：加绝缘层，不仅能绝缘，且能提高散热 量，这是我们希望的，因电流流过电线后发热， 若热量不及时排出，电阻变大，阻碍电流。 一般的动力管道：外径均大于临界绝缘半径， 起到降低散热的效果。
混合式 换热器：冷热流体直接接触，彼此混合进
行换热，在热交换同时存在质交换，如空调工程
中喷淋冷却塔、蒸汽喷射泵、电厂冷水塔等；
回热式 换热器：换热器由蓄热材料构成，并分成
两半，冷热流体轮换通过它的一半通道，从而交
替式地吸收和放出热量，即热流体流过换热器时，
蓄热材料吸收并储蓄热量，温度升高，经过一段
第七章凝结及沸腾换热_传热学
23
3 大空间饱和沸腾曲线：
表征了大容器饱和沸腾的全部过程，共包括4个换热规律不 同的阶段：自然对流、泡态沸腾、过渡沸腾和稳定膜态沸腾， 如图所示：
qmax
qmin
24
4.几点说明： （1）上述热流密度的峰值qmax 有重大意义，称为临界 热流密度，亦称烧毁点。一般用核态沸腾转折点DNB作 为监视接近qmax的警戒。这一点对热流密度可控和温度 可控的两种情况都非常重要。 （2）对稳定膜态沸腾，因为热量必须穿过的是热阻较 大的汽膜，所以换热系数比凝结小得多。
25
三. 大空间泡态沸腾表面传热系数计算
沸腾换热也是对流换热的一种，因此，牛顿冷却公式仍 然适用，即
q h(tw ts ) ht
但对于沸腾换热的h却又许多不同的计算公式 影响泡态沸腾的因素主要是过热度和汽化核心数，而汽 化核心数受表面材料、表面状况、压力等因素的支配，所 以沸腾换热的情况液比较复杂，导致了个计算公式分歧较 大。目前存在两种计算是，一种是针对某一种液体，另一 种是广泛适用于各种液体的。
与膜状凝结换热不同，液体中的不凝结气体会使沸腾换热 得到某种程度的强化 2 过冷度
只影响过冷沸腾，不影响饱和沸腾，因自然对流换热时，
h (tw， 因t f 此)n ，过冷会强化换热。
30
3.液位高度
当传热表面上的液位足够高时， 沸腾换热表面传热系数与液位 高度无关。但当液位降低到一 定值时，表面传热系数会明显 地随液 位的降低而升高(临界 液位)。
2t y 2
5
考虑（3）液膜的惯性力忽略
l (u
u x
v
u y
)
0
考虑（7）忽略蒸汽密度
dp 0 dx
考虑（5） 膜内温度线性分布， 即热量转移只有导热
传热学第七章
7-4 沸腾传热的模式
根据沸腾过程是否有加热面分类： 均相沸腾：因压力突降发生的沸腾现象（闪蒸），不存在加热面。 非均相沸腾： 因表面加热产生的沸腾现象。
根据沸腾过程流体温度分类： 饱和沸腾：将水加热到饱和温度，产生沸腾 过冷沸腾：流体处于末饱和状态即低于饱和温度的沸腾现象
是液氮、液氧等低温流体在输送过程中一类易发的物理现 象，指液体主体温度低于相应压力下饱和温度，壁面温度 大于该饱和温度所发生的沸腾换热，称过冷沸腾。
2. 强化技术简介 竖壁、竖管： 降低传热面高度， 竖管改为横管； 利用尖峰： 液膜表面张力 减薄尖峰上液膜厚度。
7-3 凝结换热的影响因素及传热强化
7.3.2 膜状凝结的强化原则和技术
内侧微肋管： 有效减少热阻。
分段排液： 控制液膜厚度。
7-3 凝结换热的影响因素及传热强化
1. 竖壁倾斜后其凝结换热表面传热系数是增加 还是减小，为什么？
竖壁倾斜后，使液膜顺壁面流动的力不再是重力而是 重力的一部分，液膜流动变慢，从而热阻增加，表面 传热系数减小。另外，从表面传热系数公式知，公式 中的g亦要换成gsinθ（ gcosθ ），从而h减小。
2. 在电厂动力冷凝器中，主要冷凝介质是水蒸 汽，而在制冷剂（氟里昂）的冷凝器中，冷凝 介质是氟里昂蒸汽。在工程实际中，常常要强 化制冷设备中的凝结换热，而对电厂动力设备 一般无需强化。试从传热学的角度加以解释。
自1916年以来，各种修正或发展都是针
对Nusselt分析的限制性假设而进行，并
形成了各种实用的计算方法。
WILHELM NUSSELT 1882-1957
首先了解Nusselt对纯净饱和蒸汽膜状凝结换热的分析。
7.2.1 层流膜状凝结分析解
传热学-第7章 传热过程的分析和计算2
四、强化传热的考虑
kAtf1 tf 2
• 为强化传热，有三条途径：
★方法1：提高温差 ★方法2：提高传热系数
14
★如何提高传热系数？
k
1 h1
1 h2
1
1 h1
1 h2
1
数学上可以证明
k min( h1, h2 )
提高较小的表面传热系数值，强化薄弱环节，效果最好
15
• h1＝1000，h2＝10，没有强化前：k=9.90 W/(m2.K)
t m in
Δtmax、Δtmin 均指端差，即同一端热流体与冷流体间的温差。 Δtmax 是其中大温差， Δtmin 则是其中小温差。
26
平均温差的另一种更为简单的形式是算术平均温差，即
tm,算术
tmax
2
tmin
tm,对数
t max tmin ln t max
t m in
t1' t1"
t
' 2
温差 t f 1 沿t f 2整 个壁面不是常数，必须采用整个面积上的平均温差
t m
kAtm
25
（一）简单顺流及逆流换热器的对数平均温差
t1'
t1"
t1'
t
' 2
t
" 2
t
" 2
t1"
t
' 2
顺流
逆流
换热器中流体温度沿程变化的示意图
可以推导出顺流和逆流的平均温差公式为
对数平均温差
tm
t max tmin ln t max
第7章 传热过程与换热器
导热
Φ
传热学 第7章-热辐射的基本定律
第七章热辐射的基本定律在工程技术中，在日常生活中，辐射换热现象是屡见不鲜的。
太阳对大地的照射是最常见的辐射现象。
高炉中灼热的火焰会烘烤得人们难以忍受‘太阳对人造卫星的辐射，会使卫星的朝阳面的温度明显地高于卫星背阳面的温度；高温发动机部件与飞机机体之间的辐射换热严重地影响着飞机的结构与强度设计，等等。
特别是近年来，人类对太阳能的利用，都大大地促进了人们对辐射换热的研究。
本章首先介绍辐射的基本特性和基本规律；然后重点讨论物体之间的辐射换热规律；最后对气体辐射换热的特点作扼要的介绍。
第一节基本概念1－1 热辐射的本质和特征由于不同的原因，物体能够向其所在的空间发射各种不同波长的电磁波；不同波长的电磁波具有不同的效应，人们可以利用不同波长的电磁波效应达到一定的目的。
比如，人们可以利用无线电波传送信息，利用x射线穿透物质的能力进行零件探伤，利用热射线传递热能，等等。
人们根据电磁波不同效应把电磁波分成若干波段。
波长λ＝0.38一0.76μm的电磁波段称为可见光波段λ＝0.76—1000 μm的电磁波段称为红外波段(一般将红外波段范围又分为近红外波段和远红外波段，近红外波段为λ＝0.7—25μm，远红外波段为λ＝25—1000μm)；波长大于1000μm的电磁波段称为无线电波段(根据其波长的不同又可分为雷达、视频和广播三个波段)；波长小于0.4μm的电磁波依次分为紫外线、x射线和Y射线等。
可见光和红外线以及紫外线的一部分被物体吸收后产生热效应，即波长λ＝0.1—1000 μm范围内的电磁技能被物体吸收变为热能，因此，这一波长范围的电磁波称为热射线。
因为在一般常见的工业温度条件下，其辐射波长均在这一范围，所以本课程所感兴趣的将是热射线，下面将专门讨论这一波长范围内电磁波的发射、传播和吸收的规律。
一、热辐射的本质和特点1、发射辐射能是各类物质的固有特性。
当原子内部的电子受温和振动时，产生交替变化的电场和磁场，发出电磁波向空间传播，这就是辐射。
北京科技大学传热学第7章习题答案
7-10 Hot engine oil flows over a flat plate. The total drag force and the rate of heat transfer per unitwidth of the plate are to be determined.Assumptions 1 Steady operating conditions exist. 2 The critical Reynolds number is cr Re = 5x 105. 3Radiation effects are negligible.Properties The properties of engine oil at the film temperature of (s T + ∞T )/2 = (80+30)/2 =55°C = 328 Kare (Table A-10)ρ=8673/m kg υ=123×10-6s m /2k = 0.141 W/m.°C Pr =1505Analysis Noting that L = 6 m, the Reynolds number at the end of the plate is5261046.1/10123)6)(/3(Re ×=×==−∞sm m s m LV L υ which is less than the critical Reynolds number. Thus we have laminar flow over the entire plate. Theaverage friction coefficient and the drag force per unit width are determined fromf C = 1.328 5.0Re −L = 1.328(1.46 x 510)5.0 = 0.00347D F = N s m m kg m V A C f 3.812)/3)(/867()16)(00347.0(22322=×=∞ρ Similarly, the average Nusselt number and heat transfer coefficient are determined using the laminarflow relations for a flat plate,2908)1505()1046.1(664.0Pr Re 664.0315.05315.0=×===L khl Nu C m W mC m W Nu l k hD D ⋅=⋅==2/3.68)2908(6/141.0 The rate of heat transfer is then determined from Newton's law of cooling to be2020()(68.3W/m C)(61m )(8030)20.5kW s Q hA T T C ∞=−=⋅×−=7-12 The top surface of the passenger car of a train in motion is absorbing solar radiation. Theequilibrium temperature of the top surface is to be determined.Assumptions l Steady operating conditions exist. 2 The critical Reynolds number , is Re cr = 5x 105. 3Radiation heat exchange with the surroundings is negligible. 4 Air is an ideal gas with constantproperties.Properties The properties of air at 30°C ≅300 K are (Table A-11)k =0.0261 W/m ⋅°C ν=1.57x10-5 m 2 /s Pr = 0.712Analysis The rate of convection heat transfer from the top surface of the car to the air must be equal tothe solar radiation absorbed by the same surface in order to reach steady operation conditions. TheReynolds number is[]652701000/3600/(8)Re 9.9101.5710/L m s m V L m sν∞−×===×× which is greater than the critical Reynolds number. Thus we have combined laminar and turbulent flow.Using the proper relation for Nusselt number, the average heat transfer coefficient and the heat transferrate are determined to be270,12)712.0](871)109.9(037.0[Pr )871Re 037.0(318.063/18.0=−×=−==L khl Nu C m W m C m W Nu L k h D ⋅=⋅==2./40)270,12(8/0261.0The equilibrium temperature of the top surface is then determined by taking convection and radiationheat fluxes to be equal to each otherC C m w m w C h q T T T T h q q conv s s conv radD D D 35/40/20030)(22=⋅+=+=→−==•∞∞⋅⋅7-14 A steam pipe is exposed to windy air. The rate of heat loss from the steam is to be determined.Assumptions 1 Steady operating conditions exist. 2 Radiation effects are negligible. 3 Air is an idealgas with constant properties.Properties The properties of air at 1 atm and the film temperature of (∞+T T s )/2= (90+7)/2 =48.5°C = 321.5 K are (Table A-11)k =0.0275 W/m.°C ν=1.77x10-5 m 2 /s Pr = 0.710Analysis The Reynolds number is52[(50/)(1000/)/(3600/)](0.08)Re 62,7741.7710/V Dkm h m km s h m m sν∞−===× The Nusselt number corresponding to this Reynolds number is determined to be54854132315.0]28200Re (1[]Pr)/4.0(1[Pr Re 62.03.0+++==k hD Nu 54854132315.0])28200775,62(1[])710.0/4.0(1[)710.0()775,62(62.03.0+++==265.6 The heat transfer coefficient and the heat transfer rate becomec m W m c m W Nu Dk h D D ⋅=⋅==/3.91)6.265(08.0/0275.0 2251.0)1)(08.0(m m m DL A ===ππW C m c m W T T hA Q s conv 1902)790)(251.0)(/3.91()(2=−⋅=−=∞⋅D D (per m length)7-16 Air is to be preheated before entering a furnace by hot water. Determine the rate of heattransfer per unit length of the tubes.Assumptions 1 Steady operating conditions exist. 2 Radiation effects is negligible. 3 The air is anideal gas.Properties The properties of fluid at the temperature of 15°C are (Table A-9)ρ= 1.225 kg/m 3 k = 0.02476C m W D⋅/ 51.4710/kg m s ν−=×⋅ C P =1007J/K g·℃ Pr = 0.7323The surface temperature T s =90℃,P rs =0.7132Analysis The velocity of fluid and the Reynolds number ares m s m D S V S V T T /55.61.25/8.35max =−×=−=⋅256.55 2.110Re 9,3571.4710m hV D ν−−××===× which is greater than 1000 and Nu=8<16 (Table 7-2，7-3)7.74)7132.0/7323.0(7323.0935727.097.0)Pr (Pr/Pr Re 27.097.097.036.063.036.063.0=××××=×==s N Nu UDHeat transfer coefficient isC m W mC m W NuD k h h o o ⋅=⋅==2/5.88)7.74(021.0/02476.0 m DL N As 22.4==π s kg L vNS m T /862.1.==ρThe exit temperature isCe eTi Ts Ts Te p c m h As °××−⋅⋅−=⋅−−=⋅−−=8.28)1590(90)()1007862.1/()5.8822.4()/()(.The rate of heat transfer is wTi Te m c Q p 25300)158.28(862.11007)(..=−××=−⋅=7-19 Water is to be heated in a tube equipped with an electric resistance heater on its surface. Thepower rating of the heater and the inner surface temperature are to be determined.Assumptions 1 Steady flow conditions exist. 2 The surface heat flux is uniform. 3 The inner surfacesof the tube are smooth.Properties The properties of water at the average temperature of (80+12) 12 = 46 °C ~ 45°C are (TableA-9)ρ= 992.1 kg/m 3 k = 0.631C m W D ⋅/ 62/0.65810/m s νμρ−==×C kg J C pD ⋅=/4179 Pr = 4.32Analysis The power rating of the resistance heater is33(992.1/)(0.008/min)7.937/min 0.132/m V kg m m kg kg s ρ⋅==== W C C Kg J s kg T T Cp m Q i e 37510)1280)(/4179)(/132.0()(=−⋅=−=⋅⋅D DThe velocity of water and the Reynolds number ares m m s m A V V c m /4244.04/)02.0(/)60/108(233=×==−⋅π 62(0.4244/)(0.02)Re 12,8900.65810/m hV D m s m m sν−===× which is greater than 4000. Therefore, the flow is turbulent and the entry lengths in this case are roughlym m D L L h l h 2.0)02.0(1010==≈≈which is much shorter than the total length of the duct. Therefore, we can assume fully developedturbulent flow in the entire duct, and determine the Nusselt number from2.80)32.4()890,12(023.0Pr Re 023.04.08.03.08.0====khD Nu h Heat transfer coefficient isC m W mC m W NuD k h h D D ⋅=⋅==2/2530)2.80(02.0/631.0 Then the inner surface temperature of the pipe at the exit becomes)(,e e s T T hA Q −=⋅C T m m C m W W sD D )80)](7)(02.0()[/2530(510,372−⋅=πC T e sD 7.113,=7-20 Flow of hot air through uninsulated square ducts of a heating system in the attic is considered.The exit temperature and the rate of heat loss are to be determined.Assumptions 1 Steady operating conditions exist. 2 The inner surfaces of the duct are smooth. 3 Airis an ideal gas with constant properties. 4 The pressure of air is 1 atm.Properties We assume the bulk mean temperature for air to be 350 K since the mean temperature ofair at the inlet will drop somewhat as a result of heat loss through the duct whose surface is at a lowertemperature. The properties of air at 1 atm and this temperature are (Table A-1 I )ρ= 1.009 kg/m 3 k = 0.0297C m W D ⋅/ 522.0610/m s ν−=×C kg J C pD ⋅=/1008 Pr = 0.706Analysis The characteristic length that is the hydraulic diameter, the mean velocity of air, and theReynolds number are,m a aa P A D c h 15.04442==== s m m s m A V V c m /4244.04/)02.0(/)60/108(233=×==−⋅π 62(0.4244/)(0.02)Re 12,8900.65810/m hV D m s m m sν−===× which is greater than 4000. Therefore, the flow is turbulent and the entry lengths in this case are roughl ym m D L L h l h 5.1)15.0(1010==≈≈which is much shorter than the total length of the duct. Therefore, we can assume fully developedturbulent flow in the entire duct, and determine the Nusselt number from84)706.0()362,32(023.0Pr Re 023.04.08.03.08.0====khD Nu h Heat transfer coefficient isC m W mC m W NuD k h h D D ⋅=⋅==2/6.16)84(15.0/0297.0 Next we determine the exit temperature of air,26)10)(15.0(44m m m al A ===⋅⋅⋅===s kg m m kg V m /1009.0min)/10.0)(/009.1(33ρ(16.6)(6)/()(0.1009)(1008)()70(7085)75.7p hA mC e s s i T T T T e e C ⋅−−=−−=−−=DThen the logarithmic mean temperature difference and the rate of heat loss from the air becomesC T T T T T T T i s e s i eD 5.985706.7570ln(856.75)ln(ln =−−−=−−−=Δ 22ln (16.6/)(6)(9.5)941Q hA T W m C m C W ⋅=Δ=⋅=D DNote that the temperature of airdrops by almost 10°C as it flows in the duct as a result of heat loss.。
工程热力学与传热学第7章气体的流动.
第七章 气体的流动(Gas Flow)第一节 气体在喷管和扩压管中的流动主题1：喷管和扩压管的断面变化规律一、稳定流动基本方程气体在喷管和扩压管中的流动过程作可逆绝热过程，气体流动过程所依据的基本方程式有：连续性方程式、能量方程式、及状态方程式。
１、连续性方程连续性方程反映了气体流动时质量守恒的规律。
定值=⋅=vf mg ω写成微分形式ggd v dv f df ωω-=7-1它给出了流速、截面面积和比容之间的关系。
连续性方程从质量守恒原理推得，所以普遍适用于稳定流动过程，即不论流体的性质如何（液体和气体），或过程是否可逆。
２、能量方程能量方程反映了气体流动时能量转换的规律。
由式（3-8），对于喷管和扩压管中的稳定绝热流动过程，212122)(21h h g g -=-ωω 写成微分形式dh d g -=221ω7-2３、过程方程过程方程反映了气体流动时的状态变化规律。
对于绝热过程，在每一截面上，气体基本热力学状态参数之间的关系：定值=k pv写成微分式0=+vdv k p dp 7-3二、音速和马赫数音速是决定于介质的性质及介质状态的一个参数，在理想气体中音速可表示为kRT kpv a ==7-4因为音速的大小与气体的状态有关，所以音速是指某一状态的音速，称为当地音速。
流速与声速的比值称为马赫数：M ag=ω 7-5利用马赫数可将气体流动分类为：m 2g v 222图7-1管道稳定流动示意图亚声速流动：1<M a g <ω超声速流动：1>M a g >ω 临界流动： 1=Ma g =ω三、促使气体流速变化的条件 1、力学条件由式（3-5），对于开口系统可逆稳定流动过程，能量方程⎰-∆=21vdp h q 或 vdp dh q -=δ，式中0=q δ所以 vdp dh = 7-6 联合（7-2）和（7-6）vdp d g g -=ωω7-7由式7-7可见，气体在流动中流速变化与压力变化的符号始终相反，表明气流在流动中因膨胀而压力下降时，流速增加；如气流被压缩而压力升高时，则流速必降低。
传热学第七章答案..
第七章思考题1.什么叫膜状凝结，什么叫珠状凝结?膜状凝结时热量传递过程的主要阻力在什么地方？ 答：凝结液体在壁面上铺展成膜的凝结叫膜状凝结，膜状凝结的主要热阻在液膜层，凝结液体在壁面上形成液珠的凝结叫珠状凝结。
2．在努塞尔关于膜状凝结理论分析的8条假定中，最主要的简化假定是哪两条? 答：第3条，忽略液膜惯性力，使动量方程得以简化；第5条，膜内温度是线性的，即 膜内只有导热而无对流，简化了能量方程。
3．有人说，在其他条件相同的情况下．水平管外的凝结换热一定比竖直管强烈，这一说法一定成立？答；这一说法不一定成立，要看管的长径比。
4．为什么水平管外凝结换热只介绍层流的准则式？常压下的水蒸气在10=-=∆w s t t t ℃的水平管外凝结，如果要使液膜中出现湍流，试近似地估计一下水平管的直径要多大? 答：因为换热管径通常较小，水平管外凝结换热一般在层流范围。
对于水平横圆管：()r t t dh R w s e ηπ-=4()4132729.0⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=w s t t d gr h ηλρ临界雷诺数()()1600161.9Re 434541324343=-=rg t t dw s c ηλρ由100=s t ℃,查表：kg kJ r /2257= 由95=p t ℃，查表：3/85.961m kg =ρ()K m W ∙=/6815.0λ()s m kg ∙⨯=-/107.2986η()()mg t t rd w s 07.23.976313235=-=λρη即水平管管径达到2.07m 时，流动状态才过渡到湍流。
5．试说明大容器沸腾的t q ∆~曲线中各部分的换热机理。
6．对于热流密度可控及壁面温度可控的两种换热情形，分别说明控制热流密度小于临界热流密度及温差小于临界温差的意义，并针对上述两种情形分别举出一个工程应用实例。
答：对于热流密度可控的设备，如电加热器，控制热流密度小于临界热流密度，是为了防止设备被烧毁，对于壁温可控的设备，如冷凝蒸发器，控制温差小于临界温差，是为了防止设备换热量下降。
(完整版)《传热学》第7章_相变对流传热
第7章 相变对流传热
3. 管内凝结 管内凝结传热情况与蒸气流速有很大关系:当蒸气流速较低时,凝结
液主要聚集在管子底部,蒸气在管子上半部；当蒸气流速比较高时,形成 环状流动,中间蒸气四周凝结液,随着流动进行,凝结液占据整个截面。
4. 蒸气流速 努塞尔理论分析忽略了流速的影响，只适于流速较低的场合。当蒸
16
第7章 相变对流传热
家用空调的冷凝器中已成功应用了二维和 三维的微肋管。 低肋管凝结传热的表面传热系数比光管提 高2-4倍，锯齿管可以提高一个数量级，微 肋管可以提高2-3倍。 及时排液的技术： 两种加快及时排液的方法： 第一：在凝液下流的过程中分段排泄，有效地控制了液 膜的厚度，管表面的沟槽又可以起到减薄液膜厚度的作 用。主要用于立式冷凝器。 第二：右图中的泄流板可以使布置在该板上不 水平管束上的冷凝液体不会集聚到其下的其它 管束上。主要用于卧式冷凝器。
的潜热改为过热蒸气与饱和液的焓差即可。 6. 液膜过冷度及温度分布的非线性
努塞尔理论分析忽略了液膜过冷度的影响，并假设液膜中的温度呈
线性分布，利用r`代替公式中的潜热r即可兼顾以上两个因素。
r r 0.68cp tr tw
上式也可以表示为：
r r1 0.68 Ja
其中，Ja是雅各布数，定义为
竖壁凝结传热壁面的平均表面传热系数可以表示为：
h hl
xc l
ht
1
xc l
hl，ht分别是层流和湍流层的平均表面传热系数， xc是流态转折点的高度，l为壁面的总高度
整个壁面的平均表面传热系数可以通过以下实验关联式计算：
Nu Ga1/3 58 Prw1/ 2
Prw/ Prs
Re 1/ 4 Re 3/ 4 253
传热学-第七章换热器
1
qmc min qmc max
exp（
NTU）1
qmc min qmc max
第七章 换热器
当冷热流体之一发生相变时，即 qmc max 趋于无穷大
时，于是上面效能公式可简化为
1 exp NTU
当两种流体的热容相等时， 公式可以简化为
顺流：
逆流：
1 exp 2NTU
第七章 换热器
a、增加流速 增加流速可改变流态，提高紊流强度。
b、流道中加插入物增强扰动
在管内或管外加进插入物，如金属丝、 金属螺旋环、盘片、麻花铁、翼形物，以及 将传热面做成波纹状等措施都可增强扰动、 破坏流动边界层，增强传热。
第七章 换热器
c、采用旋转流动装臵 在流道进口装涡流发生器，使流体在一
（3）由冷、热流体的4个进、出口温度确定平均温
差，计算时要注意保持修正系数 具有合适
的数值。
（4）由传热方程求出所需要的换热面积 A，并核算
换热面两侧有流体的流动阻力。 （5）如流动阻力过大，改变方案重新设计。
第七章 换热器
对于校核计算具体计算步骤：
（1）先假设一个流体的出口温度，按热平衡式计 算另一个出口温度
第七章 换热器
7.1 换热器简介 用来使热量从热流体传递到冷流体，
以满足规定的工艺要求的装置统称换热器。
分为间壁式、混合式及蓄热式（或称回热 式）三大类。
第七章 换热器
1、间壁式换热器的主要型式 （1）套管式换热器
图7-1 套管式换热器
适用于传热量不大或流体流量不大的情形。
第七章 换热器
（2）壳管式换热器 这是间壁式换热器的一种主要形式，又
(t1
t2
)
传热学-7热辐射的基本定律
单位时间内， 单位时间内，物体的单位表面积向半球空间发 射的所有波长的能量总和。 (W/m2)； 射的所有波长的能量总和。 从总体上表征物体发射辐射能本领的大小。 从总体上表征物体发射辐射能本领的大小。
光谱辐射力Eλ： 光谱辐射力E
单位时间内，单位波长范围内( 单位时间内，单位波长范围内(包含某一给定 波长) 波长)，物体的单位表面积向半球空间发射的 能量。 (W/m3)； 能量。
∆Eb =
∫λ
λ2
1
E bλ d λ
黑体辐射函数: 黑体辐射函数:
通常把波段区间的辐射能表示 为同温度下黑体辐射力（ 为同温度下黑体辐射力（λ从0 到∞的整个波谱的辐射能）的百 的整个波谱的辐射能） 的整个波谱的辐射能 分数， 分数，记作 Fb ( λ −λ。 )
Fb ( λ1 −λ2 )
f (λT ) 黑体辐射函数
α + ρ + τ =1
图7.2 物体对热辐射的吸收反射和穿透
对于大多数的固体和液体：τ = 0 , α + ρ = 1 对于大多数的固体和液体： 对于不含颗粒的气体： 对于不含颗粒的气体：
ρ = 0, α + τ = 1
为研究辐射特性可提出以下理想辐射模型： 为研究辐射特性可提出以下理想辐射模型： 黑体： τ=0； 黑体：α=1 ρ=0 τ=0； 白体： τ=0； 白体：α=0 ρ=1 τ=0； 透明体：α=0 ρ=0 τ=1 透明体：
Ebλ =
c1λ−5 ec
2
( λT )
−1
式中， 波长， 式中，λ— 波长，m ；
T — 黑体温度，K ； 黑体温度，
c1 — 第一辐射常数，3.742×10-16 W⋅m2； 第一辐射常数，3.742× c2 — 第二辐射常数，1.4388×10-2 W⋅K； 第二辐射常数，1.4388×
传热学_7-1
hL 1/ 3 0.664 Re 0.5 Pr L k
hL 1/ 3 Nu 0.037 Re0.8 Pr L k
ReL 5 105
0.6 Pr 60 5 7 5 10 Re 10 L
Beijing Jiaotong University
Heat Transfer 7-1
5/8
4/5
在 Re Pr > 0.2的情况下 . 定性温度为：
T f Ts T / 2
Beijing Jiaotong University
Heat Transfer
流体外掠球体，Whitaker 关联式：
Nucyl hD 1/ 2 2/3 0.4 2 0.4 Re 0.06Re P r k s
(b)
Patm = 83.4 kPa
Air
(a)
Beijing Jiaotong University
Heat Transfer 7-1
解：热源表面的强制对流换热， 换热率的确定分为两 种情况。 假设 1 存在稳定的工况。 2 临界雷诺数 Recr = 5 105。 3 辐射作用可以忽略。 4 来流气体为理想气体。 物性 理想气体的 k, , Cp, 和Pr 与压力无关, 但 和 则与密度和压力成反比. 来流的定性温度为 Tf = (Ts + T)/2 = (140 + 20)/2 = 80C ， 1 atm 大气压 (见表 A–15)
Heat Transfer 7-1
流体温度通常用定性温度来表示
Ts T Tf 2
平均对流换热系数
1 h hx dx L0
传热量
L
传热学第七章(1)辐射换热
E d 2
1 b
0 Eb d
1
T
4
E d 2
1 b
1
T
4
1
0
Eb
d
2
0
Eb d
F F b(0-1 )
b(0-2 )
18
式中，Fb（0- 1）、 Fb（0- 2）分别为波长从0至1和0至2的黑体 辐射占同温度下黑体辐射力的百分数。能量份额Fb（0- ）可以
表示为单一变量 T 的函数，即
Fb(0)
c1 --- 第一辐射常量, 3.742×10-16 W ·m2； c2 --- 第二辐射常量, 1.438× 10-2m ·K。 Planck认为黑体以hv为能量单位，不断发射和吸收频率为 v
的辐射， hv称为能量子 h 6.6261034 J s
14
由Planck定律知 Eλ=f(λ,T ) 如图，
s
θr
平面角定义图
21
即： Ac r2 (sr) Steradian
半圆： s r r r (rad)
半球： Ac r 2 2r 2 r 2 2 (sr)
如图，在半球上割下一块微元面积dAc， 则dAc对应的立体角为微元立体角
d dAc r 2
为清楚起见，将这个立体角放大，
110-2 to 3.9 10-4 m
0.38 to 0.76 m
0.76 to 1000 m
1000 to 21010 m
0.1 to 100 m
4
如图所示，热辐射，0.1—100µm； 可见光，0.38—0.76 µm 。
• 地球上大部分物体 <2000K 0.38-100 µm
大部分在0.76-20 µm
传热学七（ＰＤＦ）
Q = Qα + Qρ + Qτ Qα + Qρ + Qτ = 1 Q QQ
α + ρ + τ = 1
α－吸收率，－ρ 反射率，－τ穿透率（透射率）
在一般情况下，对于固体和液体(强吸收性介质)而言τ很小 可以忽略不计， ρ+α=1
原因：因分子间排列非常紧密，当热辐射能投射到固体表 表面时，马上被相邻的分子所吸收
[例]：教材P244例7-1 解：……由此例可见，黑体或实际物体当T升高时λm减小， 可见光及可见光中短波增加。
3.斯蒂芬-玻尔兹曼(Stefan-Boltzmann)定律
∫ = Eb
∞
= 0 Ebλ d λ
σbT 4
σ b = 5.67 ×10−8 斯蒂芬－波尔兹曼常数，W (m2 ⋅ K4 )
∆Eb
=λ2 λ1
Ebλ
dλ
定义：
F = b(λ1 −λ2 )
∆= Eb Eb
∫ λ2 λ1
Ebλ d λ
=
∞
∫0 Ebλ d λ
∫ 1
σT 4
λ E d λ2
λ1
bλ
(∫ ∫ ) =1 σT 4
λ λ λ2
0
Ebλ d
−
λ1 0
Ebλ
d
= F − F b(0−λ2 )
b(0−λ1 )
Fb(0-λ)为能量份额，意即波长从0至λ的黑体辐射占同温度下黑 体辐射力的百分数。而且：
L(θ ) = dφ (θ ) dA cosθ d Ω
n θ dΩ
dAcosθ dA
3). Lambert定律 表述为：黑体的定向辐射强度与方向无关。 即：
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h减小
过热蒸气→蒸气与凝液焓差增大→ h增大（计算时潜热修正为实际焓差）
增强凝结换热的措施：
1.改变表面几何特征： 采用各种带有尖峰的表面， 使在其上冷凝的液膜拉薄， 或者使已凝结的液体尽快 从换热表面上排泄掉
2.采用抽气装置排除不凝气体 3.采用机械方法加速凝液排泄
（c） 沟槽管 （d） 微肋管
层流膜状凝结换热 速度变化规律：
u y
y
0
蒸气静止，且对液膜无黏滞应力作用
层流膜状凝结换热 温度变化规律：
t t
y 0
t w t s
y
ts为蒸气饱和温度
可采用对流换热微分方程组对垂直壁层流膜状凝结换热加以研究
u u dp 2u 1.X方向液膜动量方程： u x v y g dx y 2 u 0 代入，得： dp v g v为蒸汽密度 将： y y dx
假定液膜流动缓慢，则惯性力项可忽略，动量方程可简化为：
d 2u 2 v g 0 dy
t t t v a 2 2.液膜能量方程： u x y y
v g u 积分两次，得到液膜内速度分布： 2
一般情况下：
v
从而：
1 y y 2 2
d 2t 0 假定液膜流动缓慢，则对流换热项可忽略，能量方程可简化为： 2 dy
积分两次，并将边界条件代入，得到液膜内温度分布：
t t w t s t w
y
3.液膜微元段热平衡：
MH
——凝液带入热量
dM dx H ——凝液带出热量 M dx
H dM
1 1 1 4 4 4 h hx dx cx 4 dx cx 3 4 l0 cl 1 4 h l0 l0 l 3 3 3 1
ts tw 定性温度： 2
2 g3r x l 0.943 l t s t w
14
定型尺寸：x(l)
第七章重点： 1.膜状凝结换热特征和计算方法
2.沸腾换热的四个阶段 3.热管的工作原理
饱和沸腾： t f ts，tw ts 过冷沸腾： t f ts，tw ts
气泡的变化规律 产生
长大
浮升
逸出 沸腾换热小实验
大空间饱和沸腾 过程的四个阶段： （控制壁温加热）
对流沸腾
泡态沸腾
过渡态沸腾
膜态沸腾
大空间饱和沸腾过程的四个阶段 （控制壁温加热）
曲线 A-B B-C C-D D-E
进行修正后，得到：
4hl t s t w r
g 凝结准则Co h 2
3 2
1 3
垂直壁层流膜状凝结换热平均表面传热系数：
2 g3 r h 1.13 l t s t w
14
垂直壁与水平管凝结换热强度的比较—— 由于垂直壁定型尺寸远大于水平管，因而水平管凝结换热性能 更好，在实际管外凝结式冷凝器设计中多采用水平管。
注意点：以上两式并非最后的正确结果，计算中不得直接使用！
水平圆管层流膜状凝结换热平均表面传热系数：
2 g3 r h 0.725 d t s t w
14
定性温度：
ts tw 2
定型尺寸：d
将平均表面传热系数表达式写为准则方程： 垂直壁： Co 1.47 Re c
垂直壁层流膜状凝结换热另一准则方程：
Co Re c 适用范围：Re c 1800 1.08 Re1.22 5.2 c
垂直壁紊流段膜状凝结换热准则方程：
Co Re c 8750 58 Pr 0.5 Re 0.75 253 c
适用范围：Re c 1800
存在紊流时整个垂直壁平均凝结对流表面传热系数：
h 0.122p 2.33 p 0.5
二、管内沸腾换热
特征：由于流体温度随流向逐渐 升高，沸腾状态随流向不断改变
液相单相流 h较低
垂 直 管 内 沸 腾
泡状流
h升高
块状流
h高
环状流
h高
气相单相流
h急剧降低
水平管内沸腾
液 相 单 相 流
泡 状 流
块 状 流
波 浪 流
环 状 流
气 相 单 相 流
三、水平管束管外凝结换热
上一层管子的凝液流到下一层管 子上，使下一层管面的膜层增厚
下层管上的h比上层管的h低
计算方法：用nd代替d代入水平单管管外凝结换热计算式
2 g3 r h 0.725 nd t s t w
14
四、影响膜状凝结换热的因素及增强换热的措施
4.促进珠状凝结的形成 （1）壁面涂镀材料减小附着力 （2）蒸气加促进剂增大表面张力
第二节 沸腾换热
定义—— 工质通过气泡运动带走热量，并使其冷却的一种传热方式 大空间沸腾换热 沸腾换热
（蒸气泡能自由浮升，穿过自由表面进入容器空间）
有限空间沸腾换热
（蒸气和液体混合在一起，形成两相流）
一、大空间沸腾换热
近似认为膜内温度分布为线性，则有： 蒸气潜热：r
t t t s w y w
H H
2 g 2 t t 将以上关系式代入液膜微元段热平衡方程，得到：r d s w dx t s t w dx 3 分离变量，得： d 2 gr 14 4xt s t w 上式在0～δ 内积分，得到x处的液膜厚度： 2 gr
xc——Rec＝1800时的临界高度
h hl xc x ht 1 c l l
l——垂直壁高度 hl——层流段平均凝结对流表面传热系数
ht——紊流段平均凝结对流表面传热系数
二、水平管内凝结换热
蒸气流速较低时，凝液主要在 蒸气流速较高时，形成环状流动， 管子底部，蒸气位于管子上部， 凝液均匀分布在管子四周，中间为 上部换热较好 蒸气核
名称
对流沸腾
泡态沸腾
过渡态沸腾
膜态沸腾
tw-ts
<5℃
5℃～30℃
30℃～120℃
>120℃
现象
气泡微小，附 着于壁面不能 浮升 很小
气泡不断产 生、长大、 浮升、逸出 急剧增大
气泡太多形成气 膜，阻碍传热
形成稳定气膜， 与壁面辐射换 热量显著增加 回升
热流密度
下降
控制热流密度加热时大空间 饱和沸腾换热的烧毁点：
——蒸气带入热量
t dx——墙壁导热出热量 y w
H ——蒸气焓（饱和气体）
H ——凝液焓（饱和液体） M ——凝液质流量
g 1 2 2 g 3 其中： udy M y 2 y dy 3 0 0
——热流密度不断增加到qc （106W/m2）附近时,沸腾状 态将由C点沿红线跳跃至E点， 壁温突然升至1000 ℃以上， 设备将在瞬间烧毁。
实例：在高压锅炉水冷壁设计中，务必使热流密度小于106W/m2 已知热流密度： 水的大空间沸腾 换热计算式：
h 0.533q 0.7 p 0.15
已知壁温：
高速→液膜吹脱壁面→h增大 蒸气速度 蒸气向下吹→液膜变薄→h增大
低速
蒸气向上吹→液膜变厚→h减小 不凝气体聚集在表面，蒸气扩散阻力增加
影 响 因 素
蒸气含不凝气体 膜层表面蒸气分压降低，ts降低，ts -tw降低 低Rec→凝液积聚，液膜增厚→h减小 表面粗糙度 高Rec→凸出点对凝液产生扰动→h增大 蒸气含油→壁上形成油垢→ h减小
Co 1.76 Re c 1 3 1 3
由于未考虑液膜波动因素，垂直壁理论解较实验结果偏低约20％，因而应将其修正为：
适用范围： Re c 1800
1 3
水平管： Co 1.51 Re c
适用范围：Re c 3600 （由于管径不会很大， 一般不会到达紊流）
凝结液膜雷诺准则 Re c
第七章 凝结与沸腾换热
凝结换热——冰箱和空调中冷凝器使制冷工质冷凝 沸腾换热——锅炉中管束使水沸腾
冷凝器
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
锅炉
第一节 凝结换热
膜状凝结 珠状凝结
形式
树叶上的珠状凝结
成因 稳定性 换热性能
附着力>表面张力 好 不好
附着力<表面张力 不好 好
玻璃窗上的膜状凝结
一、垂直壁和水平管膜状凝结换热 u y 0 0
液膜微元段热平衡方程： H dM
t dM dx M MH dx H y dx w
质流量在dx距离内的增量：
2 g 3 d 3 2 2 dM dM d dM d g d dx dx d dx d dx d d
汽水分层，管上半部局部换热较差
第三节 热管
热管的工作原理： ——沸腾换热和凝结换热 两种相变换热过程的巧妙 结合。
热管的特点： 1.靠蒸气流动传输热量，传热能力大。 2.加热区和散热区趋于等温，温差损失小。 3.采用不同工作液，可适应各种温度范围。 4.加热区和散热区热管表面的热流密度可 以不相同。 5.结构简单，无运动部件，工作可靠。
由于dx微元段的凝结换热量应该等于该段的导热量，故：hx
t s t w dx t s t w dx
将δ 代入，得到垂直壁层流膜状凝结换热局部表面传热系数：
2 g3 r hx 4 xt s t w
l l
14
垂直壁层流膜状凝结换热平均表面传热系数：