低温工况下翅片管换热器的设计计算
翅片管式换热器效率的计算
(3)翅片效率模型均有工况的适应性,翅片效率计算应区分干、部分湿、全湿工况,并根据工况选用相应计算模型。
翅片管式换热器效率的计算
翅片管换热器广泛应用于制冷、空调及化工等领域。在制冷、空调工程中,当翅片管换热器作为蒸发器或者表冷器使用时,翅片表面温度往往低于来流空气露点温度,此时,翅片表面结露而形成水膜,空气与翅片间同时存在传热与传质,换热的驱动力为焓差。
湿翅片效率受翅片表面热质交换强度、换热器结构与材料、管内流体温度等多因数影响,计算比较复杂。在翅片管换热器优化设计中,要确定换热器的换热性能,则要先计算翅片效率,在分析湿工况下,若以温差为驱动力的干工情况的翅片效率计算湿翅片效率,则会产生较大误差。
目前,关于湿翅片效率的计算模型较多,其中得到广泛应用的有基于圆肋片,建立并求解了全湿工况下翅片表面传热控制微分方程,得出了全湿工况下的翅片效率计算公式;在一定假设的基础上简化了析湿工况下翅片换热控制方程,并推导出圆肋翅片翅片效率计算公式;通豪热能分析了以前湿翅片效率的计算公式的误差源,并开发了更为准确的全湿工况翅片效率计算公式,但对部分湿工况不适用,的基础上扩展了传热控制方程,使其可以描述部分湿工况,并推导得到适应部分湿工况的翅片效率计算公式。
上述翅片效率计算公式形式都很复杂且都需要迭代运算才能确定,且在不同工况下其计算精度不同,所以了解各种湿翅片效率计算公式的来历及应用场合,并清楚其中的影响因数,对工程设计及实验数据分析相当重要。
而且翅片管式换热器效率的计算过程中 Nhomakorabea要注意以下几点：
(1)全湿工况下,翅片效率对片基温度与来流相对湿度不敏感,翅片效率随片基温度的上升及来流相对湿度的增加而稍微减小。
举例说明翅片管换热器换热面积的计算方式
举例说明翅片管换热器换热面积的计算方式
翅片管的传热原理用普通的圆管(光管)组成的热交换器，在很多情况下，管外流体和管内流体对管壁的换热系数是不一样的。
所谓换热系数，是指单位换热面积，单位温差(流体与壁面之间的温差)时的换热量，它代表流体和壁面之间的换热能力的大小。
翅片管换热器的设计工艺中，一台翅片管的换热面积就是每根翅片管换热面积的总和。
知道了翅片管的换热面积，就能有效的清楚每台翅片管换热器的换热面积为多少。
举例说明翅片管换热器换热面积的计算方式：
翅片管型号为：CPG (Φ25×2mm/57/2.8/0.35) 求每米翅片管的换热面积？
解答：
翅片管换热器的总面积等于翅片管的裸露部分面积+翅片面积
翅片管裸露部分面积=3.14X0.026X(1000—(1000/2.8)X0.35)=0.071435㎡
翅片部分的面积=3.14X(0.0285?-0.013?)X357X2+3.14X0.057X0.125=1.4645125㎡
翅片管总的换热面积=0.071435+1.4645125=1.536㎡/m.
即该型号翅片管的换热面积为1.536㎡/米。
水在壁面上凝结时的换热系数为： 10000—20000 w/(m2.℃)
水在壁面上沸腾时的换热系数为： 5000----10000 ------
水流经壁面时的换热系数大约为： 2000---10000 ------
空气或烟气流经壁面时的换热系数为： 20---80 --- ---
空气自然对流时的换热系数只有： 5---10 -------
由此可见，流体与壁面之间的换热能力的大小相差是很悬殊的。
翅片管换热器设计计算
th(mh') mh'
f ab f ab
55Bd t t 0.25
0.25
i k wi
2592.7891
w ) a 0 0 a 0 f (t w t m )
a ki
af
(s1s2
4db2)2 sf
7.4)(1.6 0.1) 0.5991 20.51.6
m2/m
aof ai
am (di db)/2
(s1 db )(s f f ) (20.5 7.4)(1.6 0.1) 0.5
s1s f
20.51.6
qv
f
C pf
Qk (ta2
t a1 )
wg
Va HB
w max w g /
L n s2 25 .4mm
d eq
2( s1 d b )( s f s1 d b s f
27.0000
室内侧空气入口 干球温度
℃
19.0000
室内侧空气入口 湿球温度
℃
室外侧入口空
35.0000 气状态干球温
℃
度 室外侧入口空
24.0000 气状态湿球温
℃
度
35.0000 冷凝器进风温度
41.0000
冷凝器出口干球 温度
47.0000 设计冷凝温度
0.0155 质量流量 450.7350 理想进口焓值 248.5500 理想出口焓值
0.3364
f
th(mh') mh'
0.3830
0
a f f a b a f ab
ki 0.555Bdi0.25 t
2592.7(47
-twi)“-
翅片式风冷换热器设计
翅片式风冷换热器设计一、设计原理翅片式风冷换热器由翅片管和冷却风机组成。
工作时，热媒流经管道，通过管道壁与外界冷却空气进行热量交换，从而将热量传递给空气。
同时，冷却风机通过流过翅片管的冷却空气，将其吹入翅片间隙，增加换热面积，提高换热效率。
二、换热器设计参数1.翅片管长度和直径翅片管长度和直径的选择应根据换热器的工作条件来确定。
一般来说，较长的翅片管长度可以增加换热面积，提高换热效率，但也会增加阻力和成本。
而较大的翅片管直径可以增加流体的流量和传热量，但同样也会增加阻力和成本。
2.翅片间距和数量翅片间距和数量的选择需要根据换热介质的温度和流速来确定。
较小的翅片间距可以增加换热面积，提高换热效率，但也会增加阻力。
翅片数量应根据实际需求来确定，一般来说，较大的翅片数可以增加换热面积，提高换热效率，但也会增加成本和复杂性。
3.翅片高度和厚度翅片高度和厚度的选择应根据换热介质的温度和流速以及换热需求来确定。
较大的翅片高度和厚度可以增加换热面积，提高换热效率，但也会增加阻力和成本。
三、翅片式风冷换热器的工作原理具体工作流程如下：1.热媒从换热器的进口进入管道，流经管道内部。
2.在管道内部，热媒通过管道壁与外界冷却空气进行热量交换。
热媒的热量传递给冷却空气，使其升温。
3.升温的冷却空气经过冷却风机的吹扫，被吹入翅片间隙。
4.在翅片间隙中，冷却空气与翅片接触，进行热量交换。
冷却空气吸收翅片的热量，并将其带走。
5.冷却的热媒经过管道进一步流动，从换热器的出口排出。
四、翅片式风冷换热器的优缺点1.结构紧凑，占用空间小。
由于翅片式风冷换热器利用翅片增加了换热面积，故相同换热量下其体积相对较小。
2.热量传递效率高。
翅片式风冷换热器具有较大的换热面积，能够实现高效的热量传递。
3.适用范围广。
翅片式风冷换热器适用于多种介质的换热，例如空气、水等。
1.清洗困难。
由于翅片之间的间隙较小，难以将污物清洗干净。
2.阻力较大。
翅片式风冷换热器会增加流体的阻力，降低了流体的流动速度。
换热器热力学平均温差计算方法
换热器热力学平均温差计算方法１·引言换热器就是工业领域中应用十分广泛得热量交换设备，在换热器得热工计算中,常常利用传热方程与传热系数方程联立求解传热量、传热面积、分离换热系数与污垢热阻等参数[1，2]。
温差计算经常采用对数平均温差法(ＬMTD)与效能-传热单元数法(ε-NTＵ），二者原理相同。
不过,使用LMTＤ方法需要满足一定得前提条件;如果不满足这些条件，可能会导致计算误差。
刘凤珍对低温工况下结霜翅片管换热器热质传递进行分析,从能量角度出发,由换热器得对数平均温差引出对数平均焓差，改进了传统得基于对数平均温差得结霜翅片管换热器传热、传质模型［3]。
Sｈａo与Gｒanryd通过实验与理论分析认为,由于R32／R134a混合物温度与焓值为非线性关系,采用LMTD法会造成计算误差;当混合物得组分不同时,所计算得换热系数可能偏大,也可能偏小[4],她们认为,采用壁温法可使计算结果更精确。
王丰利用回热度对燃气轮机内流体得对数平均温差与换热面积进行计算［5]。
Ziegleｒ定义了温度梯度、驱动平均温差、热力学平均温差,认为判定换热效率用热力学平均温差,用对数平均温差判定传热成本得投入，而算术平均温差最易计算；当温度梯度足够大时,对数平均温差、算术平均温差与热力学平均温差几乎相等[6］。
孙中宁、孙桂初等也对传热温差得计算方法进行了分析，通过对各种计算方法之间得误差进行比较,指出了LＭＴD法得局限性与应用时需要注意得问题［７,8］。
Raｍ在对LMTD法进行分析得基础上，提出了一种ＬＭＴＤnew得对数平均温差近似算法,减小了计算误差[9]。
本文在已有工作得基础上,分别采用LMTＤ与测壁温两种方法,计算了逆流换热器得传热系数，对两种方法进行比较,并在实验得基础上,进一步分析了二者得不同之处。
2·平均温差得计算方法ﻫ在换热设备得热工计算中,经常用到对数平均温差与算术平均温差。
ﻫ对数平均温差在一定条件下可由积分平均温差表示[１０],即:ﻫﻫ采用ＬMTD法计算时，式(4)中Δｔ为对数平均温差Δtｌn,由式(3）与式(4)对比可知,式(3)与式（４）中冷热流体温度应该分别对应相等,都等于整个通道上流体得积分平均温度。
翅片管传热计算公式
翅片管传热计算公式翅片管传热是工程中常见的一种传热方式，它通过管道外表面上的翅片来增加传热面积，从而提高传热效率。
翅片管传热计算公式是用来计算翅片管传热效率的重要工具，它可以帮助工程师们准确地预测翅片管传热的性能，从而指导工程设计和优化。
翅片管传热计算公式的推导是基于传热学和流体力学的基本原理，它涉及到传热系数、翅片管的几何形状和流体性质等因素。
下面我们将从这些方面来详细介绍翅片管传热计算公式。
首先，翅片管传热计算公式中最重要的参数之一就是传热系数。
传热系数是描述传热效率的重要参数，它与流体的性质、流动状态、管壁材料等因素有关。
一般来说，传热系数可以通过实验测定或理论计算得到。
在翅片管传热计算中，传热系数的准确性对于预测传热效果至关重要。
其次，翅片管的几何形状也是影响传热效率的重要因素。
翅片管的翅片形状、尺寸和排列方式都会对传热性能产生影响。
一般来说，翅片管的传热面积越大，传热效果就越好。
因此，在翅片管传热计算中，需要考虑翅片的几何形状参数，并将其纳入计算公式中。
最后，流体的性质也是翅片管传热计算公式中需要考虑的因素之一。
流体的性质包括密度、粘度、导热系数等，它们会直接影响传热效率。
在翅片管传热计算中，需要根据流体的性质参数来确定传热系数和传热表面温度差，从而计算出传热效率。
在实际工程中，翅片管传热计算公式通常是基于一些简化假设和经验公式推导而来的。
例如，对于定常流体流动情况下的翅片管传热，可以采用Nusselt数和Reynolds数的关系来计算传热系数；对于不同形状和排列方式的翅片管，可以采用经验公式来估算传热面积增益系数。
这些简化的计算方法虽然可能会引入一定的误差，但在工程实践中已经得到了广泛的应用。
总之，翅片管传热计算公式是工程设计和优化中不可或缺的工具，它可以帮助工程师们准确地预测翅片管传热的性能，从而指导工程设计和优化。
在使用翅片管传热计算公式时，需要充分考虑传热系数、翅片管的几何形状和流体性质等因素，以确保计算结果的准确性和可靠性。
翅片式换热器计算
3.25 m/s 1.1465 5.606430964 6.4277731 23.64301807 0.003290895 153.6100197 1.0194925 m^3/s 3670.173 m^3/h 17.10596081
换热量的计算 风侧换热量
求解tw 47.7
66.53893573 248.5431069 10.78591376 239.4472855
1948.854032
内螺纹修正系数
固定参数 固定参数 固定参数
总的换热量
假定
222.6884456 2.038985
风侧换热量
cp(kJ/(kg*K)) 1.005 1.005
λ×102(W/(m*K)) 2.67 2.76
设计基本参数 冷凝温度
盘管基本参数 管排数 每排管的管数量 每英寸的翅片数量 每根铜管的长度
换热器结构计算 传热管直径do 传热管壁厚δ 流动方向管间距s1 排间距s2 片厚δ 翅片间距Sf 翅片根部外沿直径db 每米翅片侧外表面积af 每米翅片间基管外表面积ab 每米翅片侧总表面积aof 铜管内径di 每米长管内面积ai 每米长管外面积ao 每米管平均直径处的表面积 肋化系数τ 肋通系数α 迎风风速w 净面比ε 最窄截面风速Wmax 空气侧表面传热系数 沿气流方向翅片长度b 当量直径de 雷诺系数Re b/de A c n m α0
C m ψ n λ α0
50 ℃
9 rows 19 条 13 FIN 0.65 m
0.009525 m 0.00035 m 0.0254 m 0.02200 m 0.000115 m 0.00195 m 0.009755 m 0.495457975 m^2 0.02882783 m^2 0.524285806 m^2 0.008825 m 0.027724555 m^2 0.0306307 m^2 0.0291706 18.91052215 20.64117345
风冷翅片式换热器计算
K=
33.00000
输入
最高冷凝温度℃
tkmax=
65.00000
二、冷凝器热力计算求解
冷凝器热负荷KW
Qk=
184.20000
风冷冷凝器传热面积m2
F=
666.86859
冷凝风量kg/s
Gk=
19.29301
冷凝风量m3/h
Gk=
83345.79733
三、风冷冷凝器基本尺寸参数
换热器器水平管间距m
A=
0.02170
换热器垂直管间距m
B=
0.02500
换热管管径m
D=
0.01000
换热管内径m
D1=
0.00900
片 单距 根换m 热管空气侧换热面积
d=
m2/m
Fd=
0.00200 0.51860
输入
单根换热管氟侧换热面积m2/m
Fn=
0.02826
单根换热管氟侧通流面积m2
Fds=
0.00006
风冷冷凝器换热参数计算
一、冷凝热计算输入参数
压缩机型号
输入
制冷量KW
Qo=
139.50000
输入
压缩机输入功率KW
Ni=
44.70000
输入
压缩机排气量kg/h
Gk=
输入
冷凝温度℃
tk=
49.00000
蒸发温度℃
to=
3.50000
过热度℃
tr=
3.50000
过冷度℃
tg=
5.00000
室外环境干球温度℃
换热管肋化系数
τ=
18.35103
二、换热器物理参数计算
翅片式风冷换热器设计
1、热力计算①制冷循环热力状态参数表②热力性能指标计算1、冷凝器结构规划及有关参数传热管选用φ10mm×0.5mm的紫铜管。
d0=0.01m,di=0.009m,肋片选用平直片（铝片），片厚δf=0.15×10-3m。
排管方式采用正三角形排列，管间距s1=0.025m,排间距s2=0.02165m，肋片间距s f=0.0018m，沿气流方向的管排数n=4，片宽L=0.0866m。
管外肋片单位面积f f为f f=2（s1s2−πd b24⁄）s f=2×[0.025×0.02165−π×(0.01+2×0.00015)24⁄]1.8×10−3=0.5089m2m⁄由d b=d0+2δf=(0.01+2×0.15×10-3) m2/m=0.0103m2/m 得肋间管外单位表面积f b为f b=πd b(1−δfs f )=3.14×0.0103×(1－0.15×10−31.8×10−3)=0.02965m2/m管外总单位表面积f t=f f+f b=0.5098+0.02965=0.53855m2/m 管内总单位表面积f i为f i=πd i=3.14×9×10-3=0.02826肋化系数β为β=f tf i =0.538550.02826=19.0472、空气侧传热系数计算1）空气进出冷凝器的温差及风量。
温差∆t a=t a2－t a1=(45－35)℃=10℃平均温差t am=t a2+t a12=45+352℃=40℃风量q va=Q kρm c pa∆t a = 4.42×1031.128×1.005×10×103m3/s=3.89 m3/s平均温度下空气物性参数为：密度ρm=1.128kg/m3；比定压比热容c pa=1.005K j/(kg∙K);运动粘度νm=16.96×10-m2/s,热导率λm=0.0276W/(m∙K)。
翅片式换热器计算
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ凝器进出口空气参数 Q0 系数φ0 Qk 室外干球温度ta1 进出口温差 出风温度ta2
空气平均温度
对数平均温差θm 比热容Cpa 运动粘度ν 热导率 密度ρ 冷凝器外表面效率 铝翅片热导率 肋片当量高度h 翅片特性参数m 翅片效率ηf 冷凝器外表面效率ηo 管内换热系数 物性集合系数B 传热系数 总传热系数 r0 rb 铜管导热率 第一系数 第二系数 第三系数 Ko 传热面积Aof 换热量
0.31369 m^2 197.9734073
3.25 m/s 1.1465 5.606430964 6.4277731 23.64301807 0.003290895 153.6100197 1.0194925 m^3/s 3670.173 m^3/h 17.10596081
换热量的计算 风侧换热量
a*106(m2/s) 22.9 24.3
μ*106(kg/(m*s)) 18.6 19.1
ν*106(m2/s) 16
16.96
Pr
0.701 0.699
计算风速 迎风面积 翅片宽度b 假定风速 35度时空气密度ρa 最窄截面风速Wmax ρa*Wmax (ρa*Wmax)1.7 最窄截面当量直径 静压 单片盘管单元的风量 风机风量 校核气温差
15 1.318 19.77
35 ℃ 19 ℃ 16 ℃ 25.5 ℃ -23.22 ℃ 1.005 0.000015568 0.026295 1.1465
3.25 m/s 0.579691433 5.606430964 m/s
0.197973407 m 0.003290895 m 1185.134493 60.15792878 0.010278544 1.075567722 0.84704233 -0.185189241 16.60481175 21.91835151
翅片式换热器的设计及计算
制冷剂系统翅片式换热器设计及计算制冷剂系统的换热器的传热系数可以通过一系列实验关联式计算而得，这是因为在这类换热器中存在气液两相共存的换热过程，所以比较复杂，现在多用实验关联式进行计算。
之前的传热研究多对于之前常用的制冷剂，如R12，R22，R717，R134a等，而对于R404A和R410A的，现在还比较少。
按照传热过程，换热器传热量的计算公式为：Q=KoFΔtm (W)Q—单位传热量，WKo—传热系数，W/（m2.C）F—传热面积，m2Δtm—对数平均温差，CΔtmax—冷热流体间温差最大值，对于蒸发器，是入口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—入口空气温度。
Δtmin—冷热流体间温差最小值，对于蒸发器，是出口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—出口空气温度。
传热系数K值的计算公式为：K=1/（1/α1+δ/λ+1/α2）但换热器中用的都是圆管，而且现在都会带有肋片（无论是翅片式还是壳管式），换热器表面会有污垢，引入污垢系数，对于蒸发器还有析湿系数，在设计计算时，一般以换热器外表面为基准计算传热，所以对于翅片式蒸发器表述为：Kof--以外表面为计算基准的传热系数，W/（m2.C）αi—管内侧换热系数，W/（m2.C）γi—管内侧污垢系数，m2.C/kWδ，δu—管壁厚度，霜层或水膜厚度，mλ，λu—铜管，霜或水导热率，W/m.Cξ，ξτ—析湿系数，考虑霜或水膜使空气阻力增加系数，0.8-0.9（空调用亲水铝泊时可取1）αof—管外侧换热系数，W/（m2.C）Fof—外表面积，m2Fi—内表面积，m2Fr—铜管外表面积，m2Ff—肋片表面积，m2ηf—肋片效率，公式分析：从收集的数据（见后表）及计算的结果来看，空调工况的光滑铜管内侧换热系数在2000-4000 W/（m2.C）（R22取前段，R134a取后段，实验结果表明，R134a的换热性能比R22高)之间。
因为现在蒸发器多使用内螺纹管，因此还需乘以一个增强因子1.6-1.9。
翅片管换热器定制计算与应用
翅片管换热器定制计算与应用中央空调与其他空调产品不同,由于地理、气候、规模、人群等原因,故客户对中央空调系统的需求差异较大.强调客户的参与并充分满足客户的个性化需求以及有效缩短产品开发周期是企业的一项重要能力.大规模定制于上世纪90年代提出,并开始广泛地、系统地进行理论研究.作为一种全新的生产模式,大规模定制主要是通过灵活性及快速响应来实现产品的多样化和定制化.定制系统可以以接近大规模生产的成本提供范围广阔的产品和服务.换热器在各行各业有着广泛的应用,对于制冷系统来说,冷凝器、蒸发器是它的心脏部件,空调中常用的翅片管式换热器是一种带翅管式热交换器,是热交换器中的主要换热元件.由于用户环境和需求不同,对翅片管的需求是多样化的.因此,在设计过程中采用模块化的柔性设计,最大程度地满足客户的个性化需求,从而为企业在多变的市场环境中赢得持久的竞争优势有着重要的实际意义[1 3].本文针对这个企业需求的空白,对其定制方法做了相关研究,并初步建立了一个可行的翅片管模块化定制系统.1定制要素的选择空调系统主要由压缩机、换热器(包括冷凝器、蒸发器、空气加热器、表冷器等)、膨胀阀或毛细管、制冷剂等要素构成.对于每种要素,变动对系统变化的重要性、可变动的范围、变动成本、设备可加工能力等都不相同.同时,每种要素下还可以分解为更进一步的决定要素构成的二级要素.例如,换热器的二级构成要素有:管外径、孔距、排距、翅片材料、翅片厚度、翅片类型、片距、排数、有效管长、表面管数、制冷剂分路数等.因此,需要对定制要素进行选择,以便采用较少的构成要素和成本代价来满足客户的多样化需求.1.1定制要素的模糊关联优选模型对系统要素评价时,通常使用模糊综合评判的方法.实际上,专家打分过程中给一个确定的权值不符合专家的经验,也不能准确表达专家的本意.专家通常认定权值是在某个值左右或者定性地说“重要”、“比较重要”、“影响大”、“影响较大”等比较符合专家的真实意图.因此,通过模糊综合评价过早地将模糊信息精确化可能造成信息的丢失.为此,采用如下模糊关联的处理方法对专家定性的语言标度进行处理.设Ａ是论域Ｒ上的有界凸正规模糊子集,若有连续隶属度函数μＡ:Ｒ→[0,1],且满足其中:α≤ｍ≤ｎ≤β∈Ψ,Ψ=[Ｉ,Ｌ] Ｒ;μＬＡ在[α,ｍ]上严格递增,μＲＡ在[ｎ,β]上严格递减,则称Ａ为模糊数.μＬＡ、μＲＡ分别称为模糊数Ａ的左、右隶属度函数.考虑到思维习惯和表达的方便性, Ａ常采用梯形模糊数(见图1),参数记为(ａ,ｍ,ｎ,ｂ).通常,人们习惯于用语言标度将程度属性分为7级,以重要程度为例可分为:很重要、重要、比较重要、一般、不太重要、不重要、很不重要.其他程度属性的表达也与此类似,这些程度属性表示了专家对现有指标的重要程度的评价.为尽可能保留专家的本意,可以采用模糊数来连续定义这种重要程度,而相应的权重集元素则表示了指标的重要程度,也就是对定性指标的量化描述.同时,以精确方式给出的权重也可以相应地按照规则模糊化.显然,这样更符合专家的评价心理和客观实际.语言标度的模糊数如表1所示.对于空调系统的一级要素,采用以下属性对要素进行评价:该要素变动对系统变化的重要性、系统允许该要素变化程度、可变动的范围、变动成本、设备可加工能力、响应时间快慢以及对其他模块的影响.即要素ｕ是这几个属性指标ｘ的映射:于是,模糊优选模型[4]:1.2选择结果在企业内部进行专家评价后,通过上述模型计算,得到压缩机、换热器、膨胀阀或毛细管、制冷剂的优属度分别为:0.42、1.0、0.6、0.34.其中,换热器的优属度远大于其他要素,因此,选择换热器作为定制要素.与此类似,在换热器的各二级要素中选择孔距、排距、翅片类型、片距、排数、有效管长、表面管数、制冷剂分路数作为换热器的定制要素.在此基础上,进行定制模型的开发.2定制计算的模型与方法定制计算中,翅片管换热器的换热和阻力特性至关重要.由于蒸发器/冷凝器和表冷器/热水盘管的冷媒、工作状态等差别很大,故分别设计了不同的计算方法和选项.蒸发器/冷凝器采用条缝型和波纹型翅片,表冷器/空气加热器则可以采用条缝型、波纹型和蜂窝型3种翅片.2.1蒸发器/冷凝器的计算除了雷诺数Ｒｅ外,翅片的表面结构形式、几何参数、翅片间距、管束的排数、布置等因素都与换热和阻力特性相关联.例如,增加管排数以增加换热量的同时,阻力系数增加,对换热量有显著影响.因此,翅片管换热器的定制仿真计算非常重要.对于蒸发、冷凝器,空气侧换热系数α采用经过试验验证的换热关联式[5]进行计算,即在仿真计算中,采用了模块化开发技术、数据库技术和可视化打印技术,以提高计算效率和准确性,避免公式的反复应用和繁琐的迭代计算造成的错误,同时也方便了企业扩展产品系列、修正仿真系数和与用户交流.计算过程如图2所示.图 2蒸发器计算框图Ｆｉｇ.2Ｆｌｏｗｃｈａｒｔｏｆｔｈｅｅｖａｐｏｒａｔｏｒｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ2.2表冷器/空气加热器的计算表冷器/空气加热器的计算较蒸发器/冷凝器复杂,需要考虑不同的平衡条件要求.空气加热器分为总热、空气出口温度和出口水温平衡方式.表冷器则分为总热、显热、空气干球出口温度、空气湿球出口温度和出口水温平衡方式.同时,这些不同的平衡方式也可以互为校验.水空气热交换系数、水阻力和空气阻力公式[8]分别为:式中:κｉ为传热系数的修正系数;κａ为空气阻力的修正系数;ξ为析湿系数;ω为水流速;Ｌ为当量长度;ｍ、ｍ1、ｎ、ｐ、ｑ为根据不同片型由实验拟合确定的系数.由于可选择的计算平衡条件较多,本文仅以平衡条件是空气出口温度的空气加热器为例给出计算方法与过程,如图3所示.其余平衡条件下计算方法可以根据原理类推.图 3表冷器计算框图Ｆｉｇ.3Ｆｌｏｗｃｈａｒｔｏｆｔｈｅｓｕｒｆａｃｅｃｏｎｄｅｎｓｅｒｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ2.3定制计算实例进口干空气温度为29℃,进口湿空气温度为21.5℃,可供风量为3500ｍ3/ｈ,进、出口水温分别为7和12℃,全热冷量约为22ｋＷ,平衡条件为出口水温.选用外径16ｍｍ、有效长度为760ｍｍ、面管数为12的波纹型翅片表冷器.经本系统计算,可选用4排管束,这时全热冷量为23.4ｋＷ,空气阻力140.7Ｐａ,水阻力8.2ｋＰａ,系统采用不同平衡方式校验正确,并在应用中符合实际情况.3结语翅片管换热器的产品定制过去需要较多的人力进行设计计算和校验,对客户的选型非常不便.而简化估算,则常常选型定制不理想.翅片管换热器的定制仿真软件极大地改善了客户的选型定制工作.软件经企业2年来使用证明,具有显著的有效性和方便性,减轻了设计过程的繁琐计算,已经在企业得到广泛的应用.使用也验证了本软件设计的合理性,可满足企业和客户需求,适合企业的发展方向.。
翅片管换热器传热计算
翅片管换热器传热计算摘要：换热器传热壁两侧流体的传热膜系数相差较大时，换热器的总传热系数将主要取决于较小的流体的传热系数，为了提高换热器的传热能力，可在传热膜系数小的一侧加翅片管。
影响翅片管表面强化传热的主要因素是翅片高度、翅片节距以及翅片材料的导热系数等，而翅片管翅根直径、管束的纵向节距和横向节距对翅片侧流体的流动阻力的影响很大。
翅片侧流体通过管排的压力降与翅片管纵向管排数成正比，而当纵向管排数大于4排时，管排数量对传热系数没有明显影响。
关键词：翅片效率；努塞尔数；传热系数；压力降换热器传热壁两侧流体的传热膜系数相差较大时，换热器的总传热系数将主要取决于较小的流体的传热系数。
为了提高换热器的传热能力，可在传热膜系数小的一侧加翅片。
如一侧流体是传热膜系数较小的气体，另一侧是传热膜系数较大的液体，这时就可以在传热膜系数较小的气体一侧加装翅片。
1计算条件一台翅片管换热器，管程走导热油，设计温度278℃。
壳程走空气，温度从20℃升到180℃，空气的流量为60kg/s，壳程的压降控制在600Pa以下。
2计算方法2.1计算翅片管的传热面积和流动通道翅片的表面积翅片之间的管表面积翅片管总表面积A=AF+AW=5242.8589+359.68682=5602.5457 m2由于P＜x，则穿过nt根管的最小流动面积为：Smin=2ntL(x－P3)=2×26×6.8×(0.1369356－0.0917878)=15.964262m22.2计算翅片管的传热系数Vmax=M/(Sminρ)=60/(15.964262×0.9)=4.1759944m/sRe=VmaxDrρ/μ=4.1759944×0.038×0.9/0.000022=6491.7731Pr=cpμ/λ=1021.6×0.000022/0.031=0.7250065由于l/Dr=0.018/0.038=0.47，翅片管为高翅管，则努塞尔数：管排平均传热系数2.3翅片管传热方程管壁温度与流体温度的温差：换热器需要的换热量：Q=MCp(T2-T1)=60×1021.6×(180-20)=9807360 J/sQ计＞Q，换热器满足要求。
翅片式换热器的设计及计算
翅片式换热器的设计及计算翅片式换热器的设计主要包括翅片布置和换热面积的确定。
首先，需要确定换热器的热负荷和流体参数，根据这些参数选择适当的材料和结构形式。
然后，根据热负荷和流体参数计算翅片式换热器所需的换热面积。
换热面积的计算可以借助换热器的设计公式和换热器的特性曲线来进行。
换热器的设计公式通常采用对流传热的基本方程和换热面积的计算公式。
对于翅片式换热器，换热面积的计算公式可以按照以下步骤进行：1.首先，计算换热器的传热系数。
传热系数是一个重要的参数，它表示热量在热交换过程中的传递速率。
传热系数的计算可以基于对流传热、辐射传热和传导传热等模式来进行。
常见的计算方法包括经验公式、理论公式和实验测定等。
2.其次，根据热传导原理，计算翅片的最佳布局。
翅片的布局可以根据换热器所需的流体参数和热负荷来确定。
翅片的布局决定了换热面积和热量的传递效率。
一般来说，翅片的间距和角度需要根据流体的流速和温度差来确定。
3.最后，根据翅片的布局和传热系数，计算翅片式换热器所需的换热面积。
换热面积的计算可以根据翅片的数量、长度和宽度来进行。
一般来说，换热面积与翅片的长度和宽度成正比。
换热器的计算还需要考虑一些其他因素，如流体的流量、温度差、压差和材料特性等。
这些因素会影响翅片式换热器的换热效率和运行成本。
因此，在设计和计算过程中需要综合考虑这些因素，以实现最佳的设计效果。
总之，翅片式换热器的设计和计算需要根据具体的应用需求和流体参数来确定。
通过正确选择材料、布置翅片和确定换热面积，可以实现翅片式换热器的高效运行，并达到预期的换热效果。
翅片式换热器的设计及计算
制冷剂系统翅片式换热器设计及计算制冷剂系统的换热器的传热系数可以通过一系列实验关联式计算而得，这是因为在这类换热器中存在气液两相共存的换热过程，所以比较复杂，现在多用实验关联式进行计算。
之前的传热研究多对于之前常用的制冷剂，如R12，R22，R717，R134a等，而对于R404A和R410A的，现在还比较少。
按照传热过程，换热器传热量的计算公式为：Q=KoFΔtm (W)Q—单位传热量，WKo—传热系数，W/（m2.C）F—传热面积，m2Δtm—对数平均温差，CΔtmax—冷热流体间温差最大值，对于蒸发器，是入口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—入口空气温度。
Δtmin—冷热流体间温差最小值，对于蒸发器，是出口空气温度—蒸发温度，对于冷凝器，是冷凝温度—出口空气温度。
传热系数K值的计算公式为：K=1/（1/α1+δ/λ+1/α2）但换热器中用的都是圆管，而且现在都会带有肋片（无论是翅片式还是壳管式），换热器表面会有污垢，引入污垢系数，对于蒸发器还有析湿系数，在设计计算时，一般以换热器外表面为基准计算传热，所以对于翅片式蒸发器表述为：Kof--以外表面为计算基准的传热系数，W/（m2.C）αi—管内侧换热系数，W/（m2.C）γi—管内侧污垢系数，m2.C/kWδ，δu—管壁厚度，霜层或水膜厚度，mλ，λu—铜管，霜或水导热率，W/m.Cξ，ξτ—析湿系数，考虑霜或水膜使空气阻力增加系数，0.8-0.9（空调用亲水铝泊时可取1）αof—管外侧换热系数，W/（m2.C）Fof—外表面积，m2Fi—内表面积，m2Fr—铜管外表面积，m2Ff—肋片表面积，m2ηf—肋片效率，公式分析：从收集的数据（见后表）及计算的结果来看，空调工况的光滑铜管内侧换热系数在2000-4000 W/（m2.C）（R22取前段，R134a取后段，实验结果表明，R134a的换热性能比R22高)之间。
因为现在蒸发器多使用内螺纹管，因此还需乘以一个增强因子1.6-1.9。
翅片管热交换器设计计算
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第四章
翅片管热交换器设计计算
翅片管管子常为圆形， 空冷器中为强化传热也用椭圆管。椭圆管的管外对流 换热系数比光管约可提高 !"# ， 而空气阻力约可降低 $"# % !"# 。翅片管的基本 几何尺寸包括： 其壁厚应自沟槽底部计算其内 !基管外径和管壁厚对于镶片管， 但却使翅片效率下降， 壁。"翅片高度和翅片厚度增加翅高使翅片表面积增加， 因而使有效表面积 （即翅片表面积乘以翅片效率） 的增加渐趋缓慢。图 & ’ ( 表示 了单位有效翅片表面积的价格对于翅高的关系， 供选用翅高时参考。翅片厚度主 要考虑其强度、 制造工艺和腐蚀裕量， 国产铝翅片 （绕片式、 镶片式） 和钢翅片 （套 片式） 一般均选用 )*" % $*!++。 # 翅片距翅片距的数值会影响到翅化面积的大 小， 但对管外对流换热系数的影响极小。翅片距的选择取决于管外介质， 国产用 于空冷器的翅片管的翅片距常为 !*,++。 $ 翅化比它是指单位长度翅片管翅化 表面积与光管外表面之比。对于空冷器， 因为管外介质已经确定为空气， 所以翅 化比的选择应根据管内介质对流换热系数大小而定。当此值小时， 应选用较小翅 化比。若选用的翅化比过大并不能有效地增强传热， 反而会使以翅化表面积为基 。随着翅化比的增加， 空冷器单位尺寸的换热 准的传热系数迅速降低 （见表 & ’ !） 面积将增加， 但制造费用也增加。实践表明， 翅化比的最佳值约为 $- % !(。我国 生产的空冷器翅片管的翅化比有两种： 高翅片为 !,*&， 低翅片为 $-*$。对于低肋 螺纹管的翅化比不属此例。 % 管长国内空冷器翅片管长系列为 ,， &*"， .， /+ 四 种。表 & ’ , 列出了国产翅片管的特性参数， 供读者参考。
低温工况下翅片管换热器的设计计算
生意社05月04日讯低温工况下翅片管换热器的设计计算陈叔平1,来进琳1,陈光奇2,李喜全1,谢振刚1(1.兰州理工大学石油化工学院,兰州730050;2.兰州物理研究所,兰州730000) 摘要:采用分段模型将气化压力高于介质临界压力的翅片管换热器内低温介质的气化过程分为液相、气相两个传热区。
同时考虑气化过程中翅片管表面结霜情况,对低温介质在翅片管换热器内的吸热气化过程进行传热分析,给出了适合各分区传热特性的计算关联式,为工程设计提供参考。
关键词:翅片管换热器;分区计算;结霜;传热1 引言空温式翅片管换热器是通过吸收外界环境中的热量并传递给低温介质使其气化的设备。
其结构如图1所示,翅片结构如图2所示。
由于其具备结构简单、运行成本低廉等优点广泛应用于低温液体气化器、低温贮运设备自增压器等[1-3]。
实际应用中,低温工况下翅片管换热器普遍存在结霜现象,考虑地区、温度和季节变化在内,各种换热器的结霜面积大约占总面积的60%~85%。
结霜,一方面霜层在翅片管表面的沉积增加了冷壁面与空气间的导热热阻,恶化了传热效果;同时,霜层的增长产生的阻塞作用大大增加了空气流过换热器的阻力,造成气流流量的下降,使换热器的换热量大大地减少[4]。
以往的空温式翅片管换热器都是依据现有的相关经验来进行设计制造的,并且忽略了翅片管在结霜工况下对传热性能的影响,实际应用偏差较大,有些气化量不足, 影响生产;有些过大,造成不必要的浪费。
因此如何合理设计空温式翅片管换热器,方便工程应用是当前急需解决的问题。
国内文献对此进行过不少的理论分析与实验研究,目前仍未得出一个比较实用的、相对精确的关联式。
本文的目的就是探讨这些问题,为空温式翅片管换热器的设计计算提供参考依据。
2 传热量的计算由热力学相关知识可知,换热器管内工作介质的压力在临界压力以上,温度低于临界温度时为液体,高于临界温度时为气体;在临界压力和临界温度以下时,有一相变的气-液两相区,温度高于压力对应的饱和温度时为气体,低于饱和温度时为过冷液体。
换热器热力学平均温差计算方法
换热器热力学平均温差计算方法本页仅作为文档封面，使用时可以删除This document is for reference only-rar21year.March换热器热力学平均温差计算方法1·引言换热器是工业领域中应用十分广泛的热量交换设备，在换热器的热工计算中，常常利用传热方程和传热系数方程联立求解传热量、传热面积、分离换热系数和污垢热阻等参数[1，2]。
温差计算经常采用对数平均温差法(LMTD)和效能-传热单元数法(ε-NTU)，二者原理相同。
不过，使用LMTD方法需要满足一定的前提条件；如果不满足这些条件，可能会导致计算误差。
刘凤珍对低温工况下结霜翅片管换热器热质传递进行分析，从能量角度出发，由换热器的对数平均温差引出对数平均焓差，改进了传统的基于对数平均温差的结霜翅片管换热器传热、传质模型[3]。
Shao和Granryd通过实验和理论分析认为，由于R32/R134a混合物温度和焓值为非线性关系，采用LMTD法会造成计算误差；当混合物的组分不同时，所计算的换热系数可能偏大，也可能偏小[4]，他们认为，采用壁温法可使计算结果更精确。
王丰利用回热度对燃气轮机内流体的对数平均温差和换热面积进行计算[5]。
Ziegler定义了温度梯度、驱动平均温差、热力学平均温差，认为判定换热效率用热力学平均温差，用对数平均温差判定传热成本的投入，而算术平均温差最易计算；当温度梯度足够大时，对数平均温差、算术平均温差和热力学平均温差几乎相等[6]。
孙中宁、孙桂初等也对传热温差的计算方法进行了分析，通过对各种计算方法之间的误差进行比较，指出了LMTD法的局限性和应用时需要注意的问题[7，8]。
Ram在对LMTD法进行分析的基础上，提出了一种LMTDnew的对数平均温差近似算法，减小了计算误差[9]。
本文在已有工作的基础上，分别采用LMTD和测壁温两种方法，计算了逆流换热器的传热系数，对两种方法进行比较，并在实验的基础上，进一步分析了二者的不同之处。
翅片管换热器最佳回路长度的仿真计算
翅片管换热器是一种常用的换热设备，在工业生产中广泛应用。
翅片管换热器的性能直接影响着工业生产的效率和经济效益。
研究翅片管换热器的最佳回路长度对于提高换热器的性能具有重要意义。
本文将针对翅片管换热器最佳回路长度进行仿真计算研究，以期为工程实践提供参考。
一、研究背景1. 翅片管换热器的作用翅片管换热器是一种利用管外翅片增加换热面积，增强传热强度的换热设备。
它将换热管外覆上一层或多层翅片，使翅片与管壁之间形成夹层，通过翅片和管壁的传热，实现换热器的换热过程。
翅片管换热器通过改变管道内、外流体的流动状态，以达到提高传热效果的目的。
2. 最佳回路长度的重要性翅片管换热器的性能受到很多因素的影响，其中最佳回路长度是一个关键的参数。
最佳回路长度能够使流体在换热器内获得最佳的热交换效果，从而提高换热器的换热效率。
研究最佳回路长度对于提高换热器的性能至关重要。
二、研究内容本研究旨在通过仿真计算的方式，研究翅片管换热器的最佳回路长度。
具体研究内容包括以下几个方面：1. 建立翅片管换热器的数学模型我们将建立翅片管换热器的数学模型，包括流体流动方程、换热方程和能量方程等。
通过建立数学模型，我们可以对翅片管换热器的换热过程进行定量分析。
2. 确定影响最佳回路长度的因素我们将确定影响最佳回路长度的因素，包括流体流速、管道尺寸、翅片结构等。
通过分析这些因素，我们可以找到影响最佳回路长度的关键因素，并确定优化的方向。
3. 进行仿真计算在确定影响最佳回路长度的因素后，我们将利用计算机软件进行仿真计算。
通过改变不同的参数值，我们可以得到不同条件下的最佳回路长度，并对其进行分析和比较。
4. 结果分析与讨论我们将对仿真计算结果进行分析与讨论。
通过对结果的分析，我们可以得出最佳回路长度的影响规律，并对其进行深入的讨论，为工程实践提供可靠的参考依据。
三、结论通过以上研究内容的开展，我们期望能够得出翅片管换热器的最佳回路长度的仿真计算结果，并对其进行深入的分析与讨论。
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f = 64
(10)
Re
湍流时 : 由相关表中查得粗糙度后 , 由式
(11)或简化式 ( 12) 、( 13)计算湍流摩擦系数 ,对
于已有的实际设备 ,可以用实验的方法测出流体
进出口的压力降 ,根据压力降和磨擦系数之间的
关系式 ( 14)求出湍流摩擦系数 。对流换热系数
的关联式如式 (16)所示 。
δ 3
为翅片厚度
,
m;λ3
为翅片导热系数
,
m;δ4
为不
锈钢内衬厚度
,
m
;
λ 4
为不锈钢的导热系数
,
W
/
(m ·K) ;η为翅片的总效率 ;α0 为空气侧对流换
热系数 ,W / (m2 ·K) ;αl 为管内流体对流换热系
数 ,W / (m2 · K) ; b 为翅片宽度 , m; h 为翅片高
度 , m;β为肋化系数 。
D esign ca lcula tion of f inned - tube hea t exchanger under low tem pera ture cond ition s
Chen Shup ing1 , Lai J inlin1 , Chen Guangqi2 , L i Xiquan1 , Xie Zhengang1 (1. Lanzhou University of Technology, Lanzhou 730050, China; 2. Lanzhou Institute of Physics, Lanzhou 730000, China) Abstract: The gasification p rocess of a cryogenic medium in a finned - tube exchanger which gasification p ressure is higher than the critical p ressure of the cryogenic medium is divided into two sections by adop ting divisional model, i. e. liquid - phase and gas - phase. The heat transfer analysis about gasification p rocess of the cryogenic liquid in a finned - tube heat exchanger is made under frosting condition. The correlative formulas suitable to heat transfer characteristics of each heat transfer section are summarized. It p rovides a reference for the design of finned - tube exchangers. Keywords: Finned - tube heat exchanger, D ivision calculation, Frosting, Heat transfer
低温与超导 第 36卷 第 4期
低温技术 C ryogenics
Cryo. & Supercond. Vol. 36 No. 4
低温工况下翅片管换热器的设计计算
陈叔平 1 , 来进琳 1 ,陈光奇 2 ,李喜全 1 , 谢振刚 1
(1. 兰州理工大学石油化工学院 , 兰州 730050; 2. 兰州物理研究所 ,兰州 730000)
空温式翅 片 管 换 热 器 在 工 作 过 程 中 都 会 结
霜 ,前几排管子的结霜一般较严重 ,而后几排管子 的结霜相对较轻 。在相同的换热面积的情况下 ,
翅片管间距越大 、管排数越少 ,表面结霜速度就越 慢 ,但是管排数减少会影响换热器的紧凑性 [ 10 ] 。 因此 ,空温式翅片管换热器要充分考虑其结构的 合理性 ,在对换热器的体积要求不是很严格的情 况下 ,可以适当增大翅片管间距 、减少管排数来减
摘要 :采用分段模型将气化压力高于介质临界压力的翅片管换热器内低温介质的气化过程分为液相 、气相两 个传热区 。同时考虑气化过程中翅片管表面结霜情况 ,对低温介质在翅片管换热器内的吸热气化过程进行传热分 析 ,给出了适合各分区传热特性的计算关联式 ,为工程设计提供参考 。
关键词 :翅片管换热器 (m h) , m =
mh
2α0 λδ
33
(1
δ +3
b
)≈
2α0 λδ
,单位
1 /m
。
33
式中 : Rf 为污垢热阻 , m2 ·K /W ;δ1 为翅片管
壁厚
, m;λ1
为翅片管导热系数
,
W
/
(m
·K)
;
δ 2
为霜层厚度 , m;λ2 为霜的导热系数 ,W / (m ·K) ;
少结霜 。
3.
3
管内流体对流换热系数
α l
的计算
由流体的物性参数求得雷诺数 Re = Dμρv,判
断流体是层流还是湍流 ,然后根据流态计算流动
摩擦系数 。因为 ,管内流体采用分区计算的方法 ,
所以计算参数也应按相应流态选取 。摩擦系数 f 决定于壁表面的粗糙度 Ks和 Re。
层流时 :认为粗糙度对于换热的影响可忽略 , 摩擦系数仅与雷诺数有关 ,由下式确定
是当前急需解决的问题 。国内文献对此进行过不 少的理论分析与实验研究 ,目前仍未得出一个比 较实用的 、相对精确的关联式 。本文的目的就是 探讨这些问题 ,为空温式翅片管换热器的设计计 算提供参考依据 。
图 1 空温式翅片管换热器结构示意图 Fig. 1 Sketch of air warmed finned - tube heat exchanger
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的压力在临界压力以上 ,温度低于临界温度时为液 体 ,高于临界温度时为气体 ;在临界压力和临界温 度以下时 ,有一相变的气 - 液两相区 ,温度高于压 力对应的饱和温度时为气体 ,低于饱和温度时为过 冷液体。如果压力高于临界压力 ,它的换热特点是 分为预热段 (临界温度以下 )和蒸气段 (临界温度 以上 )两个区段 ,没有两相共存的气化阶段。因此 , 介质的压力和温度决定换热器的设计方案 ,不同 的流态传热特性有很大差别 ,需分别考虑 、计算 。 本文选定的空温式翅片管换热器为高压液氩汽化 器 ,液氩 进 口 温 度 为 - 186℃, 工 作 压 力 为 16. 5M Pa。所以 ,液氩在翅片管内吸热经液相 、气相 两种相变过程 ,不考虑气液两相区气化阶段 。
λ 2
= 0.
02422
+ 7.
214
×10
-
4ρ fr
+ 1.
1797
×
10
-
6ρ2 fr
(8)
式中 :ρfr为霜的密度 , kg /m3 。霜的密度 ρfr主
要与霜层表面温度 Tfr和风速 uf 有关 [ 9 ] 。
霜密度公式 :ρfr = 340 | Tfr |0. 455 + 25uf
(9)
层流 : ( R a = Gr·Pr = 2 ×104 ～8 ×109 )
N u = 0. 54 ( G r·Pr) 1 /4
(4)
紊流 : ( R a = Gr·Pr = 8 ×109 ～8 ×1011 )
N u = 0. 54 ( G r·Pr) 1 /3
(5)
其中格拉晓夫数 Gr由下式确定
图 2 翅片管结构图 Fig. 2 Structure of finned tube
按热力学第一定律 ,翅片管换热器气化过程 中吸收的总热量
Q = m ( hou - hin ) = (Q l + Qg ) n
(1)
式中 : Q 为翅片管在单位时间内的传热量 ,
kJ / s; Q l 为单排翅片管液相区单位时间内的传热
G r =βgΔv2T l3
(6)
式中 : R a为瑞利数 ; Pr为普朗特数 ; N u为努谢
尔特数 ;β为体胀系数 , 1 / K; g 为重力加速度 , m /
s2 ; l为翅片管长度 , m;ΔT为周围流体和管壁之间
的温度差 , K;λ为空气的导热系数 ,W / (m·K) 。
由式 (7)求得翅片管未结霜时外表面对流换
1 引言
空温式翅片管换热器是通过吸收外界环境中 的热量并传递给低温介质使其气化的设备 。其结 构如图 1所示 ,翅片结构如图 2 所示 。由于其具 备结构简单 、运行成本低廉等优点广泛应用于低 温液体气化器 、低温贮运设备自增压器等 [ 1 - 3 ] 。 实际应用中 ,低温工况下翅片管换热器普遍存在 结霜现象 ,考虑地区 、温度和季节变化在内 ,各种 换热器的结霜面积大约占总面积的 60% ～85%。 结霜 ,一方面霜层在翅片管表面的沉积增加了冷 壁面与空气间的导热热阻 ,恶化了传热效果 ;同 时 ,霜层的增长产生的阻塞作用大大增加了空气 流过换热器的阻力 ,造成气流流量的下降 ,使换热 器的换热量大大地减少 [ 4 ] 。以往的空温式翅片 管换热器都是依据现有的相关经验来进行设计制 造的 ,并且忽略了翅片管在结霜工况下对传热性 能的影响 ,实际应用偏差较大 ,有些气化量不足 , 影响生产 ;有些过大 ,造成不必要的浪费 。因此如 何合理设计空温式翅片管换热器 ,方便工程应用
量 , kJ / s; Qg 为单排翅片管气相区单位时间内的
传热量 , kJ / s; m 为单位时间内气化的液体质量 ,
kg / s; hin为换热器进口低温液体的焓 , kJ / kg; hou为
换热器出口气体的焓 , kJ / kg; n为翅片管管排数 。