表冷器热工计算(16)

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中央空调冷热量计算表

123
6.37 14.00
13.01 36.53 63.7 10.95 2.70 98.1 43.8 124
Δ p=[(4*C-1)*0.88+4*C*1.108*A]* P ω 1.352 31.7 Qg=(t1-t2)*G*1.01 25.4
1.499 Δ H=25.4*v ΔH *ξ y 0.36
空气阻力 Pa
1.07 接触系数 e'=0.99-0.0434*Vy E' 质量流量 Kg/s G=1.2*L/3600 G
换热面积 m2
F0=4*18.567*Fy T2 '
假定干球温度℃ t 2' 进风焓 kJ/kg 出风焓 kJ/kg 析湿系数冷量 kW 水量 kW 水速5.65 37.26 1.43 36.76 1.75 1.56
表冷器（16-4排）校核计算输入参数空气流量 m3/h 表冷器长表面管数进风干球温度℃ 进风湿球温度℃ 进水温度℃ 出水温度水流程比℃ 计算过程迎风面积 m2 迎面风速 m/s L A n t1 ts1 tw1 tw2 C Fy=A*n*0.04 Fy=A*N*0.038 vy=L/FyVy /3600 6000 1.32 12.00 27.00 19.50 7.00 12.00 2.00 0.634 2.63 0.868 2.00 47.06 8000 1.85 12.00 27.00 19.50 7.00 12.00 2.00 0.888 2.50 0.874 2.67 65.95 10000 2.20 12.00 27.00 19.50 7.00 12.00 2.00 1.056 2.63 0.868 3.33 78.43
0.47 0.68 -1 2

表面式冷却器热工计算

表面式冷却器的热工计算总传热系数与总传热热阻如前所述，间壁式换热器的类型很多，从其热工计算的方法和步骤来看，实质上大同小异。

下面即以本专业领域使用较广的、显热交换和潜热交换可以同时发生的表面式冷却器为例，详细说明其具体的计算方法。

别的诸如加热器、冷凝器、散热器等间壁式换热器的热工计算方法，本节给予概略介绍。

对于换热器的分析与计算来说，决定总传热系数是最基本但也是最不容易的。

回忆传热学的内容，对于第三类边界条件下的传热问题，总传热系数可以用一个类似于牛顿冷却定律的表达式来定义，即（6-4）式中的Δt是总温差；总传热系数与总热阻成反比，即：（6-5）式中Rt为换热面积为A时的总传热热阻，℃/W。

如果两种流体被一管壁所隔开，由传热学知，其单位管长的总热阻为（6-6）单位管长的内外表面积分别为πdi 和πd，此时传热系数具有如下形式：对外表面（6-7）对内表面（6-7）其中K0A0=K i A i应该注意，公式(6-6)至(6-8)仅适用于清洁表面。

通常的换热器在运行时，由于流体的杂质、生锈或是流体与壁面材料之间的其他反应，换热表面常常会被污染。

表面上沉积的膜或是垢层会大大增加流体之间的传热阻力。

这种影响可以引进一个附加热阻来处理，这个热阻就称为污垢热阻R f。

其数值取决于运行温度、流体的速度以及换热器工作时间的长短等。

对于平壁，考虑其两侧的污垢热阻后，总热阻为（6-9）把管子内、外表面的污垢热阻包括进去之后，对于外表面，总传热系数可表示为（6-10）对于内表面则为（6-11）知道了h0、R f，0、h i和R f，i以后，就可以确定总传热系数，其中的对流换热系数可以由以前传热学中给出的有关传热关系式求得。

应注意，公式(6-9)～(6-11)中壁面的传导热阻项是可以忽略的，这是因为通常采用的都是材料的导热系数很高的薄壁。

此外，经常出现某一项对流换热热阻比其它项大得多的情况，这时它对总传热系数起支配作用。

表冷器计算书

表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量:14000CMH空气质量流量 q mg=(14000×1.2)/3600≈4。

667kg/s空气体积流量 q vg=14000/3600≈3。

889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30。

9/16。

5℃③空气进、出口焓值：105.26/46。

52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器）⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器）b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1—（t g2—t s2)/（t g1-t s1）=1—（17—16。

5)/（35—30。

9）≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2。

3～2。

5m/s时:GLⅡ六排的ε2=0.887～0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。

（可得出如下结论:在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想,即使强行增加排数仍旧帮助不大。

我近30遍的手工计算也证明了这一点。

提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。

通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。

于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多,水程就一个来回。

这样就出现了大流量小温差的情况,水流速ω可以提高.在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。

很容易我们发现对数平均温差提高了很多。

从而达到了提高换热总量的目的。

）③选型分析：⊙冷负荷 Q= q mg×(h1—h2)4。

667×（105。

26－46.52）≈274。

14Kw（235760Kcal/h) ⊙由六排管的水阻△Pw=64。

68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系,经验公式没有对此给个说法。

推论：八排管（即实际上的二排管)在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。

特殊工况条件下表冷器的热工计算分析

ω
=
fw
W ×103
…………………………（2）
（2）表冷器可达到的通用热交换效率 E '
由于表冷器的通用热交换效率 E ' 只与迎面
风速，盘管排数有关，根据表冷器性能表可查得
E'。（3）假定 t2 确定空气终状态
先假定 t2 ，根据式（3）得到 ts2 ，这样就得到
2 表冷器效率法计算
（1）表冷器迎面风速及水流量
图八
分析：从图七，八可以看出，当盘管排数增加时，表冷器的制冷量和除湿量明显增加，出口水温，出口风温明显下降。这说明增加盘管排数可以使表冷器换热变得充分，当水温较高不能满足设计除湿要求时，可考虑增加盘管排数。
4、工程实例
由于手术室空调设计的特殊性，如简单的使用样本以风量或冷量来选择空调箱的表冷器将造成很大的偏差。因此在湖南长沙湘雅医院的手术室计算中，我们利用效率计算法进行了计算选择表冷器。这里以一个千级手术室为例。
5 总结
表冷器的热工性能受到风量，水量，进水温度，盘管排数等因素的影响，但是其影响程度各不相同。在特殊工况设计中，建议进行详细的计算，避免设计的偏差。
根据计算本文对特殊工况表冷器选择，提出以下建议以供参考：
(1) 在进行大风量空调设计时，应注意表冷器除湿能力是否达到设计要求，因为当风量较大时，满足了制冷量要求未必能满足除湿要求。
(Tongji University 200092) 【Abstract】 The paper analyses the heat exchange capabilities of surface liquid cooler by efficiency method at different air velocity, water flow rate, conditions of inlet air, temperature of cooling water and quantity of coils. It takes practical project as a sample , which is applied in practice. 【Key words】 surface liquid cooler; efficiency method

Ф16铜管表冷器设计计算书

Ф 16表冷器设计计算书
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 设计风量设计冷量本机采用铜管套铝片表冷器，其结构参数如下：翅片形状每排管管数N= 管排数P= 分路数n= 每路水程数m= 盘管组合数Z= 每组盘管集水管规格S= 每组盘管集水管内径Di= 翅片密度FPI= 片间距e= 管间距s1= 排间距s2= 叠片长度L= 铜管内径di= 铜管外径do= 翅片厚度δ = 则: 每米肋管长的肋片表面积Af=(s1*s2-π *do /4)*2/e 每米肋管长的肋片间基管外表面积Ap=π *do*(e-δ )/e 每米换热管外表面的换热面积为A=Af+Ap 每米换热管内表面的换热面积为Ai=π *di 肋化系数τ =A/Ai 肋通系数（每米肋管外表面积与迎风面之比）a=A/s1 净面比（最窄流通断面积与迎风面之比） ε =(s1-do)(e-δ )/s1/e 总的换热面积 F=A*总换热管长迎风面积 Fy=N*s1*L 迎面风速 Vy=Qf/Fy/3600 最小流动截面的风速v=Vy/ε 空气流通段面的当量直径 de=2*(s1 -di)*(e-δ )/((s1-di)+(e-δ )) 进水温度tw1 出水温度tw2
0.956222152 20.49 1.583354863 63.8670001 8.798691788 8.329945574 0.943916919 W/m2℃ ℃ kW kW
1.286859236 59.34628807
% %
49.67285831 94.07969034 25.62982536
Pa Pa kPa

热质交换原理与设备课程第五章3表面式冷却器的热工计算

Gcp
1.3 7 88. 3 13 3 .1 4 3. 08 11301.65
根据式(6-45)
根据NTUC 和rC r值W G 查p 图 c c 或1 .按3 6 .式 6 8 8 计. 3 4 4 算. 1 可3 1 . 0 得9 1 ε1 3 1=03 00 .70 4.4。2
⑦求水温由公式（6-41）得冷水初温：
tw1=?
图例5-1图
②确定表面冷却器的型号
假定一个Vy’，计算迎风面积Ay’，再根据Ay’选择合适的冷却器型号及并联台数，并算出实际的Vy 值。
假定Vy’＝2.5m／s：
A
根据 Ay’ ＝ 2.8m2 ，查
附y 录VG5y-5，2.8选5.3用13.2JW23.80m-24
型表面冷却器一台，其Ay＝2.57m2，所以实际
式（6-38）、（6-39）和（6-40）。校核计算中，在空气终参数未求出之前，尚不知道过程的析湿系数ξ，在这种情况下采用试算法较为方便，具体做法将通过下面例题说明。
[例5-2]
已知被处理的空气量为16000kg／h（4.44kg ／ s) ；当地大气压力为 101325Pa ；空气的初参数为： t1=25℃ 、 i1=59.1kJ ／ kg 、 ts1 ＝ 20.5℃；冷水量为W＝23500kg／h（6.53kg ／s)、冷水初温为tw1＝5℃。试求用JW20-4型 6排冷却器处理空气所能达到的终状态和水终温。
[解]
①计算需要的接触系数ε2，确定冷却器的排数；
根据
得
2
1 t2 t1
ts2 ts1
根据附录5-4可2 知1，在121 常5.61 用10.6的8V0 y范.9围4内7，JW型8

表冷器热工计算新方法水侧热交换效率法

表冷器热工计算新方法 ——— 水侧热交换效率法乐有奋 ☆ 王清平清华同方人工环境有限公司摘要传统的表冷器热工计算方法如干球温度效率法和湿球温度效率法 ,一般以复杂的空气侧热湿交换为研究重点 ,在计算中作一些并不十分严密的简化处理 ,会降低计算的精度 , 并在推导和使用中存在缺陷与不足 ;提出一种水侧热交换效率法 ,该方法将有显热交换的水侧作为研究重点 ,物理意义明确 ,数学推导严格 ,实验验证计算精度很好。

关键词表冷器热工计算水侧热交换效率新算法N e w t h e r m o d y n a mi c c a l c ul a ti o n m e t h o d f or s urf a c e a ir c o ol e r s :h e a t 2e x c h a n g e e f f i c i e n c y of w a t e rs i d e m e t h o dB y Y ue Y ou fen ★ and Wang Qing pingA bs t r a c t Tr a di t i o n a l t h e r m o d y n a m ic c a lc u l a t i o n m e t h o d s , s u c h as d r y bul b t e mp e r a t ur e ef f icie nc ym e t h o d a n d w e t b ul b t e mp e r a t u r e ef f icie nc y me t h o d , a r e bas e d o n t h e s t ud y of h e a t a n d m a ss t r a n sf e r a t ai r si de . The c a lc ul a t i o n acc u r a c y is n o t hi g h be c a u s e of si m p l if ie d c a lc ul a t i o n w a y . Th e r e a r e s o m e d ef e c t s a n d s h o r t a ges du r i n g de d uci n g a n d usi n g . Puts f o r w a r d a n e w m e t h o d , h e a t 2e x c h a n ge ef f icie n c y of w a t e r si d e m e t h o d , w hic h is base d o n s e n si ble he a t e xc h a n ge a t w a t e rsi de wi t h def i ni t e p h y sic al m e a n i n g a n d s t r ic t m a t h e m a t i c a l de d u ci n g . Exp e r i m e n t a l r e s u l t s h o ws t h a t t h e ne w m e t h o d h a s be t t e r c a lc u l a t i o n acc u r a c y . Ke yw o r ds s u r f a c e ai r c o o le r , t h e r m o d y n a mic c a lc u l a t i o n , h e a t 2e x c h a n g e ef f icie n c y of w a t e rsi d e , ne w c a lc u l a t i o n m e t h o d ★ T s inghua Tongf a n g Artifi ci al Environme nt Co . , Lt d . , Beijing , China0 引言表面式空气冷却器 ( 以下简称表冷器) 是空调机组的核心部件 ,其热工计算是空调领域的经典问题 ,目前广泛使用的最具代表性的计算方法有干球温度效率法和湿球温度效率法 ,此外一些学者还提出了图解法、焓效率法、线性方程组求解法、当量温差法、传热单元数法等。

表冷器的热工参数

为析湿系数。
=1，而且越大，水分析出越多。Βιβλιοθήκη 表面式空气冷却器的热工参数
（2）表冷器的传热系数表冷器传热系数的大小和表冷器结构、管外风速水流速
以及析湿系数有关。一般采用下列经验公式：
1 1 K m p n B A y
1
y
、管内
管内水流速一般取0.6-1.5m/s。
表面式空气冷却器的热工参数
（1）析湿系数
在用表冷器对空气进行减湿冷却处理时，既有显热交换又
有潜热交换（水分凝结），显热与潜热之和为全热。在空调工程中通常把全热交换和显热交换的比值称为湿工况的析湿系数。
全热 h1 h2 显热 C P (t1 t 2 )
对于没有水分凝结的干工况，因此称

表冷器热工计算新方法水侧热交换效率法

０引言
较为广泛的关注）。）是空调机组的核心部件，其热工计算是空调领域的经典问题，目前广泛使用的最具代表性的计算方法有干球
温度效率法和湿球温度效率法，此外一些学者还提
干球温度效率法的缺陷
以目前广泛使用的干球温度效率法为例，在计算时通过接触因数来确定空气处理终状态，但实际上接触因数在推导和实际使用过程中并不是非常严密，主要存在着以下三方面的问题与缺陷，这三方面的问题在传统计算方法中也是具有代表性的。
易斯关系式Ｌ１Ｊ。
研究某湿
工况下空气处理过程卜２（见图１）。进风点１的干球温度为￡１，焓为矗１；出风点２的干球温度为￡ｚ，焓
图１空气处理过程
对于粗略计算，可以认为Ｌｅ≈ｌ，从而用空气与表冷器湿表面的焓差来进行近似推导和计算；对于高精度的热工计算，这样近似处理就会产生计算误差。文献［１］通过算例说明了误差不能忽略。但
（１４）
可以看到Ｅｗ的计算式物理意义非常清晰，远比空气侧接触因数的计算式简洁。在拟合传热系数Ｋ。时，保证拟合精度之外还要兼顾其物理意义，这样拟合式中的系数Ｂ才是可用的。Ｂ也可以通过文献［５］推荐的Ｂｏｅｌｔｅｒ＿Ｄｉｔｔｕｓ公式近似计
算，即乜。一伽０‘８，Ｂ一９／ｒ，９为物性系数，可由下
式求得：
ｏｎ
ｓｕｃｈ
ａｓ
ｄｒＶ
ｂｕｌｂｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶｍａｓｓｔｒａｎｓｆｅｒａｔａｉｒ
ｓｏｎ忙ｄｅｆｅｃｔｓ
ｍｅｔｈｏｄａｎｄｗｅｔｂｕｌｂｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶｍｅｔｈｏｄ，ａｒｅｂａｓｅｄ
ｔｈｅｓｔｕｄＶｏｆｈｅａｔａｎｄ
ｄＱ一一Ｇｆ。Ｓ出
ｄＱ一一Ｖ％ｄ￡。

表冷器热工计算(终极版)

则，由式(5-2)得：ln(pqb·1)= 8.190927985 ln(pqb·s1)= 7.737439313
等式两边同取以e为底的指数，得: pqb·1= 3608.068925 Pa pqb·s1= 2292.594243 Pa
计算进风空气在t1温度下的实际水蒸气分压力 pq·1
pq1 pqbs1 A B(t1 ts1) (5-3)
Nf —
S1— Sf— db— δf—
计算表冷器最小单元格的截面积 f
'min
f
' min
S1 1.0
Sf 106
(1-7)
式中：
S1— Sf —
由式(1-7)得： f 'min=
6.72042E-05 m2
计算表冷器净面比 ε
fmin
f
' min
(1-8)
式中：
由式(1-8)得：
ε= 0.560551057
di—
由式(1-12)得：
fi= 0.037761944 m2/m
计算表冷器肋化系数 τ
fo fi
fo fi
(1-13)
由式(1-13)得：
式中：
fo—
fi—
τ= 19.57909018
计算表冷器肋通系数 a
a f o 1000 S1
(1-14)
式中：
fo— S1—
由式(1-14)得：
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
6
6.1
6.2 6.3
7
8
8.1
8.2
8.3
8.4
8.5 8.6
8.7
9
9.1

特殊工况条件下表冷器的热工计算分析

图八
分析：从图七，八可以看出，当盘管排数增加时，表冷器的制冷量和除湿量明显增加，出口水温，出口风温明显下降。这说明增加盘管排数可以使表冷器换热变得充分，当水温较高不能满足设计除湿要求时，可考虑增加盘管排数。
4、工程实例
由于手术室空调设计的特殊性，如简单的使用样本以风量或冷量来选择空调箱的表冷器将造成很大的偏差。因此在湖南长沙湘雅医院的手术室计算中，我们利用效率计算法进行了计算选择表冷器。这里以一个千级手术室为例。
e − β ×(1−γ ) × e −β (1−γ
)
………………..（8）
（7）比较表冷器可达到的全热交换效率
E
' g
和要求
的全热交换效率 Eg
当
E
' g
−
Eg
≤ δ （δ为一小量，可取 0.01）
时，证明假设的 t2 合适。否则，调整 t2 。
（8）制冷量，除湿量及水终温
当 t2 确定后就可以式（9），（10），（11），求
运行上是否节能有待探讨。
3.3 水温对表冷器热工性能的影响图五，六为定风量（7000m3/h）定水量（1kg/s）
时，表冷器热工性能随进水温度变化曲线：
25
20
15 10
5
0 345678 水温（℃）
全热量（kw）显热量（kw）除湿量（g/kg）
12 11.5
11 10.5
10 9.5
9 8.5
得制冷量，除湿量。
Q = G × (i1 − i2 ) …………………..（9）
D = G × (d1 − d 2 ) ………………..（10）
3 各因素影响的分析
3.1 风量，风速对表冷器热工性能的影响图一，二为给定水量（1.3kg/s）进水温度（7

表冷器热工计算(终极版)_参数化

(1)冷量
Q 704.617 kW
1.6
(2)出风空气干球温度 (3)出风空气湿球温度 (4)出水温度 (5)进风空气比焓 (6)出风空气比焓 (7)肋化系数
t2 12.250 ℃ ts2 12.222 ℃ tw2 13.727 ℃ h1 95.012 kJ/kg h2 34.616 kJ/kg τ 19.579
h2 7.495628 0.7937629 ts2 16.93575exp(0.053106 ts2) (6-2)
式中：
ts2—
步骤6计算完毕
由式(6-2)得： h2= 34.61632297 kJ/kg
计算表冷器的析湿系数 ξ
h1 h2
(7-1)
c p (t1 t2 )
式中：
h1— h2— cp—
步骤1计算完毕
N1— L0—
a— N2— Fy—
计算表冷器空气侧换热系数 αa
计算表冷器迎面风速 vy
vy
G 3600Fy
(2-1)
式中：
G—
Fy—
由式(2-1)得： vy= 2.603841187 m/s
计算最小空气流通单元的风速 vmax
vmax vy
(2-2)
式中：
vy—
ε—
由式(2-2)得：
计算表冷器流体侧换热系数 αw
w
(d i
v
0.8 w
1000) 0.2
(3-5)
式中：
步骤3计算完毕
由式(3-5)得： αw= 6737.980809 W/(m2·℃)
ψ— vw— di—
计算表冷器可提供的接触系数
E'
E'1- exp(

表冷器计算书

表冷器计算书(一)前表冷器a.已知:①风量:１400０CＭH空气质量流量ｑmg＝（14０0０×1、2)/360０≈４、６６7kｇ／ｓ空气体积流量ｑvg=１400０/３600≈3、8８9m3/ｓ②空气进、出口温度:干球：35/17℃湿球:３0、9／１6、5℃③空气进、出口焓值：105、２6／46、5２KＪ/㎏④进水温度:6℃，流量:110CMH（前、后冷却器)⑤阻力:水阻<70KPａ,风阻700Pa(前后冷却器)b.计算:①接触系数ε2：ε2= 1－(t g２-t s2)／（tｇ1-t s1)=１－(1７-16、5)/(35-3０、９)≈0、8７8②查《部分空气冷却器得接触系数ε２》表:当Vy=２、3~2、５m/ｓ时:GLⅡ六排得ε2=０、8８7～0、８７5从这我们可以瞧出：六排管即可满足要求。

(可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制得情况下,我们从增大换热面积来提高换热总量总就是不大理想,即使强行增加排数仍旧帮助不大。

我近3０遍得手工计算也证明了这一点。

提高水流速与降低水温对提高换热总量有更为积极得贡献。

通过计算我们可以发现钢管得水阻实在太大，稍微增加一点,水阻就大得吓人。

于就是我设计采用了两组双排供、双排回得表冷器,在两组总排数仅8排得表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。

这样就出现了大流量小温差得情况,水流速ω可以提高。

在冷冻水里添加乙二醇,使冷冻水得冰点下降。

很容易我们发现对数平均温差提高了很多。

从而达到了提高换热总量得目得。

)③选型分析:⊙冷负荷Q= q mg×（ｈ1－ｈ2)4、6６7×(10５、２6－46、5２)≈274、14Kｗ(235760Kｃaｌ/h)⊙由六排管得水阻△Pw=６4、68ω1、８５４≤70Kpａ得:管内水流速ω≤1、043５6ｍ/ｓ[水阻得大小与水程得长短也有密切得关系,经验公式没有对此给个说法。

推论:八排管(即实际上得二排管）在流速一定时得水阻必为六排管得１/3。

表冷器计算书

表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量 q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量 q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。

（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。

我近30遍的手工计算也证明了这一点。

提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。

通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。

于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。

这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。

在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。

很容易我们发现对数平均温差提高了很多。

从而达到了提高换热总量的目的。

）③选型分析：⊙冷负荷 Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈274.14Kw(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=64.68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。

推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。

表冷器热工计算

(8)肋表面全效率
Ø0
0.580
(9)析湿系数 (10)空气侧换热系数 (11)流体侧换热系数
w(12)总换热系数 K(1s3)换热面积 (14)空气侧压降 p(1a5)流体侧压降 pw (16)表冷器换热面积
ξ
2.394 W/(m2·
1.7
αa α
87.348 ℃W/)(m2· 8417.065 ℃W/)(m2·
T
c4
T
2
c5
T3
c6
ln(T )
(5-2)
式中：
T— c1~c6—
上式为通式，分别将进风空气的干、湿球热力学温度T1、Ts1代入计
公式里： c1= -5800.2206 c2= 1.3914993 c3= -0.04860239
c4= 4.1764768E-05 c5= -1.445209.E-08 c6= 6.5459673
fmin
f
' min
(1-8)
式中：
由式(1-8)得：
ε= 0.588766197
fmin— f 'min—
计算每米管长铜管外翅片表面积 ff
ff
2 （S1
S2
4
db2)
1000S f
(1-9)
式中：
由式(1-9)得：
ff = 0.421237477 m2/m
计算每米管长翅片间基管外表面积
(2)表冷器热计算对数传
计算冷量
14
14.1
14.2
14.3 14.4
14.5
15
15.1
15.2 15.3
15.4 15.5
15.6 15.7
15.8 15.9 15.10

表冷器计算书

表冷器计算书表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。

（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。

我近30遍的手工计算也证明了这一点。

提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。

通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。

于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。

这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。

在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。

很容易我们发现对数平均温差提高了很多。

从而达到了提高换热总量的目的。

推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。

表冷器计算书

表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。

（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。

我近30遍的手工计算也证明了这一点。

提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。

通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。

于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。

这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。

在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。

很容易我们发现对数平均温差提高了很多。

从而达到了提高换热总量的目的。

）③选型分析：⊙冷负荷Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈274.14Kw(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=64.68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。

推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。