表冷器热工计算新方法水侧热交换效率法
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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
（１１）求出，结合式（１２）和式（１３）就可以确定表冷器
的出风状态。
管内表面一微元
面积ｄＦｎ（见图
ｓ一？＃竺妥 Ｊ
ｏ Ｌ￡１一￡３
（１１） （１２） （１３）
￡２一￡ｌ—Ｅ（￡ｌ一￡。１）
无２一＾１一拿ｏ（ｆ１一ｆ２）
形象地说，水侧热交换效率解决了湿工况下空 气处理过程的方向和路线问题，干工况按等湿过程 计算，全热交换效率随之可以计算按此方向和路线 所前进的距离，或说完善程度，两者结合，派生出一 种新的计算方法。这种表冷器的热工计算新方法 可以称之为水侧热交换效率法（ｈｅａｔ—ｅｘｃｈａｎｇｅ
加而变大。 由于析湿因数对口。影响的复杂性，接触因数
式中卢一拦为传热单元数萨甓为两流
体的水当量比。这就是全热交换效率Ｅｇ的推导， 详细过程见文献［２］，此处不再赘述。 全热交换效率模型的推导严密，物理意义清 晰，其缺点就在于没有解决析湿因数ｅ的求解问 题，使其计算优势无法发挥，不能单独用于计算。
下面将研究重点放到水侧。
律（这里没有用到焓差推动），空气的初终状态点
１，２和表冷器表面的平均状态点３必然处于一条
直线上［４１。这样， 空气处理过程卜 ２与卜３的热湿 比相等，那么析湿
因数必然也相等。 取表冷器盘
￡３一￡。ｌ＋地≯
Ｌ”
（９） （１０）
矗３—０．０７０ ７￡３ ２＋０．６４５ ２￡３＋１６．１８
这样，空气处理过程卜２的析湿因数可以由式
ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ
ｍｅｔｈｏｄ），简称为水侧效率
法或者ＨＥＷ法。 ３使用说明
３．１水侧效率Ｅｗ的计算 表冷器的传热系数一般整理成通用的形式：
Ｋｓ一（万砖亨＋瓦知）
，根据文献［２］和［３］，其
中Ｂ∞０‘８一Ⅱ。／ｒ，所以口。一ｒＢ∞０’８，代人式（７）得到：
Ｅｗ一１一ｅｘｐ名笋
ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ
ｓｕｒｆａｃｅ ａｉｒ ｃｏｏｌｅｒ，ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｈｅａｔ—ｅｘｃｈａｎｇｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ，ｎｅｗ
ｍｅｔｈｏｄ
★Ｔｓｉｎｇｈｕａ Ｔｏｎｇｆａｎｇ Ａｒｔ…ｃｉａＩ Ｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔ Ｃ０．，Ｌｌｄ．，Ｂｅｉｊｌｎｇ，Ｃｈｉｎａ
２新方法的推导
（Ｍｅｒｋｅｌ）方程。其中ｄＱ为微元换热量；仃为湿交 换系数；＾，＾ｓ分别为进行热湿交换双方的焓；ｄＦ 为微元换热面积。根据契尔顿一柯尔本热质交换律 ａ居一ｃ。ＬＰ２门，仅当路易斯数（ＬＰ）等于１，即努塞 尔数（Ｎ“）与舍伍德数（Ｓ五）相等时，路易斯关系式 才成立。在空调常用温度范围内，路易斯数在ｏ．８ ～ｏ．９之间，所以这里的热质交换并不严格遵循路
☆乐有奋，男，１９７９年１０月生，大学，学士，助理工程师 １０００８３北京市海淀区王庄路１号清华同方科技广场Ｂ座２１ 层
（０１０）８９０９５５８８—４２５
Ｂｍａｉｌ：ｙｙｆａｃ＠ｓｉｎａ．ｃｏｍ 收稿日期：２００３—１２—２９ 一次修回：２００４一０２一１９ 二次修回：２００４一０２—２４
万 方数据
０引言
较为广泛的关注）。
１
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
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。
ａ）湿空气流经表冷器表面时常同时进行热交
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。 现有计算方法的共同特点是将空气侧换热作 为研究的重点，但空气侧换热既有显热又有潜热交
换，情况相当复杂，为了确定空气处理终状态，往往
需要作一些不十分严格的简化处理和假设，计算误 差由此产生，所以在表冷器实际计算中一直存在精 度不够高的问题。国内外对表冷器计算方法的研 究从来没有间断，并不断有新的理论或方法出现 （例如同济大学王晋生的表冷器理论研究就引起了
万 方数据
万 方数据
万 方数据
“８
简化为Ｕ的函数，这样对于结构特性一定的表冷 器，其接触因数Ｅ７就简化为Ｅ ７一厂（Ｕ，Ｎ），其中
Ｎ为表冷器排数。Ｅ７随表冷器排数增加而变大，
Ｆ一！！二垒一！二竺圣望Ｅ丛１二幽 ￡１一￡。１
（４）
１一祚ｘｐ［一ｐ（１一ｙ）］”’
随Ｕ增加而变小Ｌ２ｊ。 但这种简化是不严密的，有时会产生原则性的 错误。笔者在标准测试工况下研究风机盘管用表 冷器时就发现，随着风速增加，其接触因数有时反 而变大了。因为随Ｕ增加，析湿因数一般会减 小，当拿减小速率低于Ｖ，增加的速率时，空气侧表 面传热系数ａ。会增大，这种情况下Ｅ７将随Ｕ增
ｓｉｄｅ．Ｔｈｅ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｃｃｕｒａｃｖ ｉｓ ｎｏｔ ｈｉ霉血ｂｅｃａｕｓｅ ｏｆ ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｗａｖ．Ｔｈｅｒｅ ｓｈｏｒｔａｇｅｓ ｄｕｒｉｎｇ ｄｅｄｕｃｉｎｇ ａｎｄ ｕｓｉｎｇ．ＰＵｔｓ ｆｏｒｗａｒｄ ｍｅｔｈｏｄ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｂａｓｅｄ
ｏｎ ａ
ａｒｅ
ａｎｄ
ｎｅｗ
ｍｅｔｈｏｄ，
ｈｅａｔ－ｅｘｃｈａｎｇｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ
ｓｅｎｓｉｂｌｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅ ａｔ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ ｗｉｔｈ ｄｅｆｉｎｉｔｅ ｐｈｙｓｉｃａｌ ｍｅａｎｉｎｇ ａｎｄ ｓｔｒｉｃｔ
ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｄｅｄｕｃｉｎｇ．ＥｘｐｅｒｉＩＩｌｅｎｔａｌ ｒｅｓｕｌｔ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｎｅｗ ｍｅｔｈｏｄ ｈａｓ ｂｅｔｔｅｒ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｃｃｕｒａｃｙ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ
ｄＱ一一Ｇｆ。Ｓ出
ｄＱ一一Ｖ％ｄ￡。
数手影响（口。一ＡＷＰ，其中Ａ，ｍ，夕为实验得出
的系数），但亭取决于迎面风速Ｕ、水速∞、水侧温
度和空气进口状态，难子直接计算，所以一般将ａ。
式（１）～（３）中Ｋ。为传热系数；Ｇ为空气流量；ｏ 为空气比定压热容；Ｗ为冷水流量；ｆ为水的比热
容。根据上面３个微分方程可以得到：
ｍ科ｈｏｄ ｆｏｒ ＳＵｒｆａＣｅ ａｉ ｒ ＣＯＯＩｅ佟：
ｈｅａｔ—ｅｘＣｈａｎｇｅ ｅｆｆｉＣｉｅｎＣｙ Ｏｆ ｗａｔｅｒＳｉｄｅ ｍｅｔｈＯｄ
８ｙ Ｙｕｅ Ｙ。ｕｆｅｎ★０ｎｄ
Ｗ。ｎｇ
Ｑ｜ｎｇｐ｜ｎｇ
Ａｂｓｔｒａｃｔ
Ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ｔｈｅｒｍｏｄＶｎａｍｉｃ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄｓ，
・ｊ２２・技术交流
暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
２００５年第３５卷第７期
表冷器热工计算新方法 水侧热交 换效率法
清华同方人工环境有限公司乐有奋☆ 王清平
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 ＮｅＷ ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉＣ ＣａＩＣＵＩａｔｉＯｎ
暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
换和湿交换，即冷却和析湿过程。在路易斯 （Ｌｅｗｉｓ）关系式成立的前提下，推动总热交换的动 力是焓差，即ｄＱ一仃（＾一＾。）ｄＦ，这就是麦凯尔
２００５年第３５卷第７期
算用。
技术交流・】２３・
由于以上几个原因，表冷器热工计算的误差很 难达到控制在５％以内的要求。针对传统计算方 法存在的不足，笔者提出了一种新的计算方法—— 水侧热交换效率法，该方法避开了直接计算空气侧 热湿交换影响因素过于复杂的难点，将只有显热交 换的水侧作为研究重点，通过严格的推导过程，得 到了一个意义很清晰的物理模型。
只要以空气侧热湿交换为研究的重点，就会不可避 免地滥用Ｍｅｒｋｅｌ方程。
ｂ）在肛ｄ图上，饱和线并非是直线。为了简 化计算或满足公式推导的需要，一般将饱和线的某 一段看成直线，或者认为焓差与湿球温度差的比值 近似为常数，以此来作三角形相似等比例变换。从 焓值常用的计算式＾一ｏ．０７０ 理会导致较大的误差。 ｃ）表冷器空气侧表面传热系数口。受析湿因
在表冷器表面进行的热湿交换可看作是被处 理空气与表冷器表面水膜上的饱和空气薄层之间 进行的两种空气的混合过程圈，根据空气的混合规
需要大量的实验数据来确定并通过查表使用，所以 文献［３］明确指出，其准确性较差，不宜作为主要计
万 方数据
・】２４・技术交流
暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
２００５年第３５卷第７期 之间时，可以根据式（１０）计算＾。的近似值。
（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：
≯一器
≯一万吒吁
值，反过来确定某一类表冷器的Ｂ值。 ３．２影响水侧效率Ｅｗ的因素
０１。’ （１５）
式中Ａ为冷水的导热系数，Ｗ／（ｍ・℃）；ｖ为运 动黏度，ｍ２／ｓ；以为热扩散率，ｍ２／ｓ；ｄ为表冷器管 径，ｍｍ。在实际使用中还可以用实验得到的Ｅｗ
在空调工程范围内，对于结构特性（ｆ，ｄ等）一 定的表冷器而言，其Ｂ值是常数，水流量Ｗ取决
ｏｎ
ｓｕｃｈ
源自文库
ａｓ
ｄｒＶ
ｂｕｌｂ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶ ｍａｓｓ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｔ ａｉｒ
ｓｏｎ忙ｄｅｆｅｃｔｓ
ｍｅｔｈｏｄ ａｎｄ ｗｅｔ ｂｕｌｂ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶ ｍｅｔｈｏｄ，ａｒｅ ｂａｓｅｄ
ｔｈｅ ｓｔｕｄＶ ｏｆ ｈｅａｔ ａｎｄ
７￡。２＋ｏ．６４５ ２￡。＋
为矗。。冷水进
口温度为￡。。，出口温度为￡讹。
取表冷器中一微元面积ｄＦ，ｄＦ两侧空气与水 的温差为￡一￡。。由于存在热质交换，空气的温降
为出，冷水的温升为ｄ￡。。用ｄＱ表示换热量，则 有：
ｄＱ—Ｋ。（￡一￡。）ｄＦ （１） （２） （３）
１６．１８（式中￡。为湿球温度）可以看出，上述简化处
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
（１１）求出，结合式（１２）和式（１３）就可以确定表冷器
的出风状态。
管内表面一微元
面积ｄＦｎ（见图
ｓ一？＃竺妥 Ｊ
ｏ Ｌ￡１一￡３
（１１） （１２） （１３）
￡２一￡ｌ—Ｅ（￡ｌ一￡。１）
无２一＾１一拿ｏ（ｆ１一ｆ２）
形象地说，水侧热交换效率解决了湿工况下空 气处理过程的方向和路线问题，干工况按等湿过程 计算，全热交换效率随之可以计算按此方向和路线 所前进的距离，或说完善程度，两者结合，派生出一 种新的计算方法。这种表冷器的热工计算新方法 可以称之为水侧热交换效率法（ｈｅａｔ—ｅｘｃｈａｎｇｅ
加而变大。 由于析湿因数对口。影响的复杂性，接触因数
式中卢一拦为传热单元数萨甓为两流
体的水当量比。这就是全热交换效率Ｅｇ的推导， 详细过程见文献［２］，此处不再赘述。 全热交换效率模型的推导严密，物理意义清 晰，其缺点就在于没有解决析湿因数ｅ的求解问 题，使其计算优势无法发挥，不能单独用于计算。
下面将研究重点放到水侧。
律（这里没有用到焓差推动），空气的初终状态点
１，２和表冷器表面的平均状态点３必然处于一条
直线上［４１。这样， 空气处理过程卜 ２与卜３的热湿 比相等，那么析湿
因数必然也相等。 取表冷器盘
￡３一￡。ｌ＋地≯
Ｌ”
（９） （１０）
矗３—０．０７０ ７￡３ ２＋０．６４５ ２￡３＋１６．１８
这样，空气处理过程卜２的析湿因数可以由式
ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ
ｍｅｔｈｏｄ），简称为水侧效率
法或者ＨＥＷ法。 ３使用说明
３．１水侧效率Ｅｗ的计算 表冷器的传热系数一般整理成通用的形式：
Ｋｓ一（万砖亨＋瓦知）
，根据文献［２］和［３］，其
中Ｂ∞０‘８一Ⅱ。／ｒ，所以口。一ｒＢ∞０’８，代人式（７）得到：
Ｅｗ一１一ｅｘｐ名笋
ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ
ｓｕｒｆａｃｅ ａｉｒ ｃｏｏｌｅｒ，ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｈｅａｔ—ｅｘｃｈａｎｇｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ，ｎｅｗ
ｍｅｔｈｏｄ
★Ｔｓｉｎｇｈｕａ Ｔｏｎｇｆａｎｇ Ａｒｔ…ｃｉａＩ Ｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔ Ｃ０．，Ｌｌｄ．，Ｂｅｉｊｌｎｇ，Ｃｈｉｎａ
２新方法的推导
（Ｍｅｒｋｅｌ）方程。其中ｄＱ为微元换热量；仃为湿交 换系数；＾，＾ｓ分别为进行热湿交换双方的焓；ｄＦ 为微元换热面积。根据契尔顿一柯尔本热质交换律 ａ居一ｃ。ＬＰ２门，仅当路易斯数（ＬＰ）等于１，即努塞 尔数（Ｎ“）与舍伍德数（Ｓ五）相等时，路易斯关系式 才成立。在空调常用温度范围内，路易斯数在ｏ．８ ～ｏ．９之间，所以这里的热质交换并不严格遵循路
☆乐有奋，男，１９７９年１０月生，大学，学士，助理工程师 １０００８３北京市海淀区王庄路１号清华同方科技广场Ｂ座２１ 层
（０１０）８９０９５５８８—４２５
Ｂｍａｉｌ：ｙｙｆａｃ＠ｓｉｎａ．ｃｏｍ 收稿日期：２００３—１２—２９ 一次修回：２００４一０２一１９ 二次修回：２００４一０２—２４
万 方数据
０引言
较为广泛的关注）。
１
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
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。
ａ）湿空气流经表冷器表面时常同时进行热交
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。 现有计算方法的共同特点是将空气侧换热作 为研究的重点，但空气侧换热既有显热又有潜热交
换，情况相当复杂，为了确定空气处理终状态，往往
需要作一些不十分严格的简化处理和假设，计算误 差由此产生，所以在表冷器实际计算中一直存在精 度不够高的问题。国内外对表冷器计算方法的研 究从来没有间断，并不断有新的理论或方法出现 （例如同济大学王晋生的表冷器理论研究就引起了
万 方数据
万 方数据
万 方数据
“８
简化为Ｕ的函数，这样对于结构特性一定的表冷 器，其接触因数Ｅ７就简化为Ｅ ７一厂（Ｕ，Ｎ），其中
Ｎ为表冷器排数。Ｅ７随表冷器排数增加而变大，
Ｆ一！！二垒一！二竺圣望Ｅ丛１二幽 ￡１一￡。１
（４）
１一祚ｘｐ［一ｐ（１一ｙ）］”’
随Ｕ增加而变小Ｌ２ｊ。 但这种简化是不严密的，有时会产生原则性的 错误。笔者在标准测试工况下研究风机盘管用表 冷器时就发现，随着风速增加，其接触因数有时反 而变大了。因为随Ｕ增加，析湿因数一般会减 小，当拿减小速率低于Ｖ，增加的速率时，空气侧表 面传热系数ａ。会增大，这种情况下Ｅ７将随Ｕ增
ｓｉｄｅ．Ｔｈｅ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｃｃｕｒａｃｖ ｉｓ ｎｏｔ ｈｉ霉血ｂｅｃａｕｓｅ ｏｆ ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｗａｖ．Ｔｈｅｒｅ ｓｈｏｒｔａｇｅｓ ｄｕｒｉｎｇ ｄｅｄｕｃｉｎｇ ａｎｄ ｕｓｉｎｇ．ＰＵｔｓ ｆｏｒｗａｒｄ ｍｅｔｈｏｄ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｂａｓｅｄ
ｏｎ ａ
ａｒｅ
ａｎｄ
ｎｅｗ
ｍｅｔｈｏｄ，
ｈｅａｔ－ｅｘｃｈａｎｇｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ
ｓｅｎｓｉｂｌｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅ ａｔ ｗａｔｅｒｓｉｄｅ ｗｉｔｈ ｄｅｆｉｎｉｔｅ ｐｈｙｓｉｃａｌ ｍｅａｎｉｎｇ ａｎｄ ｓｔｒｉｃｔ
ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｄｅｄｕｃｉｎｇ．ＥｘｐｅｒｉＩＩｌｅｎｔａｌ ｒｅｓｕｌｔ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｎｅｗ ｍｅｔｈｏｄ ｈａｓ ｂｅｔｔｅｒ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｃｃｕｒａｃｙ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ
ｄＱ一一Ｇｆ。Ｓ出
ｄＱ一一Ｖ％ｄ￡。
数手影响（口。一ＡＷＰ，其中Ａ，ｍ，夕为实验得出
的系数），但亭取决于迎面风速Ｕ、水速∞、水侧温
度和空气进口状态，难子直接计算，所以一般将ａ。
式（１）～（３）中Ｋ。为传热系数；Ｇ为空气流量；ｏ 为空气比定压热容；Ｗ为冷水流量；ｆ为水的比热
容。根据上面３个微分方程可以得到：
ｍ科ｈｏｄ ｆｏｒ ＳＵｒｆａＣｅ ａｉ ｒ ＣＯＯＩｅ佟：
ｈｅａｔ—ｅｘＣｈａｎｇｅ ｅｆｆｉＣｉｅｎＣｙ Ｏｆ ｗａｔｅｒＳｉｄｅ ｍｅｔｈＯｄ
８ｙ Ｙｕｅ Ｙ。ｕｆｅｎ★０ｎｄ
Ｗ。ｎｇ
Ｑ｜ｎｇｐ｜ｎｇ
Ａｂｓｔｒａｃｔ
Ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ｔｈｅｒｍｏｄＶｎａｍｉｃ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄｓ，
・ｊ２２・技术交流
暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
２００５年第３５卷第７期
表冷器热工计算新方法 水侧热交 换效率法
清华同方人工环境有限公司乐有奋☆ 王清平
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 ＮｅＷ ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉＣ ＣａＩＣＵＩａｔｉＯｎ
暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
换和湿交换，即冷却和析湿过程。在路易斯 （Ｌｅｗｉｓ）关系式成立的前提下，推动总热交换的动 力是焓差，即ｄＱ一仃（＾一＾。）ｄＦ，这就是麦凯尔
２００５年第３５卷第７期
算用。
技术交流・】２３・
由于以上几个原因，表冷器热工计算的误差很 难达到控制在５％以内的要求。针对传统计算方 法存在的不足，笔者提出了一种新的计算方法—— 水侧热交换效率法，该方法避开了直接计算空气侧 热湿交换影响因素过于复杂的难点，将只有显热交 换的水侧作为研究重点，通过严格的推导过程，得 到了一个意义很清晰的物理模型。
只要以空气侧热湿交换为研究的重点，就会不可避 免地滥用Ｍｅｒｋｅｌ方程。
ｂ）在肛ｄ图上，饱和线并非是直线。为了简 化计算或满足公式推导的需要，一般将饱和线的某 一段看成直线，或者认为焓差与湿球温度差的比值 近似为常数，以此来作三角形相似等比例变换。从 焓值常用的计算式＾一ｏ．０７０ 理会导致较大的误差。 ｃ）表冷器空气侧表面传热系数口。受析湿因
在表冷器表面进行的热湿交换可看作是被处 理空气与表冷器表面水膜上的饱和空气薄层之间 进行的两种空气的混合过程圈，根据空气的混合规
需要大量的实验数据来确定并通过查表使用，所以 文献［３］明确指出，其准确性较差，不宜作为主要计
万 方数据
・】２４・技术交流
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２００５年第３５卷第７期 之间时，可以根据式（１０）计算＾。的近似值。
（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：
≯一器
≯一万吒吁
值，反过来确定某一类表冷器的Ｂ值。 ３．２影响水侧效率Ｅｗ的因素
０１。’ （１５）
式中Ａ为冷水的导热系数，Ｗ／（ｍ・℃）；ｖ为运 动黏度，ｍ２／ｓ；以为热扩散率，ｍ２／ｓ；ｄ为表冷器管 径，ｍｍ。在实际使用中还可以用实验得到的Ｅｗ
在空调工程范围内，对于结构特性（ｆ，ｄ等）一 定的表冷器而言，其Ｂ值是常数，水流量Ｗ取决
ｏｎ
ｓｕｃｈ
源自文库
ａｓ
ｄｒＶ
ｂｕｌｂ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶ ｍａｓｓ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｔ ａｉｒ
ｓｏｎ忙ｄｅｆｅｃｔｓ
ｍｅｔｈｏｄ ａｎｄ ｗｅｔ ｂｕｌｂ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃＶ ｍｅｔｈｏｄ，ａｒｅ ｂａｓｅｄ
ｔｈｅ ｓｔｕｄＶ ｏｆ ｈｅａｔ ａｎｄ
７￡。２＋ｏ．６４５ ２￡。＋
为矗。。冷水进
口温度为￡。。，出口温度为￡讹。
取表冷器中一微元面积ｄＦ，ｄＦ两侧空气与水 的温差为￡一￡。。由于存在热质交换，空气的温降
为出，冷水的温升为ｄ￡。。用ｄＱ表示换热量，则 有：
ｄＱ—Ｋ。（￡一￡。）ｄＦ （１） （２） （３）
１６．１８（式中￡。为湿球温度）可以看出，上述简化处