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翅片管的傳熱過程,可用下面的圖解加以說明,并后推出傳熱系數的定義和表達式。為了方便討論,將圓管壁面簡化為平壁:對于管內為水的流動:hi≈5000 W/(㎡·℃), Ri=1/hi=0.0002 (㎡·℃)/W 設管壁厚度 δ=0.003m, 導熱系數 λ=40 W/(m·℃ ) (對碳鋼):管外為翅片管,設基管外表面的換熱系數 ho=200 W/(㎡·℃), 由此可見,管壁導熱熱阻 Rw=δ/λ 很小,約占總熱阻的 1% 左右,可忽略之。為了設計,對翅片管傳熱,可取 f =0.8~0.9。主要考慮:管面的污垢和積灰是一項附加的熱阻,可使 R總增大,使傳熱系數有所下降。此外,系數 f 也考慮了管內熱阻 Ri 及管壁熱阻 Rw 的影響。一般,f 值可按下表選取管。內為水的單相對流時管外有積灰管外無積灰管內為水的相變時 (沸騰和凝結)。特殊情況:若管內為制冷劑或碳/氫化合物的液體或相變時,可取 f =0.7 4.。
傳熱系數的估算表
根據簡化后的傳熱系數 K 的計算式:K=ho×f;
翅片管管外換熱系數的換算式:ho=h×β×η氣體繞流翅片管束時的換熱系數和傳熱系數計算表:
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表中包括了目前常用的翅片管規格和常見的冷熱流體的情況,與的計算結果相比,誤差在±10% 左右,是可以接受的。
這幾年,小管徑在空調器中應用較多,它不僅降低了成本,而且降低了易燃工質如R290的爆炸風險,但與此同時,小管徑的應用也減少了換熱面積,使得空氣壓降增加。
因此,為了保證采用小管徑換熱器的空調器具有良好的性能,我們今天來分享下關于小管徑翅片管換熱器的優化設計方法。
步驟4:換熱器性能測試
圖7(a)和(b)分別為優5 mm 管翅片換熱器的換熱量和空氣壓降測試結果。本文僅展示優5 mm 管翅片換熱器的測試結果。為了開發關聯式,研究中還加工并測試了其他結構的5 mm 管翅片換熱器。
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基于大量的5 mm 管翅片蒸發器的實驗結果,采用多重線性回歸方法,開發了小管徑換熱器性能的預測關聯式;并在制冷劑流路設計中,采用了所開發的5 mm 管翅片蒸發器性能的預測關聯式。
2、制冷劑流路設計結果
根據翅片結構的設計結果,原始空調器和優化空調器的結構參數見表3。通過基于仿真設計的方法,得出小管徑室內機換熱器及室外機換熱器的換熱量。從圖8(a)可知:采用5 mm 管換熱器的室內機換熱器與室外機換熱器的換熱量與圖8(b)所示的原始空調器的換熱量幾乎相等。由圖8(b)可知:采用小管徑換熱器的室內機的制冷劑充注量比原始室內機減少30%, 總充注量可以減少27%。
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管子兩側的換熱系數如果相差很大,則應該在換熱系數小的一側加裝翅片。
:鍋爐省煤器,管內走水,管外流煙氣,煙氣側應采用翅片。
:空氣冷卻器,管內走液體,管外流空氣,翅片應加在空氣側。
:蒸汽發生器,管內是水的沸騰,管外走煙氣,翅片應加在煙氣側。
應注意,在設計時,應盡量將換熱系數小的一側放在管外,以便于加裝翅片。
如管子兩側的換熱系數都很小,為了強化傳熱,應在兩側同時加裝翅片,若結構上有困難,則兩側可都不加翅片。在這種情況下,若只在一邊加翅片,對傳熱量的增加是不會有明顯效果的。
:傳統的管式空氣預熱器,管內走空氣,管外走煙氣。因為是氣體對氣體的換熱,兩側的換熱系數都很低,管內加翅片又很困難,只好用光管了。
:熱管式空氣預熱器,雖然仍是煙氣加熱空氣,但因煙氣和空氣都是在管外流動,故煙氣側和空氣側都可方便地采用翅片管,使傳熱量大大增加。
如果管子兩側的換熱系數都很大,則沒有必要采用翅片管。
:水/水換熱器,用熱水加熱冷水時,兩側換熱系數都足夠高,就沒有必要采用翅片管了。但為了進一步增強傳熱,可采用螺紋管或波紋管代替光管。
:發電廠冷凝器,管外是水蒸汽的凝結,管內走水。兩側的換熱系數都很高,一般情況下,無需采用翅片管。
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