用湿球温度法计算表冷器湿工况

无产阶级文化大革命以来,我国对表冷器作了许多比较完整的试验,计算方法也有所改进,解决了不少实际问题。但是实践表明,现在用来计算表冷器湿工况的方法仍很复杂,需要进一步改进。本文根据文化大革命以来积累的第一性实验规律提出了更简便的湿球温度法。限于篇幅,文中略去了理论推导,只指出湿球温度法与热湿交换相似规律之间的关系。最后着重介绍湿球温度法的实用。     

水冷式表冷器传热研究(1):用干湿转换法计算湿工况

提出了水冷式表冷器工况的一种热力计算方法－－干湿转换法,其原理是把湿工况转换成等于湿干工况进行热力计算但转换中涉及析湿因数。认为该方法的物理意义明确,使用简便,计算精度较高。     

水冷式表冷器传热研究（5）：用盘管表面平均温度法计算表冷器显工况

根据盘管表面平均温度,把湿工况下表冷器的传热过程分为空气与盘管表面水膜之间以焓差为推动力的传热和盘管与冷却水之间以温差为推动力的传热。在此基础上提出了表冷器湿工况热力计算新方法-盘管表面平均温度法,通过实验验证此法计算结果可以满足空调常用范围内需要的计算精度。     

表冷器热工计算新方法--水侧热交换效率法

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。     

湿工况下表冷器总传热系数实验公式的改进

指出了湿工况下水冷式表冷器总传热系数的常用实验公式中因析湿系数未考虑风速的影响且其指数形式不完备而造成的较大误差。使析湿系数的指数形式完备,误差可明显减小。风速对析湿系数的影响可以直接加到总传热系数的公式中,当风速变化较大时,总传热系数的误差仍能保持在很小的范围内。     

肋片管表冷器湿工况动态数学模型及仿真

利用分段集总参数法建立了肋片管表冷器在湿工况下的动态数学模型,将模型的微分方程转换为以表冷器各出口参数为状态变量的状态方程,对表冷器动态数学模型进行了直接求解,得到了肋片管表冷器各微元段水侧温度和空气侧温湿度随时间的变化关系,分析了表冷器在湿工况下达到稳态时各微元段的换热情况,以及流体入口温度和流速扰量对表冷器换热量的影响.结果表明,空气侧流速扰量对表冷器换热量的影响最大,随空气流速的增大,换热量增加的速度将减小.     

水冷式表冷器传热研究（3）：半干半湿工况热力计算

将已较成熟的水冷式表冷器干工况和湿工况热力计算理论与干、湿工况的分界是点“表冷器空气初状态的露点温度”结合起来,建立了半干半湿工况热力计算公式。其特点在于把湿工况段转换为等价干工况处理。     

湿工况下表冷器总传为系数实验公式的改进

指出了湿工况下水冷式表冷器总传热的常用实验公式中国析湿系数未考虑风速的影响其指数形式不完备而造成的较大误差。使析湿形式完备,误差可明显减少,风速对析湿系数的影响可以直接加到总传热系数的公式中,当风速变化较大时,总传热系数的误差仍能保持在很小的范围内。     

水冷式表冷器工况判别方法剖析

指出国内目前使用的水冷式表冷器工况判别方法是无效的，因为它不能判别干、湿、半干半湿三种工况。介绍了ASHRAE推荐的和卡尔波斯提出的工况判别方法。通过理论推导，证明两者实质是等价的，表达形式的不同是由于前者对干湿表面分界线上的换热分析应用的是湿表面的换热规律，而后者应用的是干表面的换热规律。通过在表冷器两侧需增足够大的换热面积，阐明了它们的判别原理。根据国内目前使用的实验方法，指出国内以选用卡尔波斯提出的方法为宜，并给出了其在做校核性计算时的使用程序。结合卡尔波斯提出的工况判别方法，对目前的半干半湿工况热力计算方法进行了改进。     

湿工况下肋片效率计算方法分析、总结与改进

在除湿工况下,肋片效率受到冷却过程传热和除湿过程传质的共同影响。由于传热传质的复杂性,现有的多种湿工况下肋片效率计算方法的物理含义不同。然而肋片效率计算方法最终都体现为一个肋片效率计算公式,不同方法之间物理含义的区别往往被掩盖在这一表象的计算公式之下。介绍了采用不同建模方法时湿工况下求解肋片管式换热器肋片效率的过程,指出了不同肋片效率公式的关键区别,并就使用换热与压降关联式时应采用何种建模方法以及相应的肋片效率公式给出了建议;在前人研究的基础上,对几种肋片效率公式提出了简化方法。     

任意工况下表冷器的热力计算法

提出了一种表冷器热工计算简便方法。该方法对于干湿工况均可直接计算出结果，而无需试算。     

水冷式表冷器热工计算新方法

在大量实验数据的基础上,结合有关文献资料提出了一种新的表冷器热工计算方法。该方法以线性相关性较好的传热系数及析湿系数的试验公式为依据,通过假定水流速进行推导计算,经实测验证,证明具有较高的精度。     

表冷器式调空系统省能工况分析

我国目前使用的集中式空调系统设计安装的温湿度自动控制系统,主要是考虑保证空调对象的温度和湿度的精度,几乎完全忽视了自动控制在经济运转、节约能量和减少管理人员方面的显著效益。随着设置空调系统的建筑的增多,空调所消耗的能量和管理人员的数量大幅度增加,为了节约能量、节约人力,迫切需要空调系统、冷热源系统实现自动化。要按上述目的使空调系统自动化,首先     

变水温工况下空调表冷器换热性能的实验研究

针对类似卷烟生产工房的高露点中央空调系统应用场合,本文分别对4排/6排空调表冷器在不同冷冻供水温度工况下的换热性能进行了现场测试实验。测试数据分析表明,变水温运行工况下,随着冷冻供水温度的提高,表冷器处理后的空气干球温度有较大的提高,相对湿度变化不大,供回水温差变小;为充分发挥变水温运行的节能潜力,表冷器应根据实际的露点温度需求进行优化设计;表冷器排数的增加更有利于提高冷冻供水温度,达到冷水机组节能的目的。     

夏季空调室外计算湿球温度的选用问题

介绍了我国标准和ASHRAE Standard 90.1-2010中的气候分区,分析了中美两国标准中给出的我国一些城市的夏季空调室外计算湿球温度的差异。选择我国部分典型城市,分别采用中美两国标准中给出的夏季室外计算参数计算了新风冷负荷,发现在中、低湿球温度城市二者的计算结果差别很大。相对于美国ASHRAE给出的同一城市的夏季空调室外计算湿球温度,我国标准给出的设计参数值普遍偏大,尤其是在干热气候区偏差更大,这必定导致在这类地区设计的空调系统初投资增大。     

表冷器热力计算方法的分析与比较

从理论基础、计算方法及计算精度等几方面对干球温度效率法、湿球温度效率法、干湿工况等价法等表冷器热力计算方法进行了比较.结果表明,干湿工况等价法物理意义明确、计算方法简单、计算精度较高.     

不同饱和水汽压计算式对室外湿球温度计算的影响

通过试算法计算湿球温度,分别采用Goff-Cratch、Hyland-Wexler、Magnus-Teten、Murphy-Koop、改良Buck、Buck这6种饱和水汽压计算式来计算饱和水汽压。首先,利用干球温度范围为-15～40℃、相对湿度范围为5%～100%、大气压为1 01325 hPa共1 120组数据,对比6种饱和水汽压计算式下的计算湿球温度与查焓湿图得到的湿球温度,得出:相对湿度为5%、30%时,湿球温度的平均误差最大相差001℃;干球温度为-15～0℃时,湿球温度的平均误差最大相差001℃;整体来看,平均误差均为059℃,均方根误差均为102℃;然后,利用人工观测的干球温度、相对湿度以及大气压,对比6种饱和水汽压计算式下的计算湿球温度与人工观测湿球温度,得出:6种饱和水汽压计算式下的计算湿球温度均相等,且具有相同的误差。最后,综合两者对比结果,得出:在误差不超过001℃的精度下,可认为6种饱和水汽压计算式对室外湿球温度的计算没有影响;在室外湿球温度的计算中,可选择6种饱和水汽压计算式之一来进行饱和水汽压的计算。     

正交试验法在表冷器试验中的应用

分析了定常试验方法试验工作量大,试验点分布狭窄,精度不易保证的缺点,以正交试验法设计了四水平五因素表冷器试验,用多元线性回归得出了传热系数的经验公式。经与实测值比较,证明具有较高的精确度。     

基于计算法的夏季空调室外计算湿球温度探讨

依据ASHRAE手册,分别采用试算法、牛顿迭代法及经验系数法计算了我国严寒地区、寒冷地区、夏热冬冷地区、夏热冬暖地区以及温和地区的5个典型代表城市的夏季空调室外计算湿球温度,对比了现行规范中各城市相对应的设计参数。结果表明,采用试算法和牛顿迭代法统计夏季空调室外计算温度时,其统计结果与现行规范中设计参数的相对误差范围为1.25%~2.98%;采用经验系数法统计夏季空调室外计算温度时,其统计结果与现行规范中设计参数的相对误差范围为1.16%~2.19%。此外,采用湿球温度计算法统计夏季空调室外计算湿球温度时,其统计结果的比焓与查图法所得设计参数比焓较为接近,可用于湿度控制系统及空调系统的设计。认为湿球温度计算法可应用于夏季空调室外计算湿球温度的统计中。     

水冷式表冷器传热研究(7):等价干工况实质剖析

指出等价干工况不是一个真实的工况，从理论上证明它是一个数学意义上的工况，它之所以能按干工况处理是因为在数学表达形式上与干工况完全相同。