表面式冷却器的热工计算.doc

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πd0，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=KiAi
    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Rf。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、Rf，0、hi和Rf，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。附录6-2给出了总传热系数的有代表性的数值。
    总传热热阻中的对流换热热阻和污垢热阻可以通过实验的方法求得。以管壳式换热器为例，传热系数可写成
（1）
式中Rw，Rf分别表示管壁与污垢的热阻。以管内流体的流动处于旺盛紊流区为例，对流换热系数hi与流速u的0.8次方成正比，即
 （2）
 其中Ci为比例系数。
于是式（1）成为
（3）
在实验时，保持h0不变(只要使壳侧流体的流量和平均温度基本不变即可)，Rw是不变的，Rf在实验中一般变化不大，这样式(3)就可表示成
（4）
式（4）是一个y=b+mX型的直线方程，将不同管内流速时测得的传热系数画在坐标图上，求出通过这些实验点的直线的斜率m，则
（5
这样根据式（5），管程侧流体的换热系数就可按式（2）求得。
又因为
（6）
如已知Rw和Rf，则壳侧换热系数h0可由图6-35中直线的截距求得。也可保持管程hi不变，改变
壳侧流量后，用类似的方法求得。这种方法称为威尔逊图解法。
    威尔逊图解还可用来测定污垢热阻。在换热器全新或经过清洗后，作上述试验并用威尔逊图解画出直线1(图6-35)。经过一段时间运行后，在保持壳侧工况与上次试验相同的条件下，再作一次试验，用威尔逊图解得直线2；两根直线截距之差就是总污垢热阻的数值。

图6-35 威尔逊图解
常用计算方法
6.2.2.1 换热器热工计算的基本公式
    换热器热工计算的基本公式为传热方程式和热平衡方程式。
    （1）传热方程
 （6-12）
式中，Δtm为换热器的平均温差，是整个换热面上冷热流体温差的平均值，它是考虑冷热两流体沿传热面进行换热时，其温度沿流动方向不断变化，故温度差Δt也是不断变化的。它不能像计算房屋的墙体的热损失或热管道的热损失等时，都把其Δt作为一个定值来处理。换热器的平均温差的数值，与冷、热流体的相对流向及换热器的结构型式有关。
    （2）热平衡方程式
 （6-13）
式中 G1，G2：热、冷流体的质量流量，kg/s；
c1,c2：热、冷流体的比热，J/（kg·℃）；
t1′、t2′：热、冷流体的进口温度，℃；
t1″、t2″：热、冷流体的出口温度，℃；
G1c1，G2c2：热、冷流体的热容量，W/℃。
    即各项温度的角标意义为：“1”是指热流体，“2”是指冷流体；”′”指进口端温度，”″”指出口端温度。
6.2.2.2 对数平均温差法
    应用对数平均温差法计算的基本计算公式如式(6-12)所示，式中平均温差对于顺流和逆流换热器，由传热学可得，均为：
（6-14）
    由于温差随换热面变化是指数曲线，顾流与逆流相比，顺流时温差变化较显著，而逆流时温差变化较平缓，故在相同的进出口的温度下，逆流比顾流平均温差大。此外，顾流时冷流体的出口温度必然低于热流体的出口温度，而逆流则不受此限制。故工程上换热器一般都尽可能采用逆流布置。逆流换热器的缺点是高温部分集中在换热器的一端。除顺流、逆流外，根据流体在换热器中的安排，还有交叉流、混合流等。对于这些其它流动形式的平均温差，通常都把推导结果整理成温差修正系数图，计算时，先一律按逆流方式计算出对数平均温差，然后按流动方式乘以温差修正系数。
    用对数平均温差法计算虽然较精确，但稍显麻烦。当Δt′/Δt″<1.7时，用算术平均温差代替对数平均温差的误差不超过2.3%，一般当Δt′/Δt″<2时，即可用算术平均温差代替对数平均温差，这时误差小于4%，即
Δtm=（Δt′+Δt″）/2
6.2.2.3 效能-传热单元数法（ε-NTU法）
    换热器热工计算分为设计和校核计算，它们所依据的都是式(6-12)、(6-13)。这其中，除Δtm不是独立变量外，如将KA及Glcl、G2c2作为组合变量，独立变量也达8个，它们是4个温度加上Q、KA、GlCl及G2c2。因此，在设计计算时需要设定变量，在校核计算时还要试凑。
     将方程式无因次化，可以大大减少方程中独立变量的数目。ε-NTU法正是利用推导对数平均温差时得出的无因次化方程建立的一种间壁式换热器热工计算法。它通过定义了以下三个无因次量：
    1）热容比或称水当量比Cr
（6-15）
    2）传热单元数NTU
（6-16）

    3）传热效能
（6-17）
推导得出了ε-NTU法：
    对于顺流换热器，传热效能ε为
（6-18）
    对于逆流换热器，传热效能ε为
（6-19）
传热效能ε也称为传热有效度，它表示换热器中的实际换热量与可能有的最大换热量的比值。
    更广泛地，对于不同形式的换热器，传热效能ε同意汇总在表6-1。
表6-1 各种不同形式的换热器的传热效能

用计算方法
    利用表6-1中的公式，可绘制ε-NTU和Cr的关系曲线，以方便应用，如图6-36至图6-41所示。

图6-36 式（6-18）对应的ε-NTU和Cr曲线
图6-37 式(6-19)(6-20)对应的ε-NTU和Cr曲线

图6-38 式（6-21）对应的ε-NTU和Cr曲线
图6-39 式（6-22）对应的ε-NTU和Cr曲线

图6-40 式（6-23a）对应的ε-NTU和Cr曲线
图6-41 式（6-23b）对应的ε-NTU和Cr曲线
6.2.2.4 对数平均温差法与效能—传热单元数法的比较
    对数平均温差法(LMTD法)和效能—传热单元数法(e-NTU法)均可用于换热器的设计计算或校核计算。设计计算通常给定的量是：G1c1，G2c2，以及4个进出口温度中的3个，求传热面积；校核计算通常给定的量是：A，G1c1，G2c2，冷热流体的进口温度，求冷热流体的出口温度或热量。这两种方法的设计计算繁琐程度差不多。但采用LMTD法可从求出的温差修正系数的大小，看出选用的流动型式与逆流相比的差距，有助于流动型式的改进选择，这是ε-NTU法敞不到的。对于校核计算，虽两种方法均需试算传热系数．但由于LMTD法需反复进行对数计算，比ε-NTU法要麻烦一些。当传热系数已知时，由ε-NTU法可直接求得结果，要比LMID法方便得多。

表面式冷却器属于典型的间壁式热质交换设备的一种，其热工计算方法有多种。前面介绍的对数平均温差法和效能—传热单元数法，均可用于表冷器的热工计算。
6.2.3.1 表冷器处理空气时发生的热质交换的特点
    用表冷器处理空气时，与空气进行热质交换的介质不和空气直接接触，热质交换是通过表冷器管道的金属壁面来进行的。对于空气调节系统中常用的水冷式表冷器，空气与水的流动方式主要为逆交叉流，而当冷却器的排数达到4排以上时，又可将逆交叉流看成完全逆流。
    当冷却器表面温度低于被处理空气的干球温度，但尚高于其露点温度时，则空气只被冷却面并不产生凝结水。这种过程称为等湿冷却过程或干冷过程(干工况)。
    如果冷却器的表面温度低于空气的露点温度，则空气不但被冷却，而且其中所含水蒸气也将部分地凝结出来，并在冷却器的肋片管表面上形成水膜。这种过程称为减湿冷却过程或湿冷过程(湿工况)。在这个过程中，在水膜周围将形成一个饱和空气边界层，被处理空气与表冷器之间不但发生显热交换，而且也发生质交换和由此引起的潜热交换。
    在减湿冷却过程中，紧靠冷却器表面形成的水膜处为湿空气的边界层，这时可认为与水膜相邻的饱和空气层的温度与冷却器表面上的水膜温度近似相等；因此，空气的主体部分与冷却器表面的热交换是由于空气的主流与凝结水膜之间的温差而产生，质交换则是由于空气主流与凝结水膜相邻的饱和空气层中的水蒸气分压力差(即含湿量差)而引起的。国内外大量的研究资料表明，在空气调节工程应用的表冷器中，热质交换规律符合刘伊斯关系式。由第4章第二节内容知，这时推动总热交换的动力是焓差，而不是温差。即总热交换量为
 （6-25）
    由温差引起的热交换量为
dQ=h(t-tb)dA
    现引入换热扩大系数ξ来表示由于存在湿交换而增大了的换热量
（6-26）
    式(6-26)即为ξ的定义式。其值的大小直接反映了表冷器上凝结水析出的多少，因此，f又称为析湿系数。显然，干工况的ξ=1。
6.2.3.2 表冷器的传热系数
    影响表冷器处理空气效果的因素有许多，对其进行强化换热的途径和方法详见传热学有关内容。当表冷器的传热面积和交换介质间的温差一定时，其热交换能力可归结于其传热系数的大小。所以，下面分析表冷器的传热系数问题。
    前已述及，用肋片管制成的肋管式换热器在空调工程中得到了广泛的应用。由传热学知，对于既定结构的此类换热器，其传热系数为：
 （6-27）
    另外，由式（6-26）可得

    将其代入式（6-25）有
 （6-28）
    式中，hw指表冷器的外表面的换热系数。式(6-28)表明，当表冷器上出现凝结水时，可以认为其外表面的换热系数比干工况时增大了ξ倍。于是，此时表冷器的传热系数Ks的表达式可写成：
 （6-29）
    式中 Ks为湿工况下表冷器的传热系数，W/(m2·℃)。
    因此，对于既定结构的表冷器，影响其传热系数的主要因素为其内、外表面的换热系数和析湿系数。
    表冷器外表面的换热系数与空气的迎面风速vy或质量澶速甲有关，当以水为传热介质时，内表面换热系数与水的流速w有关，析湿系数与被处理空气的(初)状态和管内水温有关。因此在实际工作中，通常通过测定，将表冷器的传热系数整理成以下形式公式：
 （6-30）
    式中 Vy为被处理空气通过表冷器时的迎面风速，m/s；ω为水在表冷器管内的流速，m／s；A、B分别为由实验得出的系数，无因次；m、p、n分别为由实验得出的指数，无因次。
    国产的一些表冷器的传热系数实验公式见附录63。
    对于干工况，式(6-30)仍可使用，只不过要取ξ1。
6.2.3.3 表冷器的设计计算
    用表面式冷却器处理空气，依据计算的目的不同，可分为设计性计算和校核性计算两种类型。设计性计算多用于选择表冷器，以满足已知初、终参数的空气处理要求；校核性计算多用于检查已确定了型号的表冷器，将具有一定初参数的空气能处理到什么样的终参数。每种计算类型按已知条件和计算内容又可分为数种，表6-2是最常见的计算类型。
计算类型
已知条件
计算内容
设计性计算
空气量G
空气初状态t1,i1（ts1...）
空气终状态t2,i2（ts2...）
冷却器型号、台数、排数（冷却面积A）冷水初温tw1（或冷水量W）终温tw2（冷量Q）
校核性计算
空气量G
空气初参数t1，i1（ts1...）
冷却器型号、台数、排数（冷却面积A）
冷水初温tw1，冷水量W
空气初参数t2，i2（ts2...）
冷水终温tw2，（冷量Q）
表面冷却器的热工计算类型 表6-2
    前面介绍的常用于间壁式热质交换设备的对数平均温差法和效能-传热单元数法，均可用于表冷器的热工计算。在此，用效能—传热单元数法说明水冷式表冷器的设计计算步骤。
    在具体介绍表冷器的热工计算之前，首先介绍表冷器的热交换效率系数和接触系数，然后再介绍其计算原则和具体的计算步骤。
    (1)表冷器的热交换效率
    如图6-42，该系数的定义式为：
（6-31）
式中 t1为处理前空气的干球温度，℃；t2为处理后空气的干球温度，℃；tw1为冷水初温，℃。
    式(6-31)同时考虑了空气和水的状态变化。其中t1-tw1表示了表冷器中可能发生的最大温差。将式(6-31)分子分母同时乘以空气的热容量有：

    于是，ε1实质上就是前面讲的换热器的传热效能。
    另外，在表冷器的某微元面上，由于存在温差，空气沮度下降dt放出的热量为：
（6-32）
    其中ξ为冷却过程中的平均析湿系数：当温差一定时，对于表冷器表面上有凝结水的湿工况而言，传热系数由K变为了Ks。式(6-32)表明相当于空气的热容量增大了ξ倍。将此引入到式(6-15)、(6-16)所表示的无因次量有：
热容比：
（6-33）
传热单元数：
（6-34）
式中 W为冷水量，单位是kg/s。
    由前边分析知，空调工程中所用的表冷器处理空气时，一般均可视为逆流流动，这时其热交换效率εl按逆流传热效能公式(6-17)可得为

对比以前的《空气调节》教材不难发现，它与热交换效率系数ε1的表达式是完全一样的。
表面式冷却器的热工计算
    (2)表冷器的接触系数

图6-42 表冷器处理空气时的各个参数
图6-43 表冷器ε2的推导示意图
    同样如图6-42，接触系数的定义式为：
（6-35）
式中 t3为表冷器在理想条件下(接触时间非常充分)工作时，空气终状态的干球温度，℃。ε2不象ε1，它只考虑空气的状态变化。
    根据定义

上式也可写成：

    如图6-43，在微元面积dA上由于存在热交换，空气放出的热量-Gdi应该等于冷却器表面吸收的热量σ(i-i3)dA，即：-Gdi=σ(i-i3)dA
    将σ=hw/cp代人上式，经整理后可得：

    在空气调节工程的范围内，可以假定冷却器的表面温度恒定为其平均值。因此可以认为i3是一常数。
    将上式从0到A积分之，得：

即

所以

如果将G=AyVyρ代入上式，则：

通常将每排肋片管外表面面积与迎风面积之比称做肋通系数α，那么：

式中，N为肋片管的排数。
    将α值代入上式，则：
（6-37）
    由此可见，对于结构特性一定的表面冷却器来说，由于肋通系数是个定值，空气密度也可看成常数，而hw一般是正比于Vym的。所以ε2就成了Vy和N的函数，即：
ε2=f（Vy，N）
    而且ε2将随冷却器排数贝的增加而变大，并随Vy的增加而变小；当N由与Vy确定之后，如再能求得hw；就可用式(6-37)算出表面冷却器的ε2值。此外，表面冷却器的ε2值也可通过实测得到。
    国产的一些表面冷却器的ε2值可由附录6-4查得。
    虽然增加排数和降低迎面风速都能增加表冷器的ε2值，但是排数的增加也将使空气阻力增加；而排数过多时，后面几排还会因为冷水与空气之间温差过小而减弱传热作用，所以排数也不宜过多，一般多用4～8排。此外，迎面风速过低会引起冷却器尺寸和初投资的增加，过高除了会降低ε2外，也将增加空气阻力，并且可能由空气把冷凝水带人送风系统而影响送风参数，比较合适的Vy值是2～3m／s。
    (3)表冷器热工计算的主要原则
    进行表面冷却器热工计算的主要目的是要使听选择的表面冷却器能满足下列要求：
    1)该冷却器能达到的ε1应该等于空气处理过程需要的ε1；
    2)该冷却器能达到的ε2应该等于空气处理过程需要的ε2；
    3)该冷却器能吸收的热量应该等于空气放出的热量。
    上面三个条件可以用下面三个方程式来表示
（6-38）
（6-39）
（6-40）
式中Cr，NTU分别如式(6-33)、(6-34)所定义。
    在进行设计计算时，一般是先根据给定的空气初、终参数计算需要的ε2，根据ε2再确定冷却器的型号、台数与排数，然后就可以求出该冷却器能够达到的ε1。有了ε1之后不难依下式确定冷水初温twl：
（6-41）
    如果在已知条件中给定了冷水初温twl，则说明空气处理过程需要的ε1已定，热工计算的目的就在于通过调整水流速ω(改变水量W)或者调整迎面风速Vy和排数N(改变传热系数Ks和传热面积A)等办法，使所选择的冷却器能够达到空气处理过程需要的ε1。
    附带说明，联立解三个方程式只能求出三个未知数。然而上述热平衡式(6-40)中实际上又包括Q=G(i1-i2)和Q=Wc(tw2-twl)两个方程。所以，解题时如需求出冷量Q，即需要增加一个未知数时，则应联立解四个方程。这就是人们常说的表冷器计算方程组由四个方程组成的道理。
    此外，由表6-2可知，无论是哪种计算类型，已知的参数都是6个，未知的参数都是3个(按四个方程计算时，未知参数是四个)，进行计算时所用的方程数目与要求的未知数个数是—致的。如果已知参数给多了，即所用方程数目比要求的未知数多，就可能得出不正确的解；同理，如果使用的方程数目少于所求的未知数，也会得出不合理的解。关于这一点进行计算时必须注意。
    （4）关于安全系数的考虑
    表冷器经长时间使用后，因外表面积灰，内表面结垢等因素影响，其传热系数会有些降低。为了保证在这种情况下表冷器的使用仍然安全可靠，在选择计算时应考虑一定的安全系数；具体地说可以加大传热面积。增加传热面积的做法有两种：一是在保证Vy情况下增加排数，二是减少Vv增加Av，保持排数不变。但是，由于表冷器的产品规格所限，往往不容易做到安全系数正好合适，或至少给选择计算工作带来麻烦(计算类型可能转化成校核性的)。因此，也可考虑在保持传热面积不变的情况下，用降低水初温tw1的办法来满足安全系数的要求。比较起来，不用增加传热面积，而用降低一些水初温的办法来考虑安全系数，更要简单合理。
    表面冷却器的阻力计算工程上是利用实验公式进行的。国产的部分水冷式表面冷却器的阻力计算公式见附录6-3。不过当冷却器在湿工况下工作时，由于流通空气的有效截面被凝结水膜占去一部分，所以空气阻力比干工况时大，计算时应根据工况不同，选用相应的阻力计算公式。
5)表冷器的设汁计算步骤举例
【例6-1】已知被处理的空气量G为30000kg/h(8.33kg/s)；当地大气压力为101325Pa；空气的初参数为t1=25.6℃、i1=50．9kJ／kg、ts1=18℃、φ1=47％。空气的终参数为t2=11℃、i2=30．7kJ/kg、ts2=10.6℃、φ2=95％。试选择JW型表面冷却器，并确定水温水量(JW型表面冷却窑的技术数据见附录6-5)。
    【解】 1)计算需要的接触系数ε2，确定冷却器的排数
    如图6-44，根据

得

图6-44 例6-1图
图6-45 例6-2图
    根据附录6-4可知，在常用的Vy范围内，JW型8排表面冷却器能满足ε2=0.947的要求，所以决定选用8排。
    2)确定表面冷却器的型号
    先假定一个Vy′，算出所需冷却器的迎风面积Ay′，再根据Ay′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，根据Ay′=G/（Vy′ρ），可得：Ay′=8.33/（2.5×1.2）=2.8m2
    根据Ay′=2.8m2，查附录6-5可以选用JW30-4型表面冷却器一台，其Ay=2.57m2，所以实际的Vy为：

    再查附录6-4可知，在Vy=2.7m/s时，8排JW型表面冷却器实际的ε2=0.950，与需要ε2=0.947差别不大，故可继续计算。如果二者差别较大，则应改选别的型号的表面冷却器或在设计允许范围内调整空气的一个终参数，变成已知冷却面积及一个空气终参数求解另一个空气终参数的问题。
    由附录6-5还可知道，所选表冷器的每排传热面积Ad=33.4m2，通水截面积Aw=0.00553m2
   3）求析湿系数
根据

    4）求传热系数
    由于题中未给出水初温或水量，缺少一个已知条件，故采用假定水流速的办法补充一个已知数。
   假定水流速ω=1.2m/s，根据附录6-3中的相应公式可计算出传热系数

    5）求冷水量
    根据W=Awω103得：

    6）求表冷器呢功能达到的ε1
    先求传热单元数及水当量比
    根据式（6-46）得

    根据式（6-45）得

    根据NTU和Cr值查图6-37或按式（6-19）计算可得ε1=0.74
    7）求水温
    由公式（6-41）可得冷水初温：

    冷水终温：

    8）求空气阻力和水阻力
    查附录6-3中JW型8排表冷器的阻力计算公式可得：

6.2.3.4 表冷器的校核计算
     表冷器的校校计算也要满足同其设计计算一样的三个条件，即要满足式（6-38）、（6-39）和（6-40）。对于核核计算，由于在空气终参数未求出之前，尚不知道过程的折湿系数ξ，因此为了求解空气终参数和水终因，需要增加辅助方程，使解题程序变得更为复杂。在这种情况下倒不如采用试算法更为方便，具体做法将通过下面例题说明。
【例6-2】 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】如图6-45所示。
    1）求冷却器迎面风速Vy及水流速ω
    由附录6-5知JW20-4型表面冷却器迎风面积Ay=1.87m2，每排散热面积Ad =24.05m2，通水断面Aw=0.00407m2，所以

    2）求冷却器可提供的ε2
    根据附录6-4，当Vy=1.98m/s 、N=6排时ε2=0.911
    3）假定t2确定空气终状态
    先假定t2=10.5℃，根据ts2=t2-（t1-ts1）（1-ε2）可得：

    查i-d图可知，当ts2=10.1℃时，i2=29.7kJ/kg。
    4）求析湿系数
    根据

可得：

    5）求传热系数
    根据附录6-3，对于JW型6排冷却器

    6）求表面冷却器能达到的ε1′值
    传热单元数按式（6-34）求得：

    水当量比按式（6-33）求得：

    根据NTU的Cr值查图6-37或按式（6-19）计算可得ε1′=0.73
    7）求需要的ε1并与上面得到的ε1′比较

    两个ε1差不多，证明所设t2=10.5℃合适；如不合适，则应重设t2再算。
    于是，在本题条件下，得到空气终参数为：t2=10.5℃、ts2=10.1℃、i2=29.7kJ/kg。
    8）求冷量及水终温
    根据公式（6-40）可得

其它间壁式热质交换设备的热工交换
    在建筑环境与设备工程专业领域里，除表面式冷却器为，还有大量的其他型式的间壁式热质交换设备，如加热器、冷凝器、蒸发器、散热器、省煤器、空气预热器等等，它们的热工计算方法大同小异。在此选择加热器和散热器举例说明，冷凝器和蒸发器的计算方法见本章第五节，其它的可举一反三，在此不再赘述。
6.2.4.1 空气加热器的热工计算
    空气加热器广泛应用于建筑物的供暖、通风和空调等工程中，其所用热媒可以是热水，也可以是蒸汽。下面对其热工计算做一概略介绍。
    因为在空气加热器中只有显热交换，所以它的热工计算方法比较简单，只要让加热器供给的热量等于加热空气需要的热量即可。用式(6-12)所示的对数平均温差法可以解决这个问题。
    对于加热过程来说，由于冷、热流体在进、出口端的温差比值小于2，可以用算术平均温差代替对数平均温差，不会引起很大误差。
    对于以热水为热媒的空气加热器，式(6-29)也可用来求其传热系数。实际工程中，也可整理成(6-30)的形式，不过要取ξ=1。由于空气被加热时温度变化导致的密度变化较大，所以一般用质量流速中较之于迎面风速Vy更多，因此，实际工作中，传热系数又常整理成如下形式的公式：
（6-42）
    对于以蒸汽为热媒的空气加热器，基本上可以不考虑蒸汽流速的影响，而将传热系数整理成
（6-43）
    上两式中 vρ为被处理空气通过加热器时的质量流速，kg/(m2·s)；A′、A″为由实验得出的系数，无因次；m′、n′、m″为由实验得出的指数，无因次。
6.2.4.2 散热器的热工计算
    散热器是向房间供暖时采用的主要没备。此种换热器较之前面介绍的最大不同之处在于，流过其一侧的空气不再是受迫流动，而基本是处于一种自然对流状态。
    在散热器内流动的热水或蒸汽通过它时将热量散发，以补充房间的热损失，使室内保持需要的温度。散热器的热工计算主要是决定供暖房间所需散热器的散热面积和片数。其热工计算采用的基本公式仍为
Q=KAΔtm
式中 Q为散热器的散热量，一般取为房间的热负荷，W；Δtm为散热器内热媒与室内空气的对数平均温差，℃。
    流过散热器的热媒通过散热器将热量传递给室内空气而使自身温度降低，部分室内空气流经散热器时被加热而温度升高，然后与室内空气混合以提高整体温度。由于流经散热器的室内空气温度一般是未知的，所以对数平均温差不能求得。考虑到实际生活中关心的是房间内空气的平均温度，而非流经散热器空气的温度和流量，同时影响散热器散热量的最主要因素又是热媒平均温度与室内空气温度的差值，因此工程上将散热器散热量的公式改写为：
Q=KA（tpj-tn）=KAΔtp
式中 tpj为散热器内热媒平均温度，℃；tn为供暖室内计算温度，℃；K为散热器的传热系数，W/(m2·℃)。
    公式中散热器内热媒的平均温度随供暖热媒(蒸汽或热水)的参数和供暖系统的形式而定。在热水供暖系统中，可取为所计算散热器进、出口水温的算术平均值。在蒸汽供暖系统中，当蒸汽表压力≤0.03MPa时，可取100℃；当蒸汽表压力≥0.03MPa时，取与散热器进口蒸汽压力相对应的饱和蒸汽温度。
    公式中由于温差形式的改变引起的误差，归到了传热系数的计算中去考虑。由于散热器传热系数K值的影响因素很多：散热器的制造情况(如采用的材料、几何尺寸、结构形式、表面喷漆等因素)和散热器的使用条件(如使用的热媒、温度、流量、室内空气温度及流速、安装方式及组合片数等因素)，因而难以用理论的数学模型表征出各种因素对它的影响，一般通过实验方法确定。
    采用影响传热系数和散热量的最主要因素——散热器热媒与空气平均温差Δtn，来反映K和Q值随其变化的规律，是符合散热器的传热机理的。因为散热器向室内散热，主要取决于散热器外表面的换热阻；而在自然对流换热下，外表面换热阻的大小主要取决于温差Δtp。Δtp越大，则传热系数及散热量值越高。
     散热器散热面积的计算方法、其传热系数和散热量值的实验测定值及其修正等，详见文献[14]。

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