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楼主: nanjingpingri

中央空调水系统为何设计7℃-12℃供回水温度?都是洋首是瞻的谬误

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发表于 2018-1-29 06:31:35 | 显示全部楼层
本帖最后由 zhuangdijun 于 2018-1-29 06:37 编辑

第四次的邂逅
他竟然又变成谦卑得出奇
热情主动
都露在灿烂的笑脸
三步当两步冲上来握我的手
然后是
温顺得就像一只小猫咪
是万有引力造成这180度的转变?
是我突如其来的魅力?
我并没开法拉利
或是开兰博基尼
只能是他的顿悟
虽然都说江山易改本性难移
但肯定是顿悟
不容置疑
终于我转过来了
原来是灯下黑
我终于看到了他的顿悟
我看到了
他早已盯上的
我手中那块带肉的猪骨头
发表于 2018-1-31 08:55:35 | 显示全部楼层
本帖最后由 zhuangdijun 于 2018-1-31 13:18 编辑

我花了三个月的时间整了三篇论文,原想到国外学报去发表,两周前一位北京所的高工来访,说好像看到日本人在日本国内做7-15℃大温差空调系统的。翻译了一篇成中文,在本论坛和“创新新语”发布。截上未翻译的部分7-15℃末端设计和合肥所测试对比的,说明i-d向量空间理论的实际可行和简单有效的节能应用。能理论和全凭经验的差别是开灯和抹黑操作的差别。

table4.PNG

5  Standard 7-12℃ Fan-coil Units and its 7-15℃ Counterpart:
Thus far we have designed a 7-15℃ air-conditioning unit which out performs the conventional 7-12℃ unit. However, to be accurate the above discussed air-conditioning units are academic or only meant for the purpose of theoretical discussion. In practice take the standard 7-12℃ fan-coil units for example, they have been in existence for generations and is designed with indoor requirement of 25℃/50%. It is improper to design 7-15℃ fan-coil units with indoor relative humidity less than 50% which is already too dry and wasting energy.
For practical purposes our strategy is to design the 7-15℃ fan-coil units with indoor relative humidity between 50-55% with comfort as well as energy and cost saving as objectives.
         
           5.1  Design and Performance
In what follows we choose 7-12℃ and 7-15℃ FP68 fan-coil units designed by Pingri Technologies and manufactured by BG Corporation for analysis. Their designs are shown in figure 9.

           
Figure 9: design of conventional 7-12℃ and 7-15℃ FP68  fan-coil units F12 and F15

To calculate the performance of 7-12℃ FP68 fan-coil unit at the requirement of the Nanjing office in Section 1 and at the design ambient of Nanjing we estimate indoor air at 24.2℃/53% by trial and error. So from figure 10 total heat load=19.889kW.  To select the number of FP68 fan-coil units required for the project, the common practice to choose total rated capacity of fan-coil units = 1.2*19.889kW=23.867kW. Thus number of FP68 fan-coil units required = 23.867/3.989=5.983. Although number of units cannot be fractional it suffice to calculate the total air volume for the purpose of theoretical calculation.
Now air-volume = 5.983*685m³/h=4098m³/h=1.366kg/s. heat load vector = (19.889, 4.879/2.5)/1.366 = (14.56, 1.429). Choose F12(N) from left diagram of figure 9, F12(N) + Δ = (38.02, 9.114)+ (14.56, 1.429) = (52.58, 10.543), DB=25.47℃, RH=52%. By near constant indoor relative humidity principle relative humidity is around 52%.   

figure 10.PNG

To calculate the performance of 7-15℃ FP68 fan-coil unit at the environment of the Nanjing office in Section 1 and at the design ambient of Nanjing, air-volume = 5.983*670m³/h=4009m³/h=1.336kg/s. Estimate indoor air to be 23.85℃/54% by trial and error, heat load vector = (20.1, 4.884/2.5)/1.336 = (15.045, 1.462). Choose F15(N) from right diagram of figure 9, F15(N) + Δ = (37.93, 9.28)+(15.045, 1.462) = (52.975, 10.742), RH=53.3%. By near constant indoor relative humidity principle relative humidity is around 53.3%.
Calculation of performance of 7-12℃ and 7-15℃ FP68 fan-coil units are shown in figure 11.

Equilibrium indoor air of 7-12℃ and 7-15℃ FP68 fan-coil units at design ambient of Nanjing and indoor heat loads of the office in Section 1 are DB=24.23℃, RH=52.6% and DB=23.84℃, RH=54.1% respectively.

5.2  Test Results
Test results of the 7-15℃ FP68 fan-coil unit from Hefei General Machinery & Electrical Products Inspection Institute is shown in figure13. Capacity=4.256kW which is larger than the calculated value of 4.097kW shown in figure 9. The reason being the chilled water flow rate used for testing is 457l/h (derived from pressure drop of 5.3kPa) and inlet air NT=(55.71, 11.152), DB=27.01℃, WB=19.51% whereas design flow rate is only 442l/h and inlet air is DB=27℃, WB=19.5%. With inlet air NT capacity of unit is 4.124kW.
Capacity deviation due to increased of chilled water flow rate is 457/442-1=3.4%. Deduct 3.4% from the test result, capacity=4.256/1.034= 4.116kW. This differs from calculated value of 4.12kW by less than 0.2%.  The test result is better than expectation.
Discharged air O is DB=13.64℃, WB=12.98℃ or O=(36.57, 9.027). By principle of near constant indoor relative humidity, indoor relative humidity derived from test result at Δ= (15.018, 1.46) is O + Δ=(36.57, 9.027) + (15.018, 1.46) = (51.588, 10.487), DB=24.65℃, RH=54.3%. Indoor relative humidity matches calculated value very well.

figure12.PNG figure12a.PNG

figure13.PNG

Summary and discussion:
By viewing indoor heat loads as a two dimensional vector Δ on the i-d vector space, controlling of indoor relative humidity is reduced to regulating the magnitude of Δ. Increase the magnitude of Δ by slight decrease of air volume, we are able to redesign a 7-12℃ chilled water air-conditioning system using 7-15℃ chilled water which out performs its 7-12℃ counterpart in the sense of lower indoor relative humidity and temperature.
Table 4 compares the performance of the 7-15℃ and 7-12℃ designs. It is transparent that the former out-performs the latter. To be exact, both the indoor temperatures and relative humidity of the former are lower than those of the latter in design as well as adverse and rainy ambient.
Test results of 7-15℃ fan-coil unit in figure 13 also matches the calculated value extremely well. In particular, by means of near constant indoor relative humidity principle, it can be estimated from discharged air of testing that indoor relative humidity for the office in Nanjing is 54.3% at design heat loads which is very close to the calculated value of 54.1%.
We claim that we have cleared the myth that when chilled water temperature is increased indoor relative humidity may be out of control.  We believe that it is this misunderstanding of control of indoor relative humidity that stops the design of comfort air-conditioning system beyond 7-12℃ and 5-13℃ and this phobia have incurred at least an extra 6.5% of energy for generations.
To design a 7-15℃ air-conditioning unit to out perform its 7-12 ℃ counterpart is purely academic. In practice the objective of 7-15℃ comfort air-conditioning design should be comfort, energy efficiency and cost. Take for example the  7-12℃ chilled water fan-coil units, traditionally they are designed  with indoor requirement of  25℃/50% which is too dry especially for north western region of China and not energy efficient. Hence it is definitely improper to design the 7-15℃ fan-coil units with indoor relative humidity lower than 50%. The Pingri 7-15℃ fan-coil units are designed with indoor relative humidity slightly higher than its 7-12 ℃ counterpart in order to achieve the objectives of a more comfortable, more energy efficient and cost effective new product that is acceptable by the market.
The advantages of 7-15℃ design as compared to 7-12℃ or 5-13℃ designs is obvious. Compared to 5-13℃ design inlet chilled water temperature of 7-15℃ design is higher by 2℃ meaning the air-conditioning system can save energy by about 6.5%.
Compared to 7-12℃ design the advantage of 7-15℃ design is more obvious. By common sense it is the aggregate of the advantages of 5-13℃ design over 7-12℃ design on top of the 6.5% energy saving described above. The most significant advantage of small flow rate design is chilled water flow rate is reduced from 694l/h to 442l/h or by 36%. Thus operation of chilled water pumps saves energy by nearly 36% bearing in mind that most chilled water pumps operate for much longer hour than chillers.
        About twenty small projects of 7-15℃ comfort air-conditioning systems of fan-coil units and modular air-cooled chillers have been installed in Jiaxing area of Zhejiang Province. Besides energy saving customers’ feedback is that its cooling ability at adverse ambient is apparently superior to its 7-12 ℃ counterpart
  
References:
[1] Gatley, D.P. “Psychrometric chart celebrates 100th anniversary.” ASHRAE Journal 46(11) 2004: 16 – 20
[2] Carrier, WH. Rational Psychrometric Formulae.ASME-Transactions.1911 Bd 33: pp.1005-1053
[3] Dhar M, Soedel W.,  Transient analysis of a vapor compression refrigeration system, Proceeding of 25th International Congress of  Refrigeration, Venice, Italy, 1979.
[4] Bendapudi S, and Braun, J.E.A.  Review of literature on dynamic models of vapor compression equipment, ASHRAE 2002: 1043-RP, TC 4.11.
[5] Ding G.L., Recent Developments in simulation techniques for vapor-compression refrigeration systems, International of Refrigeration 2007: 30 1119-1133.
[6] Zhuang D.J., Analytical Calculation of Performance of Comfort Air-conditioning System With No Infiltration of Fresh Air
[7] Zhuang D.J., i-d vector space and dehumidification problem in rainy season of Nanjing

figure11.PNG
发表于 2019-4-8 14:31:33 | 显示全部楼层
计算表冷器刘易斯因子

庄迪君                                 
南京平日制冷科技                       
中国南京                                       
                                                                                                   
摘要
高甫生[1] 假设刘易斯关系在干工况下成立的前提下,计算表冷器对应析湿系数ξ 从1到 3.5的刘易斯因子Lefg(ξ ) ,得0.722<Lefg(ξ ) <1。本文尝试在验证上述计算Lefg(ξ ) 的同时,计算不做任何假设下的表冷器刘易斯因子Lef(ξ )。Lefg(ξ ) 的计算结果是与[1]的计算吻合。在不做任何假设的前提下,当ξ 从1.13 变化到 3.45,Lef(ξ )所呈趋势与[1]的计算结果类似,但是当 ξ < 1.13时,刘易斯因子大于1,而且当ξ 往1衰减时,Lef(ξ )呈指数递增。

关键词  
表冷器, 刘易斯因子, 刘易斯数, 析湿系数, 显热比, 水膜, 饱和温度, 饱和含湿量, 对数平均温差

符号
q 全热交换
qs 显热交换
ql 潜热交换
ξ =q/qs  析湿系数
S=qs/q=1/ξ  显热比
Lef(ξ )  刘易斯因子(不做任何假设下的广义定义)
Lefg(ξ )  刘易斯因子[1](文[1]中假设Lefg(1)=1的狭义定义)
Le(ξ )  刘易斯数
tai, tsi,  twi 进风干球温度以及水膜和冷冻水进水温度
ωai, ωsi, ωssi 进风、进风处水膜上和水膜上饱和含湿量
θai 进风湿球温度
tao, tso, two 出风干球温度和水膜以及冷冻水出水温度
ωao, ωso 出风和出风处水膜上的含湿量
ifg  水汽化潜热
Cpa 空气定压比热容
Δt, Δta, Δtw,  空气到水,空气到水膜和水膜到水的换热对数平均温差
Δω 空气到水膜换热的对数平均湿差
αz, αza,  αzw 空气到水,空气到水膜和水膜到水的总换热系数
va , vw 空气和水的流速

前言
阅览刘易斯因子文献时碰到一个很大的困扰,那就是刘易斯因子的数值范围到底多大?表冷器热质交换建模者大多类比冷却塔模型,取值刘易斯因子为1或接近1。也有先以刘易斯关系式建模,最后才代入刘易斯因子而取值0.6到1.4 [5]。在此同时Qiao 和 Laughman [4] 却直接了当地表明: “文献考究显示热交换器模型基本上不考虑部分潮湿状态以回避其复杂性。大多数除湿模型同时也展示明显的不足,比如错误地假设刘易斯数为1。”
Klopper and Kroger[2]也在添乱:“刘易斯因子表示热质交换的相对速率,在一些文献中似乎有把刘易斯因子和刘易斯数混淆。”
高甫生[1]是我所见唯一直接计算刘易斯因子的文献。文[1]计算一个钢管铝片表冷器在析湿系数ξ 从1变化到  3.5时,刘易斯因子Lefg(ξ)的变化。计算结果是 0.722<Lefg(ξ)< 1(析湿系数 ξ = 全热交换/显热交换=1/显热比)。文 [1] 同时实验验证Lefg(ξ)对应 ξ 从 1.15 到 2.9的数据。
必须强调,文[1] 中有一个很强的前提,那就是假设默克方程式(Merkel equation),既是刘易斯关系(Lewis relation)在干工况下成立,即Lefg(1)=1。因为Lefg(1)是Lefg(ξ)的上限,所以文[1]的前提就是假设Lefg(ξ)≤1。既然已经假设刘易斯因子≤1为前提,文[1]无法解释清楚前述困扰。
我们称文[1]中的刘易斯因子定义为狭义定义Lefg(ξ)。以Lef(ξ)表示不存在任何假设的广义刘易斯因子,显然Lefg(ξ) ≠ Lef(ξ) 。固然 Lefg(ξ) ≤ 1, 但是Lef (ξ) >1完全可能。本文尝试同时计算广义和狭义的刘易斯因子 Lef(ξ)和Lefg(ξ)。
考虑表冷器水膜换热模型,下标 a,w,s 表示空气,水和水膜。下标 i,o 表示进和出, 例如 ωai 是进风含湿量, ts 是水膜温度。本文假设水膜表面的空气温度等于水膜温度 ts 。
发表于 2019-4-8 14:39:51 | 显示全部楼层
L1.PNG
发表于 2019-4-8 14:45:44 | 显示全部楼层
在传统表冷器换热模型,表冷器换热视为空气直接到冷冻水的换热,换热微元是
dq=αz(ta-tw)dA                                                                (1)
αz是空气到水的总换热系数。

一般热质交换模型则考虑铝箔上所凝结的水膜,换热微元是
dq=α(ta-ts)dA+D.ifg(ωa-ωs)dA                                                (2)
其中显热 dqs=α(ta-ts)dA                                                               (3)
潜热 dql=D.ifg(ωa-ωs)dA                                                               (4)
从空气到水膜的全热交换微元也可以表示为 dq=αza(ta-ts)dA=ξdqs=ξα(ta-ts)dA               
所以从空气到水膜的总换热系数 αza = ξα                                        (5)

考虑空气到水膜再到冷冻水的换热过程,空气到水的换热量 = 空气到水膜的换热量=水膜到水的换热量,
所以dq=αz(ta-tw)dA=αza(ta-ts)dA=αzw(ts-tw)dA                                (6)
其中 αza 和 αzw 是空气到水膜和水膜到冷冻水的总换热系数。
从式 (6) 可得 (ta-tw)=dq/αz,    (ta-ts)=dq/αza,    (ts-tw)dq/αzw
后两项相加可得 (ta-tw)=dq(1/αza+1/αzw)
所以  (ta-tw)=dq/αz=dq(1/αza+1/αzw)
则 1/αz=1/αza+1/αzw                                                                (7)
以下是一个常用的热阻与析湿系数 ξ 以及空气和水的速度的关系式:
1/αz= 1/Avamξn+1/Bvwp                                                        (8)
比较式 (7) and (8)可得   αza=Avamξn ,  αzw=Bvwp                                (9)                                               
从式 (5) 和 (9)可得   α=αza/ξ=Avamξn/ξ=Avamξn-1                                (10)
刘易斯因子的定义是 Lef =α/D.Cpa                                                (11)
假设 α1 为干盘管(ξ=1)的显热系数,文[1]假设α1=D.Cpa                        (12)
文 [1]引用假设 (12)推导,  Lefg(ξ) =α/D.Cpa=α/α1                                (13)

从式 (10), 当 ξ=1,  α1=α=Avam                                        
所以 Lefg(ξ) = α/α1 = Avamξn-1/Avam = ξn-1                                         (14)
文 [1] 从实验数据得  Lefg(ξ)=ξ-0.26                                                  (15)
即 n=0.74

引用公式(15),文 [1]得 Lefg (1) = (1)-0.26 =1 , Lefg (3.5) = (3.5)-0.26 = 0.722, 总结 当1<ξ<3.5, 1> Lefg(ξ) >0.722。
本文接着尝试计算对应四排外径12.7mm铜管与铝箔表冷器的广义刘易斯因子Lef(ξ)以及文 [1]所变异的狭义刘易斯因子Lefg(ξ),并与文[1]的计算结果做对比。


1 广义刘易斯因子Lef(ξ)的计算公式
积分公式 (2) - (4) 致覆盖铝箔铜管面积,可得式 (16) - (18)。  Δta , Δω为空气到水膜的对数温差和湿差。
qs=AαΔta,                                                                          (16)
ql=AD.ifg Δω                                                                 (17)
q=AαzaΔta                                                                        (18)

同理可得从水膜到冷冻水以及从空气到冷冻水的全热交换
q=AαzwΔtw                                                                        (19)
q=AαzΔt                                                                        (20)
       
式 (16) 除于式 (17)可得qs/ql=αΔta/D.ifgΔω
因为qs/ql=1/(ξ-1),所以1/(ξ-1)=αΔta/D.ifgΔω
所以 Lef(ξ) =α/D.Cpa=ifgΔω/(ξ-1)CpaΔta=ifgΔω/[1.01ξ(ξ-1)Δta]                        (21)
其中定压比热容 Cpa=1.01ξ

用式(21)计算刘易斯因子Lef(ξ)的难点在于找对数平均湿差 Δω。我们把计算过程分为以下四个步骤:

(1) 编写选型软件来提供表冷器送风干湿球温度tao, θao和析湿系数ξ,替代实验数据;这其实是数值计算法;
(2) 计算空气到水膜以及水膜到冷冻水的换热对数平均温差Δta 和 Δtw;
(3) 计算进出口的水膜温度 tsi and tso;
(4) 计算进出口的水膜含湿量 ωsi and ωso 以及空气到水膜的换热对数平均湿差 Δω。

2 表冷器选型软件设计及其运行性能参数
常规表冷器设计直接考虑从空气到冷冻水换热,即
q=AαzΔt                                                                        (20)
总换热系数 αz=[1/Avamξn+1/Bvwp]-1                                         (8)
其中 va 和 vw 是空气和冷冻水的速度

对应给定进出水温度twi和two,风量以及进风干湿球温度tai和θai,选型软件的计算逻辑是迭代计算出风湿球温度θao 直到判断式表冷器效能趋于稳定,即
ε= {1-exp[-NTU(1-(qmC)min/(qmC)max)]}/{1-[(qmC)min/(qmC)max)]exp[-NTU(1-(qmC)min/(qmC)max)]}  
= |ti-to|max/(tai-twi)

出风干球温度tao可通过公式 tao=θao +(1-κ)(tai-θai )计算,其中κ为综合表冷器结构参数的接触系数。析湿系数ξ可从送风干湿球温度tao和θao求得。系数 A,B,m,n,p取值在于保证选型软件精准度为目标,通过实验参数求得。最后软件送交权威机构如ARI和合肥所认证。
为保证与文[1]的计算数据在同一基础上作对比,首先取 n=0.74, 使得 Lefg(ξ)  = α/α1=ξn-1 =ξ0.74-1 =ξ-0.26, 然后才通过实验参数来确定其他系数。同时进风湿球温度取文[1]取值的平均值 23℃。析湿系数 ξ的上限值取决于最高湿球温度,所以取文[1]中的上限29℃。
表冷器选型软件的标定范围一般在空调运行范围内,当进风或进水温度过高或水流量过小,不能避免输出数据的失真。不过用于计算和验证刘易斯因子,这个问题并不存在,原因是计算数据与高甫生[1]的实验数据吻合。

3 计算对数平均温差 Δta and Δtw
把冷冻水设定在 7-12℃ 如文 [1],给定进风干湿球温度 tai 和 θai,对应的参数 αz,αza, αzw, Δt 等可从选型软件输出。从公式 (18) - (20) 可得
q=AαzaΔta=AαzwΔtw=AαzΔt
所以 1=AαzaΔta/AαzΔt=AαzwΔtw/AαzΔt
所以Δta= αzΔt/αza,     Δtw=αzΔt/αzw                                                (22)
       
于是求得对数平均温差 Δta 和 Δtw。展开 对数平均温差定义得
Δta=[(tai-tsi)-(tao-tso)]/ln[(tai-tsi)/(tao-tso)]                                        (23)
Δtw=[(tsi-two)-(tso-twi)]/ln[(tsi-two)/(tso-twi)]                                        (24)

联立方程式 (23) 和 (24) 只有两个未知数 tsi 和 tso,所以理论上可解。

4 计算 tso ,tsi
本文不采用传统数值运算而尝试通过展开泰勒数列来简化对数函数和求解联立方程式 (23)-(24)。ln x = (x-1) - &frac12;(x-1)2 + ⅓(x-1)3+……若能选择x≈1,于是 x-1≈0,则 ln x = (x-1)。
首先简化式 (23):
Δta=[(tai-tsi)-(tao-tso)]/ln[(tai-tsi)/(tao-tso)]                                        (23)
(tao-tso)-Δta ln(tao-tso)=(tai-tsi)-Δta ln(tai-tsi)

在公式两边加 Δta ln[β(tao-twi)] ,于是
(tao-tso)-Δta ln(tao-tso)+Δta ln[β(tao-twi)]=(tai-tsi)-Δta ln(tai-tsi))+Δta ln[β(tao-twi)]  
公式可简化为
(tao-tso)-Δta ln[(tao-tso)/β(tao-twi)]=(tai-tsi)-Δta ln(tai-tsi))+Δta ln[β(tao-twi)]

取 β≈ (tao-tso)/(tao-twi),则 (tao-tso)/β(tao-twi)≈1,于是 ln[(tao-tso)/β(tao-twi)]≈(tao-tso)/β(tao-twi) -1
所以 (tao-tso) = {(tai-tsi) - Δta - Δta ln(tai-tsi)/β(tao-twi)]}/[1-Δta/β(tao-twi)]                 (25)

同理,公式 (24)可简化为
Δtw[ln(tsi-two)-ln(tso-twi)]=(tsi-two)-(tso-twi)

在公式两边加 Δtw lnδ(tai-two),于是
Δtw[ln(tsi-two)-ln(tso-twi)] +Δtw lnδ(tai-two)=(tsi-two) - (tso-twi) +Δtw lnδ(tai-two)
公式可简化为
(tsi-two) -Δtw ln[(tsi-two)/δ(tai-two)]=(tso-twi) +Δtw ln[(tso-twi)/δ(tai-two)]

取δ≈ (tsi-two)/(tai-two),则 (tsi-two)/δ(tai-two)≈1,于是 ln[(tsi-two)/δ(tai-two)]≈(tsi-two)/δ(tai-two) -1
所以(tsi-two) ={Δtw ln[(tso-twi)/δ(tai-two)] - (tso-twi) +Δtw}/[Δtw/δ(tai-two) -1]         (26)

两个未知数 tsi 和 tso 已通过 (25) 和 (26)从对数函数中解放出来,解联立方程式 (25) 和  (26)的计算可通过图2 中的EXCEL表格完成。twi,two和tai是输入参数,tao可从表冷器选型软件输出。这么一来,联立方程式(25) 和 (26)中就只剩下两个未知数 tsi 和 tso。
发表于 2019-4-8 14:49:43 | 显示全部楼层
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发表于 2019-4-8 14:53:51 | 显示全部楼层
首先估算C列中第14行的tsi,有了tsi就可用公式 (25) 来计算17行的tao-tso和20行的和tso 。有了tso可 用公式 (26) 来计算29行的tsi-two和30行的tsi。有了tso和tsi所有表1中C列的参数都可计算,包括15,16行的δ,β。
把C列30行所计算的tsi代入D列14行,于是D列所有的参数都可计算。这里提及一个计算技巧,上述C和D列17行tao-tso和计算29行tsi-two的计算中,δ和β分别取值于E列方格中的15和16行。
现在把C列15和16行所计算出来的δ,β数值分别输入E列15和16行。这相等于把C列15和16行中的δ,β数值重新代入17行的tao-tso和30行的tsi-two计算。比较C、D、E列15和16行中三组δ,β的数值和调整C列中第14行的tsi ,直到δ,β的三组数值完全相等。
再比较第18-19行应用tso和tsi数值所计算出来的对数温差和第11-12行应用传统方法所计算的对数温差以及C列和D列的所有数据,要求所有数据完全吻合。

5  Δω ,Lefg(ξ)和Lef(ξ)的计算
求得 tsi和 tso后,还必须求水膜上空气的含湿量 ωsi 和ωso才能求得对数平均湿差 Δω 。由于铝箔表面为部分潮湿,空气进口处水膜表面含湿量ωsi 的确定比较模糊。判断可通过比较进风含湿量ωai 和水膜表面温度所对应的饱和含湿量 ωssi 。一个最简单的判断是若ωssi <ωai ,则除湿,所以取ωsi =ωssi;若ωssi ≥ωai,则不除湿,所以取ωsi =ωai 。计算结果表2显示ωso不存在不除湿的问题,所以无需做判断。决定ωsi和ωso后,Δω可通过表1的后半段计算。 表2 和图 2 显示Lefg(ξ)和Lef(ξ)的计算结果。
发表于 2019-4-8 14:57:41 | 显示全部楼层
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发表于 2019-4-8 15:01:06 | 显示全部楼层
图 2 显示 Lef(ξ) 曲线在 1.13 < ξ <1.33 的区间,即ωssi =ωai附近,呈不规则现象。表3和图3显示上述最简单判断在ωssi =ωai(ξ=1.23)附近的粗糙本质,从ωsi =ωai到ωsi =ωssi的过渡是硬性而不自然的;自然的过渡应该是缓和如图4。
发表于 2019-4-8 15:04:27 | 显示全部楼层
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