Теплообмен моделей между сырой воздушной сетью и тепловой жидкой сетью
Simscape / Жидкости / Интерфейсы Гидросистемы / Теплообменники
Блок Heat Exchanger (TL-MA) моделирует теплообменник с одной сырой воздушной сетью, которая течет между портами A2 и B2 и одной тепловой жидкой сетью, которая течет между портами A1 и B1. Жидкие потоки могут быть выровнены параллельно, счетчик или настройки поперечного течения.
Тепловой жидко-сырой воздушный теплообменник не подходит для систем охлаждения охлаждения. Смотрите Конденсаторный Испаритель (2P-MA) или Конденсаторный Испаритель (TL-2P) для теплообменников, которые могут использоваться в приложениях охлаждения.
Можно смоделировать сырую воздушную сторону как поток в трубах, поток вокруг тепловой жидкой трубки, или эмпирической, типовой параметризацией. Сырая воздушная сторона включает воздух, газ трассировки и водяной пар, который может уплотнить в цикле теплообмена. Модель блока составляет скрытое тепло, которое выделено, когда вода уплотняет на поверхности теплопередачи. Этот жидкий слой не собирается на поверхности и принят, чтобы быть полностью удаленным из нисходящего сырого воздушного потока. Уровень конденсации влажности возвращен как физический сигнал в порте W.
Блок использует NTU эффективности (E-NTU) метод к теплопередаче модели через разделяемую стенку. Загрязнение на стенках обменника, которое увеличивает тепловое сопротивление и уменьшает теплообмен между этими двумя жидкостями, также моделируется. Можно также опционально смоделировать пластины и на сыром воздухе и на тепловых жидких сторонах. Падение давления из-за вязкого трения с обеих сторон обменника может быть смоделировано аналитически или типовой параметризацией, которую можно использовать, чтобы настроиться на собственные данные.
Можно смоделировать тепловую жидкую сторону как поток в трубах, поток вокруг сырой воздушной трубки, или эмпирической, типовой параметризацией.
Эффективность теплообменника основана на выбранной настройке теплообменника, свойствах жидкости, геометрии трубы и настройке потока на каждой стороне обменника, и использовании и размере пластин.
Параметр Flow arrangement присваивает относительные пути к потоку между этими двумя сторонами:
Parallel flow
указывает, что жидкости перемещаются в то же направление.
Counter flow
указывает, что жидкости перемещаются параллельно, но противоположные направления.
Cross flow
указывает, что жидкости перемещают перпендикуляр друг к другу.
Когда Flow arrangement установлен в Cross flow
, используйте параметр Cross flow arrangement, чтобы указать, разделены ли тепловые жидкие или сырые воздушные потоки на разнообразные пути экранами или стенками. Без этих разделений поток может смешаться свободно и рассматривается смешанным. Обе жидкости, одна жидкость или никакая жидкость могут быть смешаны в расположении поперечного течения. Смешивание гомогенизирует температуру жидкости вдоль направления потока второй жидкости и варьируется перпендикуляр к второму потоку жидкости.
Несмешанные потоки варьируются по температуре и вперед и перпендикуляр к пути к потоку второй жидкости.
Демонстрационные настройки поперечного течения
Обратите внимание на то, что направление потока в процессе моделирования не влияет на выбранную установку расположения потока. Порты на блоке не отражают физические положения портов в физической системе теплообмена.
Все расположения потока являются однопроходными, что означает, что жидкости не делают несколько поворотов в обменнике для дополнительных точек теплопередачи. Чтобы смоделировать многопроходный теплообменник, можно расположить несколько Теплообменник (TL-MA) блоки последовательно или параллельно.
Например, чтобы достигнуть настройки 2D передачи на сырой воздушной стороне и однопроходной настройки на тепловой жидкой стороне, можно соединить сырые воздушные стороны последовательно и тепловые жидкие стороны к тому же входу параллельно (такие как два Исходных блока Массового расхода жидкости с половиной общего массового расхода жидкости), как показано ниже.
Наборы параметров Flow geometry расположение потока жидкости соответствующей диалоговой вкладки или как в трубе или как наборе труб или перпендикуляре к пучку труб. Можно также задать эмпирическую, типовую настройку.
Когда Flow geometry установлен в Flow perpendicular to bank of circular tubes
, используйте параметр Tube bank grid arrangement, чтобы задать выравнивание пучка труб другой жидкости как любой Inline
или Staggered
. Красная, указывающая вниз стрелка на рисунке ниже указывает на направление жидкого течения, внешнего к пучку труб. Встроенный рисунок также показывает Number of tube rows along flow direction и параметры Number of tube segments in each tube row. Здесь, направление потока относится к жидкости соответствующей диалоговой вкладки, и труба относится к трубке другой жидкости. Параметр Length of each tube segment in a tube row обозначается на Ступенчатом рисунке.
Только одной жидкости можно было установить Flow geometry на Flow perpendicular to bank of circular tubes
за один раз. Другая жидкость должна быть сконфигурирована к любому Flow inside one or more tubes
или Generic
. Если Flow geometry для обеих жидкостей установлен в Flow perpendicular to bank of circular tubes
, вы получите ошибку.
Настройка теплообменника без пластин, когда параметр Total fin surface area устанавливается на 0 m^2
. Пластины вводят дополнительную площадь поверхности для дополнительной теплопередачи. Каждая жидкая сторона имеет отдельную финансовую область.
Уровень теплопередачи вычисляется по усредненным свойствам обеих жидкостей.
Теплопередача вычисляется как:
где:
Min C является меньшими из уровней теплоемкости этих двух жидкостей. Уровень теплоемкости является продуктом жидкой удельной теплоемкости, c p, и жидкого массового расхода жидкости. Min C всегда положителен.
T В, TL является входной температурой тепловой жидкости.
T В, MA является входной температурой сырого воздуха.
ε является эффективностью теплообменника.
Эффективность является функцией уровня теплоемкости и количеством модулей передачи, NTU, и также варьируется на основе расположения потока теплообменника, которое обсуждено более подробно в Эффективности Расположением Потока. NTU вычисляется как:
где R является общим тепловым сопротивлением между двумя потоками, из-за конвекции, проводимости и любого загрязнения на стенках трубы:
и где:
U является конвективным коэффициентом теплопередачи соответствующей жидкости. Этот коэффициент обсужден более подробно в Коэффициентах Теплопередачи.
F является Fouling factor на тепловой жидкой или сырой воздушной стороне, соответственно.
R W является Thermal resistance through heat transfer surface.
A Th является площадью поверхности теплопередачи соответствующей стороны обменника. A Th является суммой стенной площади поверхности, A W и Total fin surface area, A F:
где η F является Fin efficiency.
Эффективность теплообменника варьируется согласно своей настройке потока и смешиванию в каждой жидкости.
Когда Flow arrangement установлен в Parallel flow
:
Когда Flow arrangement установлен в Counter flow
:
Когда Flow arrangement установлен в Cross flow
и Cross flow arrangement установлен в Both fluids unmixed
:
Когда Flow arrangement установлен в Cross flow
и Cross flow arrangement установлен в Both fluids mixed
:
Когда одна жидкость смешана и другое несмешанное, уравнение для эффективности зависит от относительных уровней теплоемкости жидкостей. Когда Flow arrangement установлен в Cross flow
и Cross flow arrangement установлен в любой Thermal Liquid 1 mixed & Moist Air 2 unmixed
или Thermal Liquid 1 unmixed & Moist Air 2 mixed
:
Когда жидкость с Cmax смешана, и жидкость с Cmin не смешана:
Когда жидкость с Cmin смешана, и жидкость с Cmax не смешана:
C R обозначает отношение между уровнями теплоемкости этих двух жидкостей:
На сырой воздушной стороне слой конденсации может сформироваться на поверхности теплопередачи. Этот жидкий слой может влиять на количество тепла, переданное между сырым воздухом и тепловой жидкостью. Уравнения для теплопередачи E-NTU выше даны для передачи сухого тепла. Чтобы откорректировать для влияния конденсации, уравнения E-NTU дополнительно вычисляются влажными описанными ниже параметрами. Какой бы ни из двух расчетных результатов уровней теплового потока в большем объеме сырой воздушной стороны охлаждение используется в вычислениях тепла для каждой зоны [1]. Чтобы использовать этот метод, номер Льюиса принят, чтобы быть близко к 1 [1], который верен для сырого воздуха.
Количества E-NTU, используемые для вычислений уровня теплопередачи
Сухое вычисление | Влажное вычисление | |
---|---|---|
Сырая воздушная входная температура зоны | Tin,MA | Tin,wb,MA |
Уровень теплоемкости | ||
Коэффициент теплопередачи | UMA |
где:
Tin,MA является сырой температурой вентиляционного отверстия.
Tin,wb,MA является сырой воздушной температурой влажной лампы, сопоставленной с Tin,MA.
сухая скорость потока жидкости массы воздуха.
сырая воздушная теплоемкость на единицу массы сухого воздуха.
эквивалентная теплоемкость. Эквивалентная теплоемкость является изменением в сыром воздухе определенная энтальпия (на модуль сухого воздуха), , относительно температуры при влажных сырых воздушных условиях:
Массовый расход жидкости сжатого водяного пара, оставляя сырой поток массы воздуха зависит от относительной влажности между сырым вентиляционным отверстием и стенкой канала и теплообменником NTUs:
где:
Стенка W, MA является отношением влажности в поверхности теплопередачи.
W в, MA является отношением влажности в сыром входе воздушного потока.
MA NTU является количеством модулей передачи на сырой воздушной стороне, вычисленной как:
Энергетический поток, сопоставленный с конденсацией водяного пара, основан на различии между паром определенная энтальпия, вода h, стенка, и определенной энтальпией испарения, h fg, для воды:
Конденсат принят, чтобы не накопиться на поверхности теплопередачи и не влияет на геометрические параметры, такие как диаметр трубы.
Уравнения ниже применяются и к тепловым жидким и сырым воздушным сторонам и используют соответствующие свойства жидкости.
Конвективный коэффициент теплопередачи варьируется согласно жидкому номеру Nusselt:
где:
Nu является средним номером Nusselt, который зависит от режима течения.
k является жидкой теплопроводностью.
D H является трубой гидравлический диаметр.
Для турбулентных течений номер Nusselt вычисляется с корреляцией Гниелинского:
где:
Re является жидким числом Рейнольдса.
Pr является жидким числом Прандтля.
Для ламинарных течений номер Nusselt определяется параметром Laminar flow Nusselt number.
Для переходных потоков номер Nusselt является смешением между ламинарными и турбулентными цифрами Nusselt.
Когда Flow geometry установлен в Flow perpendicular to bank of circular tubes
, номер Nusselt вычисляется на основе Хагенского номера, Hg, и зависит от установки Tube bank grid arrangement:
где:
D является Tube outer diameter.
l L является Longitudinal tube pitch (along flow direction), расстояние между центрами трубы вдоль направления потока. Направление потока является направлением потока внешней жидкости.
l T является Transverse tube pitch (perpendicular to flow direction), расстояние между центрами трубки в одной строке другой жидкости.
l D является диагональным интервалом трубы, вычисленным как
Для получения дополнительной информации о вычислении Хагенского номера см. [6].
Измерения l L и l T показывают в поперечном сечении пучка труб ниже. Эти расстояния являются тем же самым для обоих типов расположения банка сетки.
Поперечное сечение трубки с измерениями тангажа
Когда параметр Heat transfer coefficient model устанавливается на Colburn equation
или когда Flow geometry установлен в Generic
, номер Nusselt вычисляется эмпирическим уравнение Colburn:
где a, b и c заданы в параметре Coefficients [a, b, c] for a*Re^b*Pr^c.
Уравнения ниже применяются и к тепловым жидким и сырым воздушным сторонам и используют соответствующие свойства жидкости.
Падение давления из-за вязкого трения варьируется в зависимости от режима течения и настройки.
Для турбулентных течений, когда число Рейнольдса выше Turbulent flow lower Reynolds number limit, и когда Pressure loss model установлен в Correlations for flow inside tubes
, падение давления на трение вычисляется в терминах коэффициента трения Дарси.
Для тепловой жидкой стороны перепада давления между портом A1 и внутренним узлом I1:
где:
A1 является общей скоростью потока жидкости через порт A1.
f D, A является коэффициентом трения Дарси, согласно корреляции Haaland:
где ε R является тепловым жидким трубопроводом Internal surface absolute roughness. Обратите внимание на то, что коэффициент трения зависит от числа Рейнольдса и вычисляется в обоих портах для каждой жидкости.
L является Total length of each tube на тепловой жидкой стороне.
L Добавляет, тепловая жидкая сторона Aggregate equivalent length of local resistances, который является эквивалентной длиной трубы, которая вводит ту же сумму потери как сумма потерь из-за других локальных сопротивлений в трубе.
CS A является общей площадью поперечного сечения трубы.
Перепад давления между портом B1 и внутренним узлом I1:
где B1 является общей скоростью потока жидкости через порт B1.
Коэффициент трения Дарси в порте B1:
Для ламинарных течений, когда число Рейнольдса ниже Laminar flow upper Reynolds number limit, и когда Pressure loss model установлен в Correlations for flow inside tubes
, падение давления на трение вычисляется в терминах Laminar friction constant for Darcy friction factor, λ. λ является пользовательским параметром, когда Tube cross-section установлен в Generic
, в противном случае значение вычисляется внутренне.
Перепад давления между портом A1 и внутренним узлом I1:
где μ является жидкой динамической вязкостью. Перепад давления между портом B1 и внутренним узлом I1:
Для переходных потоков, когда Pressure loss model установлен в Correlations for flow inside tubes
, перепад давления из-за вязкого трения является сглаживавшим смешением между значениями для ламинарного и турбулентного падения давления.
Когда Pressure loss model установлен в Pressure loss coefficient
или когда Flow geometry установлен в Generic
, падение давления из-за вязкого трения вычисляется с эмпирическим коэффициентом падения давления, ξ. Те же уравнения применяются и к сырому воздуху и к тепловым жидким сторонам и используют соответствующие свойства жидкости.
Для тепловой жидкой стороны перепада давления между портом A1 и внутренним узлом I1:
Перепад давления между портом B1 и внутренним узлом I1:
Когда Flow geometry установлен в Flow perpendicular to bank of circular tubes
, Хагенский номер используется, чтобы вычислить падение давления из-за вязкого трения. Те же уравнения применяются и к сырому воздуху и к тепловым жидким сторонам и используют соответствующие свойства жидкости.
Для сырой воздушной стороны перепада давления между портом A2 и внутренним узлом I2:
где:
μ является сырой воздушной жидкостью динамическая вязкость.
N R является Number of tube rows along flow direction. Когда сырой воздух течет внешний к пучку труб, это - количество тепловых жидких строк трубы вдоль направления сырого воздушного потока.
Перепад давления между портом B2 и внутренним узлом I2:
Когда Pressure loss model установлен в Euler number per tube row
или когда Flow geometry установлен в Generic
, падение давления из-за вязкого трения вычисляется с коэффициентом падения давления, в терминах Числа Эйлера, Eu:
где ξ является эмпирическим коэффициентом падения давления.
Перепад давления между портом A2 и внутренним узлом I2:
Перепад давления между портом B2 и внутренним узлом I2:
Общая массовая скорость накопления в тепловой жидкости задана как:
где:
MTL является общей массой тепловой жидкости.
A1 является массовым расходом жидкости жидкости в порте A1.
B1 является массовым расходом жидкости жидкости в порте B1.
Поток положителен при течении в блок через порт.
Уравнение энергосбережения связывает изменение в определенной внутренней энергии к теплопередаче жидкостью:
где:
u TL является тепловой жидкой определенной внутренней энергией.
φ A1 является энергетической скоростью потока жидкости в порте A1.
φ B1 является энергетической скоростью потока жидкости в порте B1.
Q является уровнем теплопередачи, который положителен при отъезде теплового жидкого объема.
Существует три уравнения для массового сохранения на сырой воздушной стороне: один для сырой воздушной смеси, один для сжатого водяного пара, и один для газа трассировки.
Примечание
Если Trace gas model установлен в None
в блоке the Moist Air Properties (MA) газ трассировки не моделируется в блоках в сырой воздушной сети. В блоке Heat Exchanger (TL-MA) это означает, что уравнение сохранения для газа трассировки установлено в 0.
Сырая воздушная скорость накопления массы смеси составляет изменения целого сырого потока массы воздуха через порты обменника и массовый расход жидкости конденсации:
Массовое уравнение сохранения для водяного пара составляет транзит водяного пара через сырую воздушную сторону и формирование конденсации:
где:
x w является массовой частью пара. скорость изменения этой части.
массовый расход жидкости водяного пара в порте A2.
массовый расход жидкости водяного пара в порте B2.
уровень конденсации.
Баланс массы газа трассировки:
где:
x g является массовой частью газа трассировки. скорость изменения этой части.
массовый расход жидкости газа трассировки в порте A2.
массовый расход жидкости газа трассировки в порте B2.
Энергосбережение на сырой воздушной стороне составляет изменение в определенном внутреннем налоге на энергоресурсы к теплопередаче и сжатию водяного пара из сырой массы воздуха:
где:
ϕ A2 является энергетической скоростью потока жидкости в порте A2.
ϕ B2 является энергетической скоростью потока жидкости в порте B2.
Cond ϕ является энергетической скоростью потока жидкости из-за конденсации.
Тепло, переданное или от сырого воздуха, Q, равно теплу, переданному от или до тепловой жидкости.
[1] 2013 руководств ASHRAE - основные принципы. Американское общество нагревания, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc., 2013.
[2] Браун, J. E. С. А. Клейн и Дж. В. Митчелл. "Модели эффективности для Градирен и Охлаждающихся Обмоток". Транзакции ASHRAE 95, № 2, (июнь 1989): 164–174.
[3] Çengel, Юнус А. Хит и Перемещение массы: Практический Подход. 3-й редактор, McGraw-Hill, 2007.
[4] Звените, X., Eppe J.P., Lebrun, J., Wasacz, M. "Охлаждая Обмоточную Модель, которая будет Использоваться в Переходных и/или Влажных Режимах. Теоретический Анализ и Экспериментальная Валидация". Продолжения Конференции Третьего Интернационала по Системной симуляции в Созданиях (1990): 405-411.
[5] Митчелл, Джон В. и Джеймс Э. Браун. Принципы нагревания, вентиляции и кондиционирования воздуха в созданиях. Вайли, 2013.
[6] Шах, R. K. и П. Секулик Dušan. Основные принципы проекта теплообменника. John Wiley & Sons, 2003.
[7] Белый, Гидроаэромеханика Франка М. 6-й редактор, McGraw-Hill, 2009.
Condenser Evaporator (2P-MA) | Condenser Evaporator (TL-2P) | E-NTU Heat Transfer | Heat Exchanger (G-TL) | Heat Exchanger (TL-TL)