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温度变化和热量的关系范文1
【关键词】蒸发屋面；隔热膜快；热箱；标定
1 引言
生态屋面蒸发隔热技术的研究主要集中于轻质植被隔热屋面、多孔材料蒸发隔热屋面、蓄淋水隔热屋面等方面，国内在此方面的研究大多偏重于工程应用，重点对其施工工艺、构造模式、施工方法及布置等进行研究，对其隔热机理的研究开展不多。华南理工大学孟庆林等人[1]则通过热气候风洞模拟真实典型气候环境，对种植屋面材料热过程进行仿真测试研究，提出种植屋面的当量热阻为0.41～0.63（m2.K）/W；其他不同学者[2-4]也分别对不同材料的蒸发隔热模块进行了实验测试研究，获得了相关材料的蒸发隔热特性。
但是基于多孔材料的蒸发隔热技术涉及多孔介质的热湿耦合传递，仅通过实际气候条件下的实验测试难以准确获得其水力传导系数、湿扩散系数及表观当量热阻等物性参数和热湿耦合传递规律。因此本课题组设计并研制出用于测试生态屋面蒸发隔热模块的实验室防护热箱，以期通过调节实验测试模块上下表面环境参数，从而得到其热湿耦合传递特性和蒸发隔热规律。
2实验测试装置及流程
2.1 实验测试装置
生态蒸发隔热模块的热湿耦合传递特性和蒸发隔热规律采用防护热箱法进行测试，防护热箱由内外箱两部分组成，其构造从里到外依次为：镀锌板、聚苯乙烯泡沫填充物、镀锌板。里外均用黑漆喷镀。实验测试标定环境工况为：室内温度27.3℃～27.7℃，环境相对湿度在60.5%～73.6%。
标定板采用挤缩聚苯乙烯板：尺寸长×宽×厚为660mm×660mm×50mm；主要热工性能，导热系数为0.0493W/（m.K）。
2.2 实验测试流程
为了获得实验室防护热箱的标定特性规律，本文于广州的夏天（9月28日―10月3日）对实验室防护热箱的四周散热量、其它散热量、内箱箱内温度进行了测试。温度测试分别选取内箱各个壁面中心、内外箱悬空中心、标定板上下表面、内箱中心悬空。实验连续测试7个小时，每隔5分钟记录一次数据。
实验测试标定流程：通过所设置的高精度交流稳压器获得稳定的输出电压，并通过调压器调节加热器电压，从而调节防护热箱内加热器的加热量，获得不同的加热工况。利用温控装置控制外箱加热器的开启与关闭，从而使内外箱温度基本保持一致。防护热箱内外表面的温度分别由设置在箱内外表面温度传感器进行测试，并通过温度采集仪进行采集；利用电力采集仪记录轴流风机的功率、功率因数。
3 实验测试结果及分析
3.1 实验测试工况
防护热箱内箱内外壁面温度、标定板内外表面温度和内外箱箱内温度是标定计算的重要参数。其中保证内外箱箱内温度相等是其它计算的前提，不同工况下内外箱箱内温度、加热时间以及温差如表1所示。
3.2 准稳态传热状态的判定
当箱体处于相对稳定传热平衡状态时，意味着加热器加热量、箱体传热量、箱体蓄热量和标定板传热量处于相对稳定传热状态，亦即箱体标定处于稳定状态时段。判定箱体处于相对稳定传热状态是确定防护热箱内箱传热量、蓄热量的重要指标。一般情况下，可以通过标定板内外两侧的温差变化、内箱箱体壁面内外两侧的温差变化、内外箱箱内温度差值等参数变化来进行判定。本文通过内外箱箱内温度的变化来判定箱体是否进入相对稳定传热状态。从图2可以得出：不同标定工况下内外箱箱内温度温差随时间的变化规律大致相同，在开始加热的3个小时内，温差随时间逐渐缩小；3至5个小时内曲线趋于平缓；5至7个小时内，曲线基本水平，温差随时间的增加而不变。与此同时不同加热工况进入相对稳定传热状态的时间大致相同。不同工况下加热时间、准稳态阶段的选取如表1所示。
3.3 传热量的标定分析
不同标定工况下内箱箱体的四周散热量、其它散热量与箱体总热流量的关系，标定板传热量与箱体总热流量的关系。
箱体的其它散热量占总热流量的35.0%～40.4%，平均占35.6%；箱体的四周散热量占总热流量的11.8%～14.9%，平均占12.9%；标定板传热量占总热流量的47.7%～53.4%，平均占51.5%。从上述数据可以看出，当防护热箱内外箱温度相对恒定时，内箱的四周散热量很小，说明本实验设计的防护热箱合理准确。
不同实验工况下随着总热流量的不断增加，内箱的箱体散热量、其它散热量呈线性随之增加；与此同时，通过标定板的传热量也随总热流量的增加而增大，从回归公式看，相关系数的平方可以达到0.9959，说明此线性回归公式的应用准确性高，为后续生态蒸发隔热模块性能测试提供很好的标定公式基础。
4 实验测试结论
从上述标定实验结果可以分析得出以下一些结论：
（1）在实验标定环境工况（室内环境温度在27.3℃～27.7℃；环境相对湿度在60.5%～73.6%）下，不同加热工况的加热时间在7个小时左右，且不同工况下进入相对稳定状态的时间基本相同，即在加热5个小时后进入准稳态传热阶段；
（2）在实验标定环境工况下，箱体总热流量与内箱箱体四周散热量、内箱其他散热量、标定板传热量以及内箱箱内温度均表现出良好的线性相关关系，其相关系数分别为0.8951、0.9718、0.9743和0.9645，反映出箱体总热流量与内箱箱体四周散热量及其他散热量在相对稳定传热阶段具有良好的线性稳定关系；
（3）在25V～45V不同实验测试工况下，内外箱箱内温度之差介于0.62℃～0.99℃之间，满足防护热箱控制要求；且各实验测试工况下内箱箱体四周散热量与箱体总热流量的比值范围为0.118～0.149，所占份额很小且基本稳定；
5 结束语
用于测试蒸发隔热模块的防护热箱的标定是准确进行隔热实验的前提与基础，本文对测试用防护热箱进行了不同工况下的实验研究，获得了该防护热箱内箱箱体蓄热量、四周传热量与加热量的函数关系式及比值范围，同时获得了内箱箱体温度的变化范围，该实验结果可为模块的蒸发隔热实验提供必要的标定数据和良好的实验测试基础。不足之处，通过标定板的热量仅占总加热的51.5%，而其它散热量占总加热量多达35.6%，这是实验装备需要改进的地方，尽量使通过标定板的热量占总加热量的90%以上。
【参考文献】
温度变化和热量的关系范文2
【关键词】通信基站通风冷却技术节能
通信基站是通信网络的基础，属于公共建筑的一种。但与其他的普通公共建筑相较而言，通信基站的空调系统全年全天运行，涵盖全年所有季节，因此发热量最大。
一、通信机房环境条件要求
根据2008年11月1日开始实施的《通信中心机房环境条件要求》（YD/T1821.2008）其中对通信机房的温度、相对湿度、洁净度、新风量做出了以下几个规定：通信机房的温度、相对湿度及温度变化率。
1.1通信机房的回风控制精度
在2011年1月1日实施的《通信机房用恒温恒湿空调系统》（YD/T2061―2009）对回风控制精度做出如下几个规定：（1）当回风温度大于等于十八摄氏度并且小于等于二十八摄氏温度时，温度上下幅度在一摄氏温度之内。（2）当回风湿度大于等于百分之三十并且小于等于百分之七十时，湿度上下幅度在百分之四到百分之五范围之内。
1.2通信机房的环境特点
送风量大，送风焓差小。一般来说，温度对于通信设备的影响不容忽视，因此通信设备的电子器件绝大多数都具有温度这一特性，因此通信机房要求温湿度相对稳定一些，不能剧烈变化，因为温度变化太快时很容易导致电子器件发生问题。一般来说，送风量比较大的时候，机房的温湿度指标都处于一个比较平稳的状态，换言之，送风量是影响机房的温湿度的一个重要指标。
散热量大，散湿量小。据统计显示，通信机房的散热量大，散湿量小。散热量大的原因主要是，设备散出的显热和围护结构传热。散湿量小的原因主要是，通信机房内一般来说不存在固定的湿源，湿量主要来自工作人员以及进入机房内部的室外空气，因此散湿量一般很小。
1.3送风方式的特殊性
一般来说，机房空调的送风形式只有两种，即分为上送下回方式以及下送上回方式。对于小型通信机房和通信基站来说，房空调的送风形式采用上送下回气流组织形式比较合适。但是，对于大型的通信机房来说，房空调的送风形式采用下送上回方式更加普遍。
1.4防尘要求
尘埃对通讯设备具有很强的伤害。停留在电子器件上的灰尘容易导致绝缘不良，金属接点和金属插接件积有灰尘也导致接触不良。当通信机房相对湿度偏低时，电子器件上的积尘可导致静电吸附现象。
当前建设的通信基站中，部分采用了智能新风系统，见图1。
二、风机状态影响系统耗电量
当风机处于间歇状态的时候，风机有两种不同的状态，即开启和关闭状态。开启条件是，室内温度达到室内气温的最高温度。关闭条件是，室温在室内温度最低温度之下。随着室内温度的循环变化，风机也随着变化，即从开启和关闭两种状态循环变化。系统处于风机和空调间歇运行状态时，在某些状况下系统的节电量会忽略不计，这种状况就是通过风机引入的冷量少，造成空调系统必须不断工作，已达到降低温度的效果，由于空调的不断工作，此时节电量会很小，计算时因此可以被忽略掉。
三、各个影响因素和节电量之间的关系
3.1风机风量
实际观测可得到，在一定范围内，节电量与通风换气的次数成正比例，即在这一范围内，通风换气的次数增加，节电量就增加；通风换气的次数减少，节电量就减少。但是过了这一特定范围，电量与通风换气的次数就不成正比例关系了，表现为即使通风次数增加，节电量也不一定会随之增加，反而有时候会呈下降趋势。造成这种现象的原因是，风机电耗能量会随着风机通风风量的增大而增大，因此造成了节电量与通风换气的次数不一定成正比例的关系。由此可得，设置一个合理的通风换气次数是非常必要的。
3.2空调系统设定的温度
实际观测可得到，全年节电量与空调系统设定的温度呈现出正比例的关系，即要想全年节电量大，空调系统设定的温度就要大；要想全年节电量小，空调系统设定的温度就要低。
3.3室内发热量
据统计可得，全年节电量一般和室内设备发热量呈现出正比例关系，室内设备发热量大，全年耗电量就会变大；反之，室内设备发热量变小的话，全年耗电量也会随之变小一些。室内设备发热量之，也会随着室内设备发热量减少而变小。但是实际情况是，室内发热量太小时，通风冷却技术并不适用，因为此时不符合经济性的原则。室内发热量小导致全年耗电量小，此时不值得使用通风冷却技术，因为使用此技术会有很长的投资期。
3.4空调系统能效比
节电量与空调系统能效比呈现反比例关系，即当空调系统能效比增加时，节电量会相应地变小，并且减少趋势会随着室内发热量的增大而表现更加明显；反之，当空调系统能效比减少时，节电量反而会相应地变大。
3.5风机功率
节电量与风机功率呈现出反比例关系，即风机功率增加时，节电量反而相应地减少，并且减少量会随着室内发热量的增加而更加明显；反之，风机功率减少的时候，节电量反而会相应地增大。
总的来说，在一定程度内，节电量与通风换气数成正比，但是超过这种程度之后，节电量不会再增加，反而会下降，因此需要根据室内发热量的不同，而设置不同的合适各自的通风换气数。节电量与空调系统设定温度成正比，就是设置温度越大，节电量越大，反之节电量越小。节电量与室内发热量也成正比，然而与空调系统能效比却成反比。
四、结论
本文章中提出的评价方法具有明显的局限性，因为是在针对的情况比较特殊，不具有一般性。换言之，是在针对特定基站情况下，提出的评价基站通风冷却技术的节能效果。通风冷却技术适合于发热量高的基站，而不适合于发热量过低的基站。
参考文献
[1]中国电信集团公司电源技术支撑中心.连载8：机房新风直接引入节能技术[J].广东通信技术，2009，（5）：28-33
温度变化和热量的关系范文3
关键词 T-Q图； 热端温差；窄点温差；估算方法
中图分类号TK22 文献标识码A 文章编号 1674-6708（2013）90-0098-02
0引言
本文将以无再热、无补燃、双压蒸汽余热锅炉为例，介绍利用T-Q图推算锅炉的蒸汽参数的估算方法，并结合实例对估算方法的有效性进行验证。
1 T-Q图及其重要参数
T―Q图由烟气放热曲线、工质（蒸汽和给水）吸热曲线组成，反映了余热锅炉运行时，烟气温度变化及焓值变化，工质（给水或蒸汽）温度和吸热量变化，以及烟气温度变化与各受热面工质吸热量的关系，典型的T―Q图见图1，它包括了1）烟气放热曲线，它反映了燃机出口的高温烟气将热量传递给工质后变成低温烟气的过程；2）过热蒸汽吸热曲线，它反映了过热蒸汽吸收的热量，对应锅炉的过热段；3）饱和蒸汽吸热曲线，它反映了饱和水吸热相变为饱和汽吸热量，对应锅炉的蒸发段。吸热过程是在蒸发器中完成的，此过程中工质温度不发生变化；4）给水吸热曲线，它反映了凝结水被加热到锅筒压力下饱和水温度的吸热量，它的受热面有给水加热器、除氧器及省煤器。利用T―Q图需要了解余热锅炉运行中的一些重要参数，这些参数在估算方法中非常有用。
1.1热端温差
余热锅炉主汽温度取决于燃气轮机的排烟温度，热端温差指燃机排烟温度与主蒸汽温度的温差，一般在20℃～50℃。
1.2窄点温差
余热锅炉的窄点温差Tp是指余热锅炉中的蒸发器入口处烟气的温度与工质饱和温度之间的差值[1]。窄点温差越小，余热的利用率越高。但是为了减少窄点温差必须提高蒸发器的换热量，就必须增加余热锅炉的换热面积，这样余热锅炉的投资较大；同时燃气侧的流动损失也会增加，导致燃气轮机的功率有所减小。因此选择合适窄点温差非常重要，是决定余热锅炉受热面积的关键因素，一般取8℃～20℃，最低可以取7℃。
1.3接近点温差
余热锅炉的接近点温度，是指省煤器出口的水温与对应压力下的饱和水温度之间的差值[2]。如果接近点温差过大，表面省煤器的强化换热的特点没有得到充分的利用，为了保证余热锅炉的效率还必须增加余热锅炉的换热面积，投资费用增加。但是接近点温差也不能太小，如果接近点温差接近零，说明省煤器中发生了汽化现象，很可能导致省煤器管过热甚至损坏，不利余热锅炉的安全运行。因此接近点温差的选择必须合适，一般取4℃～10℃。
1.4排烟温度
余热锅炉的排烟温度直接影响到锅炉的效率[1]，但是降低余热锅炉的排烟温度要增加锅炉受热面，余热锅炉设计时要综合考虑投资与效率的因素。单压系统的排烟温度为150℃～180℃，多压蒸汽系统的排烟温度可以低很多，例如双压系统的排烟温度为100℃～150℃，三压系统的排烟温度为80℃～100℃。
2 T-Q图的画法
T-Q图包含了烟气随温度下降的烟气放热曲线，和工质（蒸汽和给水）的吸热曲线。烟气的放热量与烟气量、烟气组分及温降有关。工质的吸热量与工质的压力、温度、流量有关。与9E燃机配套的余热锅炉，一般采用双压蒸汽系统，受热面布置一般为高压蒸汽过热器、高压蒸发器（即高压锅筒，高压给水在此由饱和水变成饱和汽）、高压省煤器1）低压蒸汽过热器、低压蒸发器、高压省煤器；2）低压省煤器、高压省煤器；3）除氧器及给水加热器，具置可能因低压蒸汽参数的不同会有所调整。
2.1 烟气放热曲线
燃机的烟气由氮气、水、二氧化碳、氧气组成，各分气体的各个温度下的的比焓h见表1，烟气的比焓等于各分气体对应的比焓与其体积份额的乘积之和。
气体比焓与温度具有线性关系，因此只要根据燃机的排烟温度与余热锅炉的排烟温度求出相应温度下烟气的比焓，计算出焓差，乘以烟气量就能得到烟气的放热量。以温度为纵坐标，放热量为横坐标，画出烟气放热曲线。
2.2蒸汽吸热曲线
T-Q图中工质吸热曲线由高压过热蒸汽以及饱和蒸汽曲线构成，分别对应蒸汽的过热段和蒸发段。双压余热锅炉的主汽，一般为5.3MPa～8.8MPa/500℃～530℃的次高压参数，或10.0MPa/540℃的高压参数；主汽的热端温差一般为20℃～50℃。根据主汽流量及各温度压力下的焓值，可以求出高压过热器受热面及高压蒸发器受热面的吸热量，并在T-Q图上画出这二个受热面处的工质吸热曲线。根据确定的低压蒸汽压力求出低压锅筒压力下的饱和温度，可以画出低压蒸汽吸热曲线。根据低压汽流量及蒸汽参数，分别求出低压过热器及蒸发器受热面的吸热量，可以画出这两段的工质吸热曲线。
2.3给水吸热曲线
流经除氧器及给水加热器的给水流量为高、低压蒸汽流量之和，由于除氧器后的给水泵将给水分别打入低压省煤器及高压省煤器，最后生成高压过热蒸汽及低压过热蒸汽，因此.除氧器及给水加热器吸热量可以合并计算，将凝结水加热到除氧器出口饱和水温度。根据高低压给水吸热量，可以画出高低压省煤器吸热曲线。
3估算方法
为了利用T-Q图估算余热锅炉的蒸汽参数，对于无再热、无补燃、双压蒸汽余热锅炉，假定余热锅炉排污率为0，不考虑喷水减温，不考虑除氧器、蒸发器循环倍率的影响，只考虑工质吸收的热量，那么锅炉的蒸汽参数可以利用T-Q图估算。
温度变化和热量的关系范文4
一、基础型考题
【例1】（2006年梧州考题）下列物质溶解于水后溶液温度没有明显变化的是（）
A.氯化钠B.浓硫酸C.氢氧化钠 D.硝酸铵
解析：本题属于识记型考题，了解常见物质溶于水时的热效应是正确解题的关键。浓硫酸、氢氧化钠溶于水时均放出热量，硝酸铵溶于水时吸收热量，氯化钠溶于水时溶液温度无明显变化。答案为A。
点拨：本题源于课本知识，是课本知识的再现，只要牢固掌握课本基础知识，应很容易得出答案。
二、应用型考题
【例2】（2006年锦州考题）在图1所示装置的试管中，加入氢氧化钠固体，片刻，U型管中左侧液面将________（填“上升”、“下降”或“不变”），产生这一现象的原因是___________。若用_________代替氢氧化钠固体，U型管中液面也会出现同样的现象。
解析：氢氧化钠溶于水时放出热量，广口瓶内气体受热压强增大，U型管中液面左侧下降，右侧升高。只要将溶于水放出热量或与水反应放出热量的物质加入试管中，均会出现同样的现象。答案略。
点拨：将化学中的热效应与气体的压强相联系，体现了学科知识的渗透、交融。
【例3】（2006年海门考题）图2（甲）是A、B、C 3种固体物质的溶解度曲线图。
(1)（甲）图中，t2℃时，A、B、C 3种物质中，溶解度最大的是______ ，P点所表示的含义为_____。
(2) t℃时，将B物质的不饱和溶液转变成饱和溶液可采取的方法有________。
(3)如（乙）图所示，20℃时，把试管放入盛有X的饱和溶液的烧杯中，在试管中加入几小段镁条，再加入5mL稀盐酸，立即产生大量的气泡，同时烧杯中出现浑浊，则X可能为A、B、C3种固体物质中的哪一种？
解析：(1)根据图（甲）可知：t2℃时，A、B、C 3种物质中，A物质溶解度最大，P点为B、C两物质溶解度曲线的交点，表示在t1℃时，B、C两物质的溶解度相同；(2)B物质的溶解度随温度升高而增大，要将B物质的不饱和溶液转变成饱和溶液可采取降低温度、加入B物质或蒸发水分等方法；(3)本题隐含的信息是：镁条与盐酸反应放出热量，导致烧杯中X的饱和溶液温度升高，烧杯中出现浑浊说明有X析出，因此推知X的溶解度随温度升高而减小，应为C物质。
点拨：本题在考查物质的热效应的同时，渗透了溶解度与温度的关系，属于学科内的知识综合。
三、探究型考题
1.纠错型
【例4】（2006年广东佛山考题）为测定H2SO4与NaOH发生中和反应放出的热量，在图3所示的小烧杯中加入一定量的NaOH，测量其温度；另取一定量的H2SO4，测其温度，并缓缓地倒入小烧杯中，边倒边用环形玻璃棒搅拌。记录溶液温度的变化。甲、乙、丙3位同学准备选择以下试剂进行实验:
甲、乙、丙3位同学中，有两位选择的试剂是错误的。从溶液温度改变的因素考虑，指出错误的原因。
解析：浓硫酸、氢氧化钠固体溶于水时均放出热量，因此甲、乙两同学的试剂选择均出现错误。
答案：(1)甲：氢氧化钠固体溶于水时会放出热量，对测量产生误差；(2)乙：浓硫酸溶于水时会放出热量，对测量产生误差。
点拨：解题时不要忽略物质溶于水时的热效应，否则会给实验带来误差。
2.过程型
【例5】（2006年大连考题）根据下列实验报告回答问题：
活动与探究：氢氧化钠溶于水后液体温度的变化。
探究目的：了解物质溶解前后液体温度变化情况，学习测量液体温度变化的方法。
实验用品：药匙、烧杯、玻璃棒、温度计、氢氧化钠固体、水。
操作过程：①加适量水 ，②加适量氢氧化钠， ③搅拌至完全溶解 ，④测溶液温度。
(1)使用氢氧化钠固体时必须注意安全，其原因是 。
(2)上述实验能否测得氢氧化钠固体溶解前后液体温度的变化范围？为什么？
解析：氢氧化钠有强烈的腐蚀性，使用时不能沾到皮肤上和衣服上；要测加入氢氧化钠前后溶液的温度变化，必须测出初始温度和溶解后的温度。
答案：(1)氢氧化钠具有强腐蚀性；(2)不能，因为没有测量加人氢氧化钠固体前水的温度________。
点拨：本题主要考查温度计的使用、氢氧化钠的腐蚀性、溶液的配制及温度的测量等知识。
3.结论解释型
【例6】（2006年山东考题）在一定体积的10％的氢氧化钠溶液中滴加10％的盐酸，反应中溶液的温度与加入盐酸的体积变化如下：
(1)试绘出溶液的温度与加入盐酸的体积之间的变化关系曲线。
(2)根据曲线讨论溶液温度变化的原因。
①加入盐酸的量在0～10mL时：______________；
②加入盐酸的量在10～20mL时：________________。
(3)某同学提出“将氢氧化钠固体直接与10％的盐酸反应，以探究中和反应是否放热”，你认为它能否获得充分的证据？为什么？
解析：(1)绘制图像时要注意描点准确、曲线光滑；(2)解释原因时要紧扣表格中的数据信息；(3)不能忽略氢氧化钠固体溶于水时也是放热的。
答案：(1)略。
(2)①随着盐酸量增加，中和反应放出热量增大，溶液温度上升；②中和反应完成后，过量盐酸起降温作用。
(3)不能，因为固体氢氧化钠溶于水也要放热。
温度变化和热量的关系范文5
关键词：冷凝器，传热系数，冷凝段，过热段，过冷段
冷凝过程在炼油、化工和石油化工等装置中的应用极其广泛,但是,冷凝过程是复杂的,实际工况是多样的,对于纯组分冷凝工况,会因气相分率的显著变化,引起冷凝器内沿长度方向上气液两相流况的改变,并导致局部传热性能和压力降梯度的变化,对于多组分混合物的冷凝过程,伴随着热量传递、质量传递和动量传递。对此,一些设计人员在设计中对多种因素的综合分析不够,使选用的冷凝器在实际运行中达不到设计的负荷值。论文格式。本文对选用冷凝器时经常遇到和值得注意的几个问题进行了分析和阐述。
一、问题剖析及处理方案
对于单组分的冷凝,虽然不存在化学变化,但是会因气相分率的显著变化,致使介质在冷凝器内的气液两相流况发生很大的变化,所以,简单的按进出口温度值直接计算传热平均温差的计算方法是很不准确的;对于多组分的冷凝,由于不同介质的物化性质不同,随着冷凝过程的不断进行,气相分率会出现不等的变化情况,而且气液两相的组成与温度的关系曲线和温度与汽化率的关系曲线往往呈现强烈的非现性,所以更不能简单的按进出口的温度值直接计算传热平均温差。为了考虑上述变化的影响,对于冷凝段、过热段、过冷段应分别采取不同的计算方法。
（一）冷凝段
对于冷凝段,应把整个冷凝过程分割成若干小段,先计算出每一小段的热量及对应的温度分段点和气相分率,再由热平衡关系推算出冷流体的各点对应温度,并由这些分段点温度数据计算出各小段的传热平均温差Ti,然后按各小段热量所占总热负荷的比例进行加权平均,计算出全过程的传热平均温差。论文格式。
（二）过热段
当几股气相物流混合后在进行冷凝,由于系统压力的降低,冷凝器进口状态可能为过热态,当过热段热量所占的比例很小时,则不需要详细计算,而把过热段的热量直接并入冷凝段,在计算传热温差时,进口温度取露点温度,当过热段热量所占比例较大时,则应单独计算过热段的传热计算,可先分别按湿壁和干壁两种机理考虑所谓湿壁机理是基于管壁温度低于冷凝介质的露点温度这一假设,而干壁机理则是基于管壁温度高于冷凝介质的露点温度这一假设,将过热段当作气体的热传递过程来处理,计算传热温差时,湿壁机理冷凝介质温度取露点温度,而干壁机理则取实际过热段的气相温度,即:
qW=KWTw(湿壁)
qd=KdTd(干壁)
一般情况下,KW>Kd,TW<Td,这里qW、qd分别为湿壁和干壁机理计算的热量,KW、TW、Kd、Td分别为按湿壁和干壁机理计算的过热段传热系数和传热温差,TS和ts分别为冷凝介质的露点温度和被加热介质的温度,T1为热流体的进口温度,T2为热流体的出口温度,t1为冷流体的进口温度,t2为冷流体的出口温度。在KW项中,热流体侧的传热系数按冷凝过程计算,而Kd项中,热流体侧的传热系数按气体显热过程计算。论文格式。
（三）过冷段
过冷段的传热计算一般只限于管程。对于壳程过冷,通常是由操作控制来调节的,当设计选用的传热面积留有较大的余量时,操作中可利用冷凝液掩埋管子的多少来控制冷凝液的出口温度。若在同一设备内既有冷凝段又有过冷段是,往往难以保证较高的过冷段传热系数,因此,当过冷段热量所占比例较大时,通常单独设计一台后冷器。对于管内全凝过程,过冷段可按单纯液体显热传热过程计算,对于含不凝气的冷凝过程,若有过冷段,则应视为非冷凝两相流动传热过程,尽管不凝气的重量所占的比例可能较小,但体积分率则可能很大,因此,这时应按两相流体传热过程计算。
对于同时存在冷凝段和过冷段的情况,过冷段应单独作为一段处理,膜传热系数、压力降及平均温差均应与冷凝段分开计算。
（四）不互溶混合物的冷凝传热问题不互溶混合物的冷凝传热问题在实际工况中是很常见的,最典型的离子是含蒸汽的烃类混合物的冷凝过程,这类混合物冷凝时,在某一温度范围内(通常为60~90℃),蒸汽和油气同时冷凝,形成不互溶的两个液相,对此,在进行气液平衡计算和分段计算时应多分几段进行计算,否则所选的分段点数据不准,则传热平均温差就算不准确。由于单位重量蒸气的冷凝潜热约为油气的8倍多,即使蒸气含量较少,但其冷凝热还是很可观的,所以在计算传热系数时,应把气液两相传热系数按照两相所占冷凝液的体积分率进行加权平均。
二、结语
本文对设计选用冷凝器的若干问题进行了分析和阐述,如果按照文中所述的计算方法进行冷凝器的设计选用,既能使冷凝器在实际运行中达到设计的负荷值,又能减少热能的浪费。
参考文献：
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温度变化和热量的关系范文6
【关键词】螺杆泵采油技术；定子；转子；泵内流体
引言
螺杆泵采油技术作为一项全新的油井举升技术，其较之于一般的抽油机，有成本低、占地少、能源消耗低、易维护以及应用范围广等诸多特点，正因为该项技术的这些特点，使得它迅速在国内各大油田普通推广使用。现阶段，螺杆泵工作过程中面临最为棘手的问题是烧泵现象。通过统计分析，螺杆泵井的检泵周期明显比普通的抽油机井和电潜泵井短，所以，根据螺杆泵的工作特性研究其烧泵的机理，将对有效增加螺杆泵井的检泵周期，降低成本，提高经济效益有重要的实际意义。本文在文献1研究基础上，确定转子温度场和定子轴向温度的一般分布特征，以及泵内流体温度分布规律，并对不同生产气油比和泵排出口压力下的变化规律进行深入分析。
1、螺杆泵定子、转子及泵内流体等温度场相关模型
1.1转子生热率
转子温度增加的主要热源来自3个方面，即定、转子摩擦生热；定、转子接触而发生的热传导；转子与泵内流体之间发生的对流传热作用。根据文献1的假设（5），可确定转子单位表面积在单位时间内所传入的摩擦生热量：
公式（1）（2）中，λr表示橡胶的导热系数，W/（m·K）；λs表示合金钢导热系数，W/（m·K）；ρr表示橡胶密度，kg/m3；ρs则表示合金钢的密度，kg/m3；cr表示橡胶的比热容，J/（kg·K）；E表示橡胶的弹性模量，MPa；cs表示合金钢比热容，J/（kg·K）；μ表示橡胶的泊松比；l表示转子在1个转动周期内所完成的滑动距离，mm；n表示转子的转速，r/min；δ表示定、转子的过盈量，mm；f表示定、转子的摩擦系数；H表示接触点到定子衬套外边缘的距离，mm；vt表示转子的理论速度，m/s；va则表示转子的实际速度，m/s；R表示转子的半径，mm。
定子热传导至转子的热量可以表示为
转子与泵内流体之间产生的对流传热量表示为
式中：hs表示两者之间的对流传热系数，W/（m2·K）；θΓ1和θΓ2分别表示转子、定子衬套内表面的温度，℃；θp表示泵内流体的实际温度，℃。
在单位时间内，生热率（转子增加的热量），可表示如下
1.2温度场热平衡方程
转子在单位时间内的生热率可视为内热源，因此，根据传热学理论可建立极坐标下转子的温度场热平衡方程：
1.3泵内流体增温模型
螺杆泵定子橡胶衬套滞后会产生一定热量，定、转子由于摩擦也会生成一定的热量，这些热量均会导致定、转子温度升高。滞后、摩擦产生的热量还有一部分传递至泵内的流体，并使泵内流体的温度增加；随着泵腔内的流体由内向外移动至排出口，导致泵腔内的压力逐渐升高，增压做功所产生的热量也会引起泵内流体温度的提高。
因此，根据公式（4）可确定转子与泵内流体间的对流传热量；同样，可计算定子与泵内流体间的对流传热量如下：
公式中，cV表示定容比热容，J/（kg·K）；γ为比定压热容与泵内压力的比值；ρ表示泵内流体的密度，kg/m3。
2、温度场模型参数设置
本文模型计算以GLB500-21型号螺杆泵为基础。该型号螺杆泵的外径D=114mm；转子直径d=44mm；合金钢外套壁厚δ=10mm；偏心距e=8mm。螺杆泵转子为合金钢材料，其弹性模量E=2.1×105MPa；导热系数λ=49.3W/（m·K）；密度ρ=7800kg/m3；泊松比μ=0.3；比热容c=564J/（kg·K）。
为了简化模型，本文将定子橡胶衬套视为不可压缩状态，因此，其弹性模量E=2.82MPa；导热系数λ=0.1465W/（m·K）；泊松比μ=0.499；密度ρ=1200kg/m3；比热容c=840J/（kg·K）。
根据前述公式，计算不同温度、压力，以及不同转速下定子截面的最高温度。同时，采用迭代求解的方法，可明确定子截面的最高温度轴向以及泵内流体具体的温度分布规律。
3、模型计算结果分析
3.1转子温度场
根据控制容积热平衡法，可确定转子温度场热平衡方程下的温度场分布，如下图1所示。由于定、转子过盈配合以及转子特有的运动规律，使得螺杆泵转子温度场清晰地划分为高温和低温两个区域，如图1。由于转子的左半部分与定子之间有更长的接触时间，且为纯滑动摩擦，因此，转子左半部分与右半部分相比，能够产生更多的摩擦热量。通过对工作1年的转子实物的观察，转子通常会出现1条较为明显的破坏带，并且该破坏带沿着转子轴呈螺旋分布状态，破坏带为半圆形，其宽度说明了定、转子间的相对运动关系及接触关系，且其破坏的程度与定、转子间的过盈量也有十分紧密的联系。从对实物工作产生的破坏带观察可知，其产生的现象与本文的模型计算结构大体是一致的。
3.2泵内流体温度分布情况分析
下图2为泵吸入口压力pin=4MPa、排出口压力pout=10MPa、吸入口温度θin=45℃、转速n=90r/min情况下螺杆泵内部流体压力和温度的分布曲线。从图中可以明显看出，由于受到泵内压力的影响，泵内流体的温度较为明显地划分为2个阶段。因为前7级泵腔内部压力相等，紧邻的两级容腔间不存在漏失，因此，泵内流体增压温度升高为0，而流体温度则按照线性趋势递升。图2所示8～21级容腔内，由于相邻2级泵腔间出现漏失引起泵内压力增加，使泵内流体出现压缩做功，由于做功产生热量，逐渐使温度升高。曲线于第8级容腔发生突变，同时，随着泵内流体向排出口流动，导致定子的温度下降，流体温度增加趋势明显放缓。
图3表示不同条件下泵内温度的具体分布曲线。图3a表示螺杆泵内部流体在不同泵排出口压力变化情况下的温度变化曲线。从图3可以看出，当螺杆泵排出口的压力增加时，曲线向吸入口偏移，直线段缩短；同时，由于泵内压力增加，这在一定程度上减少了定、转子间的接触关系，使定子温度降低，并使泵内流体增温速度减慢。
3.3定子轴向温度分布情况
图4a表示的是当转速n=90r/min、泵吸入口压力pin=4MPa情况下，各泵排出口压力定子截面最高温度轴向分布曲线。从图可以分析得知，当螺杆泵排出口压力增加，定子的最高温度逐渐偏移至吸入口，最高温度在泵排出口压力提高的同时继续降低。
图4b表示不同生产气油比条件下定子截面的最高温度沿轴向分布曲线。在图4中，θr表示定子温度，并且随着生产气油比的提高，泵腔内壁面与泵内流体间产生的对流传热减弱，螺杆泵定子温度逐渐升高，同时，由于受泵内压力分布影响，定子温度受生产气油比影响区域主要在泵的排出口附近。
4、结束语
本文的研究结果表明：
（1）随着排出口压力的升高，定子轴向温度及泵内流体温度分布曲线偏移至吸入口，而泵内压力降低，减弱了定、转子间的接触关系，并导致定子温度下降；
（2）泵内流体温度受生产气油比的影响区域主要为泵排出端，并且，泵内流体温度随生产气油比的增加则陡增。另外，由于气体的增加，使得定子内壁面与泵内流体之间的对流传热情况减少，并导致定子温度升高。
