提出并采用了換熱器強化傳熱性能評價準則，即強化換熱器單位換熱量的熵增應小于原來換熱器單位換熱量的熵增。這一準則，試圖從熱力學第一定律與第二定律結合的角度，對強化傳熱效果進行質和量兩方面的綜合評價。基于該評判準則，選用了一種冷水表面式冷卻器，對于不同翅片結構的兩種換熱器方案進行了流動、傳熱及熱力學特性的計算；通過對計算結果的比較分析，確定了一種較優的冷卻器翅片結構，并認為所采用的換熱器強化傳熱評價準則是合理可行的，可以在換熱器的優化設計中應用。 關鍵詞：熵增 強化傳熱 冷水表面式冷卻器 1 引言
強化傳熱是傳熱學研究的重要方向，被稱為第二代傳熱技術。換熱器強化傳熱性能的方法較多，見于報道的已有幾十種。對單相對流換熱、沸騰換熱和凝結換熱，許多強化措施在傳熱增強的同時也引起了流動阻力增加，從而導致換熱器強化傳熱綜合效果可能降低。因此，對換熱器強化傳熱性能評價準則的研究是十分重要且必要的。傳熱增強與阻力增加是一對較難完全解決的矛盾，一個好的換熱器設計、優化工作往往是在雙方之間取得了較好的折衷。以往的換熱器強化性能評價準則大多是從能量數量角度衡量，如Nu/Nu0、(Nu/Nu0)/(ξ/ξ0)、（Nu/Nu0）/(ξ/ξ0)1/3、Kay-London的j（傳熱因子）-f（摩擦因子）因子分析法，R.L.Webb的縱向比較法等[1]，這些評價準則雖然反映了換熱器一些重要的流動與傳熱特性；但隨著強化傳熱與節能研究的深入，也需要從熱力學第二定律的角度對能量質量進行衡量。在用熱力學第二定律評價換熱器強化性能方面，已經開展了一些初期工作，如A.Bejan的熵產單元數法、火用分析法等，但對換熱器的換熱量卻沒有考慮。本文試圖從傳熱過程中能量的數量、質量兩方面來對換熱器的強化傳熱進行評價，提出并采用的評價準則為；強化后換熱器單位換熱量引起的熵增值應該是減小的，減小的程度即表明了性能提高的程度。計算時，將綜合采用熱力學、傳熱學和液體力學的研究結果。 2 評價準則
換熱器強化前后的模型見圖1、2。
圖1 原來換熱器圖 圖2 強化換熱器 對換熱器強化的假設： (1) 冷熱流體的質量流量（1、2）分別不變； (2) 冷熱流體進入換熱器的狀態參數分別不變； (3) 換熱器體積不變； (4)環境溫度為T0。 按熱力學第一定律進行能量平衡分析： （1） 1(h1-h1é)= =2(h2é-h2) （2） 按熱力學第二定律進行熵增分析： 原來換熱器的有效能損失n1 n1=1(ex1-ex1e)+2(ex2-ex2e) =1[(h1-h1e)-T0(s1-s1e)]+2[(h2-h2e)-T0(s2-s2e)] (3) 這里，h,s,ex分別代表比焓、比熵、比火用。將式（1）代入式（3） n1=[1(s1e-s1)+2(s2e-s2)]T0 (4) 強化換熱器的有效能損失n2 n2=1(ex1-ex1é)+2(ex2-ex2é) =1[(h1-h1é)-T0(s1-s1é)]+2[(h2-h2é)-T0(s2-s2é)] (5) 將式（2）代入式（5），得到： n2=[1(s1é-s1)+2(s2é-s2)]T0 （6） 本文制訂評價準則的根據是：換熱器強化傳熱后，強化換熱器單位傳熱量的有效能損失應該小于原來換熱器單位傳熱量的有效能損失，即： （7） 將（4）、（6）兩式代入（7），得到： （8） 式（8）即為本文采用的換熱器強化傳熱性能評價準則，其左右兩邊的相差程度，也就表明了換熱器性能改善程度。上式說明在傳熱量保持不變時，強化傳熱應向換熱器熵增量減小的方向進行。在傳熱過程中，由于存在傳熱溫差、流動摩擦等不可逆過程，因而整個換熱器的熵是增大的。強化傳熱措施的采用，應該在換熱量不變時，使整個換熱器的熵增程度降低；愈是有效的強化措施，換熱器的熵增降低程度也應愈大。在利用評價準則式（8）時，可以采用以下兩種方式。 (1) 圖表法 在換熱器優化實驗過程中，對于強化換熱器與原來換熱器，先從測量得到冷熱流體的進出口溫度、壓力與流量等參數，再查關于焓、熵等參數的熱力性質圖表，來判斷式（8）是否成立。現在常用工質的熱力性質圖表已相當齊全，故這種方法簡單易行，宜于工程使用。 (2) 計算法 在換熱器的計算機模擬過程中，若以式（8）評價準則作為目標函數，通過對換熱器有關敏感參數調節比較，即可完成該換熱器的優化計算。本文采用FORTRAN 77語言，針對冷水表面式冷卻器，進行了兩種方案的比較計算。 3 冷水表面式冷卻器計算
選用某種常見的冷水表面式冷卻器結構，對空氣側采用平直翅片與百葉窗式翅片的不同情況，進行關于評價準則的分析計算。表冷器主要結構特點如下[2]。 翅片： 片厚δf=0.3mm 片高hf=7 片距sf=2.5mm 管：外徑d0=16mm 內徑di=12mm 表面根數：24 排數： 4 散熱面積： 57.6m2 迎風面積： 0.97m2 空氣側熱阻一般為氣--液換熱器的控制熱阻。百葉窗式翅片因可以不斷地切斷空氣層流邊界層的連續生成，增強空氣流動的紊流度，而比平直翅片具有明顯的傳熱強化作用。本文采用了文獻[3]推薦的一種百葉窗翅片結構，利用換熱器強化傳熱評價準則式（8），完成了兩種方案的比較計算。 濕空氣入口參數 干球溫度td1=35℃ 相對濕度ψ1=60% 濕球溫度tw1=28.2℃ 迎面風速v=2.5m/s 冷凍水入口參數 進水溫度tj=7.2℃ 水流速度w=1.0m/s (1)干、濕工況判斷 若表冷器表面溫度低于空氣的露點溫度，則為濕冷工況，否則為干冷工況。露點溫度對應的飽和水蒸汽分壓力即為空氣的分壓力，即pv=ps(Td)。 （9） 其中，C(n)(n=0,…,6)為常數。 (2) 管內側流動、傳熱計算 光管傳熱采用Dittus-Boelter公式： （10） 流動阻力為沿程阻力損失與局部阻力損失之和。 （11） ζ1--沿程阻力系數 （12） ζ2--局部阻力系數 (3) 空氣側流動、傳熱計算 a. 平直翅片 緊湊式換熱器表面基本數據往往用j-Re和f-Re來表示。 傳熱因子 (13) 摩擦因子 (14) 其中：L--換熱器流動長度； B--翅片間距。 b.百葉窗式翅片 傳熱因子 (15) 摩擦因子 (16) 其中：h--翅片高度； Dh--當量直徑。 (4) 傳熱系數計算（基于翅表面） （17） 其中：τ--肋化系數； δt--管壁厚度； λ--管壁導熱系數； φ0--肋表面全效率，與干濕工況有關； aw--空氣側換熱系數； an--管內側換熱系數。
(5) 傳質系數計算
β為從含濕量來定義的傳質系數。在空氣--水系統的熱質交換過程中，空氣側換熱系數與傳質系數之間滿足劉易斯關系式： (6) 管束傳熱特性 在氣流橫掠管束換熱中，由于前排對后排的擾動，以及******一排無來自管后氣流的壓縮，使第一排與******一排的換熱系數較穩定值偏低。這里，取第一排換熱系數修正值為0.8，******一排換熱系數修正值為0.95。 (7) 冷凍水、濕空氣狀態參數計算 管內的過冷水與濕空氣中的水蒸氣的熱力狀態參數計算采用1967年國際公式化委員會（IFC）推薦的公式，包括比體積①、比焓、比熵及蒸汽壓；按要求采用雙精度。筆者就濕空氣編寫了干球溫度、溫球溫度、露點溫度、相對濕度、含濕量、比體積、比焓、比熵等參數的計算程 | 
