1、传热与传质大作业学 院： 机械与车辆学院专 业： 动力工程及工程热物理姓 名： 荆 磊 学 号： 2120120478授课教师： 王 瑞 君2012 年 12 月 19 日一、冬季北方地区为了保温一般都采用双层玻璃，请运用所学的知识计算 双层玻璃间隔多少时最有利于保温。有关室内外温度、玻璃厚度等边界条件自行设定。1、双层玻璃隔热效果探究中的假设条件：设室内热量的流失是热传导引起的，不存在户内外的空气对流。即窗户的密封性很好，两层玻璃之间的空气不流动。室内温度 T1=291K(18)与户外温度 T2=263K（-10）均为常数，热传导过程已处于稳定状态。玻璃是均匀的，热传导系数为常数。玻璃厚度
2、d=5mm。2、符号说明：Q单位时间单位面积传导的热量；T温度差；k热传导系数；d玻璃厚度；l双层玻璃间隔。3、模型的建立与求解：双层玻璃与单层玻璃3.1 对于双层玻璃，“？记双层玻璃传递的热量为 Q1,内层玻璃的外侧温度为 T3,外层玻璃的内侧温度为 T4,k1为玻璃的热传导系数，k 2为玻璃间空气的热传导系数。所以，根据热传导定律的公式： 。即，dTkQ，lTkdTQ241321 所以推出， 。dlhkss,)(2121其 中3.2 对于单层玻璃，记单层玻璃传递的热量为 Q2,所以根据热传导定律的公式： 。dTkQ即， 。dTkQ2123.3 双层玻璃和单层玻璃的关系根据上述两式，可得双层
3、和单层玻璃传导的热量之比： dlhkss,2211其 中明显， ，1Q经查阅资料，k 1=410-3 8 10-3, k2=2.510-4, k1/k2=16 32，对 的减少量作最保守的估计，取 =16，21 21因此可以得到： ，dlhQ其 中,812用 Matlba 作图： clear x=0:0.1:10; y=1./(8*x+1); plot(x,y,r:) grid on xlabel(l/d); ylabel(Q1/Q2); title(Q1/Q2 与 l/d 的关系图形);得到 Q1/Q2 与 l/d 的关系：根据上图可以看出随着 的增加， 的值迅速下降，而当 超过了dl/2/
4、1Qdl/一定值后（例如 4）后， 的值下降速度趋于缓慢，可见只要选择一l/21个适中的 值即可。所以一般建筑要求双层玻璃窗所夹空气厚度 l 与单层玻璃dl/厚度 d 之比 h=l/d 约为 4。 3.4 模型的应用一般情况下，建筑规范要求 4。据此模型可得 3.03%，即双层dl/21/Q玻璃窗比同样多的玻璃材料制成的单层玻璃窗节约热量约为 96.97%。虽然双层玻璃窗的工艺复杂会增加一些成本，但它减少的热量损失却是相当可观的。不难发现，双层玻璃窗之所以有如此之高的功效主要是由于两层玻璃之间空气很低的导热系数 k2，而这个前提是，空气必须是干燥且不流通的。作为该数学模型假设的这个条件，在实际
5、环境下必然是不可能完全满足的。所以实际上，双层玻璃窗的隔热功效会比模型所得的结果要差一些。另外，应该要注意到，一个房间的热量散失，通过玻璃窗常常只占一小部分，热量还要通过天花板、墙壁、地面等流失。4、双层玻璃间隔 l 的估算。北方除了室外无框玻璃门要求玻璃厚度较高，一般 10mm12mm 之间外，室内门窗玻璃厚度在 5mm 左右就可以了。所以 l=4d=45=20mm=2cm，即双层玻璃间隔在 2cm 时候保温效果最好。二、运用所学知识计算内燃机燃烧室内高温燃气与燃烧室壁之间的换热量（包括热辐射换热和对流换热） ，有关燃烧室内燃气温度、燃烧室形状、 缸径等边界条件自行设定。1、内燃机高温燃气与
6、燃烧室间换热量探究中的假设条件：燃烧室形状定为圆柱形，燃烧室壁材质均匀，黑度相同；燃烧室壁温度相对燃气温度变化很小，可忽略不计，故定燃烧室壁为恒温，取 Tw=500K。假定燃烧室高度 H=40mm，燃烧室直径 d=300mm。2、符号说明：h对流换热系数； 燃气黑度； 燃烧内壁黑度；gwTw燃烧室内壁温度；Tg燃烧室内高温燃气温度；辐射系数； 燃气吸收率； A燃烧室内壁面积；bg3、模型的建立与求解燃烧室的几何形状包括气缸盖和活塞顶形状以及火花塞位置。本次探究中，我选用的是圆柱形的燃烧室，在压缩冲程末期，活塞顶接近上止点是燃烧室内燃气开始剧烈燃烧，高温燃气与燃烧室壁发生对流换热和辐射。在活塞一
7、个运动周期内，燃烧室内温度和换热系数变化非常大（如图 1 和图2 所示） 。当可燃气体燃烧时，燃烧室内换热系数和温度迅速达到最大值，并且持续时间很短。该模型为一个非稳态换热模型，本文仅对温度高于 1000 的0C高温燃气进行分析。图 1 燃烧室内对流换热系数变化Comment y1: 要加上面积 AComment y2: 要加上 agComment y3: 史蒂芬玻尔兹曼定律图 2 燃烧室内瞬时温度的变化上述两图表明，随着曲轴转角的不同，气缸内燃气的对流换热系数和燃烧室内瞬时温度的变化，我们选用最高温度时，所对应的对流换热系数。即：Tg=1600K，h=4000W/（mK）。(1)高温燃气与燃
8、烧室内壁间的对流换热量 ：1=hA（Tg-Tw）=40002rH（Tg-Tw）1=400023.144010（1600-500）2306=1.65810W5(2)高温燃气与燃烧室内壁间的辐射换热量 ：2假定气体包壳的内侧表面为黑表面，包壳内的气体是二氧化碳和水蒸气的混合气体，那么包壳内侧表面的辐射能流被混合气体吸收的部分为： =A Twbg。4w混合气体的辐射能流被黑体包壳全部吸收，即 =A T 。gb4g因此，混合气体与黑色包壳间的辐射换热量为：= - =A ( T - T )(1)2gwbg4w各种系数的具体数值工程上的气体包壳一般处理为灰体，其固有黑度 1，内燃机活塞顶面的w黑度为 0.
9、80.95，我们可取 =0.85。由于气体投射到灰体包壳上的辐射能中w只有一部分被包壳吸收，另一部分又被反射回气体，气体吸收其一部分，另一部分再次投射到包壳上。因而，包壳内侧表面的有效黑度 大于不考虑上述w情况的固有黑度 ，即 1。经验表明，如果 0.7,则包壳内侧表面ww的有效黑度可用近似公式计算，即 = （1+ ） 。21w气体与灰体包壳的辐射换热，常常采用把气体与黑体包壳的辐射换热计算结果当校正的处理方法，即按（1）式的就算结果再乘以 ，得w= A ( T - T )(2)2wbg4gw计算 ：根据给出条件，可将燃烧室看作是无限长的圆筒，燃气的容积形状g亦可认为是一长圆柱体。因此，二氧化
10、碳和水蒸气的平均射线行程可查表认得为 L=0.9d=0.90.300=0.27m。假定二氧化碳和水蒸气的容量含量均为 15，压力为 0.9810 Pa,则 P =P =0.150.9810 =0.14710 Pa,52coOH55(a)确定 。OH2P L=0.14710 0.27=0.0396910 Pam，2 5 5查表可得， =0.054, C =1.08,OH2OH2=C =1.080.054=0.0583。OH222(b)确定 。2CP L=0.14710 0.27=0.0396910 Pam，2O5 5根据总压力 P、P L 和 Tg，查图表可得，2CO=0.075, C 1.02
11、CO2因此， = C =1.00.075=0.07522O2(c)烟气的黑度 。gP /（P + P ）= =0.5OH22COH2 510)47.1.0(（P + P ）L=20.14710 0.27=0.0810 Pam，22 5可查的， =0.005,因此，可计算出烟气的黑度为= + - =0.0583+0.075-0.005=0.128gOH22C计算气体的吸收率由于气体辐射和吸收的选择性，气体一般不能处理为灰体；而工程上气体与包壁的温度往往并不相等。因此，气体的吸收率 不等于它的黑度 。工程上gg采用经验处理方法求解气体的吸收率，即= + ，g2COH2(a)确定 。2P L =0.
12、14710 0.27 =0.012410 Pam，2COgwT51605查表得到， =0.073 ，2所以， =C ( ) =1.00.073( ) =0.1552CO22COwgT65.050165.(b)确定 。H2P L =0.14710 0.27 =0.012410 Pam，O2gwT51605查表得到， =0.069，H2所以， =C ( ) =1.080.069( ) =0.1257O22O2wgT45.0501645.(c)确定气体吸收率 。g= + =0.155+0.1257=0.2807。g2COH2综上所述，将上述数值代入公式(2)，可得= A ( T - T )21wbg4gw= 0.037685.6710 （0.1281600 -0.2807500 ）85.0844=0.016210 W（3）高温燃气与燃烧室内壁间的总换热量 。= + =1.65810 +0.016210 =167420W,1255即高温燃气与燃烧室内壁间的总换热量为 167420W。（4）总结通过上述计算，可得高温燃气与燃烧室内壁间的换热量 ，故内部主12要以对流换热为主，换热系数 受燃气运动速度影响最大，减小换热系数有利h于降低散热量，但却不利于燃气的充分燃烧。其次，燃烧室内壁黑度受燃烧室内壁的材料影响最大，近年来发展的陶瓷燃烧室的黑度就比传统的合金燃烧室黑度小的多，其应用前景可观。
