行政院國家科學委員會專題研究計畫 成果報告
利用溫度量測值預測板鰭管式蒸發器之鰭片於結霜狀態下 的熱傳係數(2/2)
計畫類別： 個別型計畫
計畫編號： NSC93-2212-E-006-016-
執行期間： 93 年 08 月 01 日至 94 年 07 月 31 日 執行單位： 國立成功大學機械工程學系（所）
計畫主持人： 陳寒濤
計畫參與人員： 吳信毅&許書誠
報告類型： 完整報告
處理方式： 本計畫可公開查詢
中 華 民 國 94 年 9 月 21 日
利用溫度量測值預測板鰭管式蒸發器之鰭片於結霜狀態下的 熱傳係數
Estimation of the heat transfer coefficient on the fin of the plate finned-tube evaporator under frosting conditions using experimental data (2/2)
計畫編號：NSC93–2212–E–006–016
執行期限：93 年 8 月 1 日至 94 年 7 月 31 日
主持人：陳寒濤 國立成功大學機械工程學系教授 中文摘要
本年度之研究為預測在自然對流和強 迫對流下，双橢圓管之板鰭管式蒸發器上 之正方形鰭片於結霜狀態下之熱傳係數。
本 研 究 以 混 合 拉 氏 轉 換 法 (Laplace transform technique)和有限差分法 (Finite-difference method)之數值逆算法並 配合溫度量測值來預測鰭片於結霜狀態下 之熱傳係數。在進行逆運算的過程中，以 最小平方法(Least-squres scheme)來修正預 測值，直至於量測位置之計算溫度值與量 測溫度值的相對誤差小於某一容許誤差為 止。由於鰭片上之熱傳係數為不均勻分 布，故將整個鰭片分割成數個小鰭片，而 每個小鰭片上之熱傳係數假設僅為時間函 數。結果顯示平均熱傳係數隨鰭片間距及 風速的增加而增加。
關鍵詞：逆算法，双橢圓管，板鰭管式蒸 發器，熱傳係數
Abstract
The purpose of the present study is to estimate the frosted heat transfer coefficient on the square fin inside two-elliptical tubes plate finned-tube evaporator under natural convection and forced convection. In present study, the Laplace transform technique and the finite-difference method in conjunction with the temperature measurements are used to predict the frosted heat transfer coefficient on the fin. The least-squares scheme is applied to minimize the sum of the squares of the deviations between the calculated and measured temperatures at various measure- ment locations in order to correct the estimated values. The results show that the frosted heat transfer coefficient increases with the fin spacing and the air speed.
tubes, plate finned-tube evaporator, heat transfer coefficient
一、前言
國內企業為了須面臨消費市場的開放 性競爭，節省成本及提高產品品質來增加 競爭力便成了各企業因應之道。於當今高 石油價格之時代，能源使用效率便成為熱 交換器產業的競爭力關鍵，如何運用現代 科技，改善能源使用效率，實為該產業降 低經營成本、提昇整體競爭力的前提。對 於位處亞熱帶的台灣來說，近年來冷凍空 調系統需求日益增加，以致夏季供電吃緊 而影響及工業及民生用電，其主要肇因於 熱交換器效率問題。因此，如何減少冷凍 空調系統能源浪費問題及提升熱交換器效 率便成為當今重要課題。熱交換器已廣泛 的被使用在冷凍空調及電廠等工業的裝置 上，其中氣冷式熱交換器是以空氣代替冷 卻水用作冷卻流體，在管外側利用風扇迫 使空氣流動，而使管內流體冷卻的熱交換 器。由於此型熱交換器不須使用冷水，因 而無須顧慮水源問題，故近年來其使用量 已急遽上升。因為空氣的熱傳遞係數很 小，因此可使用鰭片附加在傳熱管上以增 加冷卻效率。目前工業上較常用的鰭片之 一為板鰭片。板鰭管式熱交換器主要是應 用在冷凍空調系統中，因而該系統之板鰭 管式蒸發器的熱傳係數便成為設計上一項 重要因素。
二、研究目的
目前熱交換器發展趨勢是朝著高效率 小管徑方向發展，以縮小體積，提高熱傳 能力及降低冷媒充填量為目標。由於蒸發 器經常在低溫的環境中運轉，再加上台灣 地區的潮濕氣候環境，故只要蒸發器表面 溫度低於露點溫度，便會有水滴凝結的現 象發生;若溫度低於 0℃，則會有結霜的情
1
表面的粗糙度，增加空氣的對流效應，對 蒸發盤管的熱傳會有所助益，但霜層若逐 漸增厚，則猶如在蒸發器表面覆上一層絕 緣材料般，對熱傳有很大的阻礙。流經板 鰭管式熱交換器之板鰭片的流場通常是相 當複雜，因為空氣流體繞著圓管流動時，
在 圓 管 後 面 會 形 成 低 速 的 尾 渦 區 (Wake region)，再加上管與管之間的流場會相互 干擾，以致欲以理論模式來描述該區域之 流動現象並不容易。因此如何精確預估出 鰭片空氣側之熱傳係數實為設計熱交換器 的一項重要課題，故本研究之目的即為提 出一可精確求得鰭片於結霜狀態下之熱傳 係數的方法。
三、文獻探討
但對於在結霜狀態下之鰭片效率的研 究並不多[1-10]，且這些研究主要是著重在 理論方面，而實驗方面則比較少。Sanders[1]
首先探討霜層對矩形鰭片效率的影響，他 雖然引進濕鰭片效率(Frosted fin efficiency) 的觀念，但並沒有考慮空氣濕度對鰭片效 率的影響;Barrow[2]也以簡單的分析推導出 結 霜 狀 態 下 的 鰭 片 效 率 公 式 ;Hosoda 和 Uzhashi[3] 則 探 討 結 霜 對 熱 傳 係 數 的 影 響;Kondepudi 和 Oneal[4-7]以理論模式預估 在結霜狀態下之板鰭管式熱交換器的性 能。其研究仍沿用 Sanders[1]之鰭片效率公 式;Oskarsson[8]等人則以理論和實驗來探 討在結霜狀態下之板鰭管式熱交換器的性 能，其乃引用 McQuiston[9]之濕鰭片效率公 式。由於欲計算板鰭片的效率，需先求出 熱傳遞係數之值，因此 Kern 和 Kraus[10]
便在假設熱傳係數為常數的前提下去求鰭 片效率。由 Saboya 和 Sparrow[11]及 Ay 等 人[12]之文獻可發現流體流經板鰭管式熱 交換器時，其板鰭片上的熱傳係數並非常 數，而是位置和時間函數。
四、研究方法
過去幾十年來，有不少的學者致力於 逆向熱傳問題的研究，至今已有不少數學 方法被提出來解析這類問題。文獻[13-15]
曾應用混合拉氏轉換法和有限差分法之數 值逆算法並配合溫度量測值及最小平方法 (Least-squares scheme)來預測鰭片於結霜狀 態下之熱傳係數。結果發現此混合數值逆
算法不僅收斂快，精確度高，而且數值的 穩定性佳。有鑑於此，本研究將進一步利 用此混合數值逆算法來預測具有雙橢圓管 之鰭片於結霜時之平均熱傳係數和鰭片效 率。首先利用拉氏轉換法處理系統的時間 域，而後再以有限差分法處理空間域，因 而可以得到在拉氏轉換領域內的差分方程 式，最後再以高斯消去法與數值逆拉氏轉 換法來求解系統真正的溫度值。
由於板鰭片上之熱傳係數應為位置與 時間的函數，為了便於分析，本研究將鰭 片劃分成八個區域，每個區域之熱傳係數 假設僅為時間的函數。逆算法運算過程如 下所述：首先給定一組起使猜測值，接著 以本研究之混合數值方法求出鰭片上之溫 度分佈，然後將此計算溫度與量測溫度比 較，其差值若大於容許誤差，則以最小平 方法來修正起使猜測值直至計算溫度值和 量測溫度值的誤差小於某一容許值為止。
數學模式的建立
本研究主要是預估蒸發器之板鰭片於 結霜狀態下的熱傳係數，由於板鰭片之厚 度很薄，故本研究所探討之問題可簡化為 二維的熱傳導問題，並以直角座標系統來 描述。根據以上假設，本問題之統制微分 方程式可表示為：
δ ρ
f f
f k
t Y X h T T t T k
c Y
T X
T 2( ) ( , , )
2 2
2
2 − ∞
∂ +
= ∂
∂ + ∂
∂
∂ (1)
其對應之邊界條件為：
= 0
∂
∂ Y
T 於 0<X≤L，Y=0 及 Y=L (2)
=0
∂
∂ X
T 於 X = 0 及 X=L，0≤Y ≤L (3) T0
) t , Y , X (
T = (X,Y) 在S 和c1 S 上 (4) c2 初始條件為：
= T∞
) 0 , Y , X (
T (5)
其中T 為鰭片溫度、X 和Y 為直角座標、t 為時間、T∞為外界溫度、δ 為鰭片的厚度；
) , , (X Y t
hf 為板鰭片結霜時之熱傳係數、 L 為鰭片的長與寬、T0為管壁溫度、S 和c1 Sc2 為兩橢圓管的邊界。
為了消去微分方程式中與時間有關的 項，故對這些方程式取拉氏轉換，轉換後 之系統方程式可寫為：
* 2
2 2 2
~q T T~ Y s
T~ X
T~
+
−
∂ = + ∂
∂
∂
∞ (6)
Y 0
T~
∂ =
∂ 於 0<X≤L，Y=0 及 Y=L (7) 0
~=
∂
∂ X
T 於 X=0 及 X=L，0≤Y ≤L (8) Tr
T~ = 在~ S 和c1 S 上 (9) c2
其中 δ
= ∞−
f
*
k
) t , Y , X ( h ) T T 2(
q 。s為拉氏轉換
參數。函數φ(t)之拉氏轉換為：
∫∞ −
= 0 ( ) )
~(
dt e t
s φ st
φ (10) 以中央差分法來解析(6)式，則可得鰭片 內部格點之差分方程式為：
q T T y s
T T T x
T T T
i j i j i j i j i j i j
i ~ ~ ~ ~
~ 2
~ 2~
~
2 1 , , 1 , 2
, 1 , ,
1 = − +
∆ + + −
∆ +
−
∞
− +
−
+ (11)
可將(11)式、邊界上之格點方程式及相鄰兩 小鰭片之間的格點方程式整理成：
[ ]
k{ }
T~ = f (12)上式中[ ]k 為方矩陣，
{ }
T~ 為由拉氏轉換後之格點溫度所構成的矩陣， f 為強迫矩陣。
以高斯消去法及數值逆拉氏轉換法求解(12) 式，可求得鰭片上的任意時間之溫度值。
預測鰭片上之熱傳係數的流程如第一 年計畫所述，於此不再詳述。
由於利用熱電偶計量測溫度時難免皆 會有量測誤差的發生，故本研究將量測溫 度Tjmea假設為下列之表示式：
) 1 ( T
Tjmea= exaj +ωj j = 1, 2,…, N (13) 其中Tjexa為無量測誤差之溫度，ωj為量測誤 差。本研究所使用之 T 型熱電偶計的最大 量測誤差為 0.4%.
由外界傳入小鰭片之平均熱傳量qj可 表示為:
dA ) T T ( h 2 q
Aj j
j= ∫ ∞− (14) 鰭片效率η可表示為:
h ) T T ( A 2
q
0 f
N
1 j
j
= − η
∞
∑=
(15) 由外界傳入鰭片之總熱傳量 Q 可表示 為:
Q = ∑
= N
1 j
qj (16) 實驗設備與數據分析
本研究在實驗部分自行設計了一双橢 圓管之板鰭管式蒸發器，管內之工作流體 為低溫滷水(水+乙二醇)，空氣流經鰭片 側，板鰭片之材質為 AISI-304 之不銹鋼，
其尺寸為100(L)×100(W)×2(D)mm，其熱 物 理 性 質 分 別 為 ： kf =14.9 W/mK 、
/ 3
7900 kg m
ρ= 及cp =477 kJ/kgK。本研 究以數位相機拍攝鰭片上之霜層分佈情形 及成長過程，並以影像方法處理之。在不 同的操作環境下，利用 T-type 熱偶計量取 於不同時間之鰭片上八個不同位置之溫度 值，鰭片之幾何示意圖及熱偶計安裝的位 置如圖(一)所示。接著開啟溫度擷取系統，
設定每 10 秒擷取一次溫度值，開始進入實 驗的資料讀取。實驗結束後關閉各相關設 備之電源與冷媒節流閥，並打開環境控制 室以便進行除霜工作。待鰭片與管路之霜 層及凝結水汽完全除去後，檢查電偶線黏 著情形，防止電偶線的導熱膠因遇水脫落 或剝離的情形，若一切檢查完畢，則繼續 進行下一組的實驗。
五、結果與討論
為 了 欲 驗 證 本 研 究 之 逆 算 法 的 精 確 性，故先以各種不同長短軸比(Ar=a/b，axis ratio of elliptic tube)之單橢圓管進行數值模 擬 ， 並 假 設 鰭 片 上 之 表 面 熱 通 量 q 為
( )
q=t x+y ，外界溫度及管壁溫度分別為 T =288.2K 及a Tr=262.2K。而後以本研究之 混合數值方法求得鰭片上之溫度分佈。圖 ( 二 ) 和 圖 ( 三 ) 所 示 為t=500s 時 ， 對 應 Ar=1.5 及 Ar=2.0 的溫度分佈圖。
本研究將圖(二)和圖(三)之各量測位 置的計算溫度視為量測溫度，而後利用本 研究之數值逆算法預估於各小鰭片的平均 熱通量q ，如表（一）所示。由表（一）j 可以發現即使鰭片溫度具有量測誤差，本 研究之預測值颇吻合正確值。此意味著本 研究之數值逆算法是可行的，且具有良好 的精確性。
故此逆算法配合本研究之實驗溫度量 測值來估算具有雙橢圓管之鰭片於結霜時
3
之平均熱傳係數和鰭片效率，如表(二)所 示。因板鰭片之材質為 AISI-304 之不銹 鋼，不同於第一年所使用之鋁鰭片，故由 表(二)及第一年之研究結果可發現本年度 之板鰭片溫度較不均勻。表(二)之結果顯示 於區域 2，區域 5 及區域 8 之平均熱傳係數 和平均熱通量皆比其他區域大，此乃由於 此三區域會有冰水或霜的聚集所致，如圖 (四)所示。但，因外界空氣流經雙橢圓管 時，於兩橢圓管之間的區域 5 會有双邊界 層的產生，而區域 2 及區域 8 卻僅有一個 邊界層的產生，以致區域 2 及區域 8 之平 均熱傳係數會高於區域 5 之平均熱傳係 數，然而，區域 5 之散熱面積卻大於區域 2 及區域 8，故區域 5 之熱通量會大於區域 2 及區域 8 之熱通量。由於在強迫對流之環 境下，區域 3，區域 6 及區域 9 為低速的尾 流區(Wake region)，故此三區域之平均熱傳 係數會低於其他區域之熱傳係數，也就是 說，管後尾流區的平均熱傳係數會小於管 前區域的平均熱傳係數。
由表(二)亦可發現平均熱傳係數會隨 著外界之空氣風速 V 的增加而增加，但鰭 片之總散熱量及鰭片效率卻隨著 V 之增加 而減少，對應各種不同鰭片間距之平均熱 傳係數和鰭片效率隨著風速 V 變化之關係 圖如圖(五)和圖(六)所示。和第一年之研究 結果相比較可發現雙橢圓管之鰭片效率較 單橢圓管之鰭片效率高，但平均熱傳係數 則較低。
六、參考文獻
1. C. T. Sanders, The influence of frost formation and defrosting on the performance of air coolers, Ph. D.
Dissertation, Technishe. Mogeschool, Delft University, the Netherlands,1974.
2. H. Barrow, “A note on the frosting of heat pump evaporator surfaces,” J. Heat
Recovery System, Vol. 5, 1985.
3. T. Hosoda and H. Uzahashi, “Effect of frost on the heat transfer transfer coefficient,” Hitachi Review, Vol. 16, 1967
4. S. N. Kondepudi and D. L. O’Neal, “The effect of frost growth on the performance of louvered fined tube heat exchangers,”
Int. J. Refrig., Vol. 12, pp. 151-158, 1989.
5. S. N. Kondepudi and D. L. O’Neal, “The effects of frost growth on extended surface heat exchanger performance, a
review,” ASHRAE Trans., Vol. 93(2), pp.
258-274, 1987.
6. S. N. Kondepudi and D. L. O’Neal, “Performance of finned tube heat
exchangers under frosting condition : I.
Simulation model,” Rev. Int. Froid., Vol.16, pp. 175-180, 1993.
7. S. N. Kondepudi and D. L. O’Neal, “The performance of triangular spine fines under frosting conditions,” J. Heat Recovery Systems, Vol. 7(1), pp. 1-5, 1987.
8. S. P. Oskarsson, K. I. Krakow and S. Lin, “Evaporator models for operation with
dry,wet and frosted finned surfaces- Part 1 and 2,” ASHRAE Trans., Vol. 96, pp.
373-392, 1990.
9. F. C. McQuiston, “Fin efficiency with combined heat and mass transfer,”
ASHRAE Trans., Vol. 93(1), 1975.W.
M. Kays and A. L. London, Compact Heat Exchangers, McGrawHill, 2nd ed, New York, 1964.
10. D. Q. Kern and A. D. Kraus, Extended Surface Heat Transfer, McGrawHill, New York, 1972.
11. F. E. M. Saboya and E. M. Sparrow, “Local and average coefficients for
one-row plate fin and tube heat exchanger configurations,” ASME J. Heat Transfer, Vol. 96, pp. 265-272, 1974.
12. H. Ay, J.Y. Jang and J.N. Yeh,
“Localheat transfer measurements of plate finned-tube heat exchangers by infrared thermography, Int. J. Heat Mass Transfer 45, 4069-4078, 2002.
13. 許永毅，2002，根據實驗數據預測於結 霜時板鰭管式熱交換器之鰭片上熱傳 遞係數，碩士論文，國立成功大學機械 工程研究所。
14. 吳國文，2003，利用逆算法配合實驗數 據預測橢圓鰭管式熱交換器之鰭片於 結霜狀態下的熱傳遞係數，碩士論文，
國立成功大學機械工程研究所。
15. 王益彤，2004，以逆算法配合實驗數據 預測單橢圓管之管鰭蒸發器於結霜狀 態下之熱傳係數，碩士論文，國立成功
大 學 機 械 工 程 研 究 所 。 (NSC92-2212-E006-052)
七、計畫成果自評
本研究乃以數值模擬和真正實驗量測 值來預測具有雙橢圓管之鰭片於結霜時之 平均熱傳係數和鰭片效率。由本研究之結 果可以發現，利用本研究之混合數值方法 所預測之結果具有不錯之準確性，具本人 所知，目前尚無相關的文獻，且本研究實 用性又高，故本研究值得再進一步研究。
表(一) 對應 t=500s，不同ωj及 Ar 值，鰭片上之表面 熱通量的本文預測值與正確值的比較
ωj=0 ωj=5%
正確值 預測值 預測值
q1=0.013
q2=0.017
q3=0.045
q4=0.039
q5=0.020
q6=0.081
q7=0.045
q8=0.043
q9=0.077
q1=0.011
q2=0.013
q3=0.037
q4=0.033
q5=0.018
q6=0.075
q7=0.041
q8=0.038
q9=0.071
q1=0.011
q2=0.013
q3=0.036
q4=0.033
q5=0.017
q6=0.074
q7=0.041
q8=0.037
q9=0.071
Ar=1.33
Q = 0.38 Q = 0.337 Q = 0.333
q1=0.013
q2=0.024
q3=0.045
q4=0.039
q5=0.040
q6=0.081
q7=0.045
q8=0.032
q9=0.076
q1=0.011
q2=0.018
q3=0.043
q4=0.034
q5=0.037
q6=0.075
q7=0.042
q8=0.029
q9=0.073
q1=0.011
q2=0.018
q3=0.043
q4=0.034
q5=0.037
q6=0.075
q7=0.042
q8=0.029
q9=0.073 Ar=2.0
Q = 0.396 Q = 0.362 Q = 0.358
表(二) 當 Ar=1.5 , H=1.0cm,T∞=288.2K 及T0= 273.0K
時，對應各種不同風速之溫度量測值及本文預測值
V=0 m/s V=1 m/s V=2 m/s V=3 m/s
( )
mea
Tj K
277.7 T
275.1 T
278.0 T
279.6 T
275.0 T
276.9 T
281.2 T
275.6 T
278.0 T
mea 9 mea 8 mea 7 mea 6 mea 5 mea 4 mea 3 mea 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
mea
279.7 T
280.7 T
283.5 T
281.0 T
279.4 T
283.1 T
281.3 T
280.9 T
283.3 T
mea 9
mea 8
mea 7
mea 6
mea 5
mea 4
mea 3
mea 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
mea
280.3 T
281.5 T
283.7 T
281.9 T
279.8 T
283.6 T
281.5 T
281.3 T
283.7 T
mea 9
mea 8
mea 7
mea 6
mea 5
mea 4
mea 3
mea 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
mea
280.6 T
282.0 T
283.9 T
282.3 T
280.3 T
283.9 T
281.7 T
281.8 T
284.2 T
mea 9 mea 8 mea 7 mea 6 mea 5 mea 4 mea 3 mea 2 1
=
=
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=
=
=
=
=
=
mea
( / 2 ) h W m Kj
39 . 15 h
57 . 48 h
57 . 21 h
76 . 24 h
58 . 38 h
5.37 h
01 . 33 h
51 . 53 h
2 . 21 h
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
85 . 12 h
40 . 139 h
56 . 58 h
69 . 21 h
33 . 79 h
28 . 33 h
74 . 19 h
33 . 155 h
19 . 56 h
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
29 . 14 h
95 . 172 h
86 . 59 h
68 . 31 h
54 . 86 h
96 . 40 h
78 . 18 h
02 . 172 h
32 . 63 h
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
21.58 h
67 . 156 h
06 . 64 h
7.37 2 h
150.60 h
9 2 . 24 h
14 . 15 h
10 . 194 h
70 . 99 h
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
( ) q Wj
40 . 0 q
62 . 0 q
58 . 0 q
58 . 0 q
32 . 1 q
14 . 0 q
74 . 0 q
64 . 0 q
56 . 0 q
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
26 . 0 q
22 . 1 q
82 . 0 q
40 . 0 q
08 . 2 q
54 . 0 q
36 . 0 q
34 . 1 q
82 . 0 q
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
26 . 0 q
1.42 q
80 . 0 q
56 . 0 q
22 . 2 q
62 . 0 q
32 . 0 q
1.44 q
86 . 0 q
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
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=
=
=
=
=
28 . 0 q
1.58 q
80 . 0 q
60 . 0 q
48 . 2 q
64 . 0 q
30 . 0 q
58 . 1 q
96 . 0 q
9 8 7 6 5 4 3 2 1
=
=
=
=
=
=
=
=
=
( / 2 )
h W mK 25.88 51.43 58.20 65.04 ( )
Q W 5.64 7.82 8.54 73.2 η 0.40 0.34 0.32 0.30
5 圖(一) 鰭片幾何示意圖及熱電偶的擺設位置
267.5 267.0 266.5 266.0 265.5 265.0 264.5 264.0
263.5
263.5
264.0 264.5
265.0
265.5 266.0
263.0 263.5
263.0
X
0.00 0.05 0.10
Y
0.00 0.05 0.10
圖(二) 於t=500s時，對應Ar=1.5之溫度分佈圖
266.0 265.5 265.0
264.5 264.0
264.0 264.5
265.0 263.5
263.5
263.0
263.0
262.5
262.5 263.0 263.5
X
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10
Y
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10
圖(三) 於t=500s時，對應Ar=2.0之溫度分佈圖
圖(四) 板鰭片上之結霜情形
0 1 2 3 4
V (m/s)
0 400 800 1200 1600 2000
2 h (W/mK)
h = 439.332085 + 495.717335 * V - 69.278775 * V2
h = 410.12069 + 335.50129 * V - 45.99995 * V2
h = 426.68848 + 420.86228 * V - 74.419 * V2 H=0.5 H=1.0 H=1.5
"
+
#
圖(五) 穩態時之平均熱傳係數隨風速 V 的變化情形
0 1 2 3 4
V (m/s)
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1
ηf
ηf =0.4019 - 0.0621 * V + 0.0105 *V2 ηf = 0.3974 - 0.0666 * V + 0.013 * V2
ηf = 0.39525 - 0.07375 * V + 0.01275 * V2 H=0.5 H=1.0 H=1.5
"
+
#
圖(六) 穩態時之鰭片效率隨風速 V 的變化情形
