部空气，经加热、加湿后，达到测试目标状态后并维持和稳定在该状态点。因为换热器入口前空气并没有通过其它通道，可以避免气流分布的
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不均匀性，空气流经换热器进行试验，同时空气的温度和含湿量降低，流经换热器的气流由一台变频离心风机吸入排出，空气在进入换热前又进行加热、加湿，如此循环下去。换热器入口空气的干球温度和相对温度的控制精度分别为02℃和2，入口水温的控制精度为05℃。
1离心风机；2干湿球温度计；3空气采样器；4均流器；5微压差传感器；6翅片换热器；7喷嘴；8变频离心风机；9变频水泵
本次研究对象为波纹翅片管换热器和百叶窗翅片管换热器各一台，其结构采用紫铜管外嵌整体式铝翅片。翅片管换热器管内和管外的工作介质分别为水和空气。测试工况为析湿工况，根据工业空调的实际运行情况，入口空气干球温度为35℃，入口空气相对湿度为38，入口水温分别为7、10、12、15、18℃。利用误差分析方法对实验台进行了误差分析，各参数误差范围均在±150内，所测得的实验数据可以信赖，可以作为理论推导的依据。
2数据处理方法
本文最终的结果是得出空气侧换热因子j和摩擦因子f的计算结果，并找出相应的关联式。基于实验的条件和计算的简化，对部分实验环节作如下假设：
（1）铜管厚度不影响热量传递，铜管具有良好导热性能，铜管四周热量是均匀传递；
（2）假设管内水流速处于均匀速度；
（3）换热器为多流路结构，假设各支路的水流量是相等的，忽略各流路间换热不均的影响；
（4）忽略翅片表面水膜的导热热阻数据处理中换热量的值采用空气侧和水侧换热量的平均值见式（1），和采用式（2）、式（3）所示：
其中C取常数097，喷嘴喉部截面积可直接得到。喷嘴压降可通过喷嘴室压差传感器直接读取得到。根据喷嘴室入口压力传感器测得的压力和温湿度传感器测得的温湿度，然后查阅空气物性表求得喷嘴入口空气密度。
21换热系数求解
式中为换热管导热系数，为换热管内径，为管内流体流动雷诺数，为管内流体普朗特数，为管侧摩擦因子，为管内流体的密度，为管内流体的流速，为管内流体动力粘度。
因为管壁热阻比重很小，对计算结果影响很小，所以在计算过程中忽略管壁的导热热阻和换热器管壁及外层翅片表面水膜的导热热阻后，总热阻与各个热阻的关系式如式（11）所示：
式中为基于管壁温度和管内水温度的空气焓温比值，为湿空气的比热容。
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22换热因子和摩擦因子求r