«УТВЕРЖДАЮ Генеральный директор, ООО НПО ТЕРМЭК, Вице-Президент НП АВОК, Заслуженный строитель РФ _/А. Л. Наумов/ сентября 2007 г. ОТЧЕТ ПО НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКОЙ РАБОТЕ РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ ...»

В [7] экспериментально исследовался теплообмен на поверхности вибрирующего 0.2 –3 105, Pr = 0.7 – 103. Результаты обобщены следующими критериальными зависимостями:

Из приведенных выше выражений следует что, при невысоких частотах наложенные колебания повышают средние теплоотдачу и сопротивление трения, а при относительно больших частотах теплоотдача, в отличие от сопротивления трения, уменьшается. При очень больших значениях числа Струхала теплоотдача и сопротивление не отличаются от стационарных.

гидродинамические и тепловые характеристики турбулентного пограничного слоя на плоской поверхности. Имеются данные о том, что наложение колебаний на внешнее течение изменяет границу перехода ламинарного течения в турбулентное. В [9] описаны результаты экспериментальных исследований устойчивости ламинарного пограничного слоя в условиях внешних акустических возмущений. При возрастании частоты наложенных колебаний критическое число Рейнольдса сначала увеличивается, а затем уменьшается. Воздействие колебаний может оказать существенное влияние на переход лишь при относительно больших амплитудах. Действительно, в этом случае у стенки возникают зоны возвратных течений и отрыва пограничного слоя, что оказывает дополнительное возмущающее воздействие и приводит к потере устойчивости. О смещении границы перехода к передней кромке при наложенных колебаниях внешнего потока свидетельствуют данные работ [10, 11].

пульсирующем внешнем течении не столь многочисленны, как для пульсирующего течения в трубах. В подавляющем большинстве работ измерялись гидродинамические характеристики [12-15]. Одной из последних работ, выполненных в этой области, является [15]. В экспериментах значение относительной амплитуды пульсаций скорости набегающего потока не превышало 0,2; поэтому не обнаружено существенных изменений в корреляции между касательным напряжением и тепловым потоком на стенке по сравнению со стационарным течением. В [15] не обнаружено возможное влияние внешних пульсаций на частоту пристеночных турбулентных выбросов.

При проведении расчетных исследований одними из первых попытку учесть влияние продольных пульсаций скорости на конвективный теплообмен при турбулентном течении сделали авторы [16]. Использованы интегральные уравнения импульсов и энергии, при решении которых профили скорости и температуры задаются в виде степенных зависимостей от безразмерного расстояния от стенки, а показатель степени является функцией амплитуды колебаний. Получено соотношение для числа Нуссельта, которое хорошо описывает экспериментальные данные, полученные в [16]. Опыты проводились на начальном участке плоского канала в низкочастотной области (Sh/ превышает единицу и лишь в высокочастотной области квазиламинарного течения с ростом частоты < c> cs. В промежуточной на зависимости < c> от частоты имеется максимум.

Теплоотдача при пульсирующем течении рассчитана в [41, 58, 61–64]. Среднее по периоду число Нуссельта определялось как =d / [ (–)]. Заметим, что от способа осреднения при определении средней по периоду теплоотдачи существенно зависит ее расчетное значение, особенно в квазистационарной области, а также при ламинарном режиме течения.

Расчетные результаты воспроизводят все основные особенности, наблюдавшиеся в экспериментах. В качестве примера на рисунке 1.10 представлено сравнение результатов расчета с опытными данными [53, 65], относящихся к области перехода от ламинарного режима к турбулентному.

Рисунок 1.10 - Зависимость средней по периоду теплоотдачи от амплитуды колебаний.

Тc = const. 1–3 – эксперимент [65]: Re = 8300, Pr = 0,7, / d = 47. 1 – S = 17,8, 2 – S = 30, 3 – S = 35,5; 4 – эксперимент [53]: Re 5000, Pr 7,5, L / d = 70,2, S 7,5. Расчет: I – Pr =7,5, Re = 5000, S = 7,5, II – Pr =0,7, Re = 8300, S = 17,8, III – Pr =0,7, Re = 8300, S = 35,5.

Минимум на зависимостях /Nus (A) при A1 теплоотдача существенно превышает свое значение при стационарном течении. На рис. 1.11 представлено сравнение результатов расчета с опытными данными [54], полученными за пределами переходной области. Опытные данные по средней по периоду теплоотдаче обобщены зависимостью Несмотря на то, что в это соотношение не входит частота колебаний, авторы [54] отметили ее существенное влияние на среднюю по периоду теплоотдачу, что видно из рисунка 1.11, взятого из [54]. Разброс точек объясняется тем, что числа Рейнольдса, Прандтля и значение амплитуды колебаний для каждой опытной точки могли быть разными. При расчетах в соответствии со сведениями из [54] учтено, что амплитуда колебаний уменьшалась с увеличением частоты.

Рисунок 1.11 - Зависимость средней по периоду теплоотдачи от частоты колебаний.

Тc = const, L / d = 37. Точки – эксперимент [54] для Re = (1,6–3,0) 104, Pr = 2,5–112, A = 0,027– 8,27. 1 – расчет для Re = 16000, Pr = 112; 2 – кривая из [54], обобщающая результаты опытов.

Как видно из рисунка 15, средняя теплоотдача выше стационарной, что характерно для относительно высоких амплитуд колебаний, а на зависимости от частоты имеется максимум.

Систематические расчеты проведены в следующем диапазоне режимных параметров:

Re = 5 103–105, Pr = 0,7–9, L / d = 100, А до 4, St до 3 и для двух видов тепловых условий на стенке: qc = const, Тc = const. Некоторые результаты представлены на рисунке 1.12.

Рисунок 1.12 - Среднее по периоду колебаний число Нуссельта.

квазистационарной модели турбулентности, IV –предельная зависимость для отношение /Nus с ростом частоты вновь начинает увеличиваться благодаря влиянию нелинейного (конвективного) члена в уравнении энергии.

В [63, 64] расчеты проведены для пульсирующего течения жидкости с переменными свойствами (капельной жидкости, газа). Заметим, что экспериментальные данные для этого случая отсутствуют. Получено, что переменность свойств, особенно при течении газа, усиливает влияние пульсаций расхода на средние по периоду теплоотдачу и трение на стенке;

максимумы этих величин в промежуточной области частот возрастают.

1.2.4 Теплоотдача в резонансных режимах Резонансные режимы осуществляются при длине трубы, приблизительно кратной четверти длины звуковой волны. В этих режимах на распределении вдоль трубы амплитуды колебаний средней массовой скорости появляются узлы и пучности. В пучностях амплитуда колебаний может достигать высоких значений; поэтому в этих сечениях трубы следует ожидать проявления тех особенностей, которые были установлены для пульсирующего течения несжимаемой жидкости. Действительно, в опытах [3, 5] обнаружено существенное увеличение теплоотдачи в резонансных режимах. Детальное экспериментальное исследование теплоотдачи в резонансных режимах (до пяти резонансных гармоник) проведено авторами [9]. Установлено, что распределение вдоль трубы среднего по периоду колебаний числа Нуссельта имеет немонотонный характер, с локальными максимумами, величина которых уменьшается при отклонении частоты от резонансной и при снижении амплитуды колебаний расхода.

В [66, 67] указанные эффекты воспроизведены расчетным путем. Решалась система основных (6)–(8) и одномерных (10), (11) уравнений со следующими граничными условиями для одномерных уравнений:

Учитывалась переменность плотности газа и скорости звука. Для замыкания системы основных уравнений использовались релаксационные уравнения (1.9). Разностная схема совместного решения основных и одномерных уравнений разработана в [56].

Сравнение результатов расчета теплоотдачи с экспериментальными данными [68] представлено на рисунке 1.13.

Рисунок 1.13 - Распределение среднего по периоду числа Нуссельта вдоль трубы.

Точки – эксперимент [9]: r0 = 4,85 мм, Re = 104–105, p0 = (0,5–2) МПа, Тс /Тж = 1,2–1,5. а): f = Гц; 1 – Ap = 0,293, 2 – Ap = 0,125, 3 – Ap = 0,041. Расчет: Pr = 0,7, = 1,4. а): XL =, Re = 5 104, S = 66,5; 4 – A = 0,59, М = 0,17, Qc = 30, 5 – A = 0,48, М = 0,17, Qc = 30;6 –A = 0,3, М = 0,06, Qc = 20; б): f = 180 Гц; 1 – Ap = 0,184, 2 – Ap = 0,09. Расчет: XL = 2, Re = 5 104, S = 93,8, М Значения безразмерных режимных параметров, необходимых для расчета, подбирались на основании сведений из [9]. В результате расчета воспроизведены полученные в опытах максимумы средней по периоду колебаний теплоотдачи, которые для первой резонансной гармоники появляются в центре трубы. Для второй резонансной гармоники на распределении числа Нуссельта по длине трубы имеются два максимума, величина которых уменьшается с увеличением расстояния от начала обогрева. Следует отметить, что при расчете по квазистационарной модели турбулентности, т.е. без релаксационных уравнений (9), указанные максимумы либо вообще отсутствуют, если режимные параметры соответствуют промежуточной области между областями квазистационарной и замороженной турбулентности, либо – для области замороженной турбулентности – величина этих максимумов существенно ниже.

Причина возрастания теплоотдачи в определенных сечениях трубы заключается в том, что в этих сечениях существуют пучности на распределении вдоль трубы амплитуды колебаний средней массовой скорости U. На рисунке 1.14 показано полученная в расчетах зависимость U(Х) для первой резонансной гармоники.

Рисунок 1.14 - Распределение средней массовой скорости вдоль трубы.

А = 0,6, Re = 5 104, Pr = 0,7, = 1,4, М = 0,1, Qc = 20; I – St = 1,08, II – St = 0,11; 1 – t = 0, 2 – Видно, что при относительно больших St в центре трубы амплитуда колебаний U достигает максимума, значение которого существенно выше значения амплитуды колебаний на входе в трубу. Этот эффект, т.е. резонанс, не наблюдается в области относительно низких частот.

Результаты расчета для St = 0,11, представленные на рис. 18, показывают, что в этом случае максимальная амплитуда колебаний средней массовой скорости в центре трубы не превышает амплитуды, заданной на входе. Для второй резонансной гармоники имеются две пучности на распределении U(X), соответствующие расстояниям от входа Х /2, 3 /2, с убывающими по длине максимумами амплитуды колебаний средней массовой скорости. Поэтому и максимальные значения среднего по периоду числа Нуссельта убывают по длине (рис. 1.13).

Как показали расчеты, распределение по длине трубы среднего по периоду касательного напряжения на стенке в резонансных режимах имеет такой же характер, что и распределение средней теплоотдачи (рис. 1.15).

Рисунок 1.15 - Изменение среднего по периоду касательного напряжения на стенке M = 0,1, Qc = 20, 3 – St = 1,08, A = 0,4, M = 0,3, Qc = 30, 4 – St = 1,08, A = 0,4, M = 0,3, Qc = 20, 5 – Положение максимальных значений и < c> при небольших значениях чисел Маха и температурного фактора (М, Qc 0) для первой резонансной гармоники соответствует Х /2. Увеличение Qc и, особенно, М приводит к смещению положения максимумов ко входу.

Величина указанных максимумов возрастает с увеличением частоты и амплитуды колебаний на входе и уменьшается с ростом числа Маха и плотности теплового потока на стенке. Число Рейнольдса менее значительно влияет как на положение, так и на величину этих максимумов.

Хотя закономерности изменения по длине трубы и зависимости от режимных параметров средних по периоду числа Нуссельта и сопротивления трения являются подобными, влияние колебаний на трение на стенке более значительно, чем на теплоотдачу. Этот вывод справедлив только для колебаний с высокими амплитудами (характерными для резонансных режимов) А 1 (для этого случая при колебаниях несжимаемой жидкости расчет и анализ результатов выполнен в [63, 64]), а при А 12, где характерный размер d принимается равным удвоенной толщине щели.

где dср – средний диаметр щели.

Исследовались несколько теплообменных поверхностей:

1. Гладкая латунная трубка длиной 1 м с наружным диаметром 16 мм и внутренним диаметром 4 мм.

2. Латунная трубка с винтовой накаткой по поверхности в виде полуцилиндра радиусом 2 мм со скруглнными краями. Шаг между витками составлял 8,33 мм, относительное сужение трубки в месте пережатия составляет 0,857. Фотография трубки приведена на рисунке 1.2.1, а эскиз представлен в Приложении №4.

3. Латунная трубка с впадинами в виде полусфер со скруглнными краями на наружной поверхности. Расположение впадин – шахматное.

шаг между впадинами в продольном направлении – 4 мм;

шаг между впадинами в поперечном направлении – 3 мм.

Фотография трубки приведена на рисунке 1.2.2, а эскиз представлен в Приложении №3.

Наличие интенсификаторов увеличивает теплообменную поверхность в 1,1 раза относительно гладкой как в случае накатки, так и при нанесении впадин.

Рисунок 1.2.1. Латунная трубка с винтовой накаткой.

Рисунок 1.2.2. Латунная трубка с впадинами на наружной поверхности.

1.3 ЭСКИЗНАЯ ДОКУМЕНТАЦИЯ НА ТЕПЛООБМЕННЫЕ ТРУБКИ

С ТУРБУЛИЗАТОРОМ ПОТОКА ЖИДКОСТИ

Эскизная документация на такие конструкции представлена в Приложении №5.

ЛАБОРАТОРНЫХ ИСПЫТАНИЙ

ТЕПЛООБМЕННЫХ ТРУБОК С НАКАТКОЙ И ЛУНКАМИ НА

ПОВЕРХНОСТИ

2.1 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ УСТАНОВКА

Экспериментальная установка, общий вид и схема которой представлены на рисунках 2.1.1, 2.1.2, состоит из рабочего участка, включенного в два циркуляционных контура, а также четырех измерительных блоков, установленных на входе и выходе каждого из контуров.

Побудителем циркуляции и источником тепла в горячей линии служит термостат, который обеспечивает максимальный (без противодавления) расход 0,25 кг/с жидкости. Термостат снабжен электрическим нагревателем мощностью 2 кВт, а также дисплейным устройством с кнопочным управлением, с помощью которого можно установить минимальную и максимальную температуру в контуре, уровень регулируемой рабочей температуры, а также установить режим отслеживания температуры на входе в контур в реальном времени.

Опыты показали, что наличие теплообменника, в котором происходит интенсивное охлаждение жидкости не позволяет с помощью штатного электронагревателя поддерживать рабочую температуру в замкнутом контуре выше 35 С, поэтому в термостат были помещены два дополнительных нерегулируемых электронагревателя мощностью по 1 кВт каждый.

Рисунок 2.1.1. Внешний вид экспериментальной установки.

В качестве охлаждающей жидкости во втором незамкнутом контуре использовалась вода из водопроводной сети с избыточным давлением Па. Слив воды из контура производился в канализацию. Расход охлаждающей воды регулировался шаровым краном, при этом соотношение расходов холодного и горячего теплоносителей менялось в пределах 0, Gх / Gг 3,5.

Рисунок 2.1.2. Принципиальная схема экспериментальной установки со Измерение температур на входе и выходе из теплообменника, производилось при помощи стандартных элементов теплосчетчика «Вис.Т»

(рисунки 2.1.3 а) и б)). Погрешность измерения всех перечисленных величин не превышала 2%.

Рисунок 2.1.3 а) Схема размещения преобразователей физических величин теплосчетчика «Вис.Т»

Рисунок 2.1.3 б) Спецификация элементов теплосчетчика «Вис.Т».

Все сигналы с первичных преобразователей обрабатывались в блоке управления теплосчтчика «Вис.Т» производства ЗАО «НПО ТЕПЛОВИЗОР» и отображались на жидкокристаллическом дисплее прибора. Для визуального контроля параметров теплоносителей на каждом мерном участке установлены мембранные манометры и биметаллические термометры.

2.2 МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ

ИССЛЕДОВАНИЙ

Включался термостат контура горячей жидкости, устанавливался предельный уровень температуры в 75 С при включении штатного и дополнительных электронагревателей. При нагреве воды в горячем контуре примерно до 60 С открывался контур охлаждающей жидкости и с помощью шарового крана в нм устанавливался расход примерно в 2 раза меньше, чем в горячем контуре. При таком соотношении автоматически по истечении некоторого времени устанавливается максимальная температура на входе в теплообменник. При достижении стационарного режима, при котором изменение температуры в термостате не превышает 0,05 С за минуту, производятся измерения всех входных и выходных параметров теплоносителей, а также тепловой нагрузки теплообменника путм считывания их с дисплея теплосчтчика.

Некоторое отличие измерений существовало при испытании трубы со впадинами в связи с тем, что е длина составляла 2 м, и наличие концевых, выступающих за пределы теплообменника участков, вследствие дополнительных тепловых потерь в окружающую среду вносило бы погрешность в измерения температур горячего теплоносителя на входе и выходе теплообменника. Для устранения этой погрешности измерения этих температур проводились с помощью дополнительно установленных в соответствующих точках термопар с независимой фиксацией их показаний в градусах двумя электронными пирометрами с точностью не ниже 0,1 С.

Последующие режимы устанавливались ступенчатым увеличением расхода охлаждающей жидкости и при достижении стационарного состояния осуществлялись описанные выше процедуры измерений.

При испытании трхтрубного теплообменника (Приложение №6) дополнительно к стандартным измерениям производились тепловизионные измерения и измерения температур кожуха контактными термопарами в 12ти точках по длине кожуха на его верхней, средней и нижней образующих.

Всего было проведено 5 серий экспериментов. В первых двух сериях экспериментальных исследований испытывался кожухотрубный теплообменник с различными значениями передаваемой тепловой мощности 2 и 4 кВт. В последних трех сериях исследований испытывался теплообменник типа «труба в трубе» со сменной внутренней трубкой:

гладкой, с винтовой накаткой и с впадинами.

Режимные параметры 5 серий экспериментальных исследований приведены в протоколах испытаний (Приложения №7-9).

2.3 ОБРАБОТКА И АНАЛИЗ ПОЛУЧЕННЫХ ЛАБОРАТОРНЫХ

РЕЗУЛЬТАТОВ

МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ТЕПЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ДЛЯ

ЛАБОРАТОРНЫХ УСТАНОВОК

Значение гидравлического диаметра для горячего теплоносителя равно внутреннему диаметру d латунных труб.

Поверхность теплообмена со стороны горячей жидкости Fг составляет 0,05652 м 2, со стороны холодной жидкости Fх = 0,07552 м 2, среднее значение поверхностей теплообмена Fср = 0,06594 м2.

Измеренные в процессе эксперимента значения входных и выходных температур в греющем и нагреваемом потоках, расходы теплоносителей и гидравлические сопротивления каждого канала представляют собой исходные данные для последующего анализа интегральных характеристик теплообменника по тепловой нагрузке, перепадам температур между теплоносителями на входе и выходе из теплообменника в зависимости от соотношения расходов, эффективности теплообменника, интенсивности теплопередачи для составления теплового баланса между теплоносителями Сравнение экспериментальных характеристик с расчтными может быть выполнено по следующим уравнениям:

Тепловая нагрузка:

Эксперимент:

где Wг – водяной эквивалент расхода горячего теплоносителя Расчт:

где k – расчтный коэффициент теплопередачи, F – поверхность теплообмена со стороны горячей жидкости, t – логарифмический напор температур.

Эффективность теплообменника:

Эксперимент:

Расчт [1]:

где R Wmin Wmax, N kF Wmin - число единиц переноса.

Перепады температур между теплоносителями:

Эксперимент – прямые измерения.

Расчт [1]:

где tвх = tг tх, tвых = tг' tх', m tвх = tг tх', tвых = tг' t х, m Тепловой баланс между теплоносителями (из эксперимента) Коэффициент теплопередачи:

Эксперимент:

Расчт:

где коэффициенты теплообмена со стороны горячего г и холодного х теплоносителей определяются по стандартным критериальным уравнениям для течения в каналах (трубах) [1].

Для ламинарного режима Re < Для турбулентного режима Re > При турбулентном потоке вдоль пакета труб где 0 – коэффициент теплообмена при течении в трубе диаметром d.

Гидравлическое сопротивление каналов капельных теплоносителей определяется без учта ускорения потоков из-за изменения плотности и включает в себя только потери на трение и местные сопротивления:

проточной части, dг – гидравлический диаметр.

При продольном омывании круглых гладких труб, расположенных по равностороннему треугольнику в [2] рекомендованы уравнения:

поперечного сечения канала, занятой трубами.

Так как для рабочего участка №1 x = 0,255, то kэф = 0,424.

Местные потери для горячей линии включают в себя внезапное расширение входе в участок, на выходе из труб P3 ( м 1) и вход в штуцер из коллектора P4 ( м 0,5 ), а для холодной линии по одному выходу из штуцера ( м 1) и входу в штуцер ( м 0,5 )[2].

ТРЕХТРУБНОГО ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

гидравлический диаметр по горячей жидкости dh = 6.000000E-03 м гидравлический диаметр по холодной жидкости dc = 1.087000E-02 м длина теплообменника al = 1.000000 м живое сечение по горячей линии fcrossh = 8.478000E-05 м живое сечение по холодной линии fcrossc = 4.386300E-04 м толщина стенки трубок delh = 1.000000E-03 м

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОДНОТРУБНОГО ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА «ТРУБА В

ТРУБЕ» С ГЛАДКОЙ ВНУТРЕННЕЙ ТРУБКОЙ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

2.3.4 РЕЗУЛЬТАТЫ ИСПЫТАНИЙ ДЛЯ ОДНОТРУБНОГО

ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА С ВИНТОВОЙ НАКАТКОЙ НА

НАРУЖНОЙ ПОВЕРХНОСТИ ВНУТРЕННЕЙ ТРУБКИ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

2.3.5 РЕЗУЛЬТАТЫ ИСПЫТАНИЙ ДЛЯ ОДНОТРУБНОГО

ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА СО СФЕРИЧЕСКИМИ ЛУНКАМИ

НА НАРУЖНОЙ ПОВЕРХНОСТИ ВНУТРЕННЕЙ ТРУБКИ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТА

ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТА

2.3.6 ВИЗУАЛИЗАЦИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ И ТЕПЛОВЫХ

УСЛОВИЙ В КОЖУХОТРУБНОМ ТЕПЛООБМЕННИКЕ

Относительно теплопередачи объяснением расхождений могут служить данные численных расчтов, представленных на рисунке 2.3.1 и тепловизионных снимков кожуха, представленных на рисунке 2.3.2, которые показывают, что реальные механизмы теплообмена и гидродинамики в исследуемых теплообменниках отличаются от модельных представлений. В частности численные расчты (см. рис 2.3.1) показывают наличие довольно протяжнной зоны поперечного обтекания трубок с большой интенсивностью теплообмена, а данные тепловизионных исследований (рис 2.3.2) свидетельствуют о наличии застойных зон во входных и выходных коллекторах, влияющих на гидродинамику потоков.

Рисунок 2.3.1. Результаты численных расчетов полей скорости в кожухотрубном Рисунок 2.3.2. Тепловизионная съемка в кожухотрубном теплообменнике с тремя трубками в зоне входа в кожух холодного теплоносителя.

2.3.7 ВЫВОДЫ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ ЭКСПЕРИМЕНТОВ

Рисунок 2.3.3. Экспериментальные зависимости коэффициента теплопередачи от числа Рейнольдса для холодного теплоносителя.

Рисунок 2.3.4. Экспериментальные зависимости эффективности теплообменника от числа Рейнольдса для холодного теплоносителя.

Результаты экспериментов с теплообменником типа «труба в трубе» с интенсификаторами, представлены на рисунке 2.3.3 и рисунке 2.3.4. Как видно из рисунков с увеличением скорости в холодной линии коэффициент теплопередачи растт в любом случае, но по отношению к гладкоканальной конструкции его величина возрастает на 5 - 25 % для трубы со впадинами и на 37 - 90 % для трубы с накаткой.

Минимальное значение эффективности теплообменника соответствует отношению расходов горячего и холодного теплоносителей равному единице, а абсолютные значения эффективности относительно гладкоканального теплообменника также находятся в пределах 3,5 -10 % для трубы со впадинами и - 51 % для трубы с накаткой.

Немонотонность зависимости f Re объясняется тем обстоятельством, что рост Wмин превышает рост коэффициента теплопередачи в диапазоне 0< Wмин Wмакс < 1 если W мин = Wхол, а при W мин = Wгор = Const рост коэффициента теплопередачи увеличивает число единиц переноса тепла N, а, следовательно, и эффективность теплообменника.

Неоднородность распределения температур в поперечном сечении теплообменника подтверждается как численными (рисунок 2.3.5) расчтами, так и тепловизионными измерениями и измерениями контактным термометром (рисунок 2.3.6).

Рисунок 2.3.5. Распределение температуры в поперечном сечении теплообменника.

Рисунок 2.3.6. Экспериментальный профиль температуры поверхности теплообменника, полученный контактным способом.

2.4 ВЛИЯНИЕ ПОВЕРХНОСТНЫХ ИНТЕНСИФИКАТОРОВ НА

ПОВЫШЕНИЕ ТЕПЛООТДАЧИ В ПУЧКАХ ТРУБ

2.4.1 ЧИСЛЕННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЛОКАЛЬНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

КОЖУХОТРУБНОГО ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА БЕЗ

ПОВЕРХНОСТНЫХ ИНТЕНСИФИКАТОРОВ

Рисунок 2.4.1. Схема кожухотрубного теплообменника.

Для подвода и отвода рабочих сред (теплоносителей) аппарат снабжен штуцерами. Один из теплоносителей в этих аппаратах движется по трубам, другой — в межтрубном пространстве, ограниченном кожухом и наружной поверхностью труб.

Трубы жестко соединены с трубными решетками, а решетки приварены к кожуху.

Схема организации движения теплоносителей в жидкостно-воздушных и водоводяных теплообменников в системах кондиционирования и в рекуператорах имеет вид:

Рисунок 2.4.2. Организация движения теплоносителей в аппарате.

1 – вход нагреваемого теплоносителя; 2 – выход нагреваемого теплоносителя; – вход греющего теплоносителя; 4 – выход греющего теплоносителя Исследуемый стальной кожухотрубный рекуператор показан на рисунке 2.4.3.

Внешний вид исследуемого кожухотрубного теплообменного аппарата Рисунок 2.4.3. Внешний вид исследуемого кожухотрубного теплообменного Данный аппарат является одноходовым, имеет кожух диаметром 420 мм. В нем в шахматном порядке расположено 19 труб длиной 1 м и диаметром 38*2 мм.

Диаметр присоединительных патрубков составляет 145 мм для трубного пространства и 92 мм для межтрубного пространства.

Произведено моделирование процессов теплообмена между нагретым теплоносителем, движущимся внутри труб теплообменного аппарата и холодным теплоносителем, движущемся в межтрубном пространстве и гидродинамики их течения.

При разработке математических моделей элемента был введен ряд упрощений:

- теплообмен между кожухом теплообменного аппарата и окружающей средой отсутствует;

- теплоносители поступают в теплообменный аппарат равномерно и с постоянной скоростью;

- естественная конвекция в теплообменном аппарате пренебрежимо мала.

Геометрическая трехмерная твердотельная модель аппарата разработана с помощью системы автоматизированного проектирования SolidWorks 2007. Данная модель является параметрической и позволяет за короткое время изменить размеры и конструктивные особенности теплообменника.

Затем для данной модели с помощью сеточного генератора Gambit была создана расчетная сетка. Она является равномерной и содержит тетраэдральные ячейки. Шаг ячеек выбран равным 2 мм, количество узлов составило 463053 шт, количество ячеек - 2196514 шт.

Численное моделирование гидродинамики и теплообмена было проведено посредством вычислительного комплекса Fluent.

В качестве граничных условий задавались температуры, скорости и степень турбулентности греющего и нагреваемого теплоносителя на входе в теплообменный аппарат. Температура горячего теплоносителя задана равной 373 К, холодного – К, их скорости - 1 м/с и 0,5 м/с соответственно. Степень турбулентности задана 10%.

Для внешней границы расчетной области было задано отсутствие теплообмена с окружающей средой. На выходе из теплообменника для греющей и нагреваемой среды в качестве граничного условия был принят свободный выход. В модели решается система уравнений Навье – Стокса, уравнения энергии, использована модель турбулентности k-e RNG.

В модели использован раздельный расчетный алгоритм неявного вида для расчета стационарных процессов.

Расчет производных проводится с использованием значений в центрах ячеек.

При решении уравнений гидродинамики выбраны схемы против потока второго порядка точности. Быстрая сходимость итераций была получена с использованием процедуры SIMPLEC в качестве алгоритма совмещения давления и скорости.

Поскольку в данной задаче сходимость лимитирована, в первую очередь, совмещением давления и скорости, а остальные уравнения не представляют сложностей при решении, то эта процедура позволила ускорить сходимость.

Численный эксперимент позволил получить следующие характеристики теплоносителей в теплообменном аппарате:

- векторное поле скоростей теплоносителей в объеме аппарата - поле температур теплоносителей и теплообменного аппарата.

Наибольший интерес представляют собой локальные характеристики, полученные в плоскости центрального сечения теплообменника. Разрез аппарата по данной плоскости показан на рисунке 2.4.4.

Рисунок 2.4.4. Разрез теплообменника плоскостью центрального сечения.

Векторное поле скоростей теплоносителей в аппарате для центрального сечения показано на рисунках 2.4.5-2.4.8.

Рисунок 2.4.5. Векторное поле скоростей теплоносителей.

Рисунок 2.4.6. Векторное поле скоростей теплоносителей вблизи входной Рисунок 2.4.7. Векторное поле скоростей теплоносителей вблизи выходной Из данных иллюстраций видно, что течение теплоносителей в трубах теплообменника характеризуется значительной неравномерностью. В периферийных трубах скорость оказывается заметно ниже, чем в центральных. Во входной распределительной камере хорошо заметны возвратные течения и вихри, препятствующие току жидкости в периферийные трубы. В межтрубном пространстве течение также является неравномерным. Скорость жидкости на удалении от входных и выходных патрубков становится низкой, что приводит к ухудшению теплообмена в этих областях.

Распределение температуры теплоносителей в теплообменном аппарате показано на рисунке 2.4.8.

Рисунок 2.4.8. Распределение температуры теплоносителей.

2.4.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРСПЕКТИВНОГО ТИПА ПОВЕРХНОСТНЫХ

ИНТЕНСИФИКАТОРОВ ДЛЯ ПОВЫШЕНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ В ПУЧКАХ

ряда пучка труб, определяемый из выражений Числовые значения параметров, входящие в равенство (2.4.2), выбираются из табл. 2.4.1 в зависимости от вида пучка ( A и n ), порядкового номера ряда в пучке ( Cl ), относительных шагов расположения труб в пучке ( Cs ) и от угла атаки – угла между направлением потока и осями труб ( C ).

Таблица 2.4.1 - Числовые значения параметров теплообмена Среднее значение коэффициента теплоотдачи в прямых гладких трубах при развитом турбулентном течении (Re 104) автор рекомендует определять по формуле М.А. Михеева:

где Cl - поправочный коэффициент, учитывающий изменение коэффициента теплоотдачи по длине трубы. Числовые значения Cl в зависимости от числа Re приведены в таблице 2.4. Теплофизические свойства теплоносителя, входящие в уравнения (2.4.1)-(2.4.3), определяются по средней температуре потока.

Согласно А.А. Жукаускасу [3] осредненную теплоотдачу пучка труб следует определять по формуле:

Таблица 2.4.2 - Поправочный коэффициент на длину трубы Cl где с - коэффициент, учитывающий уменьшение осредненной теплоотдачи вследствие уменьшения угла атаки (рисунок 2.4.9); сz – коэффициент, учитывающий зависимость осредненной теплоотдачи от числа рядов пучка (рисунок 2.4.10); сk – коэффициент, учитывающий увеличение теплоотдачи шероховатых труб (рисунок теплоотдача трубы в глубинном ряду поперечно-обтекаемых 2.4.11); Nu f гладкотрубных пучков при = 90о, рассчитываемая по формуле Входящие в равенство (2.4.5) числовые значения параметров выбираются из таблицы 2.4.3.