Материал: Интенсификация теплообмена в энергоустановках. Сборник задач. В двух частях. Трошин А.Ю., Коновалов Д.А

Для интенсификации теплоотдачи определяющее значение имеет уменьшение термического сопротивления пограничного ламинарного слоя; поэтому те вставки, которые в наибольшей степени воздействуют на пограничный слой (диафрагмы, кольца), заметно интенсифицируют теплоотдачу; напротив, те вставки, которые воздействуют главным образом на ядро потока (диски), оказывают меньшее влияние на теплоотдачу.

Исследовалось влияние на теплоотдачу вставокдиафрагм в кольцевом пространстве теплообменника типа «труба в трубе». Наружный диаметр внутренней трубки равнялся 25 мм, а внутренний диаметр коаксиальной ограничивающей трубки 84 мм. Диафрагмы плотно входили в наружную трубку; отверстия в них характеризовались диаметром 30; 35; 40 и 50 мм, т. е. величина кольцевого зазора между наружной поверхностью внутренней трубки и кромкой отверстия в диафрагме составляла 2,5; 5; 7,5 и 12,5 мм. Толщина диафрагмы 5 мм, причем располагались они на расстоянии 100 мм друг от друга на участке длиной около 1 м. Опыты проводились с водой, которая проходила последовательно кольцевое пространство, а затем трубку. Определялись значения общего коэффициента теплопередачи, которые составили

98-924 ккал/м2∙ч∙град.

Таким способом можно в 3-5 раз увеличить общий коэффициент теплопередачи в теплообменниках типа «труба в трубе».

Приведены результаты, полученные при исследовании теплоотдачи в трубе, по длине которой устанавливались перегородки в виде диафрагм с острыми или скругленными краями отверстия.

Все опыты проведены в трубе с внутренним диаметром d =67 мм при движении в ней воздуха; отношение m = (dв / d) составляло 0,8 и 0,35 (где dв диаметр отверстия в диафрагме). Длина трубы равнялась 40d, а расстояние между диафрагмами L' = 12d; 8d и 4d. Установлено, что на расстоянии от диафрагмы, равном (2÷3)d,коэффициент теплоотдачи α достигает максимального значения, а затем начинает уменьшаться и приоб-

120

ретает постоянную величину на расстоянии (15÷20)d от диафрагмы. Достигаемое максимальное значение α зависит от m: меньшим т соответствуют большие α. Расстояние между перегородками L' должно быть не менее 6d: при меньших L'влияние диафрагм на α проявляется слабо, а сопротивление канала заметно возрастает. Рекомендуется принимать L'=(6÷10)d.

Так же изучено влияние вставок, закручивающих поток, на теплоотдачу и потерю напора при охлаждении воздуха в прямой трубе диаметром d=31,7 мм и длиной 1272 мм. Труба делилась на два участка: первый опытный участок начинался на расстоянии 36 мм от входа в трубу и имел протяженность 608 мм; второй участок непосредственно примыкал к первому и характеризовался длиной 628 мм. Применялись вставки длиной 600 мм, выполненные в виде спирали из стальной скрученнойполосы с постоянным по длине шагом, подобные показанной на рис. 3.11, а также однозаходные шнековые вставки, которые устанавливались на первом опытном участке. Относительный шаг s/d=0,95÷∞. Опытами охвачена область Re= (1,55÷20,4) ∙ 103.

Установлено, что коэффициент теплоотдачи на первом опытном участке увеличивается по мере уменьшения s/d и относительного расстояния от входа l/d. Особенно существенна интенсификация теплоотдачи в области низких значений Re. В области (s/d) >20 изменение (s/d) практически не сказывается на интенсивности теплоотдачи; уменьшение (s/d) от 20 до 2÷3 сопряжено с увеличением критерия Nu почти пропорционально росту сопротивления; в области (s/d) < 2 уменьшение (s/d) приводит к очень быстрому увеличению сопротивления, значительно опережающему рост интенсивности теплоотдачи.

В выполненном исследовании наиболее благоприятные результаты были получены со шнековой вставкой, характеризовавшейся (s/d) = 0,95: при одинаковых затратах энергии на перемещение теплоносителя коэффициент теплоотдачи в трубе с этой вставкой оказался на 47 % выше, чем в гладкой трубе, при этом скорость в трубе со вставкой в 5 раз меньше, чем в гладкой трубе.

121

Вставки с (s/d) ≤ 6 создают в трубе за выходным концом завихрителя (второй опытный участок) закрученный поток, для которого характерны более высокие значения коэффициента теплоотдачи: в проведенных опытах коэффициент теплоотдачи на втором опытном участке при установке завихряющих вставок на первом участке оказался на 693 % выше, чем при отсутствии вставки, при этом влияние вставок проявляется сильнее в области низких значений Re (так, например, для одной из вставок при Re = 4000 увеличение коэффициента теплоотдачи на втором участке составило 93 %, а при Re = 20000 составило 56 %).

Из изложенного следует, что трубы с турбулизирующимй вставками в некоторых случаях имеют преимущества перед гладкими трубами, особенно в области низких значений критерия Рейнольдса, соответствующих переходному режиму течения в гладких трубах. Вопрос о целесообразности их применения должен решаться с учетом конкретных условий эксплуатации теплообменного аппарата и тех дополнительных затрат, с которыми связаны изготовление и установка в трубах турбулизирующих вставок.

Заполнение труб насадкой (сферическими частицами, кольцами, седлообразной насадкой и т. п.) приводит по существу к тем же результатам, что и применение турбулизирующих вставок, рассмотренное в предыдущем разделе.

С точки зрения интенсификации теплоотдачи при минимальных дополнительных затратах энергии на преодоление возросшего сопротивления потоку представляет интерес применение сравнительно крупной насадки, которая характеризуется величиной отношения (d/dч)<(10÷12), где d – диаметр трубы и dч определяющий линейный размер элемента насадки (диаметр шарика или кольца и т. п.).

Приведены данные, полученные при использовании в качестве насадки колец Рашига и шариков, которые помещались в трубу внутренним диаметром d=50 мм и диной 980 мм. Характеристики исследованных насадок помещены в табл. 3.3.

122

Установлено, что потери напора в трубе с насадкой при одинаковых значениях Re в 600-10000 раз больше, чем в гладкой трубе, причем они тем больше, чем меньше размер частиц насадки dч. В то же время величина критерия Nu почти не зависит от размера элементов насадки; значения Nu, установленные в опыте с нагреванием воздуха в трубе с насадкой различного типа (табл. 3.3), оказались приблизительно в 8 раз больше, чем для гладкой трубы при одинаковых значениях Re (в области Re>1·104). График на рис. 3.10 показывает, что применение насадки в трубах не дает существенного положительного эффекта: трубы с мелкой насадкой в виде колец Рашига dч=5мм (кривая b) имеют худшие характеристики, чем гладкие трубы; применение крупной насадки (кольца Рашига dч=16мм), целесообразно в

123

области сравнительно высоких значений Re, которым соответствуют низкие ε (кривая с).

Исследовалась теплоотдача от нагретой стенки вертикальной медной трубы со слоем насадки высотой 1680 мм к движущейся снизу вверх жидкости. Труба имела внутренний диаметр d=57,2 мм; в качестве насадки применялись стеклянные шарики dч=4; 6,5; 8,0; 14,9 и 17,1 мм; седлообразная насадка dч=6,4 мм; кольца Рашига dч=5,85; 6,35 и 9,5 мм. Таким образом, отношение (d/dч) изменялось в пределах от 14,3 до 3,3. Опыты проводились с водой, водным раствором глицерина, толуолом и нитробензолом, что позволило исследовать влияние критерия Прандля в пределах Pr=2,7÷11,7. Опытные данные о теплоотдаче описываются эмпирическим уравнением, которое справедливо в области

Re=300÷40000:

где µ и µст – вязкость среды при средней температуре потока и температуре стенки трубы соответственно. В выражениях критериев Nu и Re в качестве определяющего линейного размера фигурирует внутренний диаметр трубы; скорость жидкости относится к полному поперечному сечению трубы без учета частичного заполнения его насадкой. Уравнение 3.6 описывает опытные данные с точностью до 15 %. В соответствии с этим уравнением коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к нагреваемому потоку жидкости при наличии насадки в 10-13 раз выше, чем в полой трубе.

Потеря напора в трубе со сферической насадкой (Δрн) может быть определена по полуэмпирическому уравнению