Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблемы интенсификации теплообмена и совершенствования теплообменного энергетического оборудования, основанного на применении каналов различной конфигурации 10
1.1. Анализ состояния вопроса 10
1.2. Теоретические и экспериментальные исследования гидродинамики и теплообмена в неподвижных каналах типа «конфузор-диффузор» 25
1.3. Теоретические и экспериментальные исследования гидродинамики и теплообмена в цилиндрических каналах, вращающихся относительно своей оси 28
1.4. Постановка задачи исследования 34
Глава 2. Физическая и математическая модели сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор» 36
2.1. Общие положения 36
2.2. Физическая модель сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор» 41
2.3. Математическая модель сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор» 43
Глава 3. Численная реализация задачи сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор» 48
3.1. Оценка существующих методов численного решения 48
3.2. Итерационно-сеточный метод решения задачи сопряженного конвективного теплообмена 52
3.3. Анализ результатов численного решения 63
Глава 4. Экспериментальное исследование конвективного теплообмена в аппарате с вращающимся каналом типа «конфузор-диффузор» 71
4. 1. Описание экспериментальной установки 71
4.2. Методика проведения экспериментальных исследований 77
4.3. Анализ результатов экспериментального исследования и проверка адекватности математической модели 81
Глава 5. Практическая реализация результатов научно- исследовательской работы в условиях производства 90
Основные результаты и выводы 98
Список использованной литературы 100
Приложения 117
- Теоретические и экспериментальные исследования гидродинамики и теплообмена в неподвижных каналах типа «конфузор-диффузор»
- Физическая модель сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор»
- Итерационно-сеточный метод решения задачи сопряженного конвективного теплообмена
- Методика проведения экспериментальных исследований
Введение к работе
Актуальность проблемы
Важнейшей задачей современной теплоэнергетики является создание малогабаритной теплообменной аппаратуры большой единичной мощности с интенсивными процессами теплообмена. В связи с этим проблема интенсификации конвективного теплообмена является одной из актуальнейших. На сегодняшний день накоплен обширный теоретический и экспериментальный материал по методам интенсификации конвективного теплообмена, однако, и по настоящее время остались недостаточно разработанными вопросы, касающиеся эффективных методов интенсификации теплообмена при ламинарных режимах течения, например методов, основанных на применении вращающихся осесимметричных каналов типа «конфузор-диффузор». Известно, что при течении вязкой жидкости в неподвижных каналах типа «диффузор-конфузор» число Нуссельта увеличивается в 1,5 раза [1], а во вращающихся цилиндрических каналах при ламинарном режиме течения может возрасти в 3..5 раз [2]. Кроме того, в центробежных аппаратах с внутренним вращающимся каналом диффузорно-конфузорного типа (ВКДКТ) в условиях движения насыщенного водяного пара и жидкости может быть обеспечен непрерывный сброс пленки конденсата с поверхности вращающейся трубы, способствующий уменьшению термического сопротивления внешней теплоотдачи в 3..10 раз [3]. В связи с этим представляет научный и практический интерес исследование конвективного теплообмена при течении сред в теплообменных устройствах с ВКДКТ.
Целью работы является: разработка математической модели и численная реализация краевой задачи конвективного теплообмена при ламинарном течении вязкой жидкости во ВКДКТ; экспериментальные
7 исследования теплоотдачи во ВКДКТ теплообменного устройства в условиях противоточного движения насыщенного водяного пара и воды; проверка адекватности математической модели реальным процессам.
Научная новизна заключается в том, что на базе полной системы уравнений гидродинамики и теплообмена построена математическая модель сопряженного конвективного теплообмена в условиях ламинарного течения вязкой жидкости во ВКДКТ; на основе итерационно-сеточного метода решения определены численные значения гидродинамических параметров и поля температур при различных угловых скоростях вращения трубы; получены критериальные уравнения для расчета коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления во ВКДКТ.
Достоверность полученных результатов и выводов подтверждается тем, что математическая модель с заданными краевыми условиями разработана на базе фундаментальных уравнений движения, энергии и теплопроводности; численное интегрирование проведено с использованием известных классических методов; результаты численного решения подтверждены широко известными теоретическими результатами частных математических моделей, а также данными, полученными нами в ходе экспериментальных исследований с использованием современных приборов и методик.
Практическая ценность работы заключается в том, что на базе
теоретических и экспериментальных исследований предложен
рекуперативный теплообменник с ВКДКТ. На основе разработанного
теплообменного аппарата предложено техническое решение по
модернизации системы подогрева моноэтаноламина, используемого в технологии изготовления смазочно-охлаждающей жидкости на предприятии ООО «Иниш» г. Набережные Челны. Годовой экономический эффект от внедрения теплообменных аппаратов с ВКДКТ составит порядка 220000 рублей, срок окупаемости - не более 1,5 лет.
8 На защиту выносятся:
математическая модель и численная реализация краевой задачи конвективного теплообмена при ламинарном течении вязкой жидкости во ВКДКТ;
результаты экспериментальных исследований и обобщений по теплоотдаче и гидравлическому сопротивлению, полученные на экспериментальном стенде теплообменного устройства с ВКДКТ;
проверка адекватности математической модели реальным процессам;
техническое решение по модернизации системы подогрева моноэтаноламина на базе использования теплообменного аппарата с ВКДКТ.
Личное участие. Все основные результаты работы получены лично автором под руководством д.т.н., профессора Золотоносова Я.Д.
Апробация работы. Основные положения работы были доложены на VI аспиранстко-магистерском научном семинаре КГЭУ, Казань - 2002г., на 2-м Международном симпозиуме "Проблемы реализации региональных целевых программ энергоснабжения", Казань - 2002г., на конференции "Энергосбережение в городском хозяйстве, энергетике, промышленности", Ульяновск - 2003 г., в школе-семинаре «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках», Рыбинск - 2003г., на 4-м Международном симпозиуме "Ресурсоэффективность и энергосбережение в современных условиях хозяйствования", Казань - 2003г., на IV Школе -семинаре молодых ученых под руководством академика РАН В.Е. Алемасова "Проблемы тепломассообмена и гидродинамики в энергомашиностроении", Казань - 2004г., на XXVII Сибирском теплофизическом семинаре, посвященного 90-летию академика С.С. Кутателадзе, Новосибирск - 2004г., на VIII аспиранстко-магистерском научном семинаре КГЭУ, Казань - 2005г.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 12 работ.
9 Объем работы. Диссертация изложена на 116 страницах и состоит из введения, пяти глав, выводов, списка литературы и приложений. Работа содержит 29 рисунков. Список использованной литературы содержит 158 наименований.
Работа выполнена при финансовой поддержке АН РТ: грант №05-5.4-233/2003 (Ф) от 14.04.03, грант №05-5.4-233/2004 (Ф) от 15.03.04, а также в рамках тематического плана научно-исследовательских работ, проводимых по заданию Министерства образования и науки РФ, рег.№ 01200406195.
Теоретические и экспериментальные исследования гидродинамики и теплообмена в неподвижных каналах типа «конфузор-диффузор»
Известно, что конструкции каналов типа «конфузор-диффузор» с переменным по ходу теплоносителя сечением относятся к одним из эффективных и технологичных конструкций поверхностей теплообмена [1,4,27-32,37]. Такие каналы выполняются в форме последовательно повторяющейся системы диффузорно-конфузорных элементов (рис. 1.4).
Показатель степени числа Re данной формулы для ряда труб (в окрестности параметра 2h/S=0,182) снижается и достигает 0,65. При увеличении значения симплекса 2h/S показатель степени п снова приближается к 0,8. Исследование локального теплообмена на конфузорных участках показало, что в этом случае и=0,5, т.е. происходит ламинаризация пограничного слоя под действием отрицательных градиентов давления при общем турбулентном числе Re. Анализ данных [27] показывает, что практически интересны значения параметра 2h/S Q,l7 и 2h/S 0,3\. При 2h/S 0,31 происходит заметное увеличение поверхности теплообмена (своего рода оребрение).
В ЦКТИ было исследовано шесть вариантов труб типа «конфузор-диффузор», имеющие различные протяженности конфузорного и диффузорного участков [1,37]. Теплоносителем во всех опытах являлся воздух.
Отмечено [1,37], что средний уровень турбулентности в первом варианте (короткий диффузор - длинный конфузор) оказывается на 18 % выше, чем во втором (короткий конфузор - длинный диффузор). В данном случае играют роль и углы раскрытия диффузоров и конфузоров. При увеличении угла раскрытия диффузора наблюдаются более интенсивные вихреобразования.
Автором [1] приведены данные по характеру изменения профилей скорости в различных сечениях конфузорно-диффузорных участков. Осевая компонента скорости представлена в виде усеченной параболы вследствие интенсивного вихреобразования в диффузоре и параболическим профилем вследствие упорядочения потока - в конфузоре.
При выводе формулы (1.5) предполагалось наличие вязкого подслоя, буферной зоны и области постоянной кинетической энергии турбулентности в сечении трубы. Также было принято, что соотношения между пульсационными составляющими скорости в турбулизированном потоке сохраняются такими же, как и при обычном турбулентном течении в гладкой трубе.
Расчеты также показали [1], что для варианта (длина диффузора вдвое меньше длины конфузора) при Re = 3,56-104 число Nu увеличивалось в 1,5 раза по сравнению с гладкой трубой.
Аксиальные вращающиеся каналы широко используются в энергетическом машиностроении, теплоэнергетике, химической технологии, авиационных двигателях, космических системах. Преимущественно они имеют цилиндрическую форму. Часто используются сужающиеся и расширяющиеся осесимметричные каналы, а также каналы произвольной формы.
Существует ряд работ [2,55-60,77-88], посвященных исследованию гидродинамики и теплообмена в трубах, вращающихся вокруг своей оси. Одно из наиболее ранних исследований потока во вращающейся трубе выполнено Леви (1929 г.).
Результаты данных исследований показывают, что вращение каналов относительно собственной оси оказывает существенное влияние на характер течения в них, а также процессов теплопереноса: значения коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления могут изменяться (увеличиваться или уменьшаться в зависимости от типа течения) в 2-3 и более раз.
Критерий Re слабо влияет на распределение осевой скорости [85]. При переходе из неподвижной во вращающуюся секцию окружное течение постепенно захватывает новые слои ближе к оси трубы. Для полного установления вращения по закону твердого тела, по данным теоретического расчета [77], при Re=2300 требуется около 255d.
С ростом числа Re профили температуры также приближаются к турбулентному типу [85]. При наличии неизотермичности возможно возникновение вязкостно-гравитационного режима течения. Вращение приводит к трансформации типичной для этого случая двухвихревой структуры в поперечном сечении в одновихревую (причем возрастает вихрь, вращающийся в одном направлении со стенкой трубы) при N = N [2,85].
Установлено [2,60], что в каналах постоянного сечения вращение возмущает и турбулизирует первоначально ламинарный поток. Коэффициент теплоотдачи в таких каналах увеличивается с ростом скорости вращения. Гидравлическое сопротивление и число Нуссельта в этом случае могут возрастать в 3-5 раз [2].
В [60] приведены результаты исследования теплоотдачи воздуха во вращающейся трубе в виде зависимости соотношения критериев Нуссельта для вращающейся и неподвижной труб от критерия Re. Показано, что с увеличением критерия Re влияние вращения на теплоотдачу ослабевает и на режимах, близких к критическим, вращение трубы практически перестает влиять на интенсивность теплообмена. Анализ [2] экспериментальных и расчетных данных по теплообмену при турбулентном режиме течения показывает, что в результате консервативного влияния массовых сил на поток вращение существенно снижает число Нуссельта. Так, например, при Re=5000,N=5 отношение Nu/Nu0 « 0,37 [2]. Таким образом, целесообразно с точки зрения тепловых эффектов применение вращающихся каналов при ламинарном режиме течения теплоносителей. Изменение геометрии вращающегося канала или его расположение могут изменить характер течения и существенно интенсифицировать теплообмен [2, 55-59, 89-94]. В связи с этим весьма перспективным, на наш взгляд, представляется решение задач, связанные с исследованием процессов теплообмена при течении вязкой среды в сложной вращающейся системе, например, состоящей из конфузорно-диффузорных элементов, жестко связанных между собой единым рабочим трактом. Их решение позволит создавать высокоэффективные тепломассообменные аппараты с увеличенной единичной тепловой мощностью [56,57].
Физическая модель сопряженного конвективного теплообмена во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор»
Рассматривается случай, когда перерабатываемая жидкость поступает во вращающуюся трубу длиной L из емкости большого размера. Течение жидкости стационарное, осесимметричное. Положим, что в начальном сечении трубы профили осевой скорости и температуры жидкости прямолинейные и vz = v , Т — Т . Скорости в радиальном и тангенциальном направлениях в этом сечении равны нулю. Стенка трубы толщиной Лис постоянным коэффициентом теплопроводности Ле является однородной, непроницаемой. Положим, что в начальном сечении профили скоростей, температур жидкости и стенки однородны (равномерный профиль), следовательно, их градиенты по осевой координате равны нулю.
За начальным сечением жидкость вследствие прилипания к стенке трубы начинает тормозиться в осевом направлении и увлекаться во вращении в тангенциальном направлении. Вследствие торможения слоев жидкости, примыкающих к стенке трубы, и неизменности объемного расхода среды происходит ускорение слоев жидкости у оси трубы. Таким образом, в осевом направлении происходит трансформация профиля из прямолинейного в параболический, причем в диффузорах профиль осевой скорости представляется в виде усеченной параболы, а в конфузоре приближается к параболическому профилю.
Из-за трансформации профиля осевой скорости возникает радиальная составляющая скорости, которая возрастает с ростом угловой скорости вращения трубы. Поскольку стенка трубы непроницаема, то на ее поверхности радиальная и осевая скорости равны нулю. Вращение трубы приводит к возникновению центробежного давления. Поскольку тангенциальный пограничный слой развивается вдоль оси, поле давлений также трансформируется как по оси, так и по радиусу трубы [59]. Давление в начальном сечении трубы считается заданным (р = р ).
Ось трубы является осью симметрии, поэтому на оси радиальная и тангенциальная компоненты скорости, а также производные осевой скорости и температуры жидкости по радиальной координате равны нулю. На границе жидкость-стенка выполняются условия равенства температур и тепловых потоков по обе стороны от границы раздела. Теплообмен с торцов стенок отсутствует, а внешняя поверхность вращающейся стенки, в общем случае, участвует в конвективном теплообмене с наружной температурой Тп и средним коэффициентом теплоотдачи ап. Величины Тп и ап считаются заданными. Для описания процесса теплопереноса во вращающейся волнистой трубе используется цилиндрическая система координат. Отобразим физическую область течения с криволинейными границами в прямоугольную, используя преобразование координат. Потребность в вычислительных экспериментах к решению задач математической физики диктуется все усложняющимися запросами практики, а также связана с попыткой создания более рациональных общих теоретических моделей для изучения сложных физических явлений.
Выбор того или иного численного метода определяется рядом причин. Некоторыми из них являются особенности данного класса задач, требования, предъявляемые к численному решению в данной области науки и приложениях, возможность вычислительной техники, а также научные традиции, квалификация разработчиков.
Методам численного решения уравнений математической физики посвящена обширная литература, например, [104,105,122-140].
Большой вклад в эту область внесли такие математики как О.М. Белоцерковский, О.А. Ладыженская, Г.И. Марчук, А.А. Самарский. История развития численного решения, начиная от простейших математических моделей, простейших разностных схем, содержится в библиографии книги [122].
Для численного решения рассматриваемого класса задач обычно применяется метод сеток. Метод конечных разностей, как один из вариантов метода сеток, более всего развит в данное время и широко используется для решения как линейных, так и нелинейных уравнений гиперболического, эллиптического и параболического типов. Область интегрирования разбивается на счетные ячейки с помощью некоторой, как правило, прямоугольной фиксированной сетки. Производные функции по всем направлениям заменяются конечными разностями с помощью тех или иных соотношений (приемы построения разностных уравнений весьма разнообразны), причем чаще всего используются так называемые неявные разностные схемы. Тогда на каждом шаге приходится решать системы линейных алгебраических уравнений, содержащих иногда несколько сот неизвестных. Литература по этому направлению очень обширна [122-127].
Много внимания в литературных источниках [122-127] уделяется исследованию свойств разностных уравнений: точность аппроксимации, условия устойчивости, диссипативные эффекты схем и т.п. Однако строгого обоснования устойчивости и сходимости схем для тех уравнений, которые встречаются в современных прикладных исследованиях, как правило, провести не удается. В случае, когда теоретические оценки погрешности разностных схем либо не существуют, либо являются чрезмерно завышенными, на практике для оценки погрешности обычно пользуются сравнением приближенных решений, полученных при различных шагах сетки (правило Рунге) [123].
В последние годы интенсивно развивается метод конечных элементов [105], относящийся к вариационно-разностным методам, которые отличается тем, что комбинирует идею конечно-элементного разбиения с тем или иным вариационным методом. Метод конечных элементов удобно применять на нерегулярных сетках, но реализация этого метода для задач тепло- и массообмена пока еще связана со значительными техническими трудностями.
Наряду с методом сеток для дискретизации задач тепло- и массообмена часто используется и так называемый метод функциональных представлений. Согласно этому методу, искомые функции представляются в виде конечных разложений по заданным функциям с неизвестными числовыми коэффициентами. Алгебраические уравнения для этих числовых неизвестных получаются различными способами: методами Галеркина, коллокации, подобластей, сплайновыми методами [128-132]. Эти методы являются более удобными для теоретического обоснования существования и оценки погрешности приближенного решения, однако, трудно реализуемыми на практике.
Для практической реализации задач математической физики, как правило, применяют комбинированные методы, такие как вариационно-разностные методы.
Метод Галеркина в комбинации с разностными методами обеспечивает большую точность, чем у разностных методов, а использование разностных методов в значительной мере разряжает матрицу системы (как правило, матрица является трехдиагональной).
Разработка численных алгоритмов для решения уравнений, описывающих процессы переноса при течении несжимаемой жидкости, ведется, как известно, в нескольких направлениях. Большинство работ выполнено для задач пограничного слоя [123,126]. Много внимания уделяется также созданию численных схем повышенной точности на фиксированном сеточном шаблоне (в частности, схемы четвертого порядка точности по поперечной координате на трех узлах) с использованием итерационных методов решения разностных уравнений [123,133,134].
Итерационно-сеточный метод решения задачи сопряженного конвективного теплообмена
Построенная математическая модель и ее численная реализация позволили определить численные значения гидродинамических параметров для неизотермического режима и распределения полей температур в жидкости и стенке канала [142,143].
Как следует из рис. 3.1, вследствие изменения температуры среды по сечению канала происходит изменение вязкости и, как следствие этого, изменение профиля скоростей. При этом осевая скорость жидкости у стенки возрастает, а в ядре потока вследствие неизменности расхода - падает (рис. 3.1,а). В то же время имеет место рост радиальной составляющей скорости и уменьшение окружной компоненты по сечению канала (рис. 3.1,б,в), что вызвано активным действием центробежных сил на жидкость, имеющей (согласно изменению температуры среды по сечению) разную плотность в радиальном направлении. Тенденция изменения скоростного поля по проточной части канала, описанная в работе [59], сохраняется и в случае неизотермического режима, а именно, положительный осевой градиент давления в диффузоре способствует поддержанию кинетической энергии движущегося потока в системе диффузор-конфузор. При этом имеет место восстановление распределения поля скоростей при движении среды от диффузора к диффузору, способствующей периодической перестройке профилей осевой компоненты скорости и, тем самым, предотвращению затухания поля радиальной составляющей скорости. В связи с этим в канале обеспечивается продольная и поперечная конвекция, интенсивность которой возрастает с ростом угловой скорости вращения трубы. Как следует из рис. 3.3, в конфузорных элементах (на участках I-II, III-IV, V-VI) вследствие роста осевой компоненты скорости движущейся жидкости имеет место подъем температуры в пристенной области конфузора, а на диффузорных участках -ее снижение у стенки элементов, что отражается на характере изменения изотерм в диффузорах (участки И-Ш, IV-V, VI-VII) и обусловлено падением осевой составляющей скорости. Такое изменение температурного поля в диффузорах наблюдается и в неподвижных волнистых каналах (рис. 3.3, кривая 51), причем в таких элементах данная особенность имеет более выраженный характер, что обусловлено консервативностью температурных полей в диффузорных потоках [145].
Как видно из рис. 3.5,а, (вследствие низкой теплопроводности жидкости по отношению к стенке канала) вначале рост температуры происходит в пристенной области течения, при этом кривые распределения температуры приобретают трапецеидальный профиль (сечения 1...3). По мере продвижения жидкости вдоль канала (сечения 4...6) происходит её прогревание и выравнивание температурного поля, при этом трапецеидальный профиль температур трансформируется в параболический.
Вследствие активного влияния центробежного поля на жидкость с разной плотностью (от оси до стенки) нагретые слои (как имеющие меньшую плотность) устремляются к центру канала, а холодные слои у оси (с большей плотностью) - к стенкам канала, тем самым вызывая с ростом угловой скорости вращения трубы падение температуры в пристенной области и ее рост у оси канала. В связи с этим перенос тепла от стенок канала в ядро потока с увеличением центробежных сил становится более интенсивным, что мы и наблюдаем на рис. 3.6. Нарис. 3.7 представлено распределение осредненного по сечению трубы поля температур жидкости при различных угловых скоростях. Из рис. 3.7 видно, что с ростом угловой скорости вращения теплообменной поверхности средняя температура жидкости увеличивается, и может возрасти в 1,3...1,5 раз по сравнению с неподвижным волнистым каналом. Рис. 3.7. Расчетное распределение осредненной температуры жидкости при различных угловых скоростях: 1 - круглая труба, со = 0; 2 -волнистая труба, со = 0; 3 - круглая труба, со = 50 с-1; 4 - волнистая труба, со = 50 с-1; 5 - волнистая труба, СУ = 80 с-1 Для подтверждения адекватности математической модели реальному процессу проведено сравнение расчетных значений поля температур (в частном случае / = 0) с известными результатами других авторов. Поскольку процессы переноса тепла при течении во вращающейся гладкой трубе изучены достаточно полно, это может служить хорошим тестовым контрольным фактором, позволяющим проверить адекватность математической модели сопряженного конвективного теплообмена в случае у = 0. Сравнение расчетных значений температур жидкости во вращающейся гладкой трубе при различных окружных числах Рейнольдса Rew с известными теоретическими данными [2,85] показало их совпадение с точностью до +5% (рис. 3.8). При численной реализации краевой задачи рассматривались случаи решения при различных значениях шагов сетки. На рис. 3.9 представлены кривые распределения температуры жидкости при различных значениях шагов сетки по осевой и радиальной переменным (/гиГ}).
Методика проведения экспериментальных исследований
Для проведения экспериментальных исследований в каналы 1,2 (рис. 4.1) соответственно подаются насыщенный водяной пар и вода. По достижении стационарного режима работы установки, который в эксперименте считается достигнутым после 3-4 кратной смены объемов воды и пара в проточной части каналов, и отсосе воздуха из межтрубного пространства при заданной скорости вращения и определенных расходах воды и пара замеряются давление воды на входе и выходе из трубы, температуры воды и пара, температуры стенки трубы .
По измеренному перепаду давления Ар вычисляется коэффициент гидравлического сопротивления [3]: который будет использован для исследования полной теплогидродинамической эффективности вращающегося волнистого канала. Эксперимент проводился при противоточной схеме течения теплоносителей в следующих диапазонах изменения параметров [149]: температуры воды на входе Т = 15-f 17 С и выходе Т" = 50- 96 С, температуры насыщенного пара на входе Т п - ПО-И 15 С (с давлением р=1,5 кг/см2) и выходе Ги" = 95-И05 С, расходов воды G = 25-ь60 кг/ч и пара G„ = 5 - 7 кг/ч, угловой скорости вращения трубы а = 30 ч- 80 с 1.
Для подтверждения корректности разработанной методики [147] нами была проведена серия опытов по исследованию коэффициентов теплоотдачи в неподвижной гладкой трубе. Средние коэффициенты теплоотдачи, полученные в ходе экспериментов, для неподвижной гладкой трубы сравнивались со значениями, рассчитанными по известной формуле М.А. Михеева [3]. Отклонение расчетных значений от данных [3] не превышало ±5%.
Опытные данные по теплоотдаче, полученные в результате исследований неподвижных и вращающихся каналов типа «конфузор-диффузор», представлены на рис. 4.5. Анализ рис. 4.5 показывает, что коэффициенты теплоотдачи во вращающихся каналах типа «конфузор-диффузор» увеличиваются с ростом угловой скорости вращения трубы, что в целом наблюдалось и при исследовании теплоотдачи во вращающихся прямых трубах [2,60]. Из данного рисунка также видно, что при ат=80 с"1 число Нуссельта при течении воды во вращающихся волнистых трубах по сравнению с неподвижной волнистой трубой возрастает в 2...2,5 раза.
В исследуемом диапазоне изменения со коэффициенты теплоотдачи для воды принимали значения а = 800-И 900 Вт/м К, а для пара ап - 12100 ч- 20000 Вт/м2К. Высокие коэффициенты ап, полученные в ходе эксперимента, объясняются, на наш взгляд, срывом конденсатной пленки с вращающегося канала и переходом с пленочного режима конденсации в "пленочно-капельный" режим, что также способствовало и интенсивному прогреву жидкости во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор».
Коэффициенты гидравлического сопротивления для вращающихся и неподвижных волнистых труб определялись по измеренным перепадам давления. Для исключения из общего перепада давления, замеренного при проведении экспериментов с волнистыми трубами, потерей напора на входе и выходе, а также участков подводящих и отводящих трубопроводов, нами были дополнительно проведены исследования с неподвижной гладкой трубой, при этом из общего перепада давления вычитались потери напора, рассчитанные по формуле Дарси [150] для гладких труб.
Анализ рис 4.9, 4.10 показывает, что увеличение N приводит к повышению гидравлического сопротивления, что согласуется с работой [59] и нашими исследованиями по изменению осевого градиента давления (рис. 3.2,а) в условиях неизотермического течения. Так, в рассматриваемом диапазоне изменения числа Re, коэффициент гидравлического сопротивления для вращающихся труб (при OJ=S0 С"1) может возрасти в 3 раза по сравнению с неподвижной трубой (рис. 4.9). С ростом Re величина уменьшается, что наблюдается при ламинарном течении во вращающихся и неподвижных прямых трубах [2,3,60].
Приведенная на рис. 4.11,а сравнительная оценка полученных нами опытных данных по волнистым трубам и гладким трубам, обработанных по результатам работ [2,87], позволяет сделать вывод, что наиболее перспективными с точки зрения тепловых эффектов являются вращающиеся волнистые каналы, причем с ростом угловой скорости вращения трубы их эффективность возрастает. Так, например, при у=80 с"1 тепловая эффективность вращающихся волнистых труб по отношению к вращающимся гладким трубам возрастает в среднем в 1,9 раз. Из рис. 4.11 также видно, что в случае вращения трубы с увеличением числа Re отношения Nu/Nu , / уменьшаются, что дает основание сделать вывод о том, что с ростом чисел Рейнольдса влияние конфигурации вращающейся трубы на гидродинамику и теплоотдачу в канале ослабевает.
Теплогидродинамическая эффективность волнистых труб (данные для гладких труб обработаны по результатам работ [3]) Как видно из рис. 4.12, в области изменения числа Re от 1600 до 2400 устанавливается хорошее соотношение между приростом теплоотдачи (Nu/Nu ) и увеличением гидравлических потерь (/4гл) причем в случае вращения труб в диапазоне а = 47 + 80с 1 выполняется Nu/Nu %1%гл. При этом теплогидродинамическая эффективность вращающихся волнистых труб по отношению к вращающимся гладким трубам возрастает в среднем в 1,17 раза (при у=80 с"1), что значительно выше значений, которых может принимать параметр (Nu/Nu )/( / ), в исследуемом диапазоне изменения числа Re для эффективных методов интенсификации теплообмена в неподвижных трубах, основанных, например, на применении поперечных накатанных выступов различной конфигурации [22].
Таким образом, проведенные исследования позволяют сделать вывод, что вращающиеся каналы типа «конфузор-диффузор» характеризуются высокой теплогидродинамической эффективностью и, в связи с этим, могут быть рекомендованы в качестве высокоэффективной теплообменной поверхности ротационных аппаратов.
Похожие диссертации на Теплообмен при ламинарном течении вязкой жидкости в теплообменных устройствах типа "труба в трубе" с вращающейся поверхностью "конфузор-диффузор"
