RU2496072C1 - Теплообменная труба - Google Patents

Abstract

Изобретение относится к энергетике. Теплообменная труба, у которой канал выполнен с выступами и канавками, причем канал выполнен с геометрическими соотношениями: h/Д=0,03, l₁=(90-100)/h, l₂=(90-100)h, где h - высота выступа, мм, Д - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм, l₁ - длина выступа, мм, l₂ - длина канавки, мм. Изобретение позволяет повысить энергетическую эффективность за счет снижения гидросопротивления. 4 ил., 1 табл.

Description

Изобретение относится к области энергетики и может быть использовано на транспорте, в химической технологии и других отраслях техники.

Известна теплообменная труба (канал «е»), в которой в качестве интенсификатора теплообмена (ИТО) служат узкие (L<<t) кольцевые канавки на внутренней поверхности трубы. В этом канале взаимодействие потока и стенки полностью определяется теплообменом и трением в пристенных внутренних пограничных слоях (ВПС) ВПС1 и ВПС2, турбулизацию которых обеспечивает рециркуляционная зона (РЗ) [Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Абдрахманов А.Р. Расчет турбулентной теплоотдачи и сопротивления в каналах с поперечными кольцевыми канавками // Изв. вузов. Авиационная техника. 1997. №3. С.56-68]. Механизм ИТО заключается в том, что РЗ размещена в канавке, что позволяет сократить размеры РЗ. Опыты с кольцевыми канавками проведены только для наружной поверхности труб в межтрубном потоке теплообменного аппарата (ТА) в ограниченном диапазоне характеристических параметров - $$\overline{t}\le 20$$

: Re=3·10³-2·10⁴, где $$\overline{t}$$

- относительный шаг выступов, Re - число Рейнольдса.

Наиболее близким аналогом к заявляемому изобретению является теплообменная труба (канал «б»), для которой характерны большой шаг $$\overline{t}>10$$

и узкие выступы [Леонтьев А.И., Олимпиев В.В. Влияние интенсификаторов теплообмена на теплогидравлические свойства каналов (обзор) // Теплофизика высоких температур. 2007. №6. С.925-953]. Идея схемы потока следующая. После каждого выступа образуется РЗ1, на поверхности которой и далее за точкой присоединения x_к≈6h, где h - высота выступа, развивается турбулентный внутренний пограничный слой - ВПС1 (толщиной δ). Под РЗ1 формируется возвратный ВПС2 (Малая РЗ2 не учитывается). Участок канала с шагом t - типовой (повторяющийся). Теплогидродинамическое взаимодействие потока со стенкой полностью определяется процессами переноса внутри ВПС1 и ВПС2. Основной вклад в интенсификацию теплообмена вносят факторы повышенной теплоотдачи в зоне присоединения и малого термического сопротивления тонкого обновленного турбулизированного ВПС1 за точкой присоединения. Главное назначение отрывной рециркуляционной области течения - РЗ1 - производство дополнительной турбулентности, воздействие которой на обновленный ВПС1 стимулирует процесс теплообмена около стенки (Отрыв потока, обновление пограничного слоя и образование РЗ1 - результат действия выступа).

Недостатком известных теплообменных труб является высокое гидросопротивление и низкая эффективность.

Задачей, на решение которой направлено заявляемое изобретение, является повышение энергетической эффективности за счет снижения гидросопротивления.

Технический результат достигается тем, что в теплообменной трубе, канал которой выполнен с выступами и канавками, согласно заявляемому изобретению канал выполнен с геометрическими соотношениями:

h/Д=0,03, l₁=(90-100)/h, l₂=(90-100)h, где

h - высота выступа, мм;

Д - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм;

l₁ - длина выступа, мм;

l₂ - длина канавки, мм.

Сущность изобретения поясняется чертежами и таблицей, где на фиг.1 изображен канал предлагаемой теплообменной трубы, на фиг.2, 3, 4, табл.1 показаны результаты расчетов эффективности (интенсивность теплоотдачи, коэффициент гидравлического сопротивления, относительный энергетический коэффициент) каналов «е», «б» и «в».

Таким образом, для достижения технического результата предложена заявляемая конструкция теплообменной трубы (канал «в»). Канал «в» является последовательностью широких канавок l₂=(90-100)h и широких выступов l₁=(90-100)/h. Модель течения (и механизм ИТО) в этом канале основывается на тонких (обновленных) ВПС1; 2; 3, которые турбулизируются (внешняя турбулентность) вихревыми возмущениями от РЗ1, образующейся за обратным уступом при входе потока в канавку, и возмущениями, возникающими на прямом уступе при натекании потока на выступ.

Отрезок t канала «в» - типовой. При h/Д<0,05 происходит быстрая релаксация ВГТС1; 3 к состоянию «стандартного» ВПС на гладкой стенке. Соотношения толщин ВПС1 и ВПС3 - δ₁; δ₃ «Д» - позволяют отождествлять течение в трубе с течением на плоской стенке и для расчета ВПС воспользоваться теорией переноса на пластине. Целесообразно использовать интенсифицирующие процесс теплообмена элементы с размерами, не более толщины пограничного слоя. Это резко уменьшит гидравлическое сопротивление.

Основная часть термического сопротивления в потоке газов и жидкостей приходиться на пристенную область. Для чисел Прандтля Pr от 0,72 до 20 основная часть термического сопротивления потока приходится на вязкостный подслой и промежуточную область пограничного слоя (от 84% до 99%) (N.H.Afgan, FundamentalHeatandMassTransferResearchInTheDevelopmentOfNewHeatExchangersConcepts // 1993CHMTInternationalSymposiumOnNewDevelopmentInHeatExchangers.Lisbon. Portugal. PaperL.l). Поэтому интенсификация конвективной теплоотдачи должна осуществляться в вязкостном подслое и переходной области развитой турбулентности, что полностью подтверждает допущение о том, что высота элементов, интенсифицирующих процесс теплообмена, должна быть сравнима по размеру с суммарной толщиной вязкостного подслоя и промежуточной области пограничного слоя.

Оптимальная высота h_опт выступов, шероховатостей и т.п. в трубах при течении газов и жидкостей определяется формулой:

$$h_{опт}=\frac{n\cdot R}{\mathrm{Re}\cdot \sqrt{\left(\epsilon /8\right)}}$$

, где

ε - коэффициент гидравлического сопротивления в трубе, который зависит от числа Рейнольдса Re (для турбулентного режима течения в трубе рассчитывается по формуле Блазиуса: ε=0,3164/Re^0,25);

R - радиус трубы по гладкой части;

n - коэффициент, для газов n=30, для жидкостей n=5 (Мигай В.К. Повышение эффективности современных теплообменников. М.: Энергия, 1980).

Повышение теплоотдачи в трубе посредством кольцевых поперечных выступов α_и/α_гл (α_и - коэффициент теплоотдачи в теплообменной трубе с кольцевыми поперечными выступами, α_гл - коэффициент теплоотдачи в гладкой пустой трубе) позволяет получать более выгодное соотношение между количеством тепла Q, снятого со стенки трубы, и мощностью прокачивания теплоносителя через трубу N (Калинин Э.К. и др. Интенсификация теплообмена в каналах. М.: Машиностроение, 1972). Оптимальная высота выступов h_опт в теплообменной трубе, позволяющая обеспечивать максимум соотношения α_и/α_гл при возможно наибольшей величине Q/N, зависит от параметров потока в трубе: чисел Прандтля Pr и Рейнольдса Re, которые связаны с типом и расходом теплоносителя, его температурой. Оптимальная высота выступов h_опт уменьшается при увеличении чисел Pr и Re турбулентного режима.

Расчет канала строится следующим образом.

Вычисляются местные коэффициенты α_x для ВПС1 на отрезке от х_k до l₂

$$N{u}_x=\mathrm{0,029}{\mathrm{Re}}_x^{\mathrm{0,8}}{\mathrm{Pr}}^{\mathrm{0,43}\frac{T_w}{T_f}}$$

Nu_x=α_x·х/λ; Re_x=w·x/v;

w - среднерасходная скорость в канале ⌀Д; λ, ν - коэффициенты теплопроводности и кинематической вязкости. Вносится поправка на влияние внешней турбулентности (Tu) на теплоотдачу ВПС 1

α_хи/α_x=1+[0,41·th(0,2Tu)].

$$Tu=T{u}_{\max }{\left[\frac{\left(x/Д\right)+T{u}_{\max }}{T{u}_{\max }}\right]}^{-n1}$$

,

n₁=3,71·10^-3·Tu_max ^1,41.

α_хи - местное истинное значение; Tu - локальная величина; Tu_max=10%. Местные касательное напряжение трения и коэффициент сопротивления для ВПС1

; $$\frac{c_{fx}}{2}=\frac{\mathrm{0,029}}{{\mathrm{Re}}_x^{\mathrm{0,2}}}$$

.

Расчет ВПС3 аналогичен.

Расчет локальной теплоотдачи для ВПС2 проводится с помощью универсальной функции для обратного уступа α_x2/α_xk=f(х/x_k), где α_xk вычисляется для ВПС1. Одинаковым образом рассчитывается трение ВПС2. Осреднение местных параметров ВПС1; 2; 3 позволяет получить средние величины α; τ_w на участке t (и во всем канале).

Суммарные потери давления на отрезке t

Δρ_Σ=Δp_m+Δp_p+Δp_c;

Δp_m =R_m/(πД²/4):R_m=πДtτ_w;

Δp_m - потери на трение; R_m - сила трения; Δр_р; Δp_c - местные потери на внезапные расширение и сужение при обтекании канавки. Коэффициент ε на участке t (и во всем канале) находится из формулы Дарси

.

Модель универсальна по числам Re и Pr.

При сравнении характеристик каналов условия их расчета одинаковы. h=0,03 принята из рекомендованного диапазона, Re=10⁴-10⁶. Проведены многовариантные расчеты с различными сочетаниями геометрических параметров ИТО для каждого канала. Например, в расчетах канала «в» размеры канавки и выступа изменялись (в различных комбинациях) в пределах $$\overline{l_2}=l_2/h=9-100$$

; $$\overline{l_1}=l_1/h=8-100$$

;

В качестве критерия эффективности канала и оптимального варианта размеров ИТО служил относительный энергетический коэффициент

. При сопоставлении вариантов одного канала (при каждом Re) показателем наиболее высокой эффективности канала и оптимальных размеров ИТО являлся случай $$\overline{E}\text{'}=\max$$

.

Некоторые результаты расчетов эффективности для всех каналов даны в табл.1 и на фиг.2-4.

Теплофизическое существо механизмов ИТО в этих каналах принципиально аналогичное, поэтому интенсивность теплоотдачи в них почти одинакова (см. табл.1, фиг.2). При детальной оценке можно отметить, что $${\overline{Nu}}_{в}>{\overline{Nu}}_{б}>{\overline{Nu}}_e$$

, при этом $${\overline{Nu}}_{в}$$

превышает $${\overline{Nu}}_{б}$$

примерно на 2%.

Относительная теплоотдача не зависит от числа Re ( $$\overline{Nu}\ne f\left(\mathrm{Re}\right)$$

), т.к. характер функций Nu=f(Reⁿ), идентичный для гладкого канала и каналов «е», «б» и «в». Модели всех каналов объективно отражают их свойства: при повышенных числах Re и $$\overline{h}=const$$

нарастание сопротивления обгоняет увеличение теплоотдачи $$\overline{\epsilon }>\overline{Nu}$$

(см. табл.1).

Таблица 1
Эффективность и оптимальные размеры каналов
Канал «е» (t/h=100)
Re	10000	20000	30000	40000	50000	120000	250000	500000	750000	1000000
Nu/Nuгл	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406	1,406
ε/εгл	0,948	1,128	1,248	1,341	1,418	1,765	2,12	2,521	2,79	2,998
(Е'/Е'гл)max	1,483	1,247	1,127	1,049	0,992	0,797	0,663	0,558	0,504	0,469
Канал «б» (t/h=100)
Re	10000	20000	30000	40000	50000	120000	250000	500000	750000	1000000
Nu/Nuгл	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414	1,414
ε/εгл	1,011	1,193	1,314	1,408	1,486	1,836	2,194	2,598	2,868	3,078
(Е'/Е'гл)max	1,399	1,186	1,076	1,004	0,952	0,77	0,645	0,544	0,493	0,46
Канал «в» (l1=100h, l2=100h)
Re	10000	20000	30000	40000	50000	120000	250000	500000	750000	1000000
Nu/Nuгл	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436	1,436
ε/εгл	1,483	1,588	1,655	1,707	1,748	1,929	2,105	2,297	2,423	2,519
(Е'/Е'гл)max	0,968	0,904	0,867	0,841	0,821	0,747	0,682	0,625	0,593	0,57

Размерные коэффициенты ε для всех каналов автомодельны относительно числа Re-ε≠f/(Re), что свойственно дискретной и песчано-зернистой шероховатости Никурадзе в режиме полного проявления шероховатости.

На большей части диапазона чисел Re сопротивление канала «в» заметно ниже величины

(до 20%), (см. фиг.3), что связано с меньшим количеством РЗ на единицу длины в канале «в». Улучшенная теплоотдача и пониженное сопротивление привели к повышенной эффективности канала «в» по сравнению с другими (см. табл.1, фиг.4). В равных условиях эффективность канала «в» выше, чем показатель проверенного практикой высокоэффективного канала «б» (см. фиг.4).

Согласно расчетам предлагаемая теплообменная труба (интенсифицированный канал «в») при Re>2·10⁵ обладает высокой теплогидравлической эффективностью.

Особое позитивное качество предлагаемой теплообменной трубы типа «в»: в широкой области чисел Re максимальная эффективность $$\overline{E}\text{'}=\max$$

достигается при одинаковых размерах выступа и канавки l₁=l₂=100/г, табл.1. В случае формирования (производства) интенсификаторов методом накатки внутренняя и наружная поверхности теплообменной трубы будет иметь одинаковые форму и размеры, тогда в частных условиях Re; Pr=idem для трубного и продольного межтрубного потоков в ТА (например, водо-водяных) эффективность и коэффициенты а внутри и снаружи трубы будут равны.

Использование предлагаемой теплообменной трубы позволит повысить энергетическую эффективность за счет снижения гидросопротивления.

Следовательно, открывается возможность реализации высокоэффективного варианта теплообменного аппарата (ТА) и значительной экономии электроэнергии и конструкционных материалов.

Claims (1)

1. Теплообменная труба, канал которой выполнен с выступами и канавками, отличающаяся тем, что канал выполнен с геометрическими соотношениями:
   h/Д=0,03, l₁=(90-100)h, l₂=(90-100)h, где
   h - высота выступа, мм
   Д - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм
   l₁ - длина выступа, мм
   l₂ - длина канавки, мм

Images