Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор различных методов интенсификации теплообмена в трубах 15
1.1. Периодические кольцевые выступы 18
1.2. Закрутка потока в трубах с помощью винтовых вставок 24
1.3. Каналы со спиральными выступами и пружинными вставками 26
1.4. Трубы с продольными внутренними рёбрами 30
1.5. Криволинейные каналы (спиральные, змеевиковые) 31
1.6. Витые трубы 33
1.7. Подмешивание к потоку жидкости газовых пузырей 39
1.8. Воздействие на поток электростатических полей 39
1.9. Вибрация поверхности теплообмена 40
1.10. Наложение на вынужденное течение пульсаций давления 41
1.11. Интенсификаторы типа диффузор - конфузор 43
1.12. Нанесение на поверхность теплообмена сферических лунок 44
1.13. Применение пористых вставок 46
1.14. Струйное натекание теплоносителя на поверхность 48
1.15. Комбинированные способы интенсификации теплообмена 49
1.16. Сравнение эффективности различных способов интенсификации теплообмена в трубах 49
Выводы по обзору различных способов интенсификации 52
2. Методика исследования и экспериментальная установка 54
2.1. Постановка задачи исследования 54
2.2 Методика исследования 55
2.3. Экспериментальная установка 58
2.4. Схема измерений 62
2.5. Измерение геометрических параметров турбулизаторов 67
2.6. Анализ погрешности эксперимента 71
3. Проведение эксперимента и обработка полученных данных 77
3.1. Проведение эксперимента 77
3.2. Обработка полученных данных 78
3.3. Анализ полученных данных 82
3.4. Исследование труб с кольцевыми турбулизаторами и вставками из скрученной ленты 93
4. Анализ и обобщение результатов исследований по теплоотдаче и гидравлическому сопротивлению в трубах с кольцевыми турбулизаторами различной геометрической формы 97
4.1. Результаты работы «Теплогидравлические характеристики накатанных тонкостенных труб малого диаметра при продольном течении теплоносителя» (Светлаков А.Л. и др.)
4.2. Результаты работы "Исследование интенсификации теплообмена в толстостенных трубах из высоколегированных сталей" (Ярхо С.А и ДР.) 103
4.3. Результаты работ Нуннера доб
4.4. Результаты работы «Исследование теплообмена и гидравлического сопротивления при течении воды в трубах с кольцевыми турбулизаторами» (Аронов И.З. и др.) 109
4.5. Результаты работы «Создание эффективных систем охлаждения летательных аппаратов с двигательными установками, работающими на углеводородных топливах» (Мякочин А.С., Подпорин И.В)
4.6. Результаты работы «Испытания новых высокоэффективных трубчатых теплообменных аппаратов» (Дрейцер Г.А. и др.) 120
4.7. Результаты работы «Интенсификация теплообмена при течении реактивных топлив сверхкритических давлений в каналах силовых установок летательных аппаратов» (Подпорин И.В.) 122
4.8. Результаты работы «Теплообмен и гидравлическое сопротивление при движении жидкостей в трубах с искусственными турбулизаторами» (Капацина Ю.Г.) 125
4.9. Результаты работы «Исследование эффективности применения в поверхностных подогревателях профилированных труб» (Дрейцер Г.А. и др.) 128
4.10. Результаты работы «Расчет конвективного теплообмена в трубе с периодическими выступами» (Дрейцер Г.А., Исаев С.А., Лобанов И.Е.).. 130
4.11. Обобщение опытных данных 135
4.12. Влияние геометрической формы профиля турбулизатора на эффективность теплообменного аппарата 138
Выводы по обобщению и анализу опытных данных 141
Выводы 142
Литература 144
- Трубы с продольными внутренними рёбрами
- Применение пористых вставок
- Измерение геометрических параметров турбулизаторов
- Исследование труб с кольцевыми турбулизаторами и вставками из скрученной ленты
Введение к работе
Теплообменные аппараты - устройства, предназначенные для передачи
теплоты от одного теплоносителя к другому - одни из наиболее
распространенных устройств во всех видах и типах энергетических
установок и двигателей. Теплообменные аппараты широко применяются в
энергетике, химической, нефтеперерабатывающей, пищевой
промышленности, в холодильной и криогенной технике, в системах отопления и горячего водоснабжения, кондиционирования, в различных тепловых двигателях, авиационной и космической технике. С ростом энергетических мощностей и объема производства все более увеличиваются масса и габариты применяемых теплообменных аппаратов. На их производство расходуется огромное количество легированных и цветных металлов.
В конструкциях подавляющего большинства теплообменных аппаратов, применяемых во всех этих отраслях, теплота от горячего теплоносителя к холодному передается через промежуточное твердое тело (стенку). При этом греющий теплоноситель передает теплоту к одной поверхности, а нагреваемый воспринимает ее от другой поверхности стенки, то есть во всех случаях осуществляется теплообмен между теплоносителем и поверхностью теплообмена. Поэтому технико-экономические показатели рекуперативных теплообменных аппаратов определяются уровнем обоснованности решений при проектировании поверхностей теплообмена.
При конструировании большинства теплообменных аппаратов стоит задача: добиться минимальных габаритов и массы аппарата при заданных суммарном тепловом потоке, гидравлических потерях, температурах и расходах теплоносителей.
Если поверхность теплообмена и конструкция аппарата выбрана, то заданные условия однозначно определят габариты и массу теплообменного устройства, а также и температуру стенки.
Естественным следствием этого является стремление выбрать такую форму теплопередающей поверхности, чтобы в единице объема поверхность теплообмена была максимальной. В каждом конкретном случае это стремление ограничено соображениями надежности, технологичности и удобства эксплуатации конструкции теплообменного аппарата. В результате учета всех соображений и требований получаем некоторое компромиссное решение.
Следовательно, выбор теплообменной поверхности - один из важнейших моментов создания любого теплообменного устройства. Лучшей будет та поверхность, которая при прочих равных условиях обеспечит наибольший тепловой поток с единицы поверхности теплообменного аппарата, то есть наибольший коэффициент теплоотдачи. Поэтому интенсификация теплообмена в каналах - реальный путь к уменьшению габаритов и массы теплообменного устройства и к снижению температуры стенок.
При создании эффективного теплообменного аппарата необходимо выдержать заданные значения по количеству передаваемой теплоты, гидравлическому сопротивлению, и, при этом, сделать его как можно более компактным и легким. Выполнить эти противоречивые требования, возможно только используя интенсификацию теплообмена. Следует отметить, что увеличение скорости течения теплоносителя не является оптимальным решением, так как вместе с увеличением коэффициента теплоотдачи увеличивается и гидравлическое сопротивление аппарата, причем если теплоотдача растет пропорционально скорости в степени 0.8, то гидравлическое сопротивление - в степени 2.8, поэтому приходится тратить существенно больше мощности на прокачку теплоносителя, чем при оптимально подобранном способе интенсификации, дающем рост теплоотдачи, при той же скорости течения теплоносителя и умеренном росте гидравлического сопротивления.
В настоящее время большинство рекуперативных теплообменников составляют кожухотрубные аппараты. Это означает, что один из теплоносителей движется внутри труб, а другой в межтрубном пространстве обтекая эти трубы. Данная конструкция позволяет эксплуатировать эти аппараты при высоком абсолютном давлении и больших перепадах давления между теплоносителями (сохраняя при этом герметичность), обеспечивает работу в широком диапазоне температур, обладает высокими технологическими и эксплуатационными характеристиками.
Известно много методов интенсификации теплообмена в трубчатых теплообменных аппаратах. Среди них можно отметить (для однофазных теплоносителей):
применение турбулизаторов;
закрутку потока в трубах и межтрубном пространстве с помощью различного вида винтовых вставок (шнеков, скрученных лент и проволоки);
криволинейные каналы (спиральные, змеевиковые);
тангенциальный подвод теплоносителя в трубу;
лопаточные завихрители (расположенные на входе или периодически по длине трубы);
подмешивание к потоку газа капель жидкости или твердых частиц, а к потоку жидкости - газовых пузырей;
воздействие на поток электростатических полей;
вибрация поверхности теплообмена;
использование в канале акустического резонанса;
наложение на вынужденное течение колебаний давления или расхода;
отсос потока из пограничного слоя;
нанесение на поверхность теплообмена сферических лунок.
Возможны и комбинации методов. Например, можно объединить закрутку потока с применением турбулизаторов, применять спиральные рёбра, одновременно закручивающие поток или комбинирование турбулизаторов с оребрением поверхности.
Необходимо отметить, что при выборе для практического применения того или иного, метода интенсификации теплообмена приходится учитывать не только эффективность самой поверхности, но и ее универсальность для одно и двухфазных теплоносителей, технологичность ее изготовления, технологичность сборки теплообменного аппарата, прочностные требования, загрязняемость поверхности, особенности эксплуатации и т.д. Все эти обстоятельства существенно снижают возможности выбора эффективных поверхностей.
При создании любых теплообменных аппаратов с помощью оптимального для конкретных целей метода интенсификации теплообмена можно добиться существенного улучшения характеристик этих устройств: уменьшение металлоемкости, габаритных размеров, температуры поверхностей, увеличение надежности, увеличение ресурса работы и пр.
В Московском авиационном институте разработан высокоэффективный метод интенсификации теплообмена в трубчатых теплообменных аппаратах. Сущность предложенного метода заключается в следующем. На наружную поверхность трубы накаткой наносятся периодически расположенные кольцевые канавки. При этом на внутренней стороне трубы образуются кольцевые диафрагмы с плавной конфигурацией. Кольцевые диафрагмы и канавки турбулизируют поток в пристенном слое и обеспечивают интенсификацию теплообмена снаружи и внутри труб. При этом не увеличивается наружный диаметр труб, что позволяет использовать данные трубы в тесных пучках и не менять существующей технологии сборки теплообменных аппаратов.
Разработанные трубы с кольцевыми турбулизаторами применимы для аппаратов, работающих на газах и жидкостях, при кипении и конденсации теплоносителей, т.е. обладают необходимой для практического применения универсальностью. Кроме того, эти трубы обладают пониженной загрязняемостью. Таким образом, трубы с кольцевыми турбулизаторами удовлетворяют всем требованиям, необходимым для их широкого практического применения.
Применение данного метода интенсификации теплообмена позволяет в 1.5 ...2 раза уменьшить объем теплообменного аппарата при неизменных значениях тепловой мощности и мощности на прокачку теплоносителей. В переходной области течения теплоносителей эффект интенсификации еще выше и позволяет достигнуть уменьшения объема аппарата до 2.5 раз.
Несмотря на то, что данный метод интенсификации известен уже давно, и было проведено большое число исследований, посвященных этому вопросу, исследованию влияния формы профиля кольцевого турбулизатора на эффективность интенсификации не уделялось должного внимания, большинство экспериментов проводилось на трубах с турбулизаторами примерно одинаковой геометрической формы. Основное внимание в этих исследованиях обращалось на высоту турбулизаторов и шаг их размещения и в зависимости от этих параметров (отношения диаметра диафрагмы к внутреннему диаметру трубы d/D и отношению шага размещения турбулизаторов к внутреннему диаметру трубы t/D) обобщались полученные данные по теплоотдаче и гидравлическому сопротивлению в этих трубах.
Настоящая работа ставит перед собой целью выявление влияние формы профиля турбулизаторов при постоянных высотах и шагах их размещения на теплоотдачу и гидравлическое сопротивление внутри труб, получение обобщающих экспериментальные данные зависимостей и разработка на
основании этих зависимостей инженерной методики расчета теплообмена и гидравлического сопротивления в каналах.
Объектом исследования являются теплоотдача и гидравлическое сопротивление в разработанных в МАИ трубах с периодически расположенными кольцевыми диафрагмами различной геометрической формы, полученных накаткой.
Научная новизна работы заключается в том, что впервые систематическому изучению было подвергнуто влияние формы профиля кольцевого турбулизатора на теплообмен и гидродинамику при турбулентном режиме течения теплоносителя внутри труб.
Практическая ценность работы состоит в том, что:
Впервые получена расчетная зависимость для определения теплогидравлических характеристик трубы с кольцевыми турбулизаторами в зависимости от их формы, пригодная для инженерных расчетов.
Проведены эксперименты по изучению возможности увеличения теплоотдачи внутри труб с кольцевыми турбулизаторами путем установки скрученных лент.
Автор защищает:
Результаты экспериментальных исследований теплоотдачи и гидравлического сопротивления при течении теплоносителя внутри труб с кольцевыми турбулизаторами различной конфигурации.
Полученную по результатам обобщения опытных данных расчетную зависимость для определения влияния формы профиля кольцевых
турбулизаторов на теплообмен и гидравлическое сопротивление внутри труб.
Результаты данной работы докладывались на:
Всероссийском открытом конкурсе научно-исследовательских, проектно-конструкторских и технологических работ студентов, аспирантов и молодых ученых, посвященном 70-летию МАИ (2000 г.)
Заседаниях кафедры 204 МАИ (2002-2003 г.г.)
Третьей Российской национальной конференции по теплообмену (21-25 октября 2002 г., Москва)
Школе - семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева (26 - 30 мая 2003 г., Рыбинск)
*
По результатам диссертации опубликовано 3 печатные работы:
Дрейцер Г. А., Щербаченко И.К. Исследование интенсификации теплообмена в трубах с кольцевыми турбулизаторами плавной конфигурации // «Ракетные и космические системы». Сборник тезисов статей студентов, аспирантов и молодых ученых. М.: Изд-во МАИ. 2000. С. 96-100.
Дрейцер Г.А., Мякочин А.С., Щербаченко И.К. Экспериментальные исследования влияния геометрической формы турбулизаторов на интенсивность теплообмена в трубах // Труды Третьей Российской национальной конференции по теплообмену. Т.6. М.: Изд-во МЭИ, 2002. С.96-99.
Щербаченко И.К. Исследование интенсификации теплообмена в трубах с кольцевыми турбулизаторами плавной конфигурации // Труды XIV Школы-семинара молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева. Т.1. М.: Изд-во МЭИ, 2003. С.151-154.
Диссертация состоит из 4-х глав, введения и выводов. Во «Введении» обсуждается актуальность темы диссертации. В главе 1 рассмотрены современные методы интенсификации теплообмена и проведен анализ их эффективности и применимости. В главе 2 поставлена задача исследования, описана методика эксперимента и экспериментальная установка, схема измерений, а также проведена оценка погрешностей эксперимента. В главе 3 приведены полученные опытные данные и результаты их обработки. В главе 4 проведен анализ и обобщение данных, полученных автором, а также данных из других работ, посвященных, изучению труб с кольцевыми турбулизаторами, полученных накаткой. Представлена расчетная зависимость для определения теплоотдачи и гидравлического сопротивления внутри труб с кольцевыми турбулизаторами. Показано влияние формы турбулизатора на эффективность теплообменного аппарата. В разделе «Выводы» приведены выводы к работе.
Трубы с продольными внутренними рёбрами
Применение внутреннего оребрения в трубах позволяет увеличить поверхность теплообмена со стороны теплоносителя с меньшей теплоотдачей и повысить, таким образом, коэффициент теплопередачи. Вообще говоря, перестройка пристенного потока вследствие наличия оребрения несколько снижает уровень скоростей в этой области, а, следовательно, и интенсивность теплообмена. Таким образом, при применении внутреннего оребрения наблюдается рост, как теплообмена, так и гидравлического сопротивления. В предельном случае (коэффициент эффективности ребра Ф=1, снижение скоростей в области оребрения не учитывается) увеличение теплосъема при равной с гладкой трубой мощности, потребной на прокачку теплоносителя, определяется по формуле [20]: С целью упрощения технологии производства и повышения теплообменных качеств, интенсифицированных труб применяются внутренние вставные рёбра - звездообразные вставки из высокотеплопроводного материала (сплав алюминия и др.), которыми заполняется труба (см. Рис. 1.7). Недостаток использования вставок заключается в том, что они существенно увеличивают металлоёмкость оборудования и расход дорогих материалов. Применяются в маслоохладителях и теплообменниках холодильных машин. Криволинейные каналы см. Рис. 1.8. обеспечивают интенсификацию теплоотдачи по сравнению с прямыми трубами и компактность теплообменных поверхностей. Течение жидкости в криволинейных каналах, в частности, в спиральных трубах, происходит под действием сил инерции, направленных перпендикулярно оси потока. На более быстрые частицы, движущиеся в середине трубы, действует большая центробежная сила, чем на менее быстрые частицы жидкости вблизи стенки. В результате жидкость в центральной части трубы движется к наружной образующей, а вблизи стенки - вдоль нее по направлению к внутренней образующей. Таким образом, в трубе возникает вторичное течение в виде пары симметричных вихрей в поперечном сечении. В центре вихрей частицы совершают круговые движения, в остальной части их траектории имеют вид двойной спирали. При турбулентном течении в спиральной трубе распределение коэффициента теплоотдачи по периметру неоднородно. Неравномерность распределения коэффициента теплоотдачи по периметру трубы вызвана неоднородностью распределения скорости и температуры потока по его сечению. Кроме того, неоднородность распределения температуры стенки по периметру трубы может вызвать значительные перетоки тепла от внутренней образующей к наружной и привести к изменению теплоотдачи.
На Рис. 1.9. представлено распределение числа Нусельта по периметру спиральной трубы (отношение диаметра трубы к диаметру спирали равно 16) с вертикальной осью навивки при Re=2- 104 (линия 1) [45]. Как видно, интенсивность теплоотдачи в окрестности наружной образующей (-45 (р 45) примерно постоянна. По мере приближения к внутренней образующей теплоотдача уменьшается. Отношение коэффициентов теплоотдачи для наружной и внутренней образующей составляет около 3. Коэффициент теплоотдачи в окрестности внутренней образующей змеевика примерно совпадает с величиной а для прямой трубы (линия 2). Таким образом, интенсификация теплоотдачи вследствие закрутки потока в змеевике обусловлена тем, что под воздействием центробежных сил в криволинейных каналах возникают и развиваются вихревые структуры, зоны с двумерными и трехмерными вихрями с противоположным направлением вращения. Это приводит к дополнительной турбулизации всего потока, росту теплоотдачи и гидравлического сопротивления. Наличие в потоке макровихрей, охватывающих все течение, приводит к существенной неравномерности распределения теплоотдачи по периметру канала. Теплообмен и гидродинамика в каналах, образованных пучками витых труб и в самих витых трубах определяются конструктивными особенностями этих труб. На Рис. 1.10. приведено изображение части пучка из витых труб овального профиля, закрепленного прямыми круглыми концами в трубной Рис. 1.10. Фрагмент трубного пучка, собранного из витых труб овального профиля [41]. доске [42]. Трубы в этом пучке установлены одна относительно другой с касанием по максимальному размеру овала. При циркуляции теплоносителей по трубам и в межтрубном пространстве осуществляется их спиральная закрутка. Наиболее сложный характер течение имеет место в межтрубном пространстве теплообменника, которое условно можно рассматривать как систему чередующихся взаимосвязанных винтовых и сквозных каналов. Турбулентность в такой системе генерируется неподвижной стенкой и за счет трения слоев жидкости, обладающих различными скоростями [41]. В винтовых каналах соседних труб поток закручен в противоположных направлениях, что приводит к разрыву тангенциальной составляющей скорости. Продольная составляющая скорости в ядре потока также претерпевает тангенциальный разрыв из-за различных условий течения в сквозном канале и за местами касания соседних труб. На поток в пучке витых труб оказывает влияние и вторичная циркуляция, обусловленная действием центробежных сил, возникающих при течении теплоносителя в винтовых каналах.
Применение пористых вставок
Теплообмен между пористым материалом и протекающим сквозь него теплоносителем, вследствие очень развитой поверхности их контакта, характеризуется высокой интенсивностью [24]. Методами порошковой металлургии в настоящее время получают широкий класс пористых материалов: пористые порошковые материалы, пористые волокнистые материалы, пористые сетчатые материалы, высокопористые ячеистые материалы, а также их комбинации, например, волокнисто - порошковые материалы. К пористым материалам можно отнести также плотные упаковки шаров, зерен и частиц различной формы, щеточные и сеточные структуры, наборы перфорированных пластин. При создании теплообменных аппаратов или отдельных теплообменных элементов большой интерес представляют структуры высокой пористости, имеющие малый вес и низкое гидравлическое сопротивление. В частности, к таким материалам относятся высокопористые ячеистые материалы. Структурное строение такого типа материалов имеет следующие особенности: ячейки - однотипны и представляют собой многогранники, ориентированные в направлении вспенивания пенополиуритана, ячейки плотноупакованны - у каждой в среднем 12 ближайших соседей, каркас такого материала состоит из трехгранных перемычек, концы которых закреплены в узлах, каждый узел принадлежит четырем, а перемычки - трем ячейкам. Такая структура обеспечивает хорошую жесткость и высокую гидравлическую проницаемость.
В настоящее время такие структуры \ реализованы на основе всех металлов и их сплавов, также керамики; пористость составляет: є = 0.8 -г 0.98 , а диаметр пор -0.4 ч- 0.5мм. При рассмотрении процессов теплообмена в каналах с пористыми вставками следует выделить два случая: пористая вставка либо имеет идеальный термический и механический контакты с со стенками канала, либо не имеет таких контактов. Первый тип контакта, реализуемый при формировании вставки непосредственно в канале, характеризуется тем, что сток тепла с поверхности тепловоспринимающей стенки осуществляется по элементам каркаса в местах контакта и непосредственно с поверхности к жидкости в пристенных порах. Второй тип контакта, реализуемый при установке вставок в каналах за счет сил упругости или трения, отличается тем, что элементы каркаса в силу своего строения контактируют с тепловоспринимающей стенкой лишь в единичных точках. Это снижает уровень теплообмена в каналах со вставками. В данном случае сток тепла с поверхности тепловоспринимающей стенки осуществляется непосредственно с данной поверхности к жидкости в пристенных порах. Тепло от пристенной области передается вглубь потока за счет эффективной теплопроводности, аналогично предыдущему случаю. Переносом тепла по каркасу в этом случае можно пренебречь, что подтверждается экспериментальными исследованиями. Оценки термического сопротивления заторможенного слоя жидкости в зазорах между элементами каркаса и стенками канала при данном варианте контакта, показали, что сопротивление достаточно велико. Установлено, что в зависимости от вида пористой поверхности и ее пористости, теплопроводность каркаса и теплоносителя, скорости его фильтрации и некоторых других факторов теплоотдача может увеличиваться в каналах с пористыми вставками в десятки и даже сотни раз. При этом гидравлическое сопротивление также существенно возрастает. Существенной интенсификации теплоотдачи в каналах с пористыми вставками можно ожидать, если реализовать в этих условиях фазовые превращения теплоносителя. При определенной организации течения вскипающего охладителя можно достичь увеличения теплоотдачи на 1 -=- 2 порядка [25]. Этот метод основан на проявлении эффекта начального термического участка и турбулизации потока [26].
Основные параметры, которые оказывают влияние на теплоотдачу при струйном натекании на преграду, это диаметр сопла d, расстояние от среза сопла до преграды h, расстояние по поверхности от центра струи в радиальном направлении R-r/d. С уменьшением расстояния до поверхности нагрева коэффициент теплоотдачи увеличивается. При достаточно больших расстояниях от среза сопла до стенки коэффициент теплоотдачи незначительно изменяется по поверхности. При небольших h на зависимости обнаружены два максимума (см. Рис. 1.14.). Возникновение внутреннего пика распределения a(R) связано с существованием максимумов в распределении нормальной скорости и градиента продольной скорости, что приводит к утонению пограничного слоя. Возникновение внешнего пика связано с переходом ламинарного течения в турбулентное. v Основная особенность струйного охлаждения - неоднородность распределения коэффициента теплоотдачи по поверхности. Неоднородность a(R) можно уменьшить в случае использования системы струй. Возможны комбинированные способы интенсификации теплообмена, положительный эффект которых превышает результат применения одного способа. Например: шероховатая труба с ленточным закручивателем, труба с внутренним оребрением и ленточным закручивателем и прочие. Однако эти способы исследованы пока недостаточно. Применяемый способ интенсификации теплообмена часто требует специфического конструктивного решения компоновки теплообменного аппарата. Кроме того, разумная конструкция аппарата сама по.себе может повышать его технико-экономические показатели.
Измерение геометрических параметров турбулизаторов
Давление измерялось манометром класса точности 0.4 при абсолютном значении измеряемой величины Р=\ МПа и цене деления 2.35-104Па. определялся с помощью преобразователя перепада давления «Сапфир 22 ДД», а результат измерения выводился на «Прибор комбинированный цифровой Щ4313». Предел допустимой основной погрешности датчика «Сапфир 22 ДД» ддр = ± 0.25%. Предел допускаемого значения основной погрешности для прибора «Щ4313» при измерении силы постоянного тока равен: 8i = ± [ 0.4 + 0.2 (IJIX —1)], при измерении в диапазоне 0-2 мА; \ = J 5/ +-дГ2 = л/2.252 + 0.5-0.792 = 2.43% . (2.34) Результаты расчета погрешностей в соответствии с ГОСТ 8011 - 72 «Государственная система обеспечения единства измерений. Показатели точности измерений и формы представления результатов измерений» найдены при доверительной вероятности 0.97. При проведении экспериментов были исследованы 6 вариантов турбулизаторов различной геометрической формы. Эксперимент проводился следующим образом. Собирался экспериментальный участок «труба в трубе» внутри которого устанавливалась трубка с исследуемым турбулизатором. Экспериментальный участок монтировался на экспериментальной установке. Далее проводилась опресовка всей установки, устранялись течи. После этого проводился непосредственно эксперимент. Устанавливался необходимый расход воздуха через экспериментальный участок, подавалась охлаждающая вода в кольцевой зазор экспериментального участка, затем включался электрический нагреватель воздуха. При достижении установившихся значений температур воздуха, воды и их расходов, а также после контроля теплового баланса, производилась запись основных параметров: температуры воздуха на входе Tgi и на выходе Tg2 из экспериментального участка, температуры охлаждающей воды на входе Тц и на выходе Г/2, расхода воды Gi, давления воздуха на выходе из экспериментального участка Pg и перепад давлений воздуха на экспериментальном участке APg. После этого экспериментальная установка переводилась на следующий режим. На каждой из исследованных труб было снято около 40 экспериментальных точек в следующих диапазонах изменения рабочих параметров: температура воздуха на входе в экспериментальный участок 7 =50-И50С, температура воздуха на выходе 7 =15-5-450, число Рейнольдса для воздуха Reg=( 1.5-И2)-104, давление воздуха Р =2-105-ь2.5-106Па. где Птах - максимальное число делений манометра; Ртах - максимальные деления для манометра; Ратм - атмосферное давление.
По показаниям амперметра (прибор комбинированный цифровой Щ4314), подключенного к датчику типа «Сапфир», используя тарировочные зависимости, находят перепад давлений воздуха на экспериментальном участке APg. По показаниям ротаметра - высоте поднятия пробки, определяется расход воды. где К- константа, определенная для диафрагмы путем тарировки, K/na динамическая вязкость щ ; число Прандтля Pri ; теплопроводность А/ ; теплоемкость Срі; все коэффициенты находятся при средней температуре Так как газ в этом случае остывает, то потери давления на ускорение потока будут иметь отрицательное значения. В этой формуле R = 287 Дж/(кг К) — газовая постоянная для воздуха; Gg - расход воздуха, кг/с; Fg = (тгД,2) / 4 -проходное сечение трубы, м2. экспериментальном участке, Па; 1давл - расстояние между местами отбора давления, м. Перед проведением экспериментов с трубами с кольцевыми турбулизаторами были проведены опыты с гладкими трубами (см. Рис. 3.1 и 3.2), которые хорошо согласуются с общеизвестными зависимостями [1]: = 0.316/Яе025 ; (3.17) Nu = 0.018 Re\ (3.18) что говорит о правильном выборе методики проведения эксперимента и адекватности полученных результатов. Полученные в ходе экспериментов данные и результаты их обработки для Участков 1 и 2 сведены в таблицы (см. Приложение 1), а окончательные результаты виде зависимостей Nu=f(Re); t=f(Re)\ Nu/Nu =f(Re); /; = f(Re) показаны на Рис. 3.3 - 3.6. Были получены обобщающие зависимости коэффициента теплоотдачи и гидравлического сопротивления от числа Рейнольдса: Была проведена оценка эффективности интенсификации теплообмена при помощи соотношений Nu/Nu и В/В, (см. Рис.3.5 и 3.6). Как видно из графиков, соотношения Nu/Nu и / , лежат в следующих диапазонах: для Участка №1 - Nu/Nu 1.9 1.5; #»= 2.9 -г 3.8; для Участка №2 - Nu/Nu 1.8 -=-1.4; /,= 2.5 -г 2.8.
Исследование труб с кольцевыми турбулизаторами и вставками из скрученной ленты
С целью изучения возможности увеличения теплоотдачи в трубах с кольцевыми турбулизаторами внутри описанных труб были установлены скрученные ленты, параметры которых приведены в главе 2. Эксперименты проводились в следующих диапазонах рабочих параметров: 7 /=50-И50С, температура воздуха на выходе Tg2= 15-5-45 С, число Рейнольдса для воздуха /Ц,=(1.5-12 104, давление воздуха Р5=2-105-г-2.5-106Па. На рис. 3.3 - 3.6 представлены результаты экспериментов для труб со вставками из скрученной ленты. Опытные данные аппроксимируются следующими уравнениями: Наличие в трубе с кольцевыми турбулизаторами скрученной ленты увеличивает теплоотдачу по сравнению с трубой только с кольцевыми турбулизаторами в 1.2 -г 1.4 раза для Участка 1 и в 1.2 -г 1.3 раза для Участка 2, при чем эффективность вставки падает с ростом числа Рейнольдса (см. Рис. 3.15). Гидравлическое сопротивление внутри труб со скрученной лентой увеличивается в 1.7 т 2.1 раза по сравнению с трубами только с кольцевыми турбулизаторами (см. Рис. 3.16). С увеличением числа Рейнольдса влияние вставки на относительный рост гидравлического сопротивления уменьшается по сравнению с трубой, имеющей только кольцевые турбулизаторы. Эффективность труб с кольцевыми турбулизаторами и вставками из скрученной ленты определим по известной зависимости (1.3): Для Участка 1 со скрученной лентой при Re=60000 : скрученной лентой при /?е=60000 : На Рис. 3.17 приведена зависимость отношений объемов теплообменников собранных из труб с кольцевыми турбулизаторами и скрученной лентой (V к+л) по сравнению с теплообменником из труб только с кольцевыми турбулизаторами (V к) для двух исследованных вариантов труб. Как видно из графика, наличие скрученной ленты уменьшает объем теплообменника на 10...15% при Re = 104, однако с ростом числа Рейнольдса этот эффект уменьшается и при Re = 105...1.2- 105 практически исчезает. Следует отметить, что для получения надежных расчетных зависимостей в широком диапазоне рабочих параметров и геометрий интенсификаторов необходимы дальнейшие исследования. Таким образом, по использованию данного комбинированного способа интенсификации можно сделать следующий предварительный вывод применение скрученной ленты в трубе с кольцевыми турбулизаторами оправдано в тех случаях, когда для теплообменника нет ограничений по росту гидравлического сопротивления.
В остальных случаях описанный способ интенсификации - малоэффективен, особенно при Re (4 - 5)- 104. В работах [1] и [28] приведены результирующие обобщающие зависимости для расчета теплоотдачи и гидравлического сопротивления при течении газов и жидкостей в трубах с кольцевыми диафрагмами в зависимости от числа Рейнольдса Re, относительного диаметра диафрагм d/D и относительного шага размещения диафрагм t/D. Однако в этих исследованиях, при обобщении опытных данных, не обращалось внимание на геометрическую форму турбулизаторов, т.к. все исследования проводились на трубах с турбулизаторами примерно одинаковой геометрической формы. Если приближенно представить геометрическую форму сечения турбулизатора-диафрагмы в виде сегмента радиусом R , то для всех исследованных труб, по которым выводились обобщающие зависимости [1] и [28] диафрагмы имели примерно одинаковый радиус R или отношение R/D = 0.1. В то же время при накатке кольцевых диафрагм в зависимости от технологических режимов, материала и толщины стенки, ширины накатывающих роликов возможно получение различной формы турбулизаторов и поверхности трубы в целом. В последующих исследованиях по сравнению с данными [1] и [28] исследовались турбулизаторы с более обтекаемой формой турбулизаторов (с большими значениями параметров R/D). Полученные в [1] и [28] опытные данные в виде отношений числа Нуссельта и коэффициентов гидравлического сопротивления для труб с турбулизаторами и гладких труб Nu/Nu и УСгл для R/D = 0.1 (здесь Nu и - значения этих параметров для гладких труб при том же числе Рейнольдса) были приняты за базовые и результаты, полученные в настоящей работе, а также всех нижеприведенных работ сравнивались с ними. Такая обработка позволила в значительной степени снизить влияние методических особенностей рассмотренных исследований на получение обобщающих зависимостей. Результаты обработки полученных в настоящей работе опытных данных и геометрические параметры исследованных труб приведены в Табл.4.1
Для достоверности обобщения необходимо было включить в анализ результатов настоящего исследования данные из других работ, не связанных напрямую с изучением влияния формы выступа на теплогидравлические параметры накатанных труб, но имеющих достаточно информации для определения как геометрических параметров турбулизаторов, так и их теплогидравлических характеристик. В этих работах исследованы трубы с кольцевыми диафрагмами, имеющими различную форму профиля. Рассмотрим эти работы. В работе были проведены исследования накатанных труб для теплообменников систем регенерации тепла перспективных авиационных двигателей. Объектом исследования были выбраны трубы наименьшего возможного диаметра и толщины (ограничения были только по прочностным и технологическим требованиям). Накатка осуществлялась следующим образом: трубка помещалась между двух массивных стальных плит с полированной рабочей поверхностью, причем нижняя плита была неподвижна, а верхняя имела возможность горизонтальных перемещений, на нижнюю пластину устанавливались стальные проволоки, накатываемая трубка располагалась перпендикулярно проволоке. Изменяя силу сжатия, шаг размещения проволок, получали различные варианты накатки трубок. В результате были получены несколько вариантов труб с наружным диаметром d=2MM с толщиной стенки д= 0.1мм, длина накатанного участка трубки - 200мм (материал трубки - нержавеющая сталь 12Х8Н10Т). Геометрические параметры труб представлены в Табл. 4.2, эскиз продольного сечения трубы - на Рис 4.1
