Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Дискретная модель процесса конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб 27
1.1. Теплообмен при конденсации пара в пучках горизонтальных труб 27
1.2. Характер течения конденсатной пленки в горизонтальных трубных пучках 51
1.3. Дискретная модель стекания конденсата по трубам вертикального ряда 54
1.4. Выводы 66
Глава 2. Экспериментальное исследование характера течения конденсатной пленки и теплообмена при конденсации пара на вертикальном ряде круглых горизонтальных труб 69
2.1. Экспериментальная установка, методика измерений и проведения эксперимента 69
2.1.1. Методика измерений 75
2.1.2. Методика проведения экспериментов 84
2.1.3. Обработка опытных данных, оценка погрешности измерений 88
2.1.4. Методика кинематографического исследования 89
2.2. Влияние тепловой нагрузки на величину расстояния между отрывающимися каплями 91
2.3. Исследование дискретного стекания конденсатной пленки в горизонтальном трубном пучке 94
2.4. Исследование теплообмена при конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб 112
2.4.1. Теплоотдача на одиночных горизонтальных и наклонных трубках 112
2.4.2. Теплоотдача при конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб 117
2.5. Выводы 128
Глава 3. Гидродинамика и теплообмен при конденсации пара на гладких горизонтальных трубах с переменной кривизной профиля поперечного сечения 130
3.1. Постановка и общее решение задачи расчета теплообмена при конденсации пара на трубах с переменной кривизной профиля 130
3.2. Теплообмен при конденсации на гладких горизонтальных трубах с профилем сечения в виде логарифмической спирали 135
3.3. Оптимизация формы труб с логарифмическим профилем поперечного сечения при конденсации пара 144
3.4. Теплообмен при конденсации неподвижного пара на гладких горизонтальных трубах с поперечным сечением произвольного профиля 154
3.5. Выводы 166
Глава 4. Гидродинамика и теплообмен при конденсации пара на некруглых наклонных и вертикальных трубах 169
4.1. Влияние сил поверхностного натяжения на гидродинамику и теплообмен при конденсации пара на наклонных некруглых трубах 170
4.2. Характер течения пленки и теплоотдача при конденсации пара на вертикальных некруглых трубах 183
4.3. Выводы 188
Глава 5. Гидродинамика и теплообмен в контактных пленочных теплообменниках 190
5.1. Гидродинамика и теплообмен между жидкостной пленкой и парогазовым потоком в реакционном пространстве контактного теплообменника 191
5.2. Экспериментальная установка для исследования тепломассообмена между сплошной пленкой жидкости и поперечным потоком газа 199
5.2.1. Описание лабораторного стенда 199
5.2.2. Измерения и измерительные приборы 203
5.2.3. Методика проведения опытов 206
5.2.4. Методика обработки опытных данных 207
5.3. Модель тепломассообмена между газом и свободной жидкостной пленкой, вытекающей из кольцевой щели 210
5.3.1.Нагрев жидкостной пленки чистым насыщенным паром 210
5.3.2.Нагрев свободной жидкостной пленки парогазовым потоком 216
5.3.3. Влияние неустойчивости течения свободной жидкостной пленки на интенсивность тепломассообмена 223
5.4. Выводы 228
Глава 6. Промышленное использование контактных теплообменников с рециркуляцией нагреваемой жидкости 230
6.1. Возможности применения контактных теплообменников для утилизации теплоты уходящих дымовых газов при их глубоком охлаждении 230
6.2. Исследование влияния рециркуляции жидкости на тепловые характеристики контактных теплообменников 235
6.3. Рекомендации по применению контактного теплообменника с рециркуляцией нагреваемой жидкости 248
6.4. Выводы 251
Заключение 253
Список литературы 258
Приложения 281
- Дискретная модель стекания конденсата по трубам вертикального ряда
- Исследование дискретного стекания конденсатной пленки в горизонтальном трубном пучке
- Теплообмен при конденсации на гладких горизонтальных трубах с профилем сечения в виде логарифмической спирали
- Характер течения пленки и теплоотдача при конденсации пара на вертикальных некруглых трубах
Введение к работе
Важным моментом в совершенствовании конденсаторов является разработка надежных расчетных методик, наиболее полно учитывающих физические особенности процесса теплообмена при конденсации пара в трубных пучках. Эти методики при проектировании конденсаторов должны обеспечить возможность изменения конфигурации трубного пучка с тем, чтобы сделать ее оптимальной.
В соответствии с теорией Нуссельта [9] слив конденсата приводит к существенному уменьшению коэффициента теплоотдачи по высоте ряда при конденсации пара на пакете горизонтальных труб. Так, на второй трубе ряда коэффициент теплоотдачи снижается на 32 % по сравнению с верхней трубой. Эту зависимость подтверждают опытные данные [10,11].
Результаты других исследований [12-14], напротив, свидетельствуют о слабом влиянии натекающего конденсата на теплообмен при конденсации пара. Имеются сведения и о том, что слив конденсата на трубы может приводить к относительному возрастанию коэффициента теплоотдачи на нижележащих трубах [15,16].
Теоретические и экспериментальные работы, объясняющие расхождение экспериментальных данных между собой и с теорией Нуссельта, не позволяют сделать однозначных выводов о влиянии натекающего конденсата на теплоотдачу. Это говорит о недостаточной изученности рассматриваемого вопроса и необходимости дальнейшего накопления экспериментальных и аналитических данных.
Увеличение коэффициента теплоотдачи при конденсации пара может быть достигнуто применением трубок с искусственной шероховатостью поверхности (профильных витых трубок). Интенсификация теплообмена при этом объясняется уменьшением средней толщины пленки конденсата за счет поверхностного натяжения и турбулизации потока пара [17,18].
Вместе с тем, практически не исследовано влияние конфигурации поперечного сечения гладких трубок как способа повышения эффективности процессов теплообмена при конденсации пара на горизонтальных и наклонных трубах.
Использование скрытой теплоты, выделяющейся при конденсации
водяных паров, содержащихся в уходящих газах котлоагрегатов, позволяет
существенно повысить эффективность применения теплообменников для
утилизации тепла этих газов. Тем не менее, среди различных способов
утилизации тепла уходящих газов традиционный метод использования
поверхностных теплообменников до сих пор не нашел широкого применения в
промышленности. Это связано с тем, что из-за низкой температуры уходящих
газов (120... 180 С) между теплоносителями создаются лишь небольшие
температурные напоры, при которых утилизация этой теплоты
поверхностными теплообменниками становится экономически невыгодной, а выпадающая влага значительно усиливает возможность коррозии.
Перспективным способом решения этой проблемы является применение контактных теплообменников, в которых уходящие газы непосредственно контактируют с теплоносителем (водой, водными растворами).
Вместе с тем контактные теплообменники в качестве утилизаторов теплоты уходящих газов из-за ряда недостатков не нашли достаточного применения, соответствующего их высоким потенциальным возможностям.
Таким образом, диссертационная работа направлена на исследование процессов гидродинамики и теплообмена при конденсации пара на трубных пучках, на гладких некруглых трубках в поверхностных теплообменниках, и изучение тепло- и массообмена между сплошной жидкостной пленкой и потоком газа с целью повышения эффективности работы и уменьшения массы и габаритов вновь проектируемых конденсаторов и создания эффективных контактных теплообменников для утилизации теплоты уходящих газов.
Следует подчеркнуть, что общей идеей, объединяющей столь различные по своему характеру исследования процессов теплообмена при конденсации пара на твердых поверхностях и процессов тепло- и массообмена на сплошных жидких пленках, является предположение об обязательном учете влияния сил поверхностного натяжения на эти процессы. Влияние этих сил необходимо учитывать не только в тех случаях, когда характерные геометрические размеры поверхностей теплообмена малы настолько, что начинают проявляться ярко выраженные капиллярные эффекты, но и в случаях, когда геометрические размеры поверхностей значительно превышают значения капиллярной постоянной.
Изучение основных закономерностей теплообмена при конденсации пара в горизонтальных трубных пучках во многом основывается на результатах, полученных при теоретических и экспериментальных исследованиях процесса конденсации пара на одиночных цилиндрах.
Классическая теория, разработанная Нуссельтом [9], не учитывает
инерционных сил,
конвективного переноса тепла в пленке,
передачу тепла вдоль пленки за счет теплопроводности,
переохлаждение конденсата относительно температуры насыщения,
трение на границе раздела паровой и жидкой фаз,
изменение теплофизических свойств конденсата по сечению пленки,
изменение температурного напора по периметру трубы,
скачок температуры и поверхностное натяжение на границе раздела фаз. В этом приближении для коэффициента теплоотдачи было получено выражение
а0=0,7284'Л-Р-ЯГ
M^urf
(1>
Последующие теоретические и экспериментальные работы были направлены на уточнение и проверку основных положений теории Нуссельта. В работах Кружилина [22], Бромли с сотрудниками [23,24], Лабунцова [25], Чена [21] показано, что инерционные силы, конвективный перенос тепла в пленке и переохлаждение конденсата не оказывают существенного влияния на теплообмен при конденсации паров жидкостей (Рг > 1) при критерии фазового перехода К > 5. Незначительны также влияние касательного напряжения, возникающего на поверхности раздела фаз при Рг > 1 и любых значениях К [21,25], изменение температурного потока по периметру трубы для малотеплопроводных нержавеющих сталей [24] и температурный скачок на границе раздела фаз [26].
В то же время такие факторы, как изменение физических свойств конденсата, связанное с распределением температуры по сечению пленки, и изменение температуры поверхности при постоянной плотности теплового потока, q = const, приводит к отклонениям от теории Нуссельта.
Корректировку теоретических результатов в первом случае предлагается проводить соответствующим выбором определяющей температуры [27,28]. Для практических расчетов в качестве таковой Лабунцовым [25] предложено использовать температуру насыщения tH, а изменение физических свойств
учитывать поправочным множителем St:
А,3 ц'
ст. " п
(V .,< N\
8,=
V ^« M-cm. J
(2)
0 1 < — < 1,0 0 5 < -Ьі- < ?
при v?x— — ^ и v,j ь bz,
ст.
Vcm. К
Влияние переменной температуры стенки при q = const приводит к уменьшению постоянного коэффициента в (1) до значения, равного 0,693 [29].
Теория Нуссельта предполагает ламинарное течение пленки. Капица установил, что при числах Рейнольдса, равных
волн.
0,6
(3)
V^»cO Vж J
возникает периодическое волновое движение пленки [30], которое может приводить к увеличению теплоотдачи.
Для труб, диаметры которых удовлетворяют соотношению
(
\
d>20
KPvcgJ
0,5
(4)
волновое движение следует учитывать при помощи корректирующей поправки к формуле (1)
Su ~ КЄ (5)
Таким образом, подробные теоретические разработки рассматриваемого вопроса не приводят к принципиальным расхождениям с теорией Нуссельта, а некоторые количественные расхождения учитываются введением уточняющих поправок. Экспериментальные же значения, полученные различными авторами, значительно отличаются между собой и часто не соответствуют аналитическим расчетам.
Это иллюстрируется сравнением опытных данных нескольких авторов с теоретическими результатами, выполненными в [31]. На рис.1 экспериментальные значения коэффициентов теплоотдачи отнесены к* теоретическим. Отклонения опытных данных от коэффициентов теплоотдачи, рассчитанных по формуле Нуссельта, достигают « 80 %. Такой большой разброс экспериментальных результатов не устраняется и учетом дополнительных факторов, отмеченных выше.
К основным причинам, вызывающим расхождение опытных данных, можно отнести: наличие на поверхности очагов капельной конденсации, влияние скорости пара и присутствие в паре небольших примесей неконденсирующихся газов. Авторами [31] сделан вывод о том, что достаточно
Рис. 1. Сравнение опытных данных по теплоотдаче при конденсации неподвижного пара на одиночной горизонтальной трубе [31]: 1- Мак-Адаме и Фрост; 2 - Отмер; 3 - Морис и Уитмен; 4 - Лауренс и Шервуд; 5 - Бэйкер и Мюллер; б - Отмер и Берман; 7 - Городинская; 8 - Хемпсон; 9 - Берман и Туманов
равномерное рассеяние опытных данных вокруг теоретических значений, скорее всего, может служить подтверждением формулы (1) и выводов, вытекающих из аналитических исследований, о практической незначительности или взаимной компенсации факторов, не учтенных в классической теории.
В литературе, посвященной исследованию конденсации неподвижного пара на горизонтальной трубе, менее всего исследован вопрос о роли сил поверхностного натяжения, а имеющиеся немногочисленные теоретические и экспериментальные исследования носят противоречивый характер.
В работах [32,33] рассматривается влияние сил поверхностного натяжения на теплообмен при конденсации пара на горизонтальных и наклонных трубах. Численные расчеты показывают, что поверхностные силы уменьшают толщину пленки конденсата, причем влияние сил поверхностного натяжения уменьшается с увеличением диаметра труб. Теоретический анализ для труб небольших диаметров [33] качественно согласуется с результатами единственно известных нам экспериментов, в которых исследовано влияние
диаметра на теплообмен при конденсации пара фреона-21 на горизонтальных трубах [34]. Увеличение коэффициентов теплоотдачи по сравнению с расчетными значениями достигает 15 % на трубах малого диаметра (рис. 2).
Ю *0
2,0
ЗО 30 40S0SO7O
Рис. 2. Зависимость коэффициента теплоотдачи от диаметра трубки [35]:
теоретическая зависимость; о - эксперимент
Принято считать, что теория Нуссельта справедлива при значениях We » 1. Опытные данные [35], на наш взгляд, не подтверждают этого, поскольку с ростом диаметра, а значит и числа We, наблюдается все большее расхождение с теорией Нуссельта (см. рис. 2). Отсутствие в литературе аналогичных опытных данных по конденсации водяных паров и паров других жидкостей не позволяет сделать вывод о том, насколько общий характер носят результаты работы [35].
Более низкие, по сравнению с теоретическими, значения коэффициентов теплоотдачи в [36] объясняются влиянием поверхностного натяжения жидкости, которое приводит к увеличению средней толщины пленки конденсата на нижней части трубы.
Значительный разброс экспериментальных данных различных авторов Хендерсон и Марчелло [37] объясняют только влиянием сил поверхностного
натяжения и пытаются обобщить опытные данные путем введения корректирующего фактора, который учитывал бы влияние этих сил. По мнению авторов [37], таким фактором является число Онезорге:
Vp«#*
N = ^ж
а э
а влияние поверхностного натяжения описывается эмпирической зависимостью:
— = 0,057 N
Oh. (6)
Результаты обработки опытных данных разных авторов, выполненные в [37] и приведенные на рис. 3, показывают, что влияние сил поверхностного натяжения увеличивается по мере увеличения диаметра труб. При этом отклонения от теории Нуссельта достигают 70 %. Этот вывод противоречит как теоретическим расчетам, учитывающим влияние сил поверхностного натяжения [33], так и экспериментальным данным [35]. Вероятнее всего, отклонения опытных данных, анализируемых в [37], от теоретических расчетов, объясняются методическими погрешностями, а не силами поверхностного натяжения. Это косвенно подтверждается и тем, что все анализируемые эксперименты выполнены в условиях слабого влияния сил поверхностного натяжения, роль которых оценивается критерием Вебера. Во всех случаях, рассмотренных в [37], выполняется условие We » 1.
Интенсивность теплообмена и расстояние между струйками отрывающихся капель при конденсации пара на горизонтальных трубах зависят от числа Вебера [37]. Из графиков, представленных на рис. 4 и 5, следует, что зависимости числа Нуссельта и среднего расстояния между струйками от числа We имеют максимум при We = 2, а при We > 10 эти величины становятся автомодельными по отношению к числу We.
ЧИСЛО ОНЕЬОРГЕ. A/Qh
Рис.3. Влияние числа Онезорге на коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на горизонтальных цилиндрах [37]:
а - экспериментальные значения коэффициента теплоотдачи,
Оо - теоретическое значение коэффициента теплоотдачи;
1 - Мак-Адамс и Фрост; 2 - Отмер; 3 - Уэллс и Дэвисон; 4 - Киркбрайд, 5 - Бэккер и
Тсао; 6 - Отмер и Уайт; 7 - Хендерсон
(О*
6 8 Ю'
Рис. 4. Опытные данные по теплообмену при конденсации паров фреона-21 на горизонтальных цилиндрах различных диаметров [37]:
»- - 1,5 мм;2 -Э- 2,5; 3 - Д - 3,6; 4 - - 6,0; 5 -О- 7,0; 6 - + - 17,0;7 - V - 45,0;8 - х - 16,0; 9 - теоретический расчет; 10 - линия, усредняющая опытные данные
1 І 1 1 і 1—і—І І И L І WJU.
10 2 Ь 6 8 Ю' 2 4
Рис. 5. Относительное изменение длины волны от числа We [37]: 1 - фреон-21; 2 - гексан; 3 - этанол; 4 - вода; 5 - линия, усредняющая эксперимент
Тепловые опыты были проведены на фреоне. Аналогичные опытные данные по теплообмену, полученные при конденсации паров других жидкостей, и в частности водяных паров, в известной нам литературе отсутствуют.
Следует подчеркнуть, что детальный теоретический анализ пленочной конденсации не только на круглых трубах, но и на различных криволинейных поверхностях, представленный в [19,20], подтверждает справедливость формулы Нуссельта. Отличие, в конечном итоге, состоит в том, что для цилиндрических поверхностей, наклоненных под разными углами, а также для сферы и для тора изменяются лишь значения численных коэффициентов (от 0,728 до 0,942) в формуле Нуссельта.
Таким образом, можно сделать вывод, что теоретические предпосылки Нуссельта для одиночной круглой трубы могут быть применены, с необходимой корректировкой на влияние сил поверхностного натяжения, для построения соответствующих моделей процессов конденсации пара на гладких трубах некруглой формы и в пучке труб.
Дискретная модель стекания конденсата по трубам вертикального ряда
Процесс конденсации пара на пучке горизонтальных труб имеет ряд существенных отличий от конденсации на одиночной горизонтальной трубе. Как показывают многочисленные опытные данные [10, 12-14, 41-44], коэффициент теплоотдачи уменьшается при переходе от труб, расположенных в верхней части пучка, к трубам, находящимся в глубине его. Принято объяснять это явление тремя основными причинами [12]: во-первых, при движении пара в глубину пучка происходит его конденсация, следовательно, уменьшение объемного расхода и скорости движения пара. Падение скорости приводит к ухудшению процесса теплообмена; во-вторых, по мере последовательной конденсации пара возрастает концентрация .неконденсирующихся газов. Это затрудняет подход пара к поверхности конденсации, вследствие чего уменьшается коэффициент теплоотдачи; в-третьих, на трубы, лежащие в глубине пучка, поступает конденсат с вышерасположенных труб, при этом увеличивается средняя толщина жидкой пленки и уменьшается коэффициент теплоотдачи. Изучение одновременного воздействия трех перечисленных факторов встречает значительные трудности как из-за недостаточного количества и противоречивого характера экспериментальных данных, так и из-за отсутствия надежных теоретических моделей протекающих процессов. В большинстве исследований наблюдается дифференцированный подход к изучению проблемы, т.е. выделяется воздействие каждого из названных выше факторов. Анализ самостоятельного влияния этих факторов позволяет глубже понять и описать механизм воздействия на интенсивность теплоотдачи всех трех перечисленных причин. При этом необходимо отметить, что в реальных аппаратах комплексное воздействие этих факторов на конденсацию пара бывает гораздо сложнее.
Отметим, что и при таком дифференцированном подходе к процессу конденсации существуют значительные разногласия по поводу влияния того или иного фактора на интенсивность теплоотдачи. Расхождения объясняются недостаточной изученностью рассматриваемого явления. В экспериментальных исследованиях особенно трудно отделить влияние каждого из факторов от совокупного воздействия остальных, поэтому вполне понятен интерес к различным теоретическим и полуэмпирическим моделям, отражающим эти процессы. В данном параграфе мы ставим цель рассмотреть влияние натекающего сверху конденсата на интенсивность теплоотдачи.
До настоящего времени влияние натекания преимущественно рассматривается в сопоставлении с теорией, разработанной В. Нуссельтом в 1916 г. [9]. Большинство предлагаемых моделей натекания по сути своей лишь уточняют эту теорию путем рассмотрения дополнительных условий, не учтенных Нуссельтом.
В работе [9] анализ влияния стекающего конденсата был основан на предположении о том, что условия конденсации пара в пучке горизонтальных труб отличаются от условий конденсации на одиночной горизонтальной трубе лишь тем, что последовательное стекание конденсата с трубы на трубу увеличивает толщину конденсатной пленки. Стекание конденсата при этом предполагается в виде непрерывной пленки, равномерно распределенной во всей длине трубы.
Течение конденсата по поверхности каждой трубы предполагается ламинарным, пар считается неподвижным, влиянием трения между паром и жидкой пленкой пренебрегается, температурный напор для всех труб принимается постоянным, дополнительная конденсация на пленке в межтрубном пространстве не учитывается. Вычисленный на основании этих предпосылок коэффициент теплоотдачи на второй трубе ряда оказывается на 32% ниже, чем на верхней трубе. В [12] показано, что теоретические представления Нуссельта приводят к простому выражению для расчета локальных коэффициентов теплоотдачи на ряду труб С номером /:
Анализ зависимости (1.1) показывает существенное снижение коэффициента теплоотдачи по высоте ряда за счет стекающего конденсата. В [12] отмечается, что в опытах, где обеспечивается конденсация практически неподвижного пара, теоретические расчеты значительно завышают роль натекающего конденсата по сравнению с экспериментальными значениями коэффициента теплоотдачи. Такое несоответствие аналитических расчетов и опытных данных обычно объясняется тем, что в [9] не учитываются некоторые явления, имеющие место при конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб. Эти эффекты заключаются в следующем [21, 45]: 1. Средняя температура пленки, стекающей с труб, меньше температуры насыщения. Такое переохлаждение приводит к дополнительной конденсации пара на пленке, стекающей в межтрубном пространстве. 2. Пленка при падении ускоряется и приобретает дополнительное количество движения. Передача этого импульса приводит к уменьшению толщины пленки на нижележащей трубе. 3. Действие поверхностных сил обусловливает стекание конденсата в виде отдельных капель и струй, в то время как в [9] предполагается непрерывное по всей длине трубы стекание пленки. В настоящее время не представляется возможным построение аналитического решения задачи о конденсации неподвижного пара, полностью учитывающей влияние перечисленных факторов.
Исследование дискретного стекания конденсатной пленки в горизонтальном трубном пучке
Это соотношение отражает тот факт, что силы поверхностного натяжения могут оказывать влияние на процесс теплообмена на отдельной трубе заданного диаметра. Однако при сближении горизонтальных трубок вертикального ряда могут возникнуть такие условия, когда силы поверхностного натяжения будут менять характер отрыва капель и оказывать влияние на теплообмен.
В коридорном пучке влияние поверхностного натяжения наименьшее и выражается лишь в дискретном характере стекания конденсата [10]. Силы поверхностного натяжения в большей степени могут проявиться в шахматных пучках с небольшим поперечным смещением труб (схема Жинаба). Такое смещение приводит к тому, что стекающий конденсат попадает на боковую образующую нижней трубы. Действие сил поверхностного натяжения сводится к стремлению выровнять толщину пленки и тем самым приблизить теплоотдачу любого пучка к теплоотдаче коридорного. Экспериментальные данные [10] по теплообмену на коридорных и шахматных пучках подтверждают предположение о выравнивающем действии сил поверхностного натяжения. Влияние сил поверхностного натяжения может проявляться и в пучках с коридорным расположением труб. В работе [49] отмечается, что перетекание капель конденсата с трубы на трубу, описанное в [42], может наблюдаться лишь в коридорных пучках. В [49] делается вывод, что такой характер течения конденсатнои пленки может приводить к уменьшению локальных коэффициентов теплоотдачи в коридорных пучках по сравнению с шахматными с таким же продольным шагом между горизонтальными рядами. Этот вывод сделан на основании анализа опытных данных по конденсации движущегося пара, проведенных на шахматном и коридорном пучках труб с подачей добавочного конденсата [56]. Нам не известно о систематических опытах, в которых исследовано влияние расстояния между трубами на теплообмен. Необходимость в такого рода исследованиях обоснована в [57], где методом гидравлического моделирования определялась масса жидкой пленки, удерживаемой на вертикальном ряде горизонтальных труб, и было установлено, что при сближении трубок ряда до расстояний 5...6 мм наблюдается снижение веса пленки на 35...85 % в зависимости от диаметра трубок. Сделанный в работе [57] вывод о возможной интенсификации теплообмена при сближении трубок требует экспериментальной проверки в реальных условиях конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб.
Таким образом, имеющиеся в литературе сведения позволяют сделать вывод о том, что влиянием сил поверхностного натяжения можно частично объяснить расхождение экспериментальных и теоретических результатов. Нам известна единственная работа [42], в которой оценивается влияние дискретного течения пленки на теплообмен. В этой работе для изучения трубного пучка с плотной упаковкой общепринятые методы исследования теплообмена при конденсации пара сочетались с применением скоростной киносъемки. Исследовался 12-рядный коридорный пучок из 84 мельхиоровых трубок с наружным диаметром d = 16 мм. Исследования проводились на движущемся Влияние сил поверхностного натяжения может проявляться и в пучках с коридорным расположением труб. В работе [49] отмечается, что перетекание капель конденсата с трубы на трубу, описанное в [42], может наблюдаться лишь в коридорных пучках. В [49] делается вывод, что такой характер течения конденсатнои пленки может приводить к уменьшению локальных коэффициентов теплоотдачи в коридорных пучках по сравнению с шахматными с таким же продольным шагом между горизонтальными рядами. Этот вывод сделан на основании анализа опытных данных по конденсации движущегося пара, проведенных на шахматном и коридорном пучках труб с подачей добавочного конденсата [56]. Нам не известно о систематических опытах, в которых исследовано влияние расстояния между трубами на теплообмен. Необходимость в такого рода исследованиях обоснована в [57], где методом гидравлического моделирования определялась масса жидкой пленки, удерживаемой на вертикальном ряде горизонтальных труб, и было установлено, что при сближении трубок ряда до расстояний 5...6 мм наблюдается снижение веса пленки на 35...85 % в зависимости от диаметра трубок. Сделанный в работе [57] вывод о возможной интенсификации теплообмена при сближении трубок требует экспериментальной проверки в реальных условиях конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных труб.
Таким образом, имеющиеся в литературе сведения позволяют сделать вывод о том, что влиянием сил поверхностного натяжения можно частично объяснить расхождение экспериментальных и теоретических результатов. Нам известна единственная работа [42], в которой оценивается влияние дискретного течения пленки на теплообмен. В этой работе для изучения трубного пучка с плотной упаковкой общепринятые методы исследования теплообмена при конденсации пара сочетались с применением скоростной киносъемки. Исследовался 12-рядный коридорный пучок из 84 мельхиоровых трубок с наружным диаметром d = 16 мм. Исследования проводились на движущемся паре, скорость которого на входе в пучок составляла от 20 до 50 м/с. Расстояния между трубками в узком сечении составляли 8 мм.
Покадровый анализ показал, что капли конденсата, попавшие на нижнюю трубу, некоторое время сохраняют контакт с верхней трубой. При разрыве перешейка капля практически не растекается по длине трубы, а перекатывается по ее периметру, образуя локальное утолщение пленки. На основе визуальных наблюдений за конденсацией пара на плотных трубных пучках, предложена следующая схема стекания [42].
Сток конденсата предполагается в виде непрерывной пленки. Ширина зоны, залитой стекающим конденсатом, изменяется от трубы к трубе в соответствии с изменением числа капель, одновременно висящих на вышерасположенных трубах. Предполагается, что расчет коэффициента теплоотдачи можно вести для каждой из зон в отдельности. В зонах, не залитых стекающим сверху конденсатом, теплоотдача рассчитывается по формуле Нуссельта для одиночной трубы. Дополнительно принималось, что на залитой каплями поверхности изменение теплоотдачи от трубы к трубе происходит в соответствии с теорией Нуссельта (зависимость (1.1).
Теплообмен при конденсации на гладких горизонтальных трубах с профилем сечения в виде логарифмической спирали
На рис. 2.22 опытные данные сопоставляются с теорией Нуссельта в виде зависимости а/ан от температурного напора О. Видно, что в наших опытах получены результаты, близкие к данным ВТИ. Абсолютные значения а оказываются ниже значений, рассчитанных по теоретической формуле (1). Это расхождение составляет в среднем 26 %, а в опытах ВТИ опытные данные лежат ниже теоретических примерно на 20 %.
Более низкие, по сравнению с теоретическими, коэффициенты теплоотдачи, полученные в ряде опытов, объясняются повышенным содержанием неконденсирующихся газов [33]. В наших опытах относительное весовое содержание воздуха в паре Є измерялось с помощью прибора, предложенного в [74], и находилась в пределах є = 0,008- 0,01 %. Такое содержание неконденсирующихся примесей обеспечивало стабильное воспроизведение экспериментальных данных. Принято считать, что указанная концентрация воздуха не оказывает влияния на теплообмен при конденсации неподвижного пара [33, 85]. По-видимому, заниженные значения коэффициентов теплоотдачи, полученные в наших опытах, не могут быть объяснены повышенным содержанием неконденсирующихся примесей. На наш взгляд, причиной снижения коэффициентов теплоотдачи является сильное окисление наружной поверхности трубы, так как в наших экспериментах для достижения устойчивой пленочной конденсации поверхность трубы обезжиривалась специальным составом, а затем обрабатывалась перекисью водорода, являющейся сильным окислителем. В работах [86, 87] отмечается, что неучитываемое в обработке опытных данных термическое сопротивление оксидной пленки может быть существенным. По данным [87] в случае сильно окисленной поверхности необходимо значения коэффициента теплоотдачи, полученные по формуле Нуссельта (1), умножить на коэффициент 0,75. По нашим опытным данным поправочный коэффициент составляет 0,74.
Во всех опытах визуально контролировалось отсутствие на поверхности труб очагов капельной конденсации. Экспериментально исследовалось влияние натекающего конденсата на теплоотдачу пакета горизонтальных труб. Исследования проводились в соответствии с вышеописанной методикой через прямое сопоставление теплообмена в горизонтальном и наклонном положениях установки.
Ряд опытов был проведен и по методике [47] с необходимыми измерениями только на нижней трубке ряда. Количество натекающего конденсата изменялось дополнительным включением охлаждающей воды в то или иное количество вышележащих трубок. В пределах погрешности измерений результаты, полученные по обеим методикам, совпали.
Температурный напор «пар-стенка» изменялся в интервале 4-16 С путем изменения температуры охлаждающей воды. Расход и температура воды на входе в рабочие участки в каждом из опытов поддерживались постоянными. Минимальный нагрев охлаждающей воды составлял 8 С. Разброс средних температур поверхностей трубок по высоте ряда при одинаковых расходах охлаждающей воды не превышал 1,1 С. Расстояния между трубками составляли 4, 5, 6, 9, 16 и 24 мм.
Изменение расстояния между трубками на экспериментальном стенде связано с остановом и разгерметизацией установки. Поэтому для исключения случайных факторов, связанных со вскрытием установки, после проведения полной серии опытов на всех перечисленных расстояниях между трубками были выполнены повторные серии_экспериментов. В пределах погрешности результаты опытов стабильно воспроизводились. Было проведено 12 серий измерений и получено более 800 опытных точек. По экспериментальным данным строились зависимости коэффициента теплоотдачи на всех трубках ряда от температурного напора. Эти зависимости изображены на рис. 2.23 — 2.30 и приведены в прил. 2 (табл. 3 и 4).
Эксперименты показали, что характер зависимости коэффициента теплоотдачи от температурного напора по высоте ряда изменяется слабо. На рис. 2.23 изображена зависимость а(9) для первой, третьей и пятой-трубок ряда. Как видно, для всех трубок сохраняется закон а 9 . Значения показателя степени П оказались близки к показателям в теоретической зависимости Нуссельта а 9 , изменяясь в различных сериях опытов от 0,23 до 0,31 и несколько увеличивались по мере перехода от верхних трубок к нижним.
Экспериментальные данные, описывающие влияние рядности, в основном представлены в виде зависимостей a/doi от номера ряда і (a; -коэффициент теплоотдачи на ї-й трубке ряда, а (ХОІ - коэффициент теплоотдачи на этой же трубке при работе установки в наклонном положений).
В опытах, связанных с конденсацией пара в горизонтальных трубных пучках, практически невозможно выполнить условие 9 = const на всех трубках пучка. Неодинаковость температурных напоров по высоте ряда оказывает влияние на распределение коэффициентов теплоотдачи по пучку труб. Поэтому опытные данные по влиянию рядности приводились к одинаковым температурным напорам, т.е. значения а/гхо определялись по экспериментальным графикам а; =/(Э) и a0i - \/ (9) при условии 9 =const. Отношения коэффициентов теплоотдачи, полученные таким образом, обычно лежат на 1-3 % выше результатов, полученных экспериментально.
Результаты экспериментов подтвердили, что уменьшение коэффициентов теплоотдачи по высоте ряда оказывается гораздо более слабым, чем это следует из теории Нуссельта. На рис. 2.24 приведено сравнение наших результатов при & = 14 С с теоретическими. На этом же графике нанесена кривая 7, которая соответствует расчетам по теории Нуссельта (1). Результаты, приведенные на рис. 2.24, получены на пучках с различными расстояниями между трубками. Из графика t видно, что величина h оказывает слабое влияние на характер изменения теплоотдачи по высоте ряда. Максимальное расхождение кривых, аппроксимирующих опытные данные, составляет 5.. .7 %, на пятой трубке ряда.
Характер течения пленки и теплоотдача при конденсации пара на вертикальных некруглых трубах
Разработка новых методов интенсификации процессов теплообмена связана с потребностью промышленности в эффективных поверхностях теплообмена, обладающих оптимальными теплогидравлическими и весогабаритными характеристиками. Проблемы создания высокоэффективных трубчатых теплообменных аппаратов освещены в работах [95, 96 ,204], там же приводятся критерии оценки оптимального соотношения между тепловыми и гидравлическими характеристиками теплообменных аппаратов. Подобные оценки проведены для оребренных и накатанных труб, но отсутствуют для гладких некруглых труб, на поверхности которых происходит конденсация пара. Дополнительным преимуществом гладких труб по сравнению с оребренными являются более высокие прочностные характеристики из-за отсутствия концентраторов напряжений [97] и пониженный коэффициент аэродинамического сопротивления, при внешнем обтекании этих труб потоком [182]. Как отмечалось ранее, в [90,91] уже изучался вопрос интенсификации теплообмена при конденсации пара на горизонтальных трубах с профилем поперечного сечения в виде участка логарифмической спирали, симметрично отраженного относительно вертикальной оси (рис.3.2). Была показана возможность увеличения коэффициента теплоотдачи по сравнению с исходными круглыми трубами (диаметром от 6 до 20 мм) на 10- 30 %. Вместе с тем, уменьшение проходного сечения круглых труб при их деформации увеличивает их гидравлическое сопротивление и поэтому возникает вопрос об общей теплогидравлической эффективности применения труб некруглого сечения. Первый цикл теоретических и экспериментальных исследований, в котором была выдвинута идея интенсификации процесса теплообмена при конденсации пара на гладких горизонтальных трубах путем придания их сечению логарифмического профиля [90, 91, 100] был проведен для относительно небольших изменений конфигурации круглой трубы. В исследованном, диапазоне изменения геометрических параметров логарифмической спирали (показатель у изменялся от 90 до 45, а полупериметр L от 9,4 до 31,4 мм) при уменьшении у или L наблюдалось монотонное увеличение теплоотдачи при конденсации пара на ТППК по сравнению с круглыми трубами. Каких-либо оптимальных режимов работы ТППК обнаружено не было. Таким образом, необходимо проведение дальнейших исследований по определению оптимальной формы профиля поперечного сечения гладкой горизонтальной трубы.
С одной стороны, эта задача может быть решена путем проведения соответствующих численных расчетов в максимально-возможном диапазоне геометрических параметров, которые характеризуют профиль, выполненный в виде отрезка логарифмической спирали.
С другой стороны, возможна оценка эффективности предложенного способа интенсификации теплообмена, основанная на более общих принципах, которые учитывают изменение теплоотдачи внутри гладкой трубы. .,
Для того чтобы провести числовые расчеты теплоотдачи на трубах с логарифмическим профилем поперечного сечения в широком диапазоне изменения их конфигурации, определить оптимальную форму и упростить дальнейшее сопоставление результатов с некруглыми трубами, имеющими сечение с профилем, отличным от логарифмического, целесообразно привести полученные ранее решения (3.13-3.18) к более общей записи. После преобразований и подстановки этих зависимостей в соответствующие выражения для локального и среднего коэффициентов теплоотдачи получена математическая модель, удобная для проведения численного интегрирования с помощью ЭВМ: здесь СС, ОС - локальный и средний коэффициенты теплоотдачи соответственно; (З (ф), Р"(Ф/ р (ф) Р"(ф) _ первая и вторая производные от соответствующих функций.
Оценим эффективность разработанного автором диссертации метода интенсификации процесса теплообмена при конденсации пара на гладких горизонтальных трубах, используя общие принципы, которые учитывают возможный рост гидравлического сопротивления при движении охлаждающей жидкости внутри гладкой трубы и, следовательно, увеличение затрат энергии на прокачку жидкости.
Проблема выбора критерия эффективности теплообменного аппарата различными авторами решается по-разному [17, 18, 95, 96, 206]. Анализ значительного количества научных работ, по мнению авторов [95, 206], показывает что, несмотря на большой выбор методов оценки, большинство из них сводится к оценке, предложенной академиком М.В. Кирпичевым. По этой причине рассмотрим принципиальную возможность определения оптимальной формы поперечного сечения логарифмических труб, используя в качестве критерия энергетический коэффициент Кирпичева: где Q- передаваемая тепловая мощность, N — мощность, затрачиваемая на обеспечение необходимого расхода охлаждающей жидкости.
Энергетические характеристики QnN можно выразить через тепловые и гидравлические параметры процесса: коэффициент теплопередачи к и гидравлическое сопротивление Др. Путем преобразования (3.29), с учетом того, что Q = kSnoe и N = ApwS, получим:
