ТЕПЛООБМЕННАЯ ТРУБА Российский патент 2013 года по МПК F28F1/00 

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/Nu_гл 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 1,406 ε/ε_гл 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/Nu_гл 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 1,414 ε/ε_гл 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/Nu_гл 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 1,436 ε/ε_гл 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.

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.

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