ТЕПЛООБМЕННАЯ ТРУБА Российский патент 2014 года по МПК F28F1/10 F28F13/02 

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

Известна теплообменная труба [Назмеев Ю.Г., Конахин A.M., Кумиров Б.А., Олимпиев В.В. Экспериментальное исследование теплообмена при ламинарном течении в трубах с использованием проволочных спиральных вставок. // Тезисы докл. юбилейной научной конф. Казанского филиала Моск. энерг. ин-та. Казань: КФ МЭИ, 1993. С.12-14], канал которой выполнен со спиральной проволочной вставкой (канал «1»). В канале «1» в качестве интенсификатора теплообмена (ИТ) служит проволочная вставка. Оптимальными для этого канала являются параметры h/D=0,171; t/D=4,3, где h - высота выступа, D - внутренний диаметр трубы, t - шаг выступов. Опыты проведены в ограниченном диапазоне характеристических параметров - h/D=0,0714-0,171; t/D=0,714-4,3; Re=400-1000, где Re - число Рейнольдса.

Наиболее близким аналогом к заявляемому изобретению является теплообменная труба [Назмеев Ю.Г., Конахин A.M., Кумиров Б.А., Олимпиев В.В. Теплообмен и гидравлическое сопротивление при ламинарном течении вязкой жидкости в трубах с искусственной шероховатостью. // Теплоэнергетика. 1993. №4. С.66-69], канал которой выполнен с выступами и канавками (канал «2»). В канале «2» в качестве интенсификатора теплообмена (ИТ) служат узкие кольцевые выступы на внутренней поверхности трубы (l<t, где l - длина канавки, t - длина типового участка канала с выступом и канавкой). Для канала «2» использовалась модель [Олимпиев В.В. Модель течения для расчета теплоотдачи и сопротивления каналов с выступами при Re<10⁴ .// Изв. вузов. Авиационная техника. 2001. №2. С.48-52], краткое содержание которой следующее. В потоке после низкого выступа (h/D<0,1, где h - высота выступа, D - внутренний диаметр теплообменной трубы) образуется рециркуляционная зона (РЗ) РЗ1. От кромки выступа по поверхности РЗ1 и далее вдоль стенки развивается пристенный внутренний пограничный слой (ВПС) ВПС2 толщиной δ. Под РЗ1 возникает ВПС3. При низком выступе, соответствующем условиям рациональной интенсификации теплообмена (ИТО), происходит быстрая релаксация течения в ВПС2 и ВПС3 к «стандартному» ламинарному пограничному слою (ЛПС), характерному для пластины (по Блазиусу). Поэтому расчет α (коэффициент теплоотдачи) и τ (касательное напряжение трения) в ВПС2 и ВПС3 возможен по теории для пластины. Участок канала (и потока) длиной t - типовой (повторяющийся), следовательно, осредненные величины α и τ для отрезка t и всего канала одинаковы. Тепловое и динамическое (с учетом сопротивления выступа) взаимодействие потока со стенкой на участке t полностью определяется процессами переноса в ВПС2 и ВПС3. В потоке выше области ламинарно-турбулентного перехода (ЛТП) интенсификация теплообмена (ИТО) объясняется, в основном, малым термосопротивлением тонких ВПС2 и ВПС3. Опыты проведены только для наружной поверхности труб в межтрубном потоке теплообменного аппарата (ТА), в ограниченном диапазоне характеристических параметров - t/D<3.5; Re=400-1200, где Re - число Рейнольдса.

Недостатками известных теплообменных труб являются 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 образован гладкими участками трубы и узкими канавками с геометрическими соотношениями:

h/D=0.1, (t-l)/h=1, l/h<(3-5),

где h - высота выступа, мм,

D - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм,

t - длина типового участка канала с выступом и канавкой, мм,

l - длина канавки, мм.

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

Таким образом, для достижения технического результата предложена заявляемая конструкция теплообменной трубы, канал которой (канал «3») образован гладкими участками трубы (t-l)>h и узкими канавками l/h<(3-5), т.е. канал предлагаемой теплообменной трубы является дискретно-шероховатым каналом (ДШК).

Схема течения (и расчета) в канале «3», фиг.1, базируется на модели [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.56-63] для турбулентного потока. Теплогидравлический расчет канала «3» сводится к расчету α; τ на типовом участке t и в ламинарных ВПС1 и ВПС2.

Расчеты каналов проведены при условиях, одинаковых с [Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Попов И.А. Эффективность промышленно перспективных интенсификаторв теплоотдачи. // Изв. РАН. Энергетика. 2002. №3. С.102-118.; Леонтьев А.И., Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Попов И.А. Эффективные интенсификаторы теплоотдачи ламинарных (турбулентных) потоков в каналах энергоустановок.// Изв. РАН. Энергетика. 2005. №1. С.75-91]. Область расчетов соответствует номинально ламинарному режиму в гладком канале - Re≥50. Теплоноситель - воздух. Размер интенсификатора теплообмена $$\left(ИТ\right)-\overline{h}=h/D=\mathrm{0,1}=const$$ . Выполнены многовариантные расчеты с различными сочетаниями геометрических параметров ИТ для каждого канала.

Критерием эффективности канала и оптимального варианта размеров ИТ, как и в работах [Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Попов И.А. Эффективность промышленно перспективных интенсификаторв теплоотдачи. // Изв. РАН. Энергетика. 2002. №3. С.102-118; Леонтьев А.И., Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Попов И.А. Эффективные интенсификаторы теплоотдачи ламинарных (турбулентных) потокаов в каналах энергоустановок. // Изв. РАН. Энергетика. 2005. №1. С.75-91], служил относительный энергетический коэффициент $${\overline{E}}^{\prime }=E^{\prime }/E_{гл}^{\text{'}}=\left(Nu/N{u}_{гл}\right)/\left(\xi /{\xi }_{гл}\right)=\overline{Nu}/\overline{\xi }$$ (Nu - число Нуссельта, ξ - коэффициент сопротивления, гл - индекс гладкого канала; отсутствие индекса - дискретно-шероховатый канал (ДШК). При сравнении вариантов одного канала (при каждом фиксированном Re) показателем наиболее высокой эффективности канала и оптимальных размеров ИТ являлся случай $$\overline{E^{\prime }}=\max$$ .

Для сохранения существа гидродинамической картины обтекания ИТ при расчетах каналов соблюдались очевидно необходимые условия: для канала «2» - (t-l)>L, где L - длина РЗ1.

Некоторые результаты расчетов теплогидравлических каналов «1», «2» и «3» на основе моделей и опытных данных приведены на фиг.2-4 и в таблице 1. Результаты даны для наиболее эффективных вариантов каждого канала. Оптимальные размеры ИТ указаны в табл.1. Предлагаемая теплообменная труба (канал «3») имеет наивысшую теплоотдачу, достигающую $$\overline{Nu}=4$$ при Re=1200, что вероятно связано с пиком теплообмена на вершине узкого выступа (t-l)/h=1 (начальный участок пластины), фиг.2, табл.1. Теплоотдача канала «2» минимальна. Предлагаемая теплообменная труба (канал «3») обладает лучшим показателем по сопротивлению, которое является низшим ( $$\overline{\xi }=\mathrm{1,5}$$ при Re=1200) по сравнению с другими теплообменными трубами (каналы «1», «2»). Увеличение сопротивления канала «3» (из-за наличия ИТ) значительно отстает от нарастания теплоотдачи $$\overline{Nu}>\overline{\xi }$$ (фиг.2; фиг.3, табл.1), что обеспечивает высокую эффективность канала «3», $$\overline{E^{\prime }}=4$$ при Re=400, фиг.4, табл.1.

Каналы «1», «2», обладающие повышенным сопротивлением и пониженной теплоотдачей, значительно уступают каналу «3» по эффективности. На большей части диапазона Re, фиг.4, канал «2» менее эффективен, чем гладкая труба.

Таким образом, в процессе анализа эффективности теплообменных труб с каналами «1»; «2»; «3» найдены ранее неизвестные оптимальные геометрические соотношения предлагаемой теплообменной трубы (канал «3»), обеспечивающие кратное уменьшение массогабаритных характеристик теплообменного аппарата (ТА).

Необходимо обсудить фактический режим течения в каналах «1»; «2»; «3» в исследованном интервале чисел Re=400-1200, при изученных размерах ИТ. В обзоре [Олимпиев В.В. ЛТП в каналах теплообменников с выступами-интенсификаторами теплообмена. // Теплоэнергетика. 2001. №7. С.52-56] показано, что область ламинарно-турбулентного перехода (ЛТП) в ДШК может охватывать диапазон Re=200-4000. Обширные эксперименты по визуализации течения дымом и PIV-методом для выступа высотой $$\overline{h}=\mathrm{0,15}$$ установили, что началу ЛТП соответствует Re=1300 [Душина О.А. Отрыв потока за выступами в канале при низких числах Рейнольдса. // Автореф. дисс. канд. техн. наук. Казань: КНЦ РАН, 2012. 16 с.]. Поэтому можно обоснованно полагать - изученный интервал чисел Re и размеров ИТ находится в области ламинарного течения ДШК.

Эффективность и оптимальные размеры каналов

Таблица 1 Канал 1 (h/D=0,171, t/D=4,3) Re 400 700 1000 Nu/Nu_гл 2,63 3,23 3,68 ξ/ξ_гл 2,48 3,52 4,41 $$\left(E^{\prime }/E_{гл}^{\text{'}}\right)$$ 1,07 0,916 0,83 Канал 2 (l₁=100h; l2/D=3,5) Re 400 800 1000 1200 Nu/Nu_гл 1,501 1,626 1,664 1,694 ξ/ξ_гл 1,286 1,985 2,28 2,514 $$\left(E^{\prime }/E_{гл}^{\text{'}}\right)$$ 1,168 0,819 0,73 0,674 Канал 3 ((t-l)/h=1) Re 400 800 1000 1200 Nu/Nu_гл 3,34 3,75 3,9 4,02 ξ/ξ_гл 0,84 1,2 1,33 1,46 $$\left(E^{\prime }/E_{гл}^{\text{'}}\right)$$ 3,97 3,15 2,93 2,76

Использование предлагаемой теплообменной трубы позволит в 2,5-4 раза уменьшить расход энергии на прокачивание теплоносителей через теплообменный аппарат (ТА), по сравнению с гладкотрубным теплообменным аппаратом, за счет снижения гидросопротивления.

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

Предлагаемое изобретение относится к области энергетики и может быть использовано на транспорте, в химической технологии и других отраслях техники. В теплообменной трубе, канал которой выполнен с выступами и канавками, согласно заявляемому изобретению, канал образован гладкими участками трубы и узкими канавками с геометрическими соотношениями: h/D=0.1, (t-l)/h=1, l/h<(3-5), где h - высота выступа, мм, D - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм, t - длина типового участка канала с выступом и канавкой, мм, l - длина канавки, мм. Технический результат - использование предлагаемой теплообменной трубы позволит в 2,5-4 раза уменьшить расход энергии на прокачивание теплоносителей через теплообменный аппарат (ТА), по сравнению с гладкотрубным теплообменным аппаратом, за счет снижения гидросопротивления. 4 ил., 1 табл.

Теплообменная труба, канал которой выполнен с выступами и канавками, отличающаяся тем, что канал образован гладкими участками трубы и узкими канавками с геометрическими соотношениями:
h/D=0,1, (t-l)/h=1, l/h<(3-5),
где h - высота выступа, мм,
D - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм,
t - длина типового участка канала с выступом и канавкой, мм,
l - длина канавки, мм.