теплообменная труба
Классы МПК: | F28F1/00 Трубчатые элементы; комплекты трубчатых элементов |
Автор(ы): | Олимпиев Вадим Владимирович (RU), Мирзоев Бабек Гаджибек оглы (RU) |
Патентообладатель(и): | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Казанский государственный энергетический университет" (ФГБОУ ВПО "КГЭУ") (RU) |
Приоритеты: |
подача заявки:
2012-05-17 публикация патента:
20.10.2013 |
Изобретение относится к энергетике. Теплообменная труба, у которой канал выполнен с выступами и канавками, причем канал выполнен с геометрическими соотношениями: h/Д=0,03, l 1=(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.
Формула изобретения
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, l 2=(90-100)h, где
h - высота выступа, мм
Д - внутренний диаметр теплообменной трубы, мм
l 1 - длина выступа, мм
l2 - длина канавки, мм
Описание изобретения к патенту
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 - : Re=3·103-2·104, где - относительный шаг выступов, Re - число Рейнольдса.
Наиболее близким аналогом к заявляемому изобретению является теплообменная труба (канал «б»), для которой характерны большой шаг 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 xк 6h, где h - высота выступа, развивается турбулентный внутренний пограничный слой - ВПС1 (толщиной ). 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;
l 1 - 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 l 2=(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 - 1; 3 «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 hопт выступов, шероховатостей и т.п. в трубах при течении газов и жидкостей определяется формулой:
, где
- коэффициент гидравлического сопротивления в трубе, который зависит от числа Рейнольдса Re (для турбулентного режима течения в трубе рассчитывается по формуле Блазиуса: =0,3164/Re0,25);
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 и/ гл ( и - коэффициент теплоотдачи в теплообменной трубе с кольцевыми поперечными выступами, 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 hопт в теплообменной трубе, позволяющая обеспечивать максимум соотношения и/ 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 hопт уменьшается при увеличении чисел Pr и Re турбулентного режима.
Расчет канала строится следующим образом.
Вычисляются местные коэффициенты x для ВПС1 на отрезке от хk до l 2
Nux= x·х/ ; Rex=w·x/v;
w - среднерасходная скорость в канале Д; , - коэффициенты теплопроводности и кинематической вязкости. Вносится поправка на влияние внешней турбулентности (Tu) на теплоотдачу ВПС 1
хи/ x=1+[0,41·th(0,2Tu)].
,
n1=3,71·10-3 ·Tumax 1,41.
хи - местное истинное значение; Tu - локальная величина; Tumax=10%. Местные касательное напряжение трения и коэффициент сопротивления для ВПС1
; .
Расчет ВПС3 аналогичен.
Расчет локальной теплоотдачи для ВПС2 проводится с помощью универсальной функции для обратного уступа x2/ xk=f(х/xk), где xk вычисляется для ВПС1. Одинаковым образом рассчитывается трение ВПС2. Осреднение местных параметров ВПС1; 2; 3 позволяет получить средние величины ; w на участке t (и во всем канале).
Суммарные потери давления на отрезке t
= pm+ pp+ pc;
pm=Rm/( Д2/4):Rm= Дt w;
pm - потери на трение; Rm - сила трения; рр; pc - местные потери на внезапные расширение и сужение при обтекании канавки. Коэффициент 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=10 4-106. 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 ; ;
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 .
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 , при этом превышает примерно на 2%.
Относительная теплоотдача не зависит от числа Re ( ), 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 нарастание сопротивления обгоняет увеличение теплоотдачи (см. табл.1).
Таблица 1 | ||||||||||
Эффективность и оптимальные размеры каналов | ||||||||||
Канал «е» (t/h=100) | ||||||||||
Re | 10000 | 20000 | 30000 | 40000 | 50000 | 120000 | 250000 | 500000 | 750000 | 1000000 |
Nu/Nuгл | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 | 1,406 |
/ 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/Nuгл | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 | 1,414 |
/ 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/Nuгл | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 | 1,436 |
/ 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 для всех каналов автомодельны относительно числа Re- 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>2·10 5 обладает высокой теплогидравлической эффективностью.
Особое позитивное качество предлагаемой теплообменной трубы типа «в»: в широкой области чисел Re максимальная эффективность 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.
Класс F28F1/00 Трубчатые элементы; комплекты трубчатых элементов
теплообменный аппарат - патент 2527772 (10.09.2014) | |
холодильный контур - патент 2526139 (20.08.2014) | |
способ формирования, введения и закрепления ребер в бойлерных трубах - патент 2522261 (10.07.2014) | |
теплообменная панель и способ ее сборки - патент 2520775 (27.06.2014) | |
теплообменная труба - патент 2511859 (10.04.2014) | |
теплообменная труба - патент 2508516 (27.02.2014) | |
теплообменник труба в трубе - патент 2502931 (27.12.2013) | |
струйный теплообменник типа труба в трубе - патент 2502930 (27.12.2013) | |
теплообменник - патент 2500965 (10.12.2013) | |
теплообменник, содержащий трубы с профилированными ребрами - патент 2494330 (27.09.2013) |