Высокоэффективный пароструйный подогреватель для систем теплоснабжения жилых и промышленных зданий

УДК 532.5:621.694

Т.В. Белавина - старший преподаватель

Я.Д. Золотоносов - доктор технических наук, профессор

Казанский государственный архитектурно-строительный университет

ВЫСОКОЭФФЕКТИВНЫЙ ПАРОСТРУЙНЫЙ ПОДОГРЕВАТЕЛЬ ДЛЯ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ЖИЛЫХ И ПРОМЫШЛЕННЫХ ЗДАНИЙ

АННОТАЦИЯ

В работе приведены полные математические модели и результаты численной реализации задачи сопряженного теплообмена в радиально вращающемся криволинейном конвергентном канале, сочлененном с кольцевым насадком. Поверхность криволинейного канала спрофилирована дробно-линейной функцией. Подтверждена адекватность построенных математических моделей путем сравнения полученных значений поля скоростей с результатами, опубликованными в литературе. Расхождения составляют ± 12%.

КЛЮЧЕВЫЕ СЛОВА: Гидродинамика, сопряженный теплообмен, пароструйный подогреватель, поле температур, теплоснабжение.

T.V. Belavina - senior lecturer

Y.D. Zolotonosov - doctor of technical sciences, professor

Kazan State University of Architecture and Engineering

THE HIGHLY EFFECTIVE STEAM-EJECTING HEATER FOR SYSTEMS OF HEAT SUPPLY IN INHABITED AND INDUSTRIAL BUILDINGS

ABSTRACT

Iln the work the full mathematical models and results of numerical realization of a problem of the interfaced heat exchange in radially rotating curvilinear convergent channel, jointed with ring nozzle, are considered. The surface of curvilinear channel is executed by fractional-linear function. The adequacy of constructed mathematical models is confirmed by comparison of the received values of speeds field with the results published in literature. Divergences are at ± 12 % level.

KEYWORDS: Hydrodynamics, interfaced heat exchange, steam-ejecting heater, field of temperatures, heat supply.

Введение

В настоящее время для систем отопления промышленных и жилых зданий широко применяются гравитационные струйные аппараты инжекторного и эжекторного типа. Простота схем включения и конструкций обеспечивают широкую область использования этих аппаратов в системах теплоснабжения [1]. Однако наряду с положительными качествами такие смешивающие устройства обладают и рядом недостатков, а именно: низким КПД [2], малым коэффициентом инжекции, не превышающим в лучших конструкциях значения 0,21 [ 1], остается актуальной и проблема надежной работы таких аппаратов во всех режимах от запуска до остановки [3].

В связи с этим представляется перспективной попытка использования в современных системах теплоснабжения пароструйного подогревателя центробежного типа [4].

Пароструйный подогреватель (рис. 1) содержит корпус 1 в виде спирального отвода с выходным коноидальным патрубком 2. Внутри корпуса 1 расположен свободно вращающийся ротор 3, состоящий из внешнего корпуса 4, периферийная часть которого завершается насадкой в виде диффузора 5 и жестко связанного с ним перегородками 6, установленными в объеме камеры 9. Криволинейный конвергентный круговой канал 7 смонтирован на приводном валу 11 и жестко связан с коаксиальной цилиндрической трубой 12, выполненной из криволинейных конфузорно-диффузорных элементов. Радиально вращающийся криволинейный конвергентный канал 7 снабжен радиальными лопатками 8, которые используются для снижения эффекта проскальзывания рабочей жидкости в проточной части канала, поддержания заданного напора и увеличения поверхности теплообмена (за счет внутреннего «оребрения»). На выходе из конвергентного канала, для обеспечения тонкого диспергирования жидкости и

Рис. 1. Центробежный пароструйный подогреватель

интенсификации межфазового взаимодействия, непрерывным рядом по окружности расположены кольцевые насадки 10, выполненные в виде призматических элементов с четырехугольной формой сечения.

Подача инжектирующей жидкости в объем криволинейного конвергентного канала 7 осуществляется через питающие радиальные патрубки 17 трубы 12. Подача инжектируемого пара в камеру 9 осуществляется через штуцера 13 карманов 14 и межтрубному пространству 15.

Существенным преимуществом предлагаемого подогревателя являются высокие коэффициенты инжекции, а также возможность регулирования его производительности без нарушения тепловых и гидродинамических режимов работы.

Однако широкое внедрение аппаратов этой серии в системах теплоснабжения сдерживается отсутствием систематизированных экспериментальных и теоретических исследований, касающихся гидродинамики и теплообмена рабочих сред в проточной части пароструйного подогревателя, в том числе: во вращающихся трубах и конвергентном канале.

Математическая модель, алгоритм численной реализации и анализ результатов задачи сопряженного конвективного теплообмена

Вращающийся конвергентный криволинейный канал, снабженный радиальными лопатками (рис. 2),

представляет собой поверхность вращения, заданную дробно-линейной функцией вида: к(т ) =---------, где

г + т

к _ г1 - г0 т _ 21г1 _ 20г0 г ,

л г^1 _ з т _ з г е [0, г1 ], г0, г1 - радиусы входного и выходного сечений канала,

20 21 2 0 21

20 _ Мг0 Х 21 _ Мг1) - половина «высоты» входного и выходного сечений канала. На выходе из канала расположена жесткая стенка с ромбовидными отверстиями (рис. 2, вид А). Область отверстий записана следующим образом [5, 6]:

Щг1 Хрр_( _ IV) ш(_|) < р < у

V

2к(г\ )(у _ рр) ш

<р <

р . ш }

/ _ 1, р.

V р р

Здесь ^ _ Ь_а - угол, образованный двумя соседними лопатками, р - число отверстий, / - номер отверстия

--- гг1

(/ _ 1, р), «ширина» одного отверстия равна ш _-------.

Рис. 2. Элемент центробежного пароструйного подогревателя: 1 - конвергентный криволинейный канал z = И(г );

2 - радиальные лопатки; 3 - кольцевые насадки

Решение задачи сопряженного теплообмена в криволинейном конвергентном канале, снабженном радиальными лопатками, ищем в виде: Vр = гг0о(г,рz); Vr = Uof(r,р,z); Vz = u0 H(г,р,z);

p - Po = ри^Р(Г,р,2); Т(Г,р, 2) = Т0 tж (Г,р, 2); 7, (г,р,2 ) = 70 tc (Г,р,~ ); Тл (Г,р,2) = Т^л (г,Ф, 2).

Система уравнений в цилиндрической системе координат (в безразмерном виде), состоящая из полных уравнений движения, неразрывности, энергии и теплопроводности для стенок канала и радиальных лопаток с учетом центробежных и кориолисовых сил, имеет вид [6]:

/

+ -

(/+^ IЛ Эг К Э2

й

+ NGf +1Н1 - 2 т МП р = -Э р h Э2

гЭР •_Р

Эг к Э2

V у

+

Яе

Э21 2 • Э2/ 1

Эг К ЭгЭ2 г

I+41

Эг к Э2

1 Э21

+ ^—1Г +

г Эф2

ЧИ7

+

Э2 2

2т ЭG I 1 -КТ2-^(Г' О \ лг2-—-----------^тг + N rG(G + 2собф) + N г собф.

г Эф г }

/ (

/

V - V

эо ^ эо Эг к Э2

эо 1 эо +та—+= н^ Эр И Э2

Г + 2/0

1 ЭР йГ2

N Эр Яе

э2 о

Эг

т.2

+

2 • э2 о 3 (эо • эо ^ 1 э2 о / ( 1 1 2 {~ \ • 2 л

+ + — 1 + Эр 2 + — + —

К ЭгЭ2 Г Эг К V Э2 / Г 2 V VИ 0 К V У 0

э2 о 2 э/ + -

Э22 Г3 N ЭР

_9 _9

-2/ГсоБр + 2Мг ОБт р + Nr б1п р,

№

/

ЭН • эн

------+ -=------

Эг К Э2

\

ЛГ^ЭН 1 тт ЭН 1 ЭР й

+ N0------+ = Н^ = -=—+—

Эр И Э2 И Э2 Яе

Э 2 Н 2 • Э 2 Н

+ —------+

Эг2 К ЭгЭ2

1

+ -Г

ЭН • ЭН

-------+ ----------

Эг К Э2

+э2н+

Г2 Эр2

И

2

+

К

V У

Э 2 Н

Э2 2

э/ • э/ лгэо 1 ЭН / п

-^т + ^^т + N— +=^ + ^г = 0, Эг К Э2 Эр И Э2 г

/

Эtж

эг

- +

Эг К Э2

+ Ж

э ж +1 н эtж=_й_ Эр И Э2 Ре

Эг

Г2 К ЭгЭ2

+

1

+ 3

Г

V

Эг К Э2

2

+ 1 ^ tж +

+^ —ж+

Г Эр

',л<1 /-л2 л

И

+

К

V У

Э V

Э2 2

Э 2t с 2 • Э 2tc 1 ^

—с + ^ —^ + —

Эг 2 К Эг Э2 г

Эtc • Эtc

Эг К э~

+

_1 эа

Г2 Эр2

э 2t л + 21 э 2t л +1

Эг 2 к ЭгЭ2 г

V

Эг К Э2

+

1_ э\

Г2 Эр2

+

+

/ 1 \

И

/ _ \2

+

К

V У

Э 2tc

12

X

э~

Э2 2

= 0.

Здесь /, о, Н, Р, tж, tс, tл - безразмерные компоненты скоростей, давления, температур жидкости, стенки канала и радиальных лопаток соответственно; N = ЮГ^/и0 - число закрутки; Яе = и0йэ/V - число Рейнольдса; Ре = и0йэ/а -число Пекле; безразмерные переменные и параметры Г = г/г); 2 = ^И(г);

~ = (2 - И (г ))/ И (г ); / = и ср/и 0 ; Д = г / Г) ; И = И(г )/ Г0 ; К = к/^2; Н = а/ И(г ); • = ^Г0; й = йэ/ Г) ,

О - толщина стенки канала, йэ - эквивалентный диаметр, вычисляемый [5]:

Г1

йэ = 4у^ гИ(г )йг

Г0

Г1 Г1

2^ И

Г0

Г0

Граничные условия для канала [6]:

Г = 1: / = 1 ; о = 1; Н = 0; t = 1;

Г = ^: У = |/, 2е ^; о =1; Н = 0; эж/Э2=э^/э~ = э^/э2 = 0;

[0, 2 £ ^2

2 = 0: / = 1; Н = 0; Эо/ Э2 = ЭН/Э2 = 0; Эt ж/ Э2 = 0;

2 = 1,~ = 0: / = Н = 0; о = 1; t = 0с ; Я Эж/ Э2 = Яс Эtc/ Э~ ;

2

0

z = Н : dtc/Эг = Вгк1

Для численной реализации сопряженной задачи конвективного теплообмена применен метод конечных элементов (МКЭ) [7].

Разобьем область стенки и проточную часть канала на конечное число непересекающихся призматических элементов. Приближенные значения компонентов скоростей и температур внутри каждого элемента представляются

следующими пробными аппроксимациями: f(e) = [ф ]{}; G(e) = [ф ]{$}; H(e) = [ф ]w}; t ж = [ф ]{t ж }; t^ =[Ф ]{tc }; t ле) =[ф ]{t л } Здесь {и\{tf}, {w}, {t ж }{t л } {tс } - вектор-столбец неизвестных узловых

- вектор-строка базисных функций. Для исключения параметра

значений функций, [ф ]=фе ,ф 2 ,...,ф | давления из уравнений движения (1-3) применен метод штрафа [8]. Для этого нулевую правую часть уравнения

э/ 1 э/ Лгэо 1 эи / „

неразрывности (4) представим — + -= — + N-----------+ — —— + — = —Ре , где е - малый штрафной параметр

Эг К Эг Эф И Эг г

е (е——0, О^уУ —— 0). Тогда, проводя ряд преобразований, параметр давления Р исключается из числа

неизвестных, а для определения неизвестных значений безразмерных параметров скоростей / О, И и температур

Iж, Iс, Iл в узлах элемента записывается локальная система уравнений.

Применяя к уравнениям (1)-(7) метод Г алеркина, получим следующую систему:

j

V

[ф F

f

Э/ + _L f Эг к Эг

+ NG f +1H f - 2 fN sin j V =1 f [ф ] Э j h Эг el

0 V

T

2 • Э 2 f 1

+ _ _ _+ — K ЭгЭг r

I э/ • — + — f1 + 1 /1 2 Э2f  N[

Эг K V эг У г2 1K 0 Эг 7 V

ЭГ 2

+

2

Э 2 G • Э 2 G

+ —

Эг Э j K Эг Э j

1

+ = h

Э 2 H

v

ЭгЭг K Эг2

1 ЭН

+ K ~дг

dV+£ 1[ф ]

V

T

Э 2 f 2 • Э 2 f 1

J +=—— + —

Эг 2 K Эг Эг

+

f + -4 f

Эг K Эг

+

1 Э 2f

+ ^—^г + г 2 Э j

h

+

K

V У

Э2 f 2N ЭG f

Эг2 г Эj

-2

dV + N2 J [ф ]Т г cos jdV +

V

+ N2 |[ф]ТЮ^ + 2cos j)dV - 2 | [ф]

ГЭ/ • Э/ _^G 1 ЭН f V

— + =— + N—+ =-----------+ — ,

Эг K Эг Эj h Эг г

V

V

V

f

G Эг к Эг

V У

A^G 1 ЭG

+ NG + = H —

Эф h Эг

г + 2fG

IN j'

dV = — I [Ф]Т I - + 1 1 ЭфЭг

Теплоснабжеше, вентиляция, кондиционирование воадуха, гааоснабжение и освещение IIZI

• э2f d2g і э2h 1 dfл

+ ——^ + N------ + =--- + ——

K djdz g j2 h djdz r Э j

dV+d Jr2 [ф ]T +-£ g2G+

Re J I dr2 K drdz

V

3 f dG • dG

+ з| —IT + —IT

r ^ dr K dz

+

K

d 2G 2 df

-----+-----------—

I dz 2 r 3 N dj

dV

- 2J[Ф ]T f cos jdV + 2N J [ф ]Tr 2 G sin jdV + N J [ф ]Tr2 sin jdV -

V

V

V

N J[

- — I ф ]T

2N

rdf • df лг dG 1 dH f4

_^_ + _^_ + n-----+ =^—+ ^-

dr K dz dj h dz r

V

Jlф і

V

ґ IdH • ЭНЛ

f —+ ^

v

v

dr K dz

dH 1 dH

+ NG + = H^

dj h dz

T

d 2 f • d 2 f

—— + =—— + dzdr K dz

ЛГЭ 2G 1 d 2 H 1 df4

+ N—— + =—— + з^г dz d j h dz r dz

d 2 H 2 • d 2 H 1 d 2 H

+

dr 2 K drdz F2 dj2

+

1

+ 3

r

dH ЭН

dr K dz

+

2

h

+

Ґ ~ \2

K

V У

d 2 H

dz 2

T

df • df

—+ ^ —+ dr K dz

V

,rdG 1 dH f

+ N----+ =^ + 4:

d j h dz r

HdV,

J

V

T

/ 'dt

f

• dt

L/lb L/lb

dr K dz

Л+ NG^ +1HXv = — І [ф]T

/

d j h dz

Pe

/

J

V

dr 2

+

2 • d 2t ж 1 f dt

+ =----------ж + -

K dr dz r

V

• dt

V-' * 'ЛІГ-

L/lb L/lb

dr K dz

+

1 d 2t

+

h

+

- \2

K

V У

d 2t

dz

,=2

dV,

J

V

T

d2tс 2• d2tс 1

+ ^

+ —

dr2 K dr dz r

dr K dz

+

1_ d_\ r 2 d j 2

+

+

h

+

K

dZ

dV = 0,

/ /

2

а)

а іГ3.Вї/У КІ

Т0 = 20 °С; Т0 = 60 °С

Рис. 3. Зависимость значений коэффициентов теплоотдачи от режимов течения (Ке) и количества радиальных лопаток (п) при различных температурах (Ю = 50 С 1): 1 - п=6; 2 - п=4; 3 - п=8; 4- п=2

I

[ф Ї

т I Э2?л

V

2• Э2ґл

Эг 2

+ —

__ _ _ + ~

К ЭгЭ^ г

Э? л

Эг К Э^

+ -

+

+

+

К

ЭГ

(IV = 0.

Для определения значений неизвестных безразмерных параметров скоростей / О, И и температур ^ж, ^с, ^ л

во всех узловых точках разбиения области формируется глобальная матрица системы. Линеаризация нелинейной системы уравнений проводится итерационным методом Ньютона. Для решения системы линейных алгебраических уравнений применяется метод сопряженных градиентов. Неизвестные значения параметра давления в каждом элементе определяются из уравнения неразрывности со штрафным параметром е , исходя из полученного поля скоростей.

Построенные математические модели и их численная реализация позволили определить численные значения гидродинамических параметров, а также распределения поля температур в жидкости и стенке радиально вращающегося криволинейного конвергентного канала.

Численные расчеты проводились при следующих исходных данных: рабочая жидкость - вода с начальной

температурой на входе Т) = 20, 40, 60 и 80’ С; температура пара Тп = 110’ С; расход воды О = 3,0 м3/ч ; расход

пара Оп = 0,0017м3 /ч; угловая скорость вращения канала ю = 30...100с 1; угол между лопатками ф = —.

Теоретические расчеты, проведенные в работе [5], показали, что с учетом гидродинамических характеристик течения жидкости наиболее оптимальным является установка в проточной части канала шести радиальных лопаток.

Дальнейшие теоретические исследования сопряженного теплообмена позволили подтвердить данное положение и установить, что изменение числа радиальных лопаток приводит к снижению коэффициентов теплоотдачи в среднем на 15-20 %, причем начальная температура жидкости на входе в канал (рис. 3 а, б) существенным образом не влияет на оптимальное количество лопаток (п = 6), поскольку коэффициенты теплоотдачи в этом случае всегда остаются наибольшими.

На рис. 4 представлены результаты расчетов распределения поля безразмерной температуры в стенке канала, на рис. 5 - распределение поля безразмерной температуры в радиальных лопатках, а на рис. 6 - распределение поля безразмерной температуры в проточной части межлопаточного пространства криволинейного конвергентного канала. Из рис. 4 следует, что с увеличением начальной температуры жидкости прогрев стенки криволинейного конвергентного канала происходит более интенсивно, как со стороны жидкости (рис. 4 а), так и со стороны пара (рис. 4 б).

-1.

1

№

1 - Т) =20°; 2 - Т0 =40°; 3 - Т0 =60° 4 - Т) =80°.

2 = 0,1

1- Тэ =20°; 2 - Т) =40°;

3 - Т) =60°; 4 - Т0=80.

2 = 0, 56

Рис. 4. Распределение безразмерной температуры в стенке криволинейного канала

3

2

і

1 /

2

С7 '

Рис. 5. Температура в стенке радиальной лопатки по длине канала (Ю = 50 С 1): 1 - 2 = 0, 02; 2 - 2 = 0, 45; 3 - 2 = 0, 95

а) г = 0,02

г = 0,95

Рис. 6. Распределение безразмерной температуры в жидкости (й) = 50 с ^):

1 - Т) =20 °С, 2 - Т) =80 °С - криволинейный конвергентный канал, 3 - Т) =20 ° С, 4 - Т) =80 °С - прямолинейный конвергентный канал

Рис. 7. Распределение безразмерной температуры жидкости между лопатками (со= 50 с ^):

1 - Т0 = 20 °С; 2 - Т0= 60 °С; 3 - Т0= 80 °С

На рис. 5, 6 показано, что (вследствие низкой теплопроводности жидкости по отношению к теплопроводности стенки радиальной лопатки) рост температуры в жидкости происходит менее интенсивно по сравнению с изменением безразмерной температуры в стенке лопатки.

На рис. 7 представлены результаты расчета изменения профиля безразмерной температуры в жидкости межлопаточного пространства (вдоль оси р). Исследования показали, что максимальная температура жидкости

в межлопаточном канале смещается к рабочей поверхности лопатки, находящейся в зоне большего давления, вызванного, в том числе, и силами Кориолиса.

Кроме того (рис. 7), с увеличением начальной температуры среды происходит трансформация профиля безразмерной температуры и его переход из параболического в трапециедальный закон распределения.

На рис. 8 представлены результаты исследования коэффициентов теплоотдачи при различной температуре, а рис. 9 - при различных угловых скоростях вращения.

Расчеты проводились по методике, разработанной в работе [9]. При этом коэффициенты теплоотдачи рассчитывались по выражению

Ш = 1,72Ке0,48Рг0,4евр36 (Рг^ /Ргс )0,25, евр = (щйэ / и) 1; Яе=150+6120, Рт=1,75+6,8,

где Яе = иСр йэ П ; евр - коэффициент, учитывающий влияние вращения, вычисляемый:

Здесь ёэ - эквивалентный диаметр [5,6], иср - средняя скорость потока в канале.

а)

і к !

-I

1 - Т0 = 20 °С; 2 - Т0 = 40 °С;

3 - Т0= 60 °С; 4 - = 80 °С;

5 - Т) = 60 °С - прямолинейный конвергентный канал

Д-іИ.БтЛн^ї:!

1 - Т0=20 °С; 2 - Т0 = 40 °С; 3 - Т0=60 °С; 4 - Т0= 80 °С

Рис. 8. Коэффициент теплоотдачи в криволинейном конвергентном канале ( ю = 50 с 1): а) конвергентный канал с кольцевой щелью; б) конвергентный канал, сочлененный с кольцевым насадком

а)

«-1С

.-а

Я >10’* .Вт Дм*

конвергентный канал с кольцевой щелью; конвергентный канал, сочлененный с кольцевым насадком

Рис. 9. Коэффициент теплоотдачи в криволинейном конвергентном канале (Т0 = 60 °С):

1 - Ю = 30 С

-1

2.

Ю = 50 с 1; 3

Ю = 80 с

-1; 4 - Ю = 100 С-1

0,063 0,039 0,028 -0,028 -0,0-39 -0,063 -0,039 -0,023 0,028 0,039 ф

Рис. 10. Распределение радиальной f, тангенциальной G и осевой Hскоростей между лопатками (О = 50 С 1): сплошные линии - данные автора; точки - по данным работы [10]: 1 -r = 1,25 ; 2 - r = 1,75 ; 3 - r = 2,45

Как видно из приведенных данных (рис. 8, 9), коэффициенты теплоотдачи зависят от угловой скорости вращения канала, причем при постоянных угловых скоростях вращения, с ростом критерия Рейнольдса, наблюдается рост интенсивности теплообмена.

С увеличением угловой скорости вращения интенсивность теплоотдачи уменьшается, что, видимо, связано с общим снижением циркуляции жидкости в межлопаточном пространстве и образованием в его объеме вторичных течений. Это в целом согласуется с результатами исследований процессов теплообмена в радиально вращающихся трубах различной конфигурации [9, 10]. Исследования ламинарных потоков в конвергентном канале с кольцевой

щелью (рис. 8а, 9а) показали, что в интервале ОО = 30... 100 c— коэффициент теплоотдачи увеличивается в 2-3 раза по сравнению с вращающимися прямолинейными осесимметричными конвергентными каналами, а в случае конвергентного канала, сочлененного с кольцевым насадком, имеет место дальнейший рост коэффициентов теплоотдачи в среднем на 25-30 % (рис. 8б, 9 б).

Проверка адекватности построенных математических моделей проводилась путем сравнения поля скоростей, исследованных в работе, с данными, опубликованными в литературе [11]. Как следует из рис. 10, расхождение не превышает ± 12 %.

Заключение

1. На базе полной системы уравнений гидродинамики и теплообмена с учетом условий однозначности построены математические модели сопряженного теплообмена при течении вязкой жидкости в радиально вращающемся криволинейном конвергентном канале, профиль стенок которого очерчен дробно-линейной функцией, снабженном радиальными лопатками и сочлененном с кольцевым насадком, выполненном в виде призматических элементов, расположенных непрерывным рядом по окружности.

2. Теоретические исследования показали, что для рассматриваемого криволинейного канала оптимальным является установка шести лопаток. Дальнейшее увеличение их числа приводит к снижению коэффициента теплоотдачи в среднем на 15-20 %.

3. На базе метода конечных элементов разработан алгоритм численной реализации задачи сопряженного теплообмена в радиально вращающемся криволинейном конвергентном канале и кольцевом насадке, позволивший определить компоненты скоростей и поле температур в стенках и проточной части каналов в зависимости от чисел закрутки, критериев Рейнольдса и Пекле.

4. Установлено, что по мере роста интенсивности вращения нарушается симметрия профиля температур относительно оси канала и происходит трансформация профиля безразмерной температуры, и его переход из параболического в трапециедальный закон распределения.

5. Показано, что коэффициенты теплоотдачи зависят от угловой скорости вращения, при этом в конвергентном

канале с кольцевой щелью в интервале ОО = 30... 100 с 1 коэффициент теплоотдачи увеличивается в 2-3 раза по сравнению с вращающимся прямолинейным осесимметричным конвергентным каналом, а в случае конвергентного канала, сочлененного с кольцевым насадком, имеет место дальнейший рост коэффициентов теплоотдачи в среднем на 25-30 %.

6. Подтверждена адекватность математических моделей путем сравнения полученных значений поля скоростей с результатами, опубликованными в литературе. Расхождение составляет ±12 %.

Литература

1. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты. - М.:

Энергия, 1979. - 287 с.

2. Лямаев Б.Ф. Г азоструйные насосы и установки. - Л.:

Машиностроение, 1988. - 256 с.

3. Хураев Л.В. Экспериментальное исследование запуска парожидкостного инжектора в закрытом контуре// Исследование по теплообмену и гидродинамике в элементах энергетических установок. - М.: ГНИЭИ,1979. - С 118-129.

4. Аппарат для проведения процессов тепломассообмена: Патент 2306518 Р28Б 11/08 Рос. Федерация. N° 2006105076/06; заявл. 17.02.06; опубл. 20.09.06; Бюл. №> 26. - 3 с.

5. Багоутдинова А. Г. Модернизация узла подготовки горячей воды на базе вращающегося малоинерционного теплообменного аппарата в технологии приготовления суспензии стеарата кальция // Дисс. на соиск. степени канд. тех. наук. -Казань, 2007. - 110 с.

6. Белавина Т.В., Золотоносов Я. Д. Исследование конвективного теплообмена при ламинарном течении вязкой жидкости в радиально вращающемся криволинейном ка-нале, сочлененном с кольцевой насадкой // ВИНИТИ. - М., 2007. - 72 с.

7. Сегерлинд Д. Применение метода конечных элементов: Пер. с англ. - М.: Мир, 1979. - 392 с.

8. Пейре Р., Тейлор Т.Д. Вычислительные методы в задачах механики жидкости. - Л.: Гидрометеоиздат, 1986. - 352 с.

9. Мальцев В. В. Исследование движения газа и теплоотдачи во вращающихся роторах// Вестник электропромышленности, 1962, N° 11. - С. 15-22.

10. Щукин В.К. Теплообмен и гидродинамика внутренних потоков в полях массовых сил. - М: Машиностроение, 1970. - 332 с.

11. Кочубей А. А., Рядно А. А. Численное моделирование процессов конвективного переноса на основе метода конечных элементов.

- Днепропетровск: ДГУ, 1991. - 223 с.