Экспериментальное исследование теплообмена во вращающемся канале типа «Конфузор-диффузор» теплообменного аппарата

УДК 532.5:621.694

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООБМЕНА ВО ВРАЩАЮЩЕМСЯ КАНАЛЕ ТИПА «КОНФУЗОР-ДИФФУЗОР» ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА

Л.Р. ПАНТЕЛЕЕВА, Я.Д. ЗОЛОТОНОСОВ

Казанский государственный энергетический университет

В работе представлены результаты экспериментального исследования процесса теплообмена в ротационном теплообменнике с вращающейся трубой типа «конфузор-диффузор». Исследования показали, что вращение теплообменной поверхности значительно интенсифицирует процесс теплообмена в таком аппарате. Приведены критериальные уравнения, обобщающие данные по теплоотдаче и гидравлическому сопротивлению в трубах типа «конфузор-диффузор».

В настоящее время имеется ряд теоретических и экспериментальных работ, посвященных изучению процессов теплообмена в условиях ламинарного течения вязкой жидкости во вращающихся каналах [1-4]. Однако исследования теплообмена во вращающихся каналах конфузорно-диффузорного типа в условиях конденсации насыщенного пара на вращающейся поверхности в литературе отсутствуют.

Как показали исследования тепло- и массообмена при конденсации пара на вращающемся диске [5], за счет сброса конденсатной пленки с вращающейся поверхности можно значительно увеличить внешний коэффициент теплоотдачи, а коэффициент массоотдачи с увеличением частоты вращения диска возрастает в 5 раз.

Известно [1-4], что вращение каналов оказывает существенное влияние на характер гидродинамики течения сред, а также интенсивность процессов тепло- и массопереноса в проточной части каналов. При этом во вращающихся трубах постоянного сечения при ламинарном течении жидкостей гидравлическое сопротивление и число Нуссельта могут возрастать в 3-5 раз [2, 3].

Таким образом, исследования закономерностей изменения тепловых и гидродинамических параметров ламинарного течения жидкостей во вращающихся каналах типа «конфузор-диффузор» в условиях конденсации насыщенного пара на вращающейся поверхности являются перспективными, что создает предпосылки для создания высокоэффективных ротационных теплообменных аппаратов и надежных методов их инженерного расчета.

В связи с этим нами выполнены экспериментальные исследования конвективного теплообмена при ламинарном течении жидкости (воды) во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор» в условиях конденсации насыщенного пара на вращающейся поверхности теплообменного аппарата.

Для этого нами был разработан экспериментальный стенд (рис.1, 2), смонтированный в турбинном цехе Казанской ТЭЦ-2. Описание экспериментальной установки и методики проведения эксперимента приведено в работах [6, 7].

© Л. Р. Пантелеева, Я.Д. Золотоносов Проблемы энергетики, 2005, № 1-2

Рис.2. Трубы типа «конфузор-диффузор»:

1 - латунная, 2 - медная, 3 - стальная, А - фрагмент трубы 1

Эксперимент проводился при противоточной схеме течения теплоносителей в следующих диапазонах изменения параметров: температуры воды на входе

Т' = 15*17° С и выходе Т" = 50 * 98° С, температуры пара на входе ' ° " °

Тп = 110*115 C и выходе Тп = 95*105 С, расходов воды О = 25 * 60 кг/час и пара

Оп = 5 * 7 кг/час, угловой скорости вращения трубы ю = 30 * 80 с-1.

Для подтверждения корректности разработанной методики [7] нами была проведена серия опытов по исследованию коэффициентов теплоотдачи в неподвижной гладкой трубе. Средние коэффициенты теплоотдачи, полученные в ходе экспериментов, для неподвижной гладкой трубы сравнивались со значениями, рассчитанными по известной формуле М. А. Михеева [8]. Отклонение расчетных значений от данных [8] не превышает ± 5%.

Опытные данные по теплоотдаче, полученные в результате исследований неподвижных и вращающихся каналов типа «конфузор-диффузор», представлены

Как следует из рис. 3, число ^ для неподвижного канала типа «конфузор-диффузор» в среднем на 20% выше по сравнению с неподвижной гладкой трубой.

Анализ рис. 3 показывает, что коэффициенты теплоотдачи во вращающихся каналах типа «конфузор-диффузор» с ростом угловой скорости вращения трубы увеличиваются, что в целом наблюдалось и при исследовании теплоотдачи во вращающихся прямых трубах [1-4]. Из данного рисунка также видно, что при

ю = 80 с-1 число Нуссельта при течении воды во вращающихся волнистых трубах, по сравнению с неподвижной волнистой трубой, возрастает в 2...2,5 раза.

В исследуемом диапазоне изменения ю коэффициенты теплоотдачи для воды принимали значения а = 800 * 1900 Вт/м2К, а для пара ап = 12100 * 20000 Вт/м2К. Высокие коэффициенты ап, полученные в ходе эксперимента, объясняются, на

наш взгляд, срывом конденсатной пленки с вращающегося канала и переходом с пленочного режима конденсации в “пленочно-капельный” режим, что также способствовало интенсивному прогреву жидкости во вращающемся канале типа «конфузор-диффузор».

Полученные экспериментальные данные по теплоотдаче обрабатывались в виде зависимости

Рг043

неподв. глад. труба

- ю=0, с-1

• - ю=30

♦ - ю=47 О - ю=63

* - ю=80

Re

Рис. 3. Зависимость теплоотдачи от числа Ке

Показатель степени к при числе закрутки N определяется по графику рис.4,я. Для определения показателя степени при числе Рейнольдса опытные данные представляются в виде зависимости

1п(^/Рг0’43 (г/Ргс )0,25 ^ )= f (1пИе) ( рис. 4,б).

4

£ 3,5 & ’

№

3 3

& 3 в

2,5

1,5

/4

$

• - Ие=1600  - Ие=2000  - Ие=2200

1 Ьп

б)

Рис.4. К установлению зависимости

2

3

0

Экспериментальные данные для среднего по длине канала коэффициента теплоотдачи аппроксимированы нами следующим выражением:

№ = 0,37 N 0,48Ие0,43Рг0,43

^,25

Рг

Рг

Чг ГС У

Влияние на теплообмен физических свойств жидкости и величины тепловой нагрузки учтено здесь по аналогии с формулой М.А. Михеева для неподвижных прямых труб [8].

Зависимость (2) справедлива в диапазоне изменения параметров: N = 2 * 10,5, Ие = 1600 * 2400, Рг = 2,8 * 5, Рг/Ргс = 1,5 * 2,5.

Таким образом, полученные опытным путем значения температур пара и среднего коэффициента теплоотдачи при конденсации пара позволили по ранее разработанной математической модели конвективного теплообмена [9] рассчитать поле температур жидкости в проточной части канала и стенке вращающейся трубы.

Проверка адекватности математической модели (с данными Тп и а п, полученными в ходе эксперимента) проводилась путем сравнения замеренных значений температур в центре проточной части вращающегося канала с расчетными значениями температур на оси (рис.5). Как видно из рис. 5, расхождения теоретических значений от экспериментальных не превышали ± 7%.

Коэффициенты гидравлического сопротивления для вращающихся и неподвижных волнистых труб определялись по измеренным перепадам давления. Для исключения из общего перепада давления, замеренного при проведении экспериментов с волнистыми трубами, потерей напора на входе и выходе, а также участков подводящих и отводящих трубопроводов, нами были дополнительно проведены исследования с неподвижной гладкой трубой, при этом из общего перепада давления вычитались потери напора, рассчитанные по формуле Дарси [11] для гладких труб.

Экспериментальные данные по гидравлическому сопротивлению для неподвижной трубы типа «конфузор-диффузор», представленные на рис. 6, нами обобщены в виде зависимости

53,16

Ие

0,92

Т 0 С

Рис. 5. Результаты сравнения экспериментальных и расчетных значений температур жидкости на оси канала

Рис. 6. Зависимость гидравлического сопротивления от числа Ке для неподвижных труб

На рис. 7, 8 представлены данные по гидравлическому сопротивлению для вращающихся труб типа «конфузор-диффузор».

%

0,24

0,16

0,08

♦ -ю=0 А - ш=30 # - га=47 д - ш=63 0 - ю=80

( ч N

к Ч Ч

. ( г-^

‘1 1 к-""

%/%«

1500

1750

2000 Ие 2250

2500

й

К > г

Л

И > Г

1

0 1  С\ г  40

Рис.7. Зависимость гидравлического сопротивления от числа Ие

Рис. 8. Зависимость соотношения гидравлического сопротивления для вращающейся и неподвижной волнистых труб от числа закрутки N

Как видно из рис. 8, функцию %/% 0 = I(м) можно представить в виде линейной зависимости вида

%/%0 = 1 + 0,2N ,

значения свободных параметров в которой определялись методом наименьших квадратов.

Анализ рис. 7, 8 показывает, что увеличение N приводит к повышению гидравлического сопротивления, что согласуется с раннее проведенными исследованиями [12] и объясняется наличием отрывных течений во вращающемся волнистом канале [12]. Так, в рассматриваемом диапазоне изменения числа Ие, коэффициент гидравлического сопротивления для вращающихся труб может возрасти в среднем в 1,6...2,6 раз по сравнению с неподвижной трубой (рис.7). С ростом Ие величина % уменьшается, что наблюдается при ламинарном течении во вращающихся и неподвижных прямых трубах [1-3].

Расхождение опытных и расчетных данных по зависимостям (2)-(4) не превышает ± 10% во всем исследованном диапазоне теплофизических параметров

воды при а = 30 80 с-1.

На рис. 9 представлены соотношения критериев Нуссельта ^и^игл) и гидравлических сопротивлений (%/%гл) для волнистой и гладкой труб в зависимости от критерия Рейнольдса.

3

2

1

0

0

Ш^иг. 2

1,8'

1,6

1,4

1,2

ч 3

-т

Ч2

1

1600 2000 Ие 2400

а)

б)

Рис.9. Зависимость соотношения критериев Ми

Приведенная на рис.9,а, сравнительная оценка полученных нами опытных данных по волнистым трубам и гладким трубам, обработанных по результатам работы [3], позволяет сделать вывод, что наиболее перспективными с точки зрения тепловых эффектов являются вращающиеся волнистые каналы, причем с ростом угловой скорости вращения трубы их эффективность возрастает. Так, например, при ю=80 с-1 тепловая эффективность вращающихся волнистых труб по отношению к вращающимся гладким трубам возрастает в среднем в 1,9 раз. Из рис. 9 также видно, что в случае вращения трубы с увеличением числа Ие отношения (и/Мигл), (/£гл) уменьшаются, что дает основание сделать вывод о том, что с ростом чисел Рейнольдса влияние конфигурации трубы на гидродинамику и теплоотдачу в канале ослабевает.

Полная теплогидродинамическая эффективность вращающихся труб типа «конфузор-диффузор» оценена с помощью зависимости отношения (и/Мига )/ )Дгл ) от Ие, представленной на рис. 10.

Как видно из рис. 10, в области изменения числа Ие от 1600 до 2400 устанавливается хорошее соотношение между приростом теплоотдачи (и/Мигл) и увеличением гидравлических потерь (£/£гл ), причем в случае вращения труб в

диапазоне ю = 47 + 80 с-1 выполняется (]\и/]\и гл ) > (^гл ). при этом теплогидродинамическая эффективность вращающихся волнистых труб, по отношению к вращающимся гладким трубам, возрастает в среднем в 1,17 раза

(при ю = 80 с-1), что значительно выше значений, которые может принимать параметр (]\и/Мигл)/ (/£гл) в исследуемом диапазоне изменения числа Ие для эффективных методов интенсификации теплообмена в неподвижных трубах, основанных, например, на применении поперечных накатанных выступов разной конфигурации [13].

1

% / 1,31,21,1-

1

0,9 0,8 0,7

Рис. 10. Теплогидродинамическая эффективность волнистых труб

Таким образом, проведенные исследования позволяют сделать вывод, что вращающиеся каналы типа «конфузор-диффузор» характеризуются высокой теплогидродинамической эффективностью и, в связи с этим, могут быть рекомендованы в качестве высокоэффективной теплообменной поверхности ротационных аппаратов.

Summary

In activity the outcomes of an experimental investigations of heat in the rotational heat exchanger with a rotated converging - diverging flow channel are submitted. The researches have shown, that the rotation of a heat-exchange surface executes considerably heavily process of heat exchange in such vehicle. The criteria equations generalizing data on heat transfer and hydraulic resistance in converging-diverging flow channels are adduced.

Литература

1. Щукин В.К. Теплообмен и гидродинамика внутренних потоков в полях массовых сил. - М.: Машиностроение, 1970. - 240 с.

2. Авраменко А.А., Шевчук И.В., Халатов А.А. Теплообмен и гидродинамика в полях центробежных массовых сил. - Киев: Наук.думка, 1996. - Том 2. - 228 с.

3. Шевчук И.В., Халатов А.А. Теплообмен и гидродинамика в каналах, вращающихся относительно своей оси // ИФЖ.- 1997. - Т.70.- №3. - С.514-528.

4. Мальцев В.В. Исследование движения газа и теплоотдачи во вращающихся роторах // Вестник электропромышленности. - 1960. - №8. - С. 15-22.

5. Архипов Л.И., Бакластов А.М. Экспериментальное исследование тепло- и массообмена при конденсации пара из паровоздушной смеси на вращающемся диске// Теплоэнергетика. - 1971. - №9. - С. 83-84.

6. Пантелеева Л.Р., Золотоносов Я.Д. Методика экспериментального

исследования конвективного теплообмена в аппарате с вращающейся рабочей поверхностью типа «конфузор-диффузор» // Труды XXVII

© Проблемы энергетики, 2005, № 1-2

% гл

щ=8С , с-1

у

ю=47

-А =0

1600 1800 2000 Re 2200 2400

Сибирского теплофизического семинара, посвященного 90-летию академика С.С. Кутателадзе. - Новосибирск, 2004. - С.284-285.

7. Пантелеева Л.Р., Золотоносов Я.Д., Смирнова Л.А. Методика экспериментального исследования конвективного теплообмена в ротационном аппарате // Известия вузов. Проблемы энергетики.- 2004. -№7-8.- С.115-120.

8. Михеев М.А. Основы теплопередачи.- М-Л.: ГЭИ, 1956. - 392 с.

9. Пантелеева Л.Р., Золотоносов Я.Д. Математическая модель и алгоритм численной реализации конвективного теплообмена в аппарате с вращающейся рабочей поверхностью // Известия вузов. Проблемы энергетики.- 2003. - №1-2. - С.25-32.

10. Пантелеева Л.Р., Золотоносов Я.Д. Исследование конвективного теплообмена в ротационном аппарате с вращающейся рабочей поверхностью типа «конфузор-диффузор» // Труды IV Школы-семинара молодых ученых и специалистов по рук. акад. РАН В.Е. Алемасова «Проблемы тепломассообмена и гидродинамики в энергомашиностроении».- Казань, 2004. - С. 297-304.

11. АльтшульА.Д., Животовский Л.С., Иванов Л.П. Гидравлика и аэродинамика: Учеб. для вузов. - М.: Стройиздат, 1987. - 414 с.

12. Горская Т.Ю., Золотоносов Я.Д. Особенности гидродинамики ламинарного течения вязкой жидкости в проточной части конфузорно-диффузорных элементов вращающегося канала // Известия вузов. Проблемы энергетики. -2004. - №9-10.- С. 11-23.

13. Назмеев Ю.Г., Лавыгин В.М. Теплообменные аппараты ТЭС: Учеб. пособие для вузов. - М.: Энергоатомиздат, 1998. - 288с.

Поступила 22.12.2004