Улучшение теплопередачи

Повышение теплоотдачи – это процесс повышения эффективности теплообменников . Этого можно достичь, увеличив мощность теплопередачи данного устройства или уменьшив потери давления, создаваемые устройством. Для этого могут быть применены различные методы, включая создание сильных вторичных потоков или увеличение турбулентности пограничного слоя .

Принцип

Во время первых попыток улучшить теплопередачу использовались гладкие (или гладкие) поверхности. Эта поверхность требует специальной геометрии поверхности, способной обеспечить более высокую ${hA}$ значения на единицу площади поверхности по сравнению с ровной поверхностью. Соотношение ${hA}$ увеличенной поверхности теплопередачи к простой поверхности называется коэффициентом улучшения . $E_{h}$ ". Таким образом,

 $E_{h}={hA \over (hA)_{p}}$

Скорость теплопередачи для двухжидкостного противоточного теплообменника определяется выражением

 ${Q=UA\Delta T_{m}}$

Чтобы лучше проиллюстрировать преимущества усовершенствования, общая длина L трубки умножается и делится в уравнении

 ${Q={UA \over L}L\Delta T_{m}}$

Где ${L \over UA}$ — общее термическое сопротивление на единицу длины трубы. И это дается

 ${L \over UA}={L \over \eta _{1}h_{1}A_{1}}+{Lt_{w} \over k_{w}A_{m}}+{L \over \eta _{2}h_{2}A_{2}}$

Индексы 1 и 2 описывают две разные жидкости. Поверхностная эффективность представлена выражением ${\eta }$ использование расширенных поверхностей. Одним из аспектов, который следует принять во внимание, является то, что последнее уравнение не включает в себя сопротивление загрязнению из-за его простоты, что может быть важно. Для повышения производительности теплообменника используется термин, ${UA \over L}$ должно быть увеличено. Для достижения пониженного термического сопротивления можно использовать улучшенную геометрию поверхности для увеличения одного или обоих членов. ${hA \over L}$ по отношению к гладким поверхностям, что приводит к уменьшению термического сопротивления на единицу длины трубы, ${L \over UA}$ . Этот сокращенный срок может быть использован для достижения одной из следующих трех целей:

1. Уменьшение размера . поддержание скорости теплообмена ${Q}$ постоянна, длина теплообменника может быть уменьшена, обеспечивая теплообменник меньших размеров.

2. Увеличение ${UA}$ .

Уменьшенный ${\Delta t_{m}}$ : сохранение обоих ${Q}$ и константа длины, ${\Delta t_{m}}$ может быть уменьшено, увеличивая термодинамическую эффективность процесса, что приводит к снижению эксплуатационных затрат.
Увеличение теплообмена: Увеличение ${UA \over L}$ и сохранение постоянной длины приведет к увеличению ${Q}$ для фиксированной температуры жидкости на входе.

3. Уменьшенная мощность насосов для фиксированного теплового режима . Это потребует меньших скоростей работы, чем при использовании плоской поверхности, и обычно нежелательной увеличенной лобовой площади.

В зависимости от целей проектирования на улучшенной поверхности можно использовать любое из трех различных улучшений производительности, и, используя любое из трех упомянутых улучшений производительности, этого вполне возможно достичь. ^[1]

Внутренний поток

Существует несколько доступных вариантов улучшения теплопередачи. Улучшение может быть достигнуто за счет увеличения площади поверхности для конвекции и/или увеличения коэффициента конвекции. Например, шероховатость поверхности можно использовать для увеличения ${h}$ для усиления турбулентности . Этого можно достичь путем механической обработки или других видов вставок, например, пружинной проволоки. Вставка обеспечивает винтовую шероховатость при контакте с поверхностью. Коэффициент конвекции также можно увеличить за счет вставки скрученной ленты, заключающейся в периодическом перекручивании на 360 градусов. Тангенциальные вставки оптимизируют скорость потока у стенки трубы, обеспечивая при этом большую площадь теплопередачи. При этом увеличения площади и коэффициента конвекции можно добиться за счет применения спиральных ребер или реберных вставок. Другие аспекты, такие как падение давления, должны быть приняты во внимание, чтобы обеспечить соответствие ограничениям по мощности вентилятора или насоса.

Спирально спиральная трубка

Вставка винтовой пружины может улучшить теплообмен без турбулентности или дополнительной площади поверхности теплопередачи. Вторичный поток индуцирует жидкость, создавая два продольных вихря. Это может привести (в отличие от правой трубы) к крайне неоднородному локальному распределению. ${h}$ по периферии трубки. Это приводит к зависимости локальных коэффициентов теплопередачи от разных мест вдоль трубы ( ${x}$ ). Предполагая, что условия теплового потока постоянны, средняя температура жидкости ${T_{m}(x)}$ можно оценить следующим образом:

 ${T_{m}(x)=T_{m},_{i}+{q''_{s}P \over {\dot {m}}c_{p}}x}$    where    ${q''_{s}}$  = constant.

Максимальные температуры жидкости вблизи стенки трубы наблюдаются при нагреве жидкости, а также потому, что коэффициент теплопередачи сильно зависит от угла ( ${\phi }$ ), расчет максимальной локальной температуры не является простым. Для этой цели корреляции для усредненного по периферии числа Нуссельта , если вообще отсутствуют, малопригодны при сохранении постоянных условий теплового потока. С другой стороны, очень полезны корреляции для усредненного по периферии числа Нуссельта при постоянной температуре стенки. ^[2]

Вторичный поток:

Увеличивает скорость теплопередачи.
Увеличивает потери на трение.
Уменьшает длину входа.
Уменьшает разницу между ламинарной и турбулентной скоростями теплопередачи, в отличие от случая с прямой трубкой.

Шаг змеевика S оказывает незначительное влияние на перепад давления и скорость теплопередачи. Для винтовой трубы критическое число Рейнольдса до начала турбулентности равно:

 ${Re_{D,c,h}=Re_{D,c}[1+12(D/C)^{0.5}]}$

где ${Re_{D,c}}$ дается ${Re_{D,c}\approx 2300}$ в турбулентном и полностью развитом состоянии.

Задержки при переходе из ламинарного состояния в турбулентное сильно зависят от сильных вторичных потоков, связанных с плотно намотанными спирально закрученными трубками. Коэффициент трения для полностью развитого ламинарного потока с ${C/D\geq 3}$ является,

 ${f={64 \over Re_{D}}}$   where   ${Re_{D}(D/C)^{0.5}\leq 30}$ . C is the outer diameter of the helical coil.

и

 ${f={27 \over Re_{D}^{0.725}}(D/C)^{0.1375}}$    for    ${30\leq Re_{D}(D/C)^{0.5}\leq 300}$

и

 ${f={7.2 \over Re_{D}^{0.5}}(D/C)^{0.25}}$    where    ${300\leq Re_{D}(D/C)^{0.5}}$

Для случаев, когда ${C/D\leq 3}$ , имеются рекомендации Шаха и Джоши. ^[2] Коэффициент теплопередачи можно использовать в уравнении закона охлаждения Ньютона.

 ${q''_{s}=h(T_{s}-T_{m})}$

и может быть оценено по корреляции,

${Nu_{D}=\left[\left(3.66+{4.343 \over a}\right)^{3}+1.158\left({Re_{D}(D/C)^{0.5} \over b}\right)^{3 \over 2}\right]^{1 \over 3}\left({\mu \over \mu _{s}}\right)^{0.14}}$

where     ${a=\left(1+{927(C/D) \over Re_{D}^{2}Pr}\right)}$    and    ${b=1+{0.477 \over Pr}}$

Корреляции для коэффициента трения в турбулентном состоянии основаны на ограниченных данных. Увеличение теплоотдачи за счет вторичного течения незначительно в турбулентном состоянии и составляет менее 10% для ${C/D\geq 20}$ . Кроме того, усиление, создаваемое использованием спирально закрученных трубок за счет вторичного потока, обычно используется только в ситуациях, когда поток находится в ламинарном состоянии. В этом состоянии длина входа на 20–50 % короче по сравнению с прямой трубкой. В случае турбулентного течения течение полностью развивается во время первого полуоборота спирально закрученной трубы. По этой причине во многих инженерных расчетах входной областью можно пренебречь. Если жидкость или газ нагревают в прямой трубке, то жидкость, проходящая вблизи центральной линии, выйдет из трубки за гораздо более короткое время и всегда будет холоднее, чем жидкость, проходящая у стенки. ^[3]

Ссылки

^ Уэбб, Ким, Ральф Л., Нэ Хён (23 июня 2005 г.). Принципы усиленной теплопередачи . ЦРК Пресс; 2 издание. ISBN 978-1591690146 . {{cite book}}: CS1 maint: несколько имен: список авторов ( ссылка )
^ Jump up to: ^а ^б Шах, Р.К. и С.Д. Джоши, в Справочнике по однофазной конвективной теплопередаче, гл. 5, Wiley-Interscience, Хобокен, Нью-Джерси, 1987 г.
^ Incropera, Девитт, Бергман, Лавин, Фрэнк П., Дэвид П., Теодор Л., Адриенн С. (2013). Принципы тепломассообмена . Джон Уайли и сыновья; 7-е издание, международное издание. ISBN 978-0470646151 . {{cite book}}: CS1 maint: несколько имен: список авторов ( ссылка )

[1] Уэбб, Ким, Ральф Л., Нэ Хён (23 июня 2005 г.). Принципы усиленной теплопередачи . ЦРК Пресс; 2 издание. ISBN 978-1591690146 . {{cite book}}: CS1 maint: несколько имен: список авторов ( ссылка )

[:1-2] Jump up to: ^а ^б Шах, Р.К. и С.Д. Джоши, в Справочнике по однофазной конвективной теплопередаче, гл. 5, Wiley-Interscience, Хобокен, Нью-Джерси, 1987 г.

[3] Incropera, Девитт, Бергман, Лавин, Фрэнк П., Дэвид П., Теодор Л., Адриенн С. (2013). Принципы тепломассообмена . Джон Уайли и сыновья; 7-е издание, международное издание. ISBN 978-0470646151 . {{cite book}}: CS1 maint: несколько имен: список авторов ( ссылка )

[1]

[2]

[3]