Диссертация (1090499), страница 5
Текст из файла (страница 5)
Были проведены экспериментальные исследования приизменении уровня заполнения (от 20% до 60 %) и значений отношения ширинытрубы к ее длине 15, 20 и 30 при угле наклона от 15о до 90о. Термосифон былизготовлен из меди с внутренним диаметром 14 мм и внешним диаметром 16 мм.Полная длина термосифона составляла 1000 мм. В результате исследований быловыявлено, что максимальная теплопроизводительность термосифона достигаетсяпри угле наклона 60о к горизонтальной поверхности для всех трех значенийотношения ширины трубы к ее длине и уровне заполнения 45% (рис. 1.14а, б, в, г)Вработе[80]исследоваласьтеплопроизводительностьнаклонноготермосифона с дистиллированной водой и водным раствором н-бутанола вкачестве рабочих жидкостей. Эксперименты проводились при уровне заполнения60% при различных углах наклона в 45о, 60о и 90о.
Термосифон был изготовлен измеди, его общая длина составляла 1000 мм (400 мм – длина испарительной частии 450 мм длина конденсатора). Полученные результаты показали, что термосифонс водным раствором н-бутанола в качестве рабочей жидкости имеет большую28теплопроизводительностьпосравнениюстермосифоном,заполненнымдистиллированной водой (рисунок 1.15)В работе [81] H.Z.
Abou-Ziyan, A. Helali, M. Fatouh и M.M. Abo El-Nasrисследовали теплопроизводительность ЗДТ при стационарных рабочих условияхи при воздействии вибрации с использованием в качестве рабочих жидкостейводы и фреона R314а. Эксперименты проводились при изменении уровнязаполнения от 40% до 80% при различных длинах адиабатной зоны. Результатыих экспериментов показывают, что наибольшая эффективность достигалась приуровне заполнения рабочей жидкостью 50 %.а)в)б)г)Рисунок 1.14 – Влияние уровня заполнения КЗ, угла наклона термосифона и отношениядлины испарителя к внутреннему диаметру A.R наа) отношение Qн/Q90 при A.R = 15; б) отношение Qн/Q90 при A.R = 30;в) изменение коэффициента теплопередачи к при A.R = 15, 20, 30 и КЗ = 0,45;г) изменение отношения Qвых/Qвх при A.R = 15, 20, 30 и КЗ = 0,4529а)б)в)Рисунок 1.15 – Эффективность термосифона при углах наклона:а) 45 ; б) 60 ; в) 90K.S.
Ong иMd. Haider-E-Alahi в [82] исследовали производительностьтермосифона, заполненного фреоном R314а. Ими были проведены исследованиядля изучения влияния разницы температур между бассейном рабочей жидкости иконденсатором,уровнязаполненияимассовымрасходомохладителя.Полученные в ходе экспериментов результаты показали, что передаваемыйтепловой поток возрастает с возрастанием массового расхода охлаждающейжидкости, уровня заполнения и разницы температур между бассейном рабочейжидкости и конденсатором.Исследование работы термосифона малого диаметра для различных рабочихжидкостей, таких как вода, фреоны FC-84, FC-77 и FC-3283 проведено в [83].Вработе[84]проведеноисследованиехарактеристикзакрытогодвухфазного термосифона с использованием в качестве рабочих жидкостей воды30и наножидкостей на водной основе (Al2O3 и CuO).
Было выявлено, что для всехэтихнаножидкостейтермосифонпоказываетхудшуютеплопередающуюспособность, чем при использовании чистой воды.Экспериментальные исследования эффективности работы термосифонов,заполненных разбавленными наножидкостями и дистиллированной водой былипроведены в [85]. Результаты показали, что добавление в воду 5,3% (по объему)наночастицоксидажелезаулучшаеттеплопередающуюспособностьтермосифона.Изучение различных конструктивных изменений, модификаций состоянияповерхностииналоженияфизическихполейсцельюулучшениятеплопередающей способности термосифона проведено в работах [64, 65, 66, 74,86, 87].В работе [65] изучено влияние длины конденсатора, расхода охладителя иколичества подводимой теплоты на характеристики двухфазного закрытоготремосифона.
В экспериментах термосифон был закрытой медной трубкойдлиной 1000 мм (длина испарителя – 300 мм, длины конденсатора – 450 мм /400 мм / 350 мм). В результате было получено, что термосифон имеет самуювысокую теплопередающую способность при расходе охладителя 0,0027 кг/с,подводимой теплоте 500 Вт и длине конденсатора в 450 мм.(рис. 1.16 а, б).а)б)Рисунок 1.16а) Распределение температур вдоль внешней стенки термосифона при количестве подводимойтеплоты 300 Вт,б) Производительность термосифона при различных количествах подводимой теплотыпри длине конденсатора в 450 мм и различных расходах охлаждающей воды (6, 8, 10 л/ч)31Sompon Wongtom и Tanongkiat Kiatsiriroat в работе [86] исследоваликоэффициент теплопередачи термосифона при воздействии звуковых волн.
Онивыяснили, что наложение звуковых волн может увеличивать коэффициенттеплопередачи термосифона.Влияниедополнительногоколичестваобъемаподводимойнатеплоты,теплопередачууровнячастичнозаполнениявакуумированноготермосифона было экспериментально исследовано в [74]. (рисунок 1.17)а)иб)Рисунок 1.17 – Производительность частично вакуумированного термосифона(Qвых/Qвх*100%)а) при различных уровнях заполнения, дополнительных объемах vдоп и расходахохлаждающей жидкости V; б) при различных уровнях заполнения, тепловых потоках ирасходах охлаждающей жидкости V.32Masoud Rahimi, Kayvan Asgary и Simin Jesri в [66] исследовали влияниеобработки поверхностей испарителя и конденсатора на характеристики работытермосифона. Было выявлено, что если делать поверхность испарителя болеегидрофильной, а поверхность конденсатора более гидрофобной, то коэффициенттеплопередачи термосифона возрастает приблизительно на 15%, а термическоесопротивление уменьшается в 2,4 раза, по сравнению с обычными поверхностями.В работах второго направления исследователи проводят численное икомпьютерное моделирование процессов теплопереноса в термосифоне [42, 67,68, 76, 88, 89].В работе [67] были проведены эксперименты для исследования влиянияразличногоколичестватеплопередающиеподводимогохарактеристикитеплаитермосифона.уровнязаполненияПолученныенарезультатыпоказали, что повышение количества подводимого тепла до определенногопредела улучшает характеристики термосифона, однако дальнейшее увеличениеподводимой теплоты уменьшает.
Также наблюдалось оптимальное значениеуровня заполнения для каждого количества подводимого тепла (рисунок 1.18). Вработе также было проведено CFD моделирование (FLUENTTM версии 6.2) иможновидеть,чторезультатымоделированияхорошосогласуютсяэкспериментальными данными.Рисунок 1.18 – Производительность термосифона при различных количествеподводимой теплоты и коэффициентах заполнения.с33Теоретическим исследованиям процессов тепломассопереноса в закрытыхдвухфазных термосифонах с использованием математического и компьютерногомоделирования посвящены работы [9, 42, 75, 88 – 91].
[42, 75, 88, 89, 90, 91, 9]Исследование характеристик при умеренных режимах работы закрытогодвухфазного термосифона на основе одномерной модели течения пара проведенов[42].Коэффициентопределялсятеплопередачинаповерхностипленкижидкостикак в ламинарном, так и в турбулентном приближениях.Математическаямодельвключаетвсебядифференциальныеуравнениясохранения массы, количества движения и энергии в паровом канале и в пленкежидкости. Одним из основных недостатков представленной модели являетсяотсутствиевлиянияокружающейсредывследствиепренебрежениятеплопроводностью ограждающих стенок, что может приводить к отличным отреального физического процесса результатам [89].Математическое моделирование переходных режимов функционированиятермосифона на основе двумерных уравнений ламинарного потока сжимаемогоидеального газа проведено в [90].В [89] рассматривалось математическое моделирование нестационарныхрежимов теплопереноса в замкнутом двухфазном термосифоне в условияхконвективного теплообмена с внешней средой.
Здесь моделируется задачаестественнойконвекциивзамкнутойцилиндрическойобластистеплопроводными стенками конечной толщины при наличии местных участковиспарения и конденсации, отражающих зоны фазового перехода.В [88] приводится математическое моделирование свободноконвективныхрежимов теплопереноса в замкнутом двухфазном термосифоне цилиндрическойформы.Решаласьосесимметричнаязадача.Приэтомучитывалисьгидродинамические и тепловые процессы, протекающие в паровом канале ижидкой пленке теплоносителя, а также нагрев корпуса термосифона. Дляописаниядвиженияпараиспользоваласьмодельвязкойнесжимаемойтеплопроводной жидкости. На границе y = 0 использовалось граничное условие34первого рода в предположении бесконечно большой энергоемкости системы, вкоторую введен термосифон.
Принят ряд допущений, позволяющих существенноупростить постановку задачи: было принято, что толщина пленки жидкости неизменяется по высоте, теплофизические свойства пара и конденсата не зависят оттемпературы, а также не учитывались силы поверхностного натяжения. Такжепредполагалось, что слои пленок на нижнем и верхнем торцах цилиндранастолько малы, что неравномерностью растекания конденсата по поверхностямможно в первом приближении пренебречь.Расчетная схема термосифона представлена на рисунке 1.19.Рисунок 1.19 – Расчетная схема термосифона. 1- пар, 2- пленка жидкости,3 – металлический корпус, 4 – поверхность испарения, 5 – поверхность конденсацииСформулированная краевая задача с соответствующими начальными играничными условиями решена методом конечных разностей на равномернойсетке.
Для решения полученной системы уравнений применялся метод ГауссаЗейделя. Рассчитанные для термосифона с температурой в зоне испарения 785 °Cхарактерные линии тока, поля скорости и изотермы приведены на рисунке1.2035Рисунок1.20 скорости (б) и Рис.Рис. 3 – Линии тока(а) поляа – линии тока, б – поля скорости, в – поля температуры. [88]4 – Линии токтемпературы (в) притемпературы (в) при a = 25 gВ[75] приведеноматематическое икомпьютерное моделированиепроцессов теплопереноса в ЗДТ при условии, что в испарителе всегда остаетсянекоторое количество неиспарившейся жидкости. При этом высота бассейнажидкости принималась постоянной.
(рисунок 1.21).Рис. 5 – Профили температуры в сечении Рис. 6 – ЗависиR=0Нуссельта от ReТакже в качестве примера рассмотрена задача обтрансформатора мощностью до 63000 кВА. В таких трвыделенное в обмотках и магнитопроводе, передаётсяРисунок1.21 циркулируя– Области для осесимметричногорасчета [75].которое,по баку и радиаторнымтрубам, перев своюочередь, обдуваетРешение средусистем - воздух,уравненийкоторыйсохранения,дополненныхусловиями охлав зависимостимощноститрансформатора.однозначности, радиаторыпредставленныхв [75], было отполученос помощьюметодасхема охлаждения с принудительной циркуляцией масконечных объемов. Целью расчетов являлось вычисление полей скоростей,охладители представляет собой достаточно сложнуюэнергозатратами на её эксплуатацию.
Система тероснования которых соединены с контуром основного охлработать автономно без каких-либо затрат электричефункционирование. Рассмотрены различные варианты т36давлений, температур и плотностей. Уравнения решались для стационарногослучая. Компьютерная программа была выполнена на языке FORTRAN.Было смоделировано и проанализировано три случая.
В первом случаемоделировалсятермосифон,экспериментальноизготовленныйпротестированныйизMingwei,малоуглеродистойHongji,Qingmingстали,[92]сиспользованием математической модели Harley и Faghri [90, 93]. Во второмслучае моделировался термосифон из нержавеющей стали, изготовленный дляприменения в пекарских печах с водой в качестве рабочей жидкости.Эксперименты проводились Mantelli [94]. В третьем случае, моделировалсямедный термосифон с экспериментальными данными, полученными в [75].Результаты расчетов и их сравнение с экспериментальными даннымиприведены на рис. 1.22, 1.23, 1.24.Авторыотмечают,чтонаилwwучшаясогласованностьсэкспериментальными данными достигалась в случаях, когда температурабассейна жидкости и коэффициент теплопередачи конвекцией в бассейнежидкости были задаваемыми параметрами.Рисунок 1.22 – Внешняя температура стенки подлине термосифона (1 случай) в сравнении сэкспериментальными данными.Рисунок 1.23.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
