Теплотехника Учеб. для вузов А. П. Баскаков, Б. В. Берг, О. К. Витт и др (943465), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Рис.!0,1, б) или коридорных (рис. !0,1, и) пучков. Коэффициент теплоотдачи при поперечноч обтекании таких пучкон в интервале )те = 10а †: 10 можно рассчитывать по формуле !чо„= С)хс",Рг"'" (Рг„/Рг,)чдае е . (10 8) Для шахтных пучков С= — 041; и= 0,6, для коридорных С=0,26; и =0,65. Определяющим размером в (10.8) является наружный диаметр труб, определяющей температурой — среднее значение между температурами жидкости от пуч. ка и после него. Скорость го„рассчитывается как отношение обьемного расхода теплоносителя при 1 к наиболее узкому сечению а пучке, ширина которого меньше ширины канала на значения произведения наружного диаметра труб на их число в одном ряду. Поправочный коэффициент е, учитывает влияние попере- чного з~ и продольного аа шагов. Ддя шахтного пучка е,=(з,/за)ын при а /зе(2 и е,,=1,!2 при а~/44>2 Лдя коридорного пучка е,=.(аз/г() '" ' '.
При прочих одинаковых условиях коэффициент теплоотдачи от труб шахтного пучка выше, чем от труб коридорного, вследствие большей турбулизацни потока в шахматном пучке Течение теплоносителя внутри труб. Обобщение большого числа экспериментальных данных дает следующую зази. симость для расчета козффипиента тсплоотдачи от стенки трубы к текущему в ней теплоносителю на учас~ке стабилизированного течения (см риг. 9.4): г(п = О 02(йеь"Рг~"(Рги/Рг, )а '.(10 9) т а б л и и а 10 1 Зависимость поправочного КОаффнВИЕнта е~ От 1/д дЛя раЗИЫХ ЗНаЧЕНИй КС " Г:т ш 1.10' О !О' 1.
10" 1 ° 10" 1,44, 1 23 1.1И 1,1З 1.1;! ! З) ! 1 ПК 1Ш2 1,06 1,02 1,01 В (! 0.9), справедливой для наиболее распространенного турбулентного течения при (зе =104. 5 10* и Рг=об —: 2500, определяющим размером явлнется внутренний диаметр трубы 4(.
Если это не круглая труба, а канал произвольного сечения, то формула П0,9) тоже применима, только определяющим размером будет эквивалентный диаметр канала г(„,=4Г/П, где г — площадь поперечного сечения; П вЂ” внутренний периметр этого сечения. Определяющей температурой ги является средняя между температурами теплоносителя на входе и выходе из трубы. По плотности р, соответствующей этой температуре, и массовому расходу ги рассчитывается средняя по сечению скорость потока го =-ги/(р Е) Для расчета среднего по всей д.
ине трубы числа )х)о необходимо умножить )4н иа нонравочпгай коэффициент ю (табл. 10.1), учитывающий влияние начального участка, где коэффициент тсплоотдачи выше (см. рис 9.4). Для достаточно длинных труб (1/г() 50) а~= 1 Пример !0.1. Рассчитать коэффициент теплоотдачк и тепловой погок от стенки трубы подогревателя воды.
Длина трубы 1=2 м, внутренний диаметр Л = 16 им, скорость течении воды ш =0,995 м/с, средняя температура воды 1„=40 'С, а стенки трубы 1,.= 1ОП 'С Теплофизнческие свойства воды при ! =40'С: Х =0634 Вт/(и К); =0,659.10" м'/<, Рг,=4,3. При 1,=100 'С Рг,=1,75 Рассчитаеи Ве = ш„п/ч„= =0,995 ° 0,016/(0,659 ° 10 ~)=2,42 ° 10 .
! !оскольку йе,) 10', режим течении турбулентный. Воспользуемся формулой (10.9] и рассчитаем !Чн =0,021йе" "Рг"," (Рг /Рг,)" ""= = 0,021 (2.42 ° 1О'Г' (4 3)ь ' ' э( Х (4,3/1,75)" '" = 158. Тогда коэффициент теплоотдачи на участке стабилизированного течения будет равен <чн„,Л„158,0 634 а = — "= ' =6260 Вт/(м .К). « Отношение 1/Л)50, следовательно, а= и„н тепловой поток согласно уравнению (9.36) равен О =ап<(1(1, — 1 ) = =6260 3,14 0,016 2(100 — 40)=37,8 10< Вт. !0.2.
ТЕПЛООТДАЧА ПРИ ЕСТЕСТВЕННОЙ КОНВЕКПИИ Для расчета коэффициента теплоотдачи в условиях естественной конвекции обычно пользуются зависимостью вида )4ц =В(С<г Рг )" (Рг /Рг,)" ~'", (10.10] обобщающей обширные экспериментальные данные. Значении коэффициента В и показателя степени и для вертикальной (!) и горизонтальной (!!) поверхностей в зависимости от пронзвепення (С<г„Рг„) приведены ниже: ! !! Ог Рг ... 10' -10' ь 10' 10' — 1О" 0.....
0.76 0,15 0,5 и . . . . . 1/4 1/3 1/4 Для труб и шаров определяющим линейным размерам, входящим в безразмерные числа (х)ц и Схг, явлиется диаметр <(; для вертикальных труб большого диаметра и пластин - высота //. Если значение коэффициента В увеличить на 30% по сравнению с приведенным, то формулой можно пользоваться и для расчета и от горизонтальной плиты, об. рашениой греющей стороной вверх. Если греющая сторона обращена вниз, то зна. чеиие В следует уменьшить на 30 <)<о В обоих случаях определяющим является наименьший размер плиты в плане. Довольно часто приходится рассчи.
тывать теплообмен естественной к он в ек цие й в узких глухих каналах Типичный пример перенос теп. лоты между оконными стеклами. Среднюю плотность теплового потока <7 между поверхностями, разделенными прослойкой газа или жидкости толщиной 6, можно рассчитывать, как в случае переноса теплоты теплопроводностью через плоскую стенку: д = (1ы — 1ю) ).,/6, (! О.! 1) где 1,< н 1,х — большая и меньшая температуры ограждающих поверхностей; л, — эквивалентный коэффициент теплопроводнасти, учитывающий и конвектнвный перенос теплоты. ГГрн (Схг Рг)(10х естественную коннекцию можно вообще не учитывать, считая ).,=), . При С<г Рг) 104 значение )., становится заметно больше, чем л, и рассчитывается по формуле Х,=е.х .
Поправка на конвекцию е., приближенна определяется зависимостью г„=0,18 (()г Рг)п"'. (10.12) Определяющий размер при расчете числа Сгг — толщина прослойки б, а определяющая температура -. средняи между поверхностями: 1= 05 (1, <+ 1„х) . Пример 10.2. Для отопления гаража кс. пользуют трубу, в которой протекает горячая вода Рассчитатз конвективныв к<эффипиен< теплоагдачи и конвективкый тепловой поток, если размеры трубы <Г„=О,! м, 1=10 ч, а температура стенки трубы 1„ — — 85 'С и воздуха 1 =20'С Теплофизическке свойства воздуха при 1 к1, с,з се,вг шз ни х„ 8„ =2,59 1О ' Вт/(м К), и = 15 06.10 ' нг/с, Рг =0,703; Рг, =0 691; 6 =1/Г =1/(273+20)=3 4.10 -11/К Безразмерное числа Грзсгофэ 86.
(~,.-1„) к„' г м 981 ° 34 1Π— з(85 20) О !з 9 56 !04 (15,06.10-')г Согласно формуле (10 10) )Чи =0,5 (Ог Рг )чм (Рг /Рг,)""= =0,5(9,56 10" 0,703)"" (0,703/0,691)" "= = 25,6, 25,6 2,59 ° 10 — — =6,63 Бт/(м . К), 0,1 О=ага!ч/(1 — 1 )= =6,63 3,14 0,1 10(85 — 20)=1353 Вт. 1В.з.
ТЕП3)ООТДАЧА ПРИ ИЗМЕНЕНИИ АГРЕГАТНОГО СОСТОЯНИЯ ВЕШЕСТВА Теплоотдача при кипении. В процессе кипения жидкость обычно сохраняет по. стоянную температуру, равную температуре насыщения !., Поверхность, к которой подводится тепловой поток, перегрета сверх 1. на йй При малых значениях Л! теплота переносится в основном путем естественной конвекции, коэффициенты теплоотдачи можно рассчитать по формуле (10.10). При увеличении перегрева поверхности на ней образуется все большее число паровых пузырей, которые при отрыве и подъеме интенсивно перемешивают жидкость. Вначале это приводит к резкому увеличению коэффициента теплоотдачи (рис.
10.3) (пузырьковый режим кипения), но затем парообразование у поверхности становится столь интенсивным, что жидкость отделяется от греющей поверхности почти сплошной прослойкой (пленкой) пара. Наступает ш' дг 1 ьз я?г юз ле, Рнс. 103. Зависимость плотности теплового потока 4 и коэффициента теплоотдачн а от перегрева стенки 51=1; — 1.
пленочный режим кипения. Естественно, что пленка пара неустойчива и непрерывно разрушается, но тут же восстанавливается за счет новых порций образующегося пара, Пар, как и любое газообразное вещество, плохо проводит теплоту, и даже тонкая пленка, имея большое термическое сопротивление, ухудшает теплообмен — наступает к р из не те п по об и е н а при кипеник. В большинстве технических устройств (паровых котлах, ядерных реакторах, электронагревателях) стараются не приближаться к критической плотности теплового потока д.р При р= =0,1 МПа для воды г/„р — — (1,1 —; 1,6) 1О Вт/м'.
С увеличением давления до р -7 МПа значение п„г возрастает до 4 104 Вт/м', а затем начинает уменьшаться. Коэффициенты теплоотдачи при кипении воды рассчитывают очень редко, так как они настолько велики, что обычно без большой погрешности температуру теплоотдаюшей поверхности !, можно считать равной 1 Приведем для примера лишь одну зависимость для пузырькового кипения воды в большом объеме при 0,1(р( (3 МПа: а=0,38д~гзр'~ . (10.!3) Единицы измерения всех величин в формуле (10.13) соответствуют СР!: а, Вт/(м ° К),' д, Вт/мг; р, Па. 87 Теплоотдача при конденсации. Пар конденсируется, т.
е. переходит в жидкое состояние, на поверхности теплообмена, температура которой ниже температуры насыщения (1,,(1.1. Различаю~ к апел ьн у ю конденсацию, когда образовавшаяся жидкость (конденсат) не смачивает поверхность и скатывается в виде отдельных капель, например ртуть на стальной стенке, и п л е н о ч н у ю к виден с а пи ю, когда конденсат смачивает поверхность и образует сплошную пленку (рис. 10.4). Пленочная конденсация встречается значительно чаше Аналитическое решение для расчета локального коэффициента теплоотдачи при ламинарном течении пленки (Ве= = шб!э(400), полученное В. Нуссельтом в 1916 г., имеет вид сс = — — — —, (10.14) гр дЛ 4!с (1„— !с) х ' где г — теплота парообразования.
Из формулы (10.14) видно, что интенсивность теплоотдачи убывает по мере стекании конденсата из-за возрастания толщины его пленки. Среднее значение коэффициента теплоотдачи от поверхности высотой Н л сс= — ( ас)х= Н,З йе = 0 95Яц" е а(Ä— 1,) Н где Ве = гчр г= Л(1„— 1,) Н гор Теплофизические параметры конденсата в формулы (!0.14), (10.!5) следует подставлять при температуре насыисенин !., а Л, и р, при температуре стенки. Вдоль поверхности, наклоненной под углом ф к вертикали, конденсат стекает медленнее, пленка его получаеэся толще, коэффициент теплоотдачи в соответствии с формулой а=Лсс6 ниже, т. е. 4 а„, =а„м Л/соз ф. (10.16) Для горизонтальной трубы угол ф— переменная величина.
Интегрированием можно получить формулу лля расче~а среднего по периметру горизонтальной трубы коэффициента: а=0,728 ег (10.17) РВ !с)с! = 0,943 — . (10.15) Р (!» — 1с) Н В безразмерной форме и с учетом экспериментальных поправок расчетное уравнение имеет вид Рис. 10.4. Характер течения конденсата на вертикальной пластине (а) и распределение коэффициента теплоотдачи по высоте (б) В промышленных теплообменниках конденсация обычно происходит на поверхности пучков труб. Коэффициент теплоотдачи от пучка труб ниже, чем от одиночной трубы, поскольку толщина пленки конденсата на нижних трубах увеличивается за счет стекания его с верхних труб.
Формулы и графики для расчета поправок можно найги в справочниках. Присутствие в паре неконденсируюшихся газов (например, воздуха) сильно снижает значение коэффициента тепло- отдачи (рнс. 10.5) из-за того, что пар, подходя к поверхности, на которой идет конденсация, увлекает вместе с собой и неконденсируюшиеся газы. При конденсации происходит как бы сортировка перемещенных молекул пара и газа— первые захватываются пленкой конден- (4/с( йр = 0,728 йд =8980 Вт/)мз: К), г 4 й а Дм =59,7 ! О' Вт. 5 ,и' 10* 10 5(~О 500 2.10' 2.10' 4 )О' 10' 3 1О' 4 10' 10' 4.10 — !П Рис. 10.5 Изменение интенсивности тепла- отдачи к горизонтальной трубе а зависимое(н ат массовой концентрации воздуха в паре при атмосферном давлении н различных ска.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
