Теплопередача. Учебник для вузов. В.П. Исаченко, В.А. Осипова, А.С. Сукомел, 1975 (945106), страница 44
Текст из файла (страница 44)
„— -0,Ю1 )Се ' Рг ' ' (Рг„/Рг,)к 55 (8-11) Формула опггсывает среднюю теплоотдачу в прямых гладких трубах прн (!(г() )50. За определяющую здесь принята срелняя температура жидкости в трубе, а зв овределягощнй размер — внутрен!пой диаметр. Число Рг, выбирается по средней температ) ре поверхности стенки. Для расчета местных коэффициентов тсвлоотдаги при турбулентном течении газа в прямой гладкой трубе А. С. Сукомелом в др.
[Л. 13!] была получена формула 5(ы ыщ — 0,022)те 'з Ргвоег. (8-!л! За определюащую здесь принята средняя в данном сечении температура газа, а за определяющий размер — внутренний диаметр трубы. Величина ю явлиется поправкой па изменение коэффициента теплоотдачн в начальном термическом участке. При (х/г())15 имеем м !. При (х(г() (15 н турбулентном течении с самого начала трубы согласно (Л.
131] попрапочный коэффициент ег можно определить по формуле (8-13) ! 38,(.(,!)-аю Как следует из последнего уравнения, на начальном участке коэффициент теплоотдачи по мере увеличения х уменьшается. При расчете по формулам (8-10) и (8-П) средвей теплоотдачи коротких труб (Щ (50) полученные значения )(н необходимо умножить на попранку м=п/а, где а — коэффициент теплоотдачи при (!А() — в — э-со (практически (1(г() )50]. Как отмечалось в ф 8-1, длины начальных гидродинамического и теплового участков зависят юг рида факторов, например, от числа Рейнольдса, степени турбулентности потока на входе, начального распределения Скорости, тепловых граничных условий и т.
п. От этих же факторов зависят и понравочные коэффициенты ег и еь Поэтому используемые в настоящее время в расчетной практике зиаченпя паправочных коэффшцгентов не являютоя универсальными и отражают специфику опытных исследований, в результате которых они были получены. Чем меньше !(г( (или хЩ), тем больше может быть различие поправочных коэффипиептов н тем больше может быть ошибка расчета. Значение поправки ю=зг/и может быть определено по уравнению (8-1). Если конкретных свелений об условиях протекания процесса недостаточно, то можно воспользоваться более п)юстой формулой (8-2).
Используя уравнение (8-!3), длн оценки е~ можно получить следующую формулу". г=)+,,л: (8-14) 2!5 адесь 1 †дли участка осреднення, отсчитываемая от нходного сечения т убы. оэффиднент теплоотдачи может зависеть от переменности температуры стенки по длине трубы. При турбулентном течении нензотермичность поверхности стенки сравнительно слабо сказывается на теплоотдаче. В случае теплообмепа газа при больших температурных напорах коэффициенты теплоотдачи могут отличаться от вычисленных по уравнениям (8-10) †(8-12) [на газы поправки типа (Рг /Ргс) н (рв)уы)" ве распространнются).Изменение теплсютдачи обычно учитывают введением в правую часть уравнений (Вс7) †(8-9] функпии )(6,), тле Рл —= ЮГ дг гл (х и з р Рнс.
В-ау. Влннсне тсатосрачураото Эа оре на лестную тн|лютдачу нрн турзулентнов течении с труде раалнчных талон (кж=тв) т-в:т — .у:л-. вл — с юл — у лата с — ал сто =Т,(Тсы Тс — средняя или местная температура сченкн, К, в зависимости от того, рассчитываечся Средний или местный коэффициент теплоотдачи; Тм — соответственна средпемассовая в трубе илн в данном сечении температура гааа, К.
На рис. 8-12 представлены некоторые результаты измерении местной теплоотдачи газа в случае его нагревания (Йс)1) и охлаждения (В,(1). При охлажлевни олно- и двухатомных газов теплоотдача практически не зависит от температурного фактора, если физические параметры выбирать по Т По паиным (Л. 3, 148) эта независимость имест место до Во=0,08. Теплоотдача охлаждаемых многоатомвых газов нЕсколько снижается с увеличением температурного напора. Прн нагревании газов теплоотдача существенно зависит от Ю, (рис.
8-!2). В заключение отметим, что из уравнений (8-11) и (8-12) следует, что и — ючл, т. е. при турбулентном теюнни коэффипиент теплоотдачи зависит от скорости более сушественно, чем при ламинарном режиме. Иа уравнения (8-12) следует также, что при (х(а())!б а Д'-лл, т. е. чем меньше диаметр трубы, тем больше коэффипнент теплоотдзчн. 2!8 В.
Тсляоотдочл при пгргходнои рсиилгг Прв числах Рейнальдса примерно от 2.104 до 10" теялаотдача зависит от очень большого количества факторов, трудно поддающихся у ~ету. Переходный режим хвраюеризуетсв перемежэемостыо течения (см. й 7-3). Нз рис. 8-13 для конкретных услояий приведена зависимость ксаффицнента перемежаемости м ат относительного расстояния от входа в трубу для различных чисел Рейнальдса. При постоянном числе Реввальдса коэффгшиент перемежаемости возрастает с увеличением расстояния от входа в трубу; коэффициент перемежаемостн ваз- е,п Ве г-еэ Зл нев- вг лереиеилеиое н н ег лгн гнил о а Рае. с олнлл хули л леле Регнельяеа в га ил ил ггг ды гго тли еш ны лог растает и с увеличением числа Рейнольпса.
Таким образом, чем больше число Рейнольдса, тем на меньшей длине трубы может преобладать ламннарный режим течения. В общем случае в начальной части трубы можно выделить пограничный слой с ламинариым, перехогшым в турбулентным режимами течении. Переход от лнминариого течения к турбулентному может происходить в ядре потока и в пограничном слое не одновременно. Из опытов следует, что нрн ламинарном течении в пограничном слое движение в ядре потока может иметь ярко выраженный турбулентный характер.
Чем больше степень турбулентности на входе в трубу, тем меньше длина ламинарного пограничного слоя [Л. !74). Наличие наряду с вынюкденнгям снободного движения моткет существенно изменить протекание нрацессл. Сложный характер течения в переходной области ~поел Рейнольдса затрулняет количественное описание процесса теплаобмена. Обабгцмгегые методики расчета тепло- обмена в переходной области отсутствуеот. Приближенная оценка наибольшего н наименьшего значений коэффгщиеита теплоотдачи может быть произведена соответственно по формулам для турбулентного и вязкастного течений.
а 4. тепиООтдАчА пви течении нигдкОсти В труБАх некрупнмО ПОПЕРЕЧНОГО СЕЧЕНИЯ, В ИЗОГНУЕЫХ И ШЕРОХОВАТЫХ ТРУБАХ г). ушехоотдп ю в трубпх некруглого поверг яого сечения В настоящее время наиболее хороша изучена теплоотдача в круглых трубах. Расчет тенлаотдачи в трубах некруглого поперечного сечения часто сводят к определению той же величины н некоторой энвивалентной трубе круглого паперечнога сечения с диаметром 4ь' 41 б, г р' 18-15) 217 где [ — пелеречное живое сечение трубы; Р— смоченный периметр по.
перечного сечения. Эквивалентный илн гндравлнгеский диаметр 5». представляет собой, таким образом, учетверенное отвпшение объема жидкости 1', находящейся в трубе,к поверхности Р. Для круглых труб дн,ь=д. Метод расчета теплоотдачи с помощью а, является приближенным. Точные границы воэможности прлмеисния этого метода ис уста- ~ палены.
Однако, как показывают некоторые экспериментальные исследования, во многих случаях такой прибляжевный расчет дает удовлетворительные результаты. По рекомендациям М. А. Микеевэ [Л. 124) при турбулентном движении жидкости расчет теплоотдачн в каналах прямоугольного (отношение сторон а(Ь= 1 †; 40) н треугольного сечений и при продольном омывании пучка труб можно производить с помощью эквивалентного диаметра. Согласно [Л.
!36) этот метоп расчета непригоден при ламинарном течении и при течении расплавленных металлов. По данным [Л. 61[ среднле коэффициенты тецлоотдачи на внутренней стенке при турбулентном течении газов и капельиых жвдкостей в каналах кольцевого поперечного сечения можно рассчитать по уравнению Ыц, .=0017Кеьг (ггг'(Рг„[Рг!' "' (д/д)" ". (8-15) Здесь определяюпгей является средняя температура жидкости в трубе (исключая Ргч), определяющий размер дэ, =дх — дх.
Особенности теплообмена в кольцевых каналах учлтываются множителем (дг/дз)ьм, где дх — внутренний диаметр кольцевого канала; дз — внешний диаметр. На графике рис. 8-14 приведено сопоставление форл~улы (8-!6) с опытными данными. Формула (8-16) справеллнза прц г!г/41.=- =1,2-:-!4, !74=50 —:460 и Ргм=-0.7 —: !00. Б. Тенлюатдача з изогнутых трубах В технике часто встречаготся теплаобменные аппараты, в которых один иэ теплоносителей протекает в изогнутом канале. При двигненни в таком канале в жидкости возникают центробежные силы, созда|вшие в поперечном сечении цирк»ляднонные токи, так называемую вторичную циркуляцию (рис. 8-15).
В результате возникает сложное движение жидкости цо винтовой линии. С увеличением радиуса К влияние центробежного эффекта уменьшается и в пределе при прямой трубе (К=со) исчезает. Вторичная циркуляпия можит наблюдаться как при турбулентнон, так н при ламинарном течении. В последнем случае имеет место упорялоченвое движение жидкости со сложными траекториями ие смешивающихся между собой струек. Экспериментально было установлено, что вторичная циркуляция возникает только при числах Рейнольдса, больших некоторых критических чисел Ке'„р, причем Ке' р(Кемн=ЮОО для прямой трубы.
В [Л. 185[ лля определения Ке'„э при течении жидкости в аннтовыл змеевиках предложена формула Ке „,==, !ь,ч (8-17) )гдл где Н вЂ” внутренний диаметр трубы; К вЂ” ралпус закругления змеевика. Формула (8-17) справедлива прн (д)К) )8 !О х. 218 При дальнейшем увеличении Ке может наступить развитое турбулентное течение. В изогнутых трубах (винтовых змеевиках) критическое число Рейнольдсз Ке"„р больше Ке„р, для прямь1к труб. Прв атом переход к закономерностям турбулентного режвма происходит более плавно, чем в прямых трубах. Прй (»Щ »8 10 ' значение критического числа Рейнольдса Ке' , для течения жидкости в винтовых змеевиках может быть определено по формуле [Л.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
