Теплообменные аппараты со спирально-змеевиковой проточной частью

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Омский государственный технический университет

Теплообменные аппараты со спирально-змеевиковой проточной частью

Е.В. Сухов

А.А. Шипунова

В.Л. Юша

При разработке холодильных, криогенных систем и установок вопросы снижения массо-габаритных характеристик, а также первоначальных и эксплуатационных расходов машин и аппаратов, входящих в эти системы, приобретают все большую актуальность. В полной мере это относится и к теплообменному оборудованию вторичного контура холодильных машин, к которым относятся теплообменные аппараты систем рекуперации тепла и жидкостно-охлаждающих машин (чиллеры) с рабочими средами типа «вода-вода».

Известно, что геометрический объём теплообменных аппаратов вторичного контура холодильных установок в ряде случаев составляет до одной трети от общего объёма установки. Повышение компактности таких систем в большинстве случаев решается применением дорогостоящих пластинчатых теплообменных аппаратов (ПРТ). Наряду с высокими первоначальными затратами данный тип аппаратов имеет высокий коэффициент эксплуатационно-сервисных затрат по сравнению с распространенными ранее кожухо-трубными теплообменными аппаратами (КТА), пучок труб в ряде случаев которых состоял из обычных прямолинейных гладких труб круглого сечения. Однако, накопленный на сегодняшний день научный потенциал позволяет создавать КТА с оптимальными показателями энергоэффективности, компактности и цены и, таким образом, достойно конкурировать с ПРТ. В данном докладе представлен сравнительный анализ эффективности прямолинейных каналов со спирально-змеевиковыми (СЗ) каналами круглого сечения для последующей их рекомендации к использованию в КТА вторичного контура холодильных машин и установок.

По сравнению с традиционными КТА, СЗ конструкции трубчатых элементов значительно повышают компактность КТА и обеспечивают компенсацию тепловых расширений в пучке труб. Кроме того, СЗ каналы обеспечивают интенсификацию процессов теплообмена и турбулизации потока рабочей среды в поле массовых сил за счёт криволинейной траектории потока (рис. 1), появление центробежной составляющей приводит к возникновению вторичных циркуляционных течений внутри потока. Такая структура потока даже при гладких стенках проточной части канала приводит к увеличению коэффициента теплоотдачи, величина которого зависит не только от свойств рабочей среды и режима течения, но и от кривизны траектории потока рабочего газа.

Энергоэффективность теплообменных каналов в литературе [1, 2, 3] характеризуется комплексом (Nu_ЗМ/Nu_ГЛ)/(о_ЗМ/о_ГЛ), где индекс «зм» относится к СЗ каналам, а индекс «гл» - к прямолинейным гладким. Определение чисел Nu и коэффициентов сопротивления о для обоих типов каналов проводилось согласно стандартной методике расчета теплообменных устройств [1]. Исходные данные для расчета Nu и о (температура на входе и выходе из канала, температура внутренней стенки трубного элемента, давление жидкости на входе и выходе из канала) определялись с помощью моделирования теплогидравлических процессов рассматриваемых теплообменных устройств в многофункциональном программном комплексе ANSYS 11.0 c использованием модуля термодинамических расчетов CFX. Комплекс задач, связанных с вопросами гидрогазодинамики и теплообмена, в ANSYS CFX 11.0 решается с помощью уравнений движения, неразрывности, состояния, общего уравнения энергии, уравнений теплообмена. Для всего диапазона чисел Re расчет чисел Nu и о проводился с использованием трех моделей турбулентности (k-e, k-щ и Eddy Viscosity) пакета CFX с целью их дальнейшего сравнения с инженерным способом определения Nu и о по известным эмпирическим зависимостям.

Для расчетной модели были заданы следующие условия однозначности: температура спирально-змеевикового элемента, давление воды на входе в канал, температура воды на входе в канал, расход воды на выходе из канала, плотность теплового потока на внешней стенке канала; геометрические условия согласно заданным параметрам 3D-модели; физические условия используемых сред и веществ (вода, медь) согласно данным библиотек CHT Solids, Particle Solids и IAPWS пакета ANSYS CFX 11.0. Тепловая нагрузка и режимы течения среды соответствовали реальным для теплообменников вторичного контура холодильных установок.

Основные этапы моделирования каналов в пакете программ ANSYS CFX, представленные на рис. 1.

Рис. 1. Реализация математической модели спирально-змеевикового теплообменного устройства в ANSYS: а) - создание 3D-модели; б) - разбиение на сетку конечных элементов; в) - визуализация расчетного поля температур; г) - визуализация расчетного поля давлений

Проверка математической модели на адекватность показывает, что применение ANSYS CFX 11.0 в теплогидравлических расчетах по сравнению с известными критериальным зависимостям, например, для хорошо изученных прямолинейных каналов круглого сечения (М.А. Михеев, С.С. Кутателадзе, Ж. Пуазейль и др.) погрешность определения Nu и о составляет не более 10% и 15% во всем диапазоне чисел Re. В дальнейшем полагаем, что существующие расхождения являются допустимыми для подобного рода расчетов рассматриваемых типов каналов.

Полученные результаты расчета чисел Nu и о с привлечением пакета программ ANSYS CFX приведены на графике рис. 2. Эффективность СЗ каналов перед традиционными прямолинейными имеет стабильную характеристику и прослеживается на всем режиме течения рабочей среды. Комплекс (Nu_ЗМ/Nu_ГЛ)/(о_ЗМ/о_ГЛ) имеет диапазон значений 1,7…1,13. При развитом турбулентном течении (Re>15000) интенсификация теплообмена в СЗ каналах по сравнению с прямолинейными каналами достигает 25% при увеличении мощности на прокачку хладо-теплоносителя всего на 10%, что соответствует росту числа Nu на 11% при отсутствии повышения энергозатрат. В меньшем диапазоне чисел Re в СЗ теплообменных элементах наблюдается повышенный энергетический эффект благодаря увеличенной зоне ламинарного течения с микровихрями (Re<8000) по сравнению с прямолинейными гладкими каналами (Re<2300). Однако, такие режимы крайне редки для существующего теплообменного оборудования вторичного контура холодильных машин и не рассматриваются в данном материале.

Рис. 2. Зависимость чисел Nu и о от числа Re для спирально-змеевиковых и прямолинейных каналов круглого сечения: сплошные линии - кривые чисел Nu; пунктирные линии - кривые коэффициентов о

Согласно уравнению Ньютона-Рихмана площадь теплообменной поверхности имеет обратно-пропорциональную зависимость от коэффициента теплоотдачи, что позволяет обеспечить снижение расчетной теплообменной поверхности до 10% (при равных прочих условиях) для отдающей среды проточной части СЗ элементов КТА. При этом в условиях плотной компоновки трубного пучка КТА спирально-змеевиковыми элементами, возможно уменьшение габаритных характеристик КТА до 20%, а их массы - до 7% по сравнению с традиционными конструкциями КТА.

Таким образом, СЗ геометрии трубных пучков КТА позволяют создавать современные теплообменные аппараты, отвечающие современным требованиям компактности, энергоэффективности и сравнительно низкой величине первоначальных и эксплуатационных затрат.

Библиографические ссылки

теплообменный оборудование рекуперация

1. Кутателадзе, С.С. Справочник по теплопередаче/ С.С. Кутателадзе, В.М. Боришанский. - М.: 1952. - 418 с.

2. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. Интенсификация теплообмена в каналах. -- М.: Машиностроение, 1990. - 208 с.

3. Щукин, В.К. Теплообмен и гидродинамика внутренних потоков в полях массовых сил / В.К. Щукин. - М.: Машиностроение, 1980. - 240 с.

Размещено на Allbest.ru