ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЙ СПИРАЛЬНЫХ КАНАЛОВ

Экспериментально установлено, что соотношения для паде­ния давления в стабилизированном турбулентном потоке, спра­ведливые для круглых труб, можно использовать и для труб некруглого сечения, если при вычислении коэффициента сопро­тивления трения и критерия Рейнольдса подставлять в качестве определяющего размера эквивалентный диаметр, равный 4f/II.

Определяя коэффициенты трения при турбулентном изотер­мическом движении жидкости в прямоугольных каналах при различном соотношении сторон, Харнет, Кох и Мак-Комас пока­зали. что в интервале значений критерия Рейнольдса от 6-Ю3 до 5-Ю5 зависимости для определения коэффициента трения для круглых труб пригодны для прямоугольных труб с любым соотношением сторон при подстановке в эту зависимость экви­валентного диаметра.

Рис. 147. Сравнение экспериментальных данных для прямоугольных кана­лов с расчетными для кругой трубы (по Блазиусу)

Сравнение экспериментальных данных для каналов прямо­угольного сечения с зависимостью для круглой трубы по данным ряда авторов показано на рис. 147. Однако, несмотря на наличие

большого количества работ, посвященных движению жидкости в прямоугольных каналах, гидродинамика потока в спиральных теплообменниках изучена недостаточно.

Различие в движении жидкости в прямом плоском канале и в канале спирального теплообменника состоит, в частности, в том, что на жидкость, движущуюся в криволинейном канале, действует центробежная сила инерции, тем большая, чем больше ее окружная скорость. Следовательно, ближе к оси канала цент­робежные силы больше, чем у стенок, и это вызывает явление поперечной циркуляции.

Поперечная (вторичная) циркуляция может наблюдаться как при турбулентном, так и при ламинарном движении. В слу­чае ламинарного потока имеет место упорядоченное движение жидкости со сложными траекториями не смешивающихся меж­ду собой струек.

В качестве первого приближения к рассмотрению вопроса о гидродинамике движения в криволинейных прямоугольных каналах рассмотрим характер движения жидкости в круглой изогнутой трубе.

При ламинарном движении жидкости внутри змеевика фак­тором, определяющим влияние кривизны, является введенный Дином параметр Kd, зависящий от числа Рейнольдса:

Ко = Яе/т’ (299)

где d — внутренний диаметр трубы; D = 2R, здесь R — радиус

т-. wd

кривизны змеевика, Re = —•

v

При Ко< 13,5 в потоке отсутствует поперечная циркуляция. При Kd > 13,5, хотя течение остается ламинарным, в потоке по­является поперечная циркуляция. Следовательно, значение Renp,
при котором отсутствует поперечная циркуляция, определяется так:

Renp=13,5|/ (300)

Мори и Накаяма провели тщательное изучение гидродинами­ки потока в змеевике канала. Исследование проводилось на установке, состоящей из вентилятора для подачи воздуха, тру­бы с диафрагмой, струевыпрямителя длиной 1,6 м, прямого участка медной трубы диаметром 38 X 1,2 мм, длиной 8,5 м и, наконец, горизонтального витка с отношением радиусов, рав­ным 40.

Профиль скоростей по горизонтальной и вертикальной оси змеевиковой трубы при значениях Re = 4000 показан на рис. 148. Как видно из рисунка, влияние кривизны на характер распреде­ления скоростей в трубе имеет большое значение.

Для определения коэффициента сопротивления в изогнутой трубе получена зависимость

_1_

% 0,108/Сп / яр и

_L. =—————— 2—— . ! = /—— , (301)

Snp __L V RdQ ) рх* ‘ v 1

1—3,253K0 2 2

где P — давление в точке потока, а 0 — угловая координата (при стабилизированном потоке = const, но 0 из-за нали­

чия поперечной циркуляции).

По данным Ито, результаты исследования гидравлического сопротивления в змеевиках из круглых труб в диапазоне 13,5 ^ ^ Kd ^ 2000 описываются уравнением

5,73

* 21’5^ (302)

ёпр ( 1 ,56 — f log Кр)

где ёпр — коэффициент сопротивления в прямой трубе при тех же значениях критерия Рейнольдса, что и в изогнутой. Уравнение справедливо при значениях Re < ReKP. Критическое значение числа Рейнольдса для круглых змеевиковых труб возрастает с уменьшением радиуса кривизны змеевика.

Значение ReKp для змеевика [134] может быть определено из уравнения

ReKp= 18 500 -28. (303)

Опытные данные о ReKp представлены на рис. 149. На этом рисунке область / соответствует ламинарному течению жидко­сти без циркуляции, область II — ламинарному течению с попе­речной циркуляцией и область III — турбулентному течению.

271

Согласно данным работы Минтона, критическое значение критерия Рейнольдса для канала спирального теплообменника определяется по уравнению

(304)

ReKp = 20000(-^^

Рис. 148. Профиль скоро­стей в змее виковой тру­бе при Re — 4000

и D/d = 40:

/ — по горизонтальном

оси; 2 — по пері икальноіі оси; 3 — профиль П>азеи — ля

где d3 — эквивалентный диаметр; Dc — диаметр спирали.

Рис. 149. График зависимости Re,.,, и Reup от Djd для змееви­ков (/ — область ламинарного те­чения; II — область ламинарного течения с поперечной циркуляци­ей; III — область турбулентного течения)

Для канала с зазором 10 мм увеличение диаметра спирали от 0,5 до 1,5 м приводит к уменьшению значения ReKp от 7000 до 5000. Как видно из уравнений (302) и (303), критические значе­ния критерия Рейнольдса для змеевиков и каналов спиральных теплообменников получаются очень близкими.

Подробное исследование, посвященное изучению движения потока жидкости в канале спирального теплообменника, провели И. И. Чернобыльский и В. И. Гнатовский, которые изучали гид­родинамику потока жидкости в спиральных каналах шириной 4 и 6 мм, высотой каналов соответственно 182 и 180 мм, отношени­ем 6 : b = 1 : 45,5 и 1 : 30. Каналы были навиты из углеродистой стали толщиной 4 мм с начальным радиусом кривизны 45 мм. Авторы пришли к выводу, что при изотермическом режиме дви­жения и значениях Re < 7000 имеет место ламинарный поток, при Re = 7000-4- 14000 переходный поток, а при Re > 14000 по­ток турбулентный.

На рис. 150 приведены полученные в той же работе кривые гидравлического сопротивления первого и четвертого витков 6-мм канала при изотермическом режиме движения жидкости. Отношение радиусов кривизны каналов к эквивалентному диа­метру равны: у первого полувитка R : d:> = 3,9, у четвертого

Рис. 150. График зависимости коэффициента гидравлического сопротивления от числа Re:

ft

I — в первом полувитке; ————- .9; 2 — в четвертом полувигке

JL=д о.

d ’ Re ’ Re0»25

Ri: d3 = 6,2. Расхождение кривых | в интервале Re = 5000 — j — — ь 10 000 и Re > 50 000 авторы объясняют тем, что для Re <

< 10 000 кривизна канала стабилизирует ламинарный поток,

а для Re > 50 000 появляется явление поперечной циркуляции. С достаточной для инженерных расчетов точностью опытные кривые в области турбулентного движения описываются урав­нением

-j=- = —21g (,-^г§- + ——) . (305)

Vl VRe0,9 13,73/

т — А

64

Re

где а— относительная шероховатость стенок канала.

В ламинарной области (при Re < 6000) значение ь = ф

где ср — коэффициент, учитывающий влияние относительной ши­рины канала на гидравлическое сопротивление. Гидравлическое сопротивление спиральных щелевидных каналов при неизотер­мическом турбулентном движении так же, как и для прямых труб, подчиняется зависимости

(306)

Для определения потери напора при прохождении жидкости

через канал спирального теплообменника с распорными штиф­тами Харгис приводит формулу

16,4

(307)

ДР =

в +

О, 33

Re

Lyw2

415

АР

АР (Re)

го*

где L — длина спирали в фут; w — скорость в фут/сек; у — удельный вес; А — постоянная; В — величина, завися­щая от шага штифтов и их размеров.

і

го3

Минтоп указывает, что величина А в урав­нении (307) достаточ­но точно аппроксимиру­ется выражением А =

28 .

где 6 —

10■

6+0,125 ширина канала, дюй­мы; величина В = 1,5 для шага штифтов 70 мм и диаметра 8 мм.

40 Re

2 J4 6 8Ю 2 J4 6 д 100

Рис. 151. Зависимость гидравлического сопро­тивления теплообменника АР от числа Re

Нами исследовано гидравлическое сопро­тивление спирального теплообменника со штифтами. Теплооб­менник поверхностью 35 м2 был изготовлен из четырехмиллимет­ровой стали марки Х17Н13М2Т; ширина ленты 500 мм, ширина’ канала 10 мм. Расположение штифтов в теплообменнике кори­дорное, расстояние между расположенными по сторонам квад­рата штифтами 70 мм, диаметр штифтов 5 мм.

При исследовании скорость протекания жидкости изменялась от 0,1 до 3,0 м/с. Значение числа Рейнольдса изменялось от 1300 до 100 000. Экспериментальные данные в виде зависимости АР = f(Re) показаны на рис. 151 (АР в кгс/м2). С достаточной для инженерных расчетов точностью, в случае турбулентного движения, потерю давления в спиральном теплообменнике со штифтами с шагом 70 мм можно определить по формуле

АР = 0,0113 , (308)

Re ‘6 V ‘

где АР — потеря давления в кгс/м2; L — длина спирали в м; р — плотность в кт/м3; w — скорость в м/с; б — ширина канала в м.

Наша работа показала, что формула (307) при условии под­становки в нее вместо величин А и В предложенных Минтоном зависимостей дает хорошее совпадение с опытными данными.

Комментирование и размещение ссылок запрещено.

Комментарии закрыты.

recuperatio.ru