Интенсификация теплорассеивающей способности трубчатых теплообменных устройств тепловозных дизелей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 629.4.016

ПАЛАМАРЧУК Н.В., д-р техн. наук, профессор (Донецкий институт

железнодорожного транспорта) ЧЕХЛАТЫЙ Н.А., канд. техн. наук, старший преподаватель (Донецкий институт

железнодорожного транспорта) ДЕНИСЕНКО Д.А., аспирант (Донецкий институт железнодорожного транспорта)

Интенсификация теплорассеивающей способности трубчатых теплообменных устройств тепловозных дизелей

Palamarchuk N.V., Doctor of Technical Sciences, Professor (DRTI) Chehlaty N.A., Candidate of Technical Sciences, Senior Lecturer (DRTI) Denisenko D.A., graduate student (DRTI)

Intensification of the heat dissipation capacity of tubular heat exchange devices of diesel locomotives

Введение

Система охлаждения определяет эффективность эксплуатации и технического обслуживания силовых установок с двигателями внутреннего сгорания. На водовоздушную систему охлаждения тепловозов приходится до 30% всех отказов и неисправностей по дизелю, причём более половины из которых связаны с нарушением условий конвективного теплообмена и недостаточным запасом

теплорассеивающей способности

теплообменных устройств (ТУ).

Для развитых проходных сечений межтрубных пространств

коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного пространства невысоки, что снижает общий коэффициент теплопередачи в аппарате. Для тепловозных охладителей масла коэффициенты теплопередачи к имеют значения от 134 до 720 Вт/м2^К при значительных геометрических размерах (длина аппаратов - 1,8...1,9 м и массе 610...910 кг, из них меди до 550 кг). Дальнейшее развитие теплообменных

аппаратов требует повышения коэффициента теплопередачи к и снижения их массогабаритных характеристик.

Одним из главных направлений снижения энергопотребления системы охлаждения дизеля и уменьшения габаритов ее элементов является повышение теплопередающей

способности радиаторов и масляных теплообменников, что может быть достигнуто интенсификацией способа передачи тепла, а именно - путем использования искусственных

турбулизаторов потока охлаждающей жидкости.

Анализ последних исследований и публикаций

В настоящее время конструкции ТУ вязких жидкостей рассчитываются с учетом двух основных направлений исследований и разработок: первого [1.4], который базируется на испытаниях натурных образцов теплообменников без предварительного теоретического обоснования

протекающих процессов; и второго [5...9], основанного на зависимостях, полученных для поперечного омывания трубного пучка с введением поправок на несовершенство обтекания теплопередающей поверхности в теплообменниках.

Подавляющее большинство

опубликованных работ относятся к области течения газов, в то же время количество исследований, посвященных изучению теплоотдачи пучка оребренных труб в поперечном потоке вязкой жидкости, ограничено.

В существующих теплообменных аппаратах силовых установок с гладкими трубами по-настоящему не решена проблема теплоотвода и эти аппараты отличаются значительными размерами при низких значениях показателей эффективности

(коэффициента теплопередачи и как следствие тепловой мощности) [10.14].

Проведенный анализ

эксплуатационной надёжности

элементов системы охлаждения тепловозных дизелей, выполненный специалистами ВНИИЖТ, ВНИТ, ЦНИДИ, МИИТ, РГУПС, ОмГУПС, ЛГУ имени В. Даля и др. подтверждает актуальность разработки конструкции теплообменных аппаратов и систем силовых установок, позволяющих обеспечить требуемые характеристики систем силовых установок.

Цель работы

Целью работы является изучение возможности применения в

водовоздушных и водомасляных теплообменных аппаратах метода интенсификации конвективного

теплообмена, заключающегося в воздействии на пристенный поток жидкости специальными

турболизаторами установленными вставками.

коаксиально проволочными

Основная часть

Одно из главных направлений совершенствования тепловозов -усовершенствование системы

охлаждения дизеля, которая является самым слабым звеном (с технической и экономической точки зрения) после самого двигателя.

Дизели тепловоза являются несовершенными силовыми

установками [9, 10, 11]: из 100% тепловой энергии сгорания топлива только около 37% преобразуется в полезную работу. Остальная теплота теряется в результате теплоотдачи корпуса дизеля (3,5%), выбрасывается в атмосферу с выхлопными газами (36%) и отводится теплоносителями: с охлаждающей водой рубашки дизеля (14,5%), с охлаждающим маслом (10%). Тепловая энергия, отведенная теплоносителями, безвозвратно

рассеивается в холодильной камере тепловоза, при этом на циркуляцию теплоносителей и привод вентиляторов затрачивается 8.9% от полезной мощности дизеля.

Улучшить эффективность ТУ водовоздушной и водомасляной систем охлаждения можно различными способами:

- повысить эффективность конвективного теплообмена в охладителях;

- снизить их аэро- и гидродинамическое сопротивление устройств охлаждения;

- увеличить производительность вентилятора ОУ.

Низкая эффективность

теплообмена в ТУ обусловлена нарушением структуры потока

теплоносителя по сечению трубок радиаторов (турбулентность имеет место только в средней части потока) и уменьшения скорости воды (или масла) в пристенных слоях. По оценке, течение теплоносителя в таком режиме приводит к потере от 30 до 45% теплорассеивающей способности

водовоздушных радиаторов и до 55% масляных теплообменников.

Для развитых проходных сечений межтрубных пространств

коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного пространства невысоки, что снижает общий коэффициент теплопередачи в аппарате. Для тепловозных охладителей масла коэффициенты теплопередачи к имеют значения от 134 до 720 Вт/м2^К при значительных геометрических размерах (длина аппаратов - 1,8.1,9 м и массе 610.915 кг) [15, 16]. Дальнейшее развитие теплообменных аппаратов требует повышения теплорассеивающей способности и снижения их массогабаритных параметров.

Технико-экономические показатели ДВС в значительной мере определяются параметрами трубчатых ТУ. Масса и объем таких аппаратов весьма значительна. По мере повышения единичной мощности энергосиловых установок (основная тенденция их развития) абсолютные массогабаритные характеристики ТУ, входящие в их состав, все более увеличиваются. Соответственно

возрастают важность и актуальность проблемы совершенствования

теплообменных устройств: сокращения их размеров и массы (металлоемкости), снижения мощности перекачивания теплоносителей через охлаждающие устройства при условии фиксированной теплопроизводительности.

Подавляющая доля (80...90%) отечественного рынка теплообменных

аппаратов приходится на трубчатые теплообменники различных типов и назначений. Главное их преимущество -широкий диапазон рабочих температур и давлений, возможность использования в различных отраслях промышленности и видах технических устройств и технологий. Однако большинству промышленных трубчатых

теплообменников свойственны

невысокие показатели эффективности.

Очевидно, что в настоящее время и в перспективе один из главных технически и экономически наиболее доступных и обоснованных путей уменьшения массы и повышения экономичности энергоустановок - это совершенствование ТУ, которое можно осуществить благодаря использованию эффективных способов интенсификации теплообмена.

На сегодняшний день имеется большая база данных в технической литературе по интенсификации теплообмена. Проведенные в Российской Федерации и в бывшем СССР исследования внесли

значительный вклад в решение этой проблемы, особенно при создании практически реализуемых методов интенсификации теплообмена.

Задача определения

эффективности различных методов, технологий и устройств

интенсификации теплоотдачи является многоуровневой и комплексной из-за многообразия действующих факторов. Наряду с поиском гидродинамических и тепловых критериев эффективности применяемых и предлагаемых устройств, следует также учитывать их технико-экономические показатели на стадии разработки, изготовления и эксплуатации.

При поиске, обосновании и разработке методов интенсификации теплоотдачи разработчики ТУ кроме

выполнения технических условий и обеспечения заданных рабочих характеристик ставят следующие задачи:

а) уменьшение мощности на прокачку теплоносителя при фиксированной тепловой мощности и сохранении площади поверхности теплообмена;

б) снижение массогабаритных характеристик ТУ при сохранении его тепловой мощности и уровня потерь напора в его водяном и воздушном трактах;

в) увеличение тепловой мощности существующего теплообменника без изменения мощности на перекачивание теплоносителей при фиксированном расходе теплоносителей;

г) снижение температурного напора между теплоносителями для обеспечения заданной тепловой мощности при фиксированных габаритах теплообменника.

Задачи а), в) и г) соответствуют целям энергосбережения, а задача б) -снижению металлоемкости и стоимости.

Методы интенсификации

обеспечивают снижение термического сопротивления пристенных слоев жидкости и стенок каналов при конвективном теплообмене ТТУ, способствуя повышению коэффициента теплоотдачи.

Более двадцати различных методов интенсификации теплоотдачи были классифицированы в работах [17, 18, 19]. Условно методы можно разделить на пассивные (не требуют внешнего подвода энергии для интенсификации), активные (требуют внешнего подвода энергии).

Активные методы

осуществляются воздействием на теплоноситель и на поверхности трубок с помощью вибрации, механического перемешивания, пульсацией потока и

т.д. Эти методы не применимы для ТТУ тепловозов.

Пассивные методы

интенсификации конвективного

теплообмена можно разделить на группы А, Б, и В:

А - придание всему потоку жидкости вращательно-поступательного движения;

Б - разрушение пристенных слоев жидкости.

В - увеличение поверхности теплообмена

Способ А состоит в создании закрученного движения потока с помощью ленточных, шнековых и пластинчатых завихрителей,

воздействующих на весь поток.

Способ воздействия Б затрагивает только пристенную область течения за счет искусственной шероховатости и профильных поверхностей в виде различного типа накаток на внутренней стенке труб, змеевиков, проволочных спиралей и добавки в жидкость специальных присадок.

Профильные поверхности.

Изменение формы поверхностей способствует развитию турбулентности в потоках теплоносителей без существенного увеличения площади поверхности теплообмена. В зависимости от геометрических параметров профильных поверхностей интенсификация теплоотдачи при турбулентном течении повышается в 2,5.3,5 раза [19].

Для трубок ТТУ в основном используются интенсификаторы,

выполненные в виде проволочных вставок, кольцевой или спиральной накатки, что позволяет турбулизировать пристенные слои потока жидкости.

Трубные теплообменники с кольцевой профилированной накаткой (рис. 1а) производятся ЗАО ЦЭЭВТ (Россия) совместно с ООО

«Гидротермаль» (Россия).

а

б

Рис. 1. Трубы для теплообменников ПВВ (ГОСТ 27590-88) с кольцевой (а) и многозаходной спиральной накаткой

Многозаходные спиральные трубы (рис. 1б) производятся для теплообменного оборудования

компаниями Raypak (Канада), Energy Transfer MDE (США), UK Exchangers, Ltd (Великобритания), APV (Швеция). Все более широкое применение в трубчато-ребристых теплообменниках систем охлаждения, а также в обычных кожухотрубчатых теплообменниках общего назначения находят трубы малого диаметра из

высокотеплопроводных материалов. Для интенсификации теплообмена на их поверхности наносятся спиральные, шевронные, кольцевые, трехмерные и другие выступы и выемки различных типов и профилей. Лидеры производства подобных теплообменных труб - это фирмы Wolverine Tube, Inc. (США), Hitachi (Япония), Wieland-Werke AG (Германия).

Все более широкое применение в трубчато-ребристых теплообменниках систем охлаждения, а также в обычных кожухотрубчатых теплообменниках общего назначения находят трубы малого диаметра из

высокотеплопроводных материалов. Для интенсификации теплообмена на их поверхности наносятся спиральные, шевронные, кольцевые, трехмерные и

другие выступы и выемки различных типов и профилей.

Устройства перемешивания - это вставки, которые используются при вынужденной конвекции для улучшения процессов переноса теплоносителя от теплообменной поверхности канала в главный поток перпендикулярно к поверхности теплообмена.

Основные типы устройств перемешивания - перфорированные вставки, петельные структуры и статические перемешиватели разной формы. В таких конструкциях отмечается увеличение коэффициента теплоотдачи а при течении однофазных теплоносителей до 10 раз. Однако применение этого метода

сопровождается опережающим ростом гидравлического сопротивления.

Устройства, закручивающие поток в каналах, способствуют

возникновению и развитию циркуляции в потоке. Они могут быть в виде спиральных лент, шнеков или витых труб. Такие устройства используются как для однофазных, так и для двухфазных потоков. По имеющимся литературным данным [20, 21], интенсификация теплоотдачи в этом случае увеличивается в 1,8...5 раз.

Однозаходные спиральные выступы на внутренней поверхности способствуют существенной турбулизации потока в пристенной области и незаменимы для увеличения критических тепловых потоков благодаря интенсификации

процессов теплоотдачи. Пример интенсифицированной трубы

теплообменника, производимой

компанией Siemens AG, приведен на рис. 2.

Рис. 2. Формы внутренних поверхностей теплообменных труб компании Siemens AG

(Германия)

В трубах теплообменников применяются скрученные спиральные ленты (рис. 3). Примером подобных турбулизаторов являются охладители Ferroli S.p.A. (Италия), Brown Fintube Company (США). Как указывает

изготовитель, интенсификация

теплоотдачи в каналах со скрученными лентами может достигать от 30 до 100% при течении однофазных

теплоносителей.

Рис. 3. Интенсификаторы теплообмена в виде скрученных лент

Закрутка потока, способствующая повышению теплоотдачи в трубах, также может осуществляться шнековыми вставками, установкой в кожухе витых труб, использованием переплетенных и коаксиальных змеевиков [19].

Прочие способы интенсификации теплообмена. Среди иных способов

интенсификации следует выделить обогащение жидких теплоносителей специальными присадками или магнитная обработка. Использование твердых присадок к газовым и газовых присадок к жидкостным потокам приводит к интенсификации

теплоотдачи на 40.60%. В качестве присадок к жидкостям в последнее

время все чаще применяют наночастицы. Максимальное

увеличение теплоотдачи в 3.4 раза наблюдалось при ламинарном движении потока воды, при турбулентном течении повышение теплоотдачи достигало 25.30% (наночастицы Al2Oз в подготовленной воде).

В рамках конструктивных и гидравлических особенностей,

применяемых ТУ, обобщение и сравнение методов интенсификации конвективного теплообмена выполнено только для режима турбулентного течении однофазного теплоносителя в прямых каналах. Для таких течений в основном используются методы, повышающие характеристики

теплообмена путем искусственной турбулизации потока. Но при этом, все эти способы связаны с увеличением гидравлических потерь в канале. Поэтому необходимо иметь критерии для оценки целесообразности методов интенсификации теплоотдачи и сравнивать каналы, имеющие устройства для искусственной турбулизации потока, с такими же гладкими каналами, но без этих устройств.

Интенсификация теплообмена в этих каналах увеличивает по сравнению с гладкими (индекс «гл») как число Нуссельта, характеризующего

теплообмен на границе «стенка жидкость», так и гидравлические потери на преодоление сопротивления движению жидкости. Потери давления в местных сопротивлениях и потери по длине трубок удобно оценивать величиной коэффициента

гидравлического сопротивления или общих потерь давления Ар. Для оценки теплогидродинамической эффективности методов

интенсификации теплообмена

необходимо сопоставить соотношение (Nu/Nuгл)/ №л) для всех возможных вариантов, и выбрать то, при котором обеспечивается наибольшее

уменьшение температуры стенки или при котором поверхность теплообмена и масса устройства уменьшаться.

Рассмотрим трубчатый

теплообменный аппарат, в котором один теплоноситель течет в трубах, а другой между ними (рис. 4). Для тепловозных ТУ теплоноситель в трубах имеет меньший коэффициент теплоотдачи а, чем относительные гидравлические потери. Поэтому в первую очередь следует

интенсифицировать теплообмен в трубах.

Обобщение и сравнение методов интенсификации конвективного

теплообмена выполнено только для режима турбулентного течении однофазного теплоносителя в прямых каналах. Для таких течений применяются методы, повышающие характеристики теплообмена путем искусственной турбулизации потока. Но при этом следует учитывать, что все эти способы связаны с увеличением гидравлических потерь в канале. Поэтому важно иметь критерии для оценки целесообразности

использования методов

интенсификации теплоотдачи для проектируемого теплообменника,

сравнивать каналы, имеющие устройства для искусственной турбулизации потока, с такими же гладкими каналами, но без этих устройств.

Рассмотрим трубчатое

теплообменное устройство, в котором один теплоноситель течет в трубах, а другой между ними (рис. 4). Для тепловозных ТУ теплоноситель в трубах имеет меньший коэффициент теплоотдачи а, чем относительные

гидравлические потери. Поэтому в первую очередь следует

интенсифицировать теплообмен трубах.

1,7 - трубная решетка; 2 - горизонтальная перегородка; 3 - передняя крышка; 4 - шпилька; 5 - латунная крышка; 6 - корпус; 8 - задняя крышка; 9 - сегментообразная перегородка

Рис. 4. Схема рекуперативного трубчатого теплообменника

Используем известные соотношения: - тепловой поток в каналах

д = Р-а1-(Тс-Тп) = к-Р-ЛТ,

- гидравлические потери давления на трение в трубах

Ар = Е - Ке2 — - = А - Е - Ке2-

г ' 20 02р ' О

- расход теплоносителя через трубы:

(1)

(2)

О = .Е. Ке. п = В ■ Яе- N

4 В

(3)

В выражениях (1), (2) и (3): ¥ - площадь стенки через которую осуществляется передача теплового потока Q от горячего теплоносителя (охлаждающая вода) к холодному (воздух, масло), с температурой, соответственно Хвд и В (или

к - коэффициент теплопередачи;

£ - коэффициент гидравлического сопротивления;

Яе - число Рейнольдса; Б - внутренний диаметр трубки охлаждения;

Л - динамическая вязкость;

п - число трубок в пучке;

ДТ = (Тп1 - Тт) - температурный

в

напор между теплоносителями.

Составим отношения величин для трубок с устройствами интенсификации (без индекса) к величинам для гладкой трубы (индекс «гл»).

Из условий Q=QгK, Ар=Аргл'; 0=0гл и уравнений (1), (2), (3) находим, что неравенство будет соблюдаться

при выполнении неравенства:

/ л2

V ШлП у

>

4

4

Яе

гл V Яе гл У

тт, - т

т„ - т

(4)

п у

В неравенстве (4) Ыи и Ыигл, £ и соответствуют разным значениям Ке. Приведём эти соотношения к

одинаковым числам Рейнольдса с гладкой трубой, полагая £=Ке'0,2 и Ыи=Ке0,8. Тогда получим:

/ л2

V ^гл У

■ Яе >

4

V 4гл У

■ Яе ■

гл

Яе

л1,2

V Яегл У

Т - Т

сгл_пл

Т - Т

V с ± п у

(5)

уменьшения ТА можно

Как видим, габаритных размером достигнуть не только с помощью методов интенсификации теплоотдачи, дающих Ыи/Ыигл > £/£гл, но и с помощью методов, при которых Ыи/Ыигл < если удовлетворяется неравенство (5).

Из уравнения (1) следует

Тс-Тп=(к/а1) АТ. Без учёта

термического сопротивления и кривизны стенки трубы коэффициент теплопередачи к=аа/(а1 + а2). Тогда Тс - Тп = а2ДТ/(а! + а2) и неравенство (5) будет иметь вид:

/ \2 г Иил

V у

Яе гл >

V4гл У

Яе

Яе

Л1,2

Яе

гл У

а

2 гл

V а2 У

а + а

V а1гл + а2гл У

(6)

3

2

Из неравенства (6) следует, что эффективность метода интенсификации теплоотдачи внутри труб возрастает, если этот метод сопровождается интенсификацией теплоотдачи снаружи труб или если коэффициент теплоотдачи снаружи труб а2 много больше, чем внутри а.1.

Оценка использования неравенств (4)...(6) необходима для

предварительного выбора метода интенсификации теплоотдачи.

Окончательный выбор метода должен проводиться на основе сравнительного расчёта ТУ, конструктивной

проработки, требований эксплуатации и экономических расчётов.

Так как большинство методов интенсификации теплообмена в каналах ТУ основано на дополнительной турбулизации потока, и,

соответственно, с дополнительными затратами энергии, главным при разработке эффективных методов является выбор места и способа дополнительной турбулизации потока.

При этом очевидно, что наиболее эффективным является такой метод интенсификации, при котором обеспечивается дополнительная

турбулизация только пристенных слоев жидкости, не изменяющая режим течения в ядре потока. Только такой метод интенсификации теплообмена обеспечит существенное увеличение Ыи при умеренном росте

Для водовоздушных и

водомасляных ТУ наибольший эффект дополнительной турбулизации

пристенной области жидкости достигается применением дискретно-шероховатых каналов. К ним относятся каналы и трубы с различного рода

выступами на внутренней поверхности. Наиболее часто применяемые:

- винтовые выступы (рис. 5а), получаемые с помощью накатных роликов или дисков;

- трубы с проволочной спиральной вставкой (рис. 5б);

- поперечные выступы (рис. 5в);

- каналы и трубы с внутренней резьбой;

- шнековые завихрители;

- скрученные спиральные ленты.

Рис. 5. Теплообменные трубки с дискретно-шероховатыми каналами

В работах [18, 19, 23] отмечено, что интенсификация теплообмена в трубах с помощью выступов и проволочных вставок, и винтовых накаток, имеет ряд преимуществ по сравнению с другими конструкциями турбулизаторов: технология накатки и установка проволочных вставок проста;

существующие конструкция и технология сборки трубчатых теплообменников с проволочными вставками применима и для накатанных труб. Интенсификация конвективного теплообмена в каналах с турболизаторами при течении однофазных теплоносителей может

достигать на границе «стенка- увеличения (рис. 6).

жидкость» 1,3.2,5 кратного

Иигл

2 4 6 810 20-10' /?е

1 - спиральная накатка; 2 - проволочная спираль; 3 - шнековые завихрители; 4 - поперечная накатка; 5 - скрученная лента

Рис. 6. Сравнение опытных данных по теплоотдаче в трубах с интенсификаторами

теплообмена

С постепенным развитием турбулентности ^е>2500) значение Ки/Кигл несколько снижается, но остается значительно выше единицы. При числах Re>8000 превалирующее влияние на теплообмен начинает оказывать турбулентность и

относительная величина теплообмена при изменении скорости потока остается практически постоянной.

Использование любого из известных методов сопровождается при увеличении в теплообменных каналах и трубках расхода теплоносителя G и числа Яв значительным ростом

гидродинамического сопротивления (рис. 7).

Например, при Яе=1,8-104 гидравлические потери в трубах с турболизаторами потока в 4 раза превышают потери в гладких трубах. Поэтому для оценки

теплогидродинамической эффективности различных по конструкции интенсификаторов,

соблюдение только условия

является недостаточным.

Ыы Ыы,.

>1

1 - поперечная накатка; 2 - спиральная накатка; 3 - проволочная спираль; 4 - скрученная спиральная лента

Рис. 7. Сравнение данных по гидравлическому сопротивлению труб с интенсификаторами теплообмена

Поэтому для комплексной оценки, с учетом гидравлического совершенства каналов с профилированными стенками, должен служить относительный показатель эффективности теплоотдачи

Зтг =N4 / т0 / ^ / £0= /(Яе)

или

Зтг = N4 / / Ар / Ара = f (Яе),

характеризующий относительное

увеличение интенсивности теплообмена в трубе с турбулизатором на единицу дополнительно потерянной энергии на трение жидкости.

На рис. 8 представлена зависимость ^тг ~ /(Яе) для различных

искусственных турбулизаторов потока.

Обобщение результатов

экспериментальных исследований

показывает, что по критерию теплоотдачи Нуссельта и показателю

теплогидродинамической эффективности ^г, определяющих интенсивность теплообмена на границе «стенка-жидкость» и качество метода интенсификации турбулентности,

наиболее эффективным для трубчатых водовоздушных и водомаслянных ТУ тепловозных дизелей являются использование охлаждающих трубок со спирально-профилированными канавками и спиральными

проволочными вставками.

Среди известных методов интенсификации теплообмена, при движении теплоносителя по трубам с профилированной спиральной накаткой и с установленной проволочной спиралью, гидравлические потери относительно невелики.

По оценкам В.К. Мигая [17, 18] доля термического сопротивления отдельных слоев в турбулентном потоке при Яе=104 составляет для вязкого подслоя - 32,3%, для переходного слоя - 52% и для ядра потока 15,7%.

1 - с кольцевыми выступами; 2 - с перфорированными вставками; 3 - со спиральными проволочными вставками; 4 - со спирально-профилированными канавками

Рис. 8. Сравнение теплогидродинамической эффективности различных методов интенсификации теплообмена в трубах ТУ при развитом турбулентном течении в

трубах

При турбулентном течении даже в гладких каналах основная часть гидравлических потерь расходуется на порождение турбулентности, которая происходит как раз около стенки. Крупные турбулентные пульсации возникают также в зонах вязкого и переходного слоя с выбросами теплоносителя в ядро потока.

Изучение структуры

турбулентного потока и механизма переноса тепла в нем показывают, что в переносе тепла существенную роль играют крупномасштабные пульсации, направленные из ядра потока к стенке как результат взаимодействия ядра потока со стенкой. При этом происходит перенос крупных масс теплоносителя из ядра потока к стенке и обратно, возрастает количество выбросов от стенки, стимулирующих порождение турбулентности.

Признавая эффективность такого устройств интенсификации

теплообмена, как спиральные накатки в

трубках, следует отметить, что технология реализации этого способа сложна, затратна и требует специального оборудования.

Альтернативное решение - спиральная проволочная вставка - не требует механической обработки трубы и может быть установлена как на этапе изготовления, так после очистки и ремонта ТА.

Авторами предложена для охлаждающих устройств воды и масла конструкция ТА с турбулентным интенсификатором теплообмена во внутреннем пристенном слое потока воды (масла) трубки охлаждения. Устройством, интенсифицирующим турбулентное течение охлаждающей воды с развитой вихревой циркуляцией, является однозаходная спираль диаметром с проволоки ^п=(0,05...0,06) Б, помещаемая при сборке ТА внутрь каждой трубки охлаждения.

Профильная спираль образует с внутренней поверхностью трубки

кольцевую щель Коанда, благодаря которой пристенный слой

теплоносителя движется в развитом турбулентном режиме с оптимальным значением числа Рейнольдса.

Для достижения уровня теплогидродинамической эффективности, характерной для труб со спиральной накаткой, предлагается использовать в качестве

итенсификатора для гладких или накатанных труб, конструкции спиральных самофиксирующихся

проволочных стентов, устанавливаемых коаксиально и с малым зазором ^=(0,5...1,0)^п, относительно

внутренней стенки

Разработанная конструкция

усовершенствованного ТА позволяет осуществить переход от ламинарного режима течения жидкого теплоносителя в пристенном слое охлаждающих трубок к турбулентному, что повышает эффективность теплообмена на 20.35% и снижает массогабаритные характеристики устройства.

Технология монтажа

проволочного стента проста: предварительно подпружиненная

проволочная спираль протягивается по длине трубы и фиксируется с заданным шагом ^ (рис. 3б). Конструктивной особенностью проволочной спирали является наличие на окружности трех петлевых выступов, каждый через 120° по окружности. Наличие выступов на внешней стороне спирали позволяет закрепить ее в трубе коаксиально с требуемым зазором

к =

30 В

(7)

учетом скорости и = 0,85и , а

значения коэффициента X для гидравлически шероховатых труб по формуле А.Д. Альтшуля

Д = 0,11(А / В )0,25

Структура течения пристенного слоя при обтекании проволочной вставки-стента соответствует

турбулентному режиму течения в кольцевых каналах Коанда. Этот режим характерен удлиненной зоной интенсивной турбулентности,

прилегающей непосредственно к внутренней поверхности канала.

По данным исследований [17] длина развитой турбулентности в пристенной зоне может достигать значений I > (8..15)^п. Не затрагивая в настоящей работе вопросы

гидродинамики пристенного слоя с турбулизатором в виде спирального проволочного стента, следует ожидать увеличение скорости пристенного потока в 1,2-1,5 раза, по сравнению со скоростью течения теплоносителя в гладких трубах.

Для примера выполним оценку сравнительных показателей

эффективности серийного

водомасляного теплообменника дизеля 1А-5Д49 (обозначение «С») и усовершенствованного теплообменника со спирально-проволочными

турболизаторами пристенного потока (обозначение «У»).

В основу упрощенной методики расчета [5, 14] положены уравнения теплопередачи и теплового баланса

0м = Кт ■ Fт-А

(8)

В полуэмпирическом выражение Прандтля-Гуржиенко (7) численные значения Re следует определять с

где Кт - коэффициент теплопередачи от масла к воде Вт/м2К,

Дt - температурный напор между маслом и водой, °С.

Расчетная поверхность

охлаждения теплообменника

^ ' = ■

О

^м

Кт ■At

, м

(9)

Исходные данные. В соответствии со схемой и режимом работы теплообменника

принимаем:

О = 425 кВт .

м

тепловыделение дизеля в масло; подача масляного и водяного насоса, соответственно, 0,0223 м3/с (80 м3/ч) и 0,022 м3/с (80 м3/ч); температура масла

на входе в теплообменник г" = 85 С, температуру масла на выходе из теплообменника г'' = 75 С,

м '

г"д = Си = 70,46 С , внутренний

диаметр трубок теплообменника = 8,0 мм, наружный диаметр трубок

теплообменника = 10,0 мм,

расстояние между трубками в трубной доске 8 = 3,0 мм , количество ходов

воды в теплообменнике = 3.

Сведем расчетные зависимости и результаты расчета в табл.1.

Таблица 1

Расчетные зависимости и результаты расчета

№ п/п

Расчетные зависимости и справочные данные

Значения параметров для исполнений

С

У

1

3

4

Массовый расход масла, кг/с Ом = Ум ■ рм

19,4 (80,5 м3/ч)

Массовый расход воды, кг/с Ов = Ув ■ рв

21,7 (80 м3/ч)

Средняя температура масла в теплообменнике, °С

г

М ср

г' + г"

м_м_

2

80,0

Температура воды на выходе из теплообменника, °С

0-м _^ + 0-м

г" = г' +

вдм вдм

Срвд вд

75

Срвд ■ Кд ■Рв

вд

Средняя температура воды в теплообменнике, °С

г

вдср

г" + г"

вдм вд 2""

72,7

Физические параметры воды для средней температуры 72,7 °С:

- плотность рвд = 976 кг / м3,

- коэффициент динамической вязкости /Лвд = 0,4 ■ 10 3 Па ■ с ,

- удельная теплоёмкость С д = 4,21 ■ 103 Дж / кг ■ К,

- коэффициент теплопроводности А д = 0,66 Вт / м • К,

- коэффициент кинематической вязкости Увд = 0,4 ■ 10 6 м2 / с

2

1

2

3

4

5

6

1 2 3 4

7 Физические параметры масла М14В для средней температуры 80,0°С: - плотность р = 868 кг / М, ' м 5 - теплоёмкость С = 2,19• 103 Дж/ кг-К, р.м ~ г' 5 - коэффициент теплопроводности А = 0,1196 Вт / м- К, - коэффициент кинематической вязкости Ум = 0,18-10 4 м2 / с.

8 Скорость движения охлаждающей воды Увд в пристенном слое трубки, ограниченном стенкой и коаксиальной проволочной вставкой, м/с: - при подаче 1,00нас (80 м3/ч) - при подаче 0,750нас (60 м3/ч) - при подаче 0,50нас (40 м3/ч) 1,3 0,97 0,65 1,62 1,21 0,81

9 Коэффициент гидравлического трения (Дарси) ГА!0,25 А= 0,11 — = 0,059 а \ в У 0,059 0,066

Потери напора, м 1 V \ а • 2 g - при подаче 1,00вд - при подаче 0,750вд - при подаче 0,5- Овд 1,08 0,60 0,27 1,2 0,67 0,30

10 Число Рейнольдса для потока жидкости в трубках при подаче 1,00вд и температуре 72,7°С т> „ -увд" авд вд = Увд 24760 30857

11 Критерий Прандтля при температуре 72,7 °С р _ Увд ' Ср.вд ' рвд РГвд = - Авд 2,6

12 Критерий Нуссельта (по В. Мак-Адамсу) КиВд = 0,023 • Ке0д8 • Рг°'4. 108 139

13 Коэффициент теплопередачи от внутренней стенки трубки к воде, Вт/м2К «,= в.'1" вд 1 ав 8910 10642

14 Скорость движения масла Ум между перегородками теплообменника, м/с 1,6

1 2 3 4

15 Число Яем при температуре масла в теплообменнике 80 °С _ V • 8 Яе„ = м м Vм 266

16 Число Прандтля при температуре масла 75°С V • С •р р^. м р.м ' м м А м 284

17 Принимаем температуру стенки трубки > ¡вдср 74

18 Критерий Прандтля при температуре стенки = 74 ОС гст /4 С р ^^м р.м Рм мст * Ам 340

19 Критерий Нуссельта (по температуре стенки г'ст = 7 / Шмгт = 0,021- Яе0/ • Рг°'43 • М С! ' м м V М.А. 4 ос 0 Рг„ 1 м Рг чХ1МСГ J Михееву) при 5,25 30,5

20 Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке трубки при температуре стенки 73°С, Вт/м2К МиМСТ ■ А* = - м О м 1218

21 Температура стенки трубки ^ вдср 4 1> - (при Ч! м Кавд J а'м =ам), °С м м • г мср 73

стр 1 4 м Чд \ /

22 Коэффициент теплопередачи охлаждающей воде, Вт/м2 К ТГ _ аед ■ам кт г , а авд 4ам • -Н от масла к \ 1048

23 Температурный напор Дt между маслом и водой (г' -г"л )-(г"-г, ) . ум вдм / ум вдср / Аг = Г Г- г" ^ г} ^ | м вдм , ё г" - г 1 V м вдср J 5,3

1 2 3 4

24 Значение ^' расчетной поверхности охлаждения теплообменника, м2 р' _ К 77,8

25 Показатель тепло-гидродинамической эффективности Зтг = (Nu/Nuгл)/(Ahвд / Дhвд.гл) для труб с плотно установленными спирально-проволочными вставками при расходах воды:

О1 = Шв 1,14

О2 = 0,75^в 1,26

Оз = 0,5^в 1,41

26 Показатель Зтг = (№/Шгп)/(^гп) для труб со спиральными проволочными вставками с зазором относительно стенки при расходах воды:

01 = Шнв 1,18

О2 = 0,75•Gнв 1,з2

Оз = 0,5•Gнв 1,46

27 Показатель Зтг = (№/Шгп)/(^гп) для труб со спиральной накаткой при расходах воды: О1 = 1•Gнв 1, 2

02 = 0,75•Gнв 1,з5

Оз = 0,5^нв 1,49

28 Принятие решения. По показателю Зтг способ интенсификации теплообмена для труб со спиральной

накаткой (поз. 27) и способ для труб со спиральными проволочными вставками с

зазором относительно стенки (поз. 26) примерно равноценны (рис 9). Однако по

стоимости материалов и трудоемкости работ способ (поз. 27) в 5-8 раз дороже.

Для модернизации существующих и проектируемых конструкций трубчатых теплообменников по техническим и экономическим преимуществам, наиболее

оправданным и рациональным является применение способа (поз. 26). Окончательно выбираем метод интенсификации теплообмена со спиральными

проволочными вставками и установленными с зазором относительно стенки.

1 - кольцевая накатка; 2 - спиральные проволочные вставки; 3 - винтовая накатка

Рис. 9. Сравнительная оценка комплексного показателя теплогидродинамической эффективности различных методов интенсификации теплообмена

Выводы

Низкая теплорассеивающая

способность ТУ обусловлена нарушением структуры турбулентного потока по сечению трубок охладителя (большая турбулентность имеет место в средней части потока) и уменьшения скорости воды в пристенных слоях. Течение теплоносителя в таком режиме приводит к потере от 30 до 45% теплорассеивающей способности

радиаторов.

Предложено усовершенствовать ТУ системы охлаждения тепловозного дизеля путем дополнения в их конструкции устройств,

интенсифицирующих конвективный теплообмен в пристенных слоях жидкости трубок охлаждения. Организованное турбулентное

перемешивание, преимущественно в пристенной зоне движения потока трубки, существенно увеличивает (от 20

до 50%) теплорассевающую способность водовоздушных секций радиаторов и водомаслянных теплообменных устройств.

Выполнена сравнительная оценка комплексного показателя

теплогидродинамической эффективности различных методов повышения теплообмена в трубчатых ТУ. Показано, что наиболее рациональным устройством,

интенсифицирующим турбулентное течение жидкого теплоносителя в пристенном слое с развитой вихревой циркуляцией, является проволочная однозаходная спираль, помещаемая при сборке ТА внутрь каждой трубки охлаждения. Для увеличения

протяженности пристенной зоны турбулентности проволочная спираль имеет на внешней стороне петлевые выступы, обеспечивающие её коаксиальное положение в трубке.

Список литературы:

1. Справочник по теплообменникам. В 2-х т.: Пер. с англ./ Под ред. Б.С. Петухова и В.К. Шикова.

- М.: Энергоатомиздат, 1987.

2. Андреев В.А. Теплообменные аппараты для вязких жидкостей. «Энергия», Л., 1971.

3. Назмеев Ю.Г. Обобщение опытных данных по теплоотдаче в трубах с ленточным завихрителями / Ю.Г. Назмеев, Н А. Николаев. - М.: Теплоэнергетика. - 1980. - № 3. - С. 5152.

4. Бажан П.И. Справочник по теплообменным аппаратам / П.И. Бажан, Г.Е. Каневец, В.М. Селиверстов.

- М.: Машиностроение, 1989. - 366 с.: ил.

5. Охладители водомасляные. Методы расчета. Проект руководящего технического материала. - Ленинград: ЦНИДИ, 1981. - 102 с.

6. Бажан П.И. Расчет и конструирование охладителей дизелей / П.И. Бажан. - М.: Машиностроение, 1981. - 168 с.

7. Тепловозы. Методы расчета систем охлаждения дизелей. РТМ 24.040.22 - 95.

8. Справочник по теплообменникам в двух томах: пер. с англ. Т. 1 / под ред. Б.С. Петухова, В.К. Шикова. - М.: Энергоатомиздат, 1987. -581 с.

9. Конструкция, расчет и проектирование локомотивов / А.А. Камаев [и др.]. - М.: Машиностроение, 1981. - 351 с.

10. Куликов Ю.А. Системы охлаждения силовых установок тепловозов / Ю.А. Куликов - М.: Машиностроение, 1198. - 280 с.

11. Кузьмич В.Д. Тепловозы: основы теории и конструкция / В.Д. Кузмич - М.: Транспорт, 1991. - С. 354.

12. Горин В.И. Усовершенствование характеристик водовоздушных секций радиаторов и охлаждающих устройств отечественных тепловозов / Вестник ВНИИЖТ. - №6. -2014. - С. 50-57.

13. Горин В.И., Горин А.В. Отличительные признаки секций водовоздушного радиатора тепловоза // Локомотив. - 2014. - № 7. - С. 56 - 58.

14. Пузанков А.Д., Емельянов Ю.В. Выбор основных параметров, расчёт и конструирование тепловозов / Методические указания. Часть 1, 2-М.: МИИТ, 2003. - 64 с.

15. Ажиппо А.Г. Компактные теплообменники из пучков труб с винтовым оребрением для транспортных средств/ [под ред. д.т.н., проф. Куликова Ю.А.]. - Луганск: Элтон-2, 2011. - 201 с.

16. Камаев В.А. Топливные и масляные системы локомотивов / В.А. Камаев, С.В. Никитин. - Тула: Тульский политехнический институт, 1977.

17. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. Интенсификация теплообмена в каналах. 3-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1990. - 208 с.

18. Интенсификация теплообмена: учеб. пособие / [В.Н. Белозерцев, В.В. Бирюк, А.И. Довгялло и др.]. - Самара: Изд-во Самарского университета, 2018. - 208 с.: ил.

19. Попов А.И. Промышленное применение интенсификации теплообмена - современное состояние проблемы (обзор) / А.И. Попов, Ю.Ф. Гортышов, В.В. Олимпиев // Теплоэнергетика. - 2012. - № 1. - С. 3 -14.

20. Теплогидравлическая эффективность перспективных способов интенсификации теплоотдачи в каналах теплобменного оборудования: Интенсификация теплообмена:

монография / Ю.Ф. Гортышов, И.А. Попов, В.В. Олимпиев и др. / под общ. ред. Ю.Ф. Гортышова. Казань: Центр инновационных технологий, 2009.

21. Попов И.А., Махянов Х.М., Гуреев В.М. Физические основы и промышленное применение интенсификации теплообмена: Интенсификация теплообмена: монография / под общ. ред. Ю.Ф. Гортышова. Казань: Центр инновационных технологий, 2009.

22. Ажиппо А.Г. Исследование теплообмена при внутреннем течении капельной жидкости в трубках с винтовой накаткой / А.Г. Ажиппо, Г.И. Нечаев, Ю.А. Куликов, А.В. Кущенко // Вюник Схщноукра'шського нацюнального ушверситету iM. В. Даля. - 2006. - № 7 (101). - С. 32-36.

23. Назмеев ЮГ. Интенсификация теплообмена при течении вязкой жидкости в трубах с винтовой накаткой / Ю.Г. Назмеев, И.А. Конахина. - М.: Теплоэнергетика. -1993. - № 11. - С. 59-62.

Аннотации:

В работе показано, что относительно низкая теплорассеивающая способность теплообменных устройств тепловозов обусловлена нарушением структуры турбулентного потока по сечению трубок охладителя (большая турбулентность имеет место в средней части потока) и уменьшения скорости воды в пристенных слоях. Течение теплоносителя в таком режиме приводит к потере от 30 до 45% теплорассеивающей способности теплообменных устройств. Предложено усовершенствовать теплообменные устройства водовоздушной и водомасляной систем охлаждения тепловозного дизеля путем дополнения в их конструкции устройств, интенсифицирующих конвективный

теплообмен в пристенных слоях жидкости трубок охлаждения. Организованное турбулентное перемешивание,

преимущественно в пристенной и промежуточной зонах движения потока трубки, увеличивает (от 20 до 50%) эффективность

теплообмена водовоздушных секций радиаторов и масляных теплообменников. Выполнена сравнительная оценка комплексного показателя теплогидродинамической эффективности

различных методов повышения теплообмена в трубчатых теплообменных устройствах. Показано, что наиболее рациональным устройством, интенсифицирующим

турбулентное течение жидкого теплоносителя в пристенном слое с развитой вихревой циркуляцией, является проволочная

однозаходная спираль, помещаемая при сборке внутрь каждой трубки охлаждения. Для увеличения протяженности пристенной зоны турбулентности проволочная спираль устанавливается коаксиально с зазором относительно стенки трубки.

Ключевые слова: конвективный теплообмен, система охлаждения,

турбулентность, теплорассеивающая

способность, радиаторы, масляные

теплообменники.

The paper shows that the relatively low heat dissipation capacity of the heat exchange devices of locomotives is due to a violation of the structure of the turbulent flow along the section of the cooler tubes (large turbulence occurs in the middle part of the flow) and a decrease in the water velocity in the wall layers. The flow of the coolant in this mode leads to a loss of 30 to 45% of the heat dissipation capacity of heat exchange devices. It is proposed to improve the heat exchange devices of the water-air and water-oil cooling systems of diesel diesel by supplementing in their design devices that intensify convective heat exchange in the wall layers of the liquid of the cooling tubes. Organized turbulent mixing, mainly in the wall and intermediate zones of the tube flow, increases (from 20 to 50%) the efficiency of heat exchange of water-air sections of radiators and oil heat exchangers. A comparative evaluation of the complex indicator of the thermal and hydrodynamic efficiency of various methods of increasing heat transfer in tubular heat exchange devices has been performed. It is shown that the most rational device that intensifies the turbulent flow of a liquid coolant in a wall layer with a developed vortex circulation is a single-pass wire spiral placed inside each cooling tube during assembly. To increase the length of the wall turbulence zone, the wire spiral is installed coaxially with a gap relative to the tube wall.

Keywords: convective heat exchange, cooling system, turbulence, heat dissipation capacity, radiators, oil heat exchangers.