CC BY
56
УДК 536.24
ВЛИЯНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТРУБНОГО ПУЧКА НА ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ВОЗДУХООХЛАЖДАЕМЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ С УЧЁТОМ НЕСТАЦИОНАРНЫХ РЕЖИМОВ ИХ РАБОТЫ
С.В. Дахин, И.Г. Дроздов, В.И. Ряжских
Рассматривается влияние геометрических характеристик оребрённой поверхности теплообменных трубок в малорядных трубных пучках на основные характеристики воздухоохлаждаемых теплообменников. Для этой цели предлагается математическая модель, где проводится дробление поверхности теплообмена по ходу греющего теплоносителя на п равных по длине элементов, которые по ходу воздуха ограничены половиной расстояния между соседними поперечными рядами трубок. Таким образом, выделяются п х т расчётных объёмов, в каждом реализуется модель "идеальное вытеснение - идеальное перемешивание", которая в рамках модели с сосредоточенными параметрами сводится к задаче распределения по расчётным объёмам элементарных тепловых потоков. Предлагаемый подход позволяет непосредственно определить температурный напор между теплоносителями без привлечения дополнительных функций, точно определить которые для сложных схем течения достаточно проблематично, моделировать работу теплообменника с результатом, аналогичным результату численного интегрирования дифференциальных уравнений теплопередачи и теплового баланса, но без привлечения специальных средств или пакетов программирования, что ускоряет и удешевляет процесс, и моделировать различные схемы течения теплоносителей при минимуме итерационных процедур.
Результаты моделирования показали, что наиболее существенное влияние на тепловую мощность аппарата оказывают высота ребра, материал поверхности теплообмена и наружный диаметр теплообменной трубки, а шаг и толщина ребра, поперечный и диагональный шаги трубного пучка имеют меньшее влияние.
Для моделирования работы теплообменника на нестационарных режимах получено аналитическое выражение, позволяющее оценить время выхода на стационарный режим в зависимости от условий теплообмена, геометрических характеристик и материала теплообменной поверхности. Безразмерный вид полученного выражения является универсальным, т.е. позволяет получать решения для любых типов поверхностных теплообменных устройств без каких-либо ограничений.
Показана возможность интенсификации теплоотдачи со стороны ребра, которая приводит к уменьшению массы аппарата до 40 %, что приводит к уменьшению габаритов аппарата и времени выхода на стационарный режим работы. При этом из-за малорядности трубного пучка рост гидродинамического сопротивления не приводит к заметному увеличению потребной мощности на прокачку теплоносителя
Ключевые слова: рёбра, нестационарный режим, лунки, интенсификация
Воздухоохлаждаемые теплообменные аппараты используются практически во всех отраслях народного хозяйства: промышленности, энергетике, предприятиях перерабатывающих сельскохозяйственную продукцию и т.д., а так же при охлаждении компонентов радиоэлектронных устройств.
Относительно низкий коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха компенсируется оребрением поверхности теплообмена, величина которого выбирается из условия равенства внешних термосопротивлений при теплопередаче.
По конструкции поверхности теплообмена, воздухоохлаждаемые теплообменники являются трубчатыми аппаратами, не имеющими в традиционном понятии корпуса - трубный пучок не имеет герметизации межтрубного пространства, устанавливаются лишь боковые стенки, равные длине труб.
В зависимости от назначения и условий применения такие теплообменники различаются по размерам - от нескольких сантиметров (охлаждение электронных компонентов), до сотен метров (градирни с естественной тягой), а так же по дизайну.
Несмотря на всё многообразие видов и форм воздушных теплообменников можно выделить обя-
зательные для всех конструктивные элементы - оре-брение поверхности со стороны воздуха и крайне небольшая толщина аппаратов, т.е. по ходу потока воздуха эти теплообменники имеют 1 - 8 рядов трубок. Последнее связано с малой теплоёмкостью воздуха и увеличение количества рядов больше некоторого предельного числа не приведёт к повышению тепловой производительности аппарата.
Существенная зависимость коэффициента теплоотдачи оребрённой поверхности трубных пучков от множества факторов (форма и геометрия ребра, расстояние между рёбрами, характеристики самого трубного пучка, возможность интенсификации теплоотдачи на ребре), не позволяет однозначно выделить наиболее значимые для повышения эффективности аппарата. Задача ещё более усложняется для теплообменников, работающих при нестационарных нагрузках.
Для сравнительной оценки влияния различных факторов на тепловую производительность воздухо-охлаждаемых теплообменников воспользуемся моделью типа "идеальное вытеснение - идеальное перемешивание" (рис. 1). Здесь для потока жидкого теплоносителя (индекс 1) рассматривается модель "идеального вытеснения", а для воздуха (индекс 2) модель "идеального перемешивания"; G1,L2 - массовый расход греющего теплоносителя и воздуха соответственно, кг/с; d, D - диаметр теплообменной трубки и круглого поперечного ребра, м.
Дахин Сергей Викторович - ВГТУ, канд. техн. наук,
доцент, e-mail: svdakhin@ya.ru
Дроздов Игорь Геннадьевич - ВГТУ, д-р техн. наук,
профессор, e-mail: drozdov ig@mail.ru
Ряжских Виктор Иванович - ВГТУ, д-р техн. наук,
профессор, e-mail: ryazhskih vi@mail.ru
M
i=n-1
L2, a
Рис. 1. Принципиальная схема модели
Математическую модель такого теплообменника можно записать в виде [1]:
/А, ОТ = -А, § - (1)
от д1 Ь
С/
УСЛ оТ = ('2 - 4 )+кР А/. (2)
Здесь /, - площадь поперечного сечения зоны вытеснения, м2; Су1, Су2 - изохорные теплоёмкости единицы объёма греющего и нагреваемого теплоно-
сителей соответственно,
Дж/(м3Я); t2
темпе-
ратура греющего и нагреваемого теплоносителей соответственно, верхний индекс "штрих" означает вход в зону идеального перемешивания, "два штриха" - выход, 0С; т - время, с; V,, У2 - объёмный расход греющего и нагреваемого теплоносителей соответственно, м3 /с ; V - объём зоны идеального перемешивания, м3; ^ - площадь поверхности теплообмена, м2; Ь - длина зоны идеального вытеснения, м; I - длина теплообменной поверхности, м; к - коэффициент теплопередачи, .бда/(м2 ^); А/ = - /2 - температурный напор, К.
Так как конструкция теплообменника не предполагает реверс обоих теплоносителей (для воздуха это энергетически не оправдано), то остановимся на реализации интервально-итерационного расчёта, который в рамках модели с сосредоточенными параметрами сводится к задаче распределения по расчётным объёмам элементарных тепловых потоков Qj¡. Методика предполагает дробление поверхности
теплообмена по ходу греющего теплоносителя на п равных по длине элементов, которые по ходу воздуха ограничены половиной расстояния между соседними поперечными рядами трубок. Таким образом выделяются п х т расчётных объёмов, в каждом из которых реализуется модель "идеальное вытеснение - идеальное перемешивание" и теплофизические свойства теплоносителей можно с достаточной достоверностью считать постоянными.
Исходными данными принимаются: температура теплоносителей t1, t", t2, °C ; массовый расход греющего теплоносителя G1, кг/с; тепловая мощность Q , Вт (t" может быть не задана и однозначно определена по уравнению теплового баланса); теплофизические свойства теплоносителей, причём их зависимость от температуры известна; размеры элементов теплообменной поверхности.
Полагая, что в пределах выделенного элемента температура и теплофизические свойства теплоносителей постоянны, постоянными и равными средним значениям будут коэффициенты теплоотдачи
а,.. = const, a2i = const, следовательно иk„ = const.
11 2J' J'
Коэффициенты теплоотдачи определяются для конкретной геометрии поверхности теплообмена, например по [2].
Тепловой поток выделенного элемента определяется по уравнению теплопередачи
Q i = kjFjAt, , Вт,
(3)
где Atj, =(tij, - t2j ), K.
Тепловая мощность теплообменника опреде-
лится как
Q = ХХ Q,
(4)
J=1 i=1
Моделирование гидродинамических процессов проводилось для аппарата в целом без разделения на расчётные элементы при допущении, что сопротивление последовательно включённых элементов равно сумме их отдельных сопротивлений и сводится к определению мощности на валу насоса или вентилятора, необходимого для перемещения теплоносителя через аппарат.
Для моделирования теплогидравлических процессов принимаем конструкцию блока воздушного охлаждения гибридной системы локальной термостабилизации электронных модулей на основе микроканальных теплообменников и термоэлектрических преобразователей [3].
Интервально-итерационные расчёты математических моделей теплообменных аппаратов аналогичны численному интегрированию дифференциальных уравнений теплопередачи и теплового баланса с изменяющимися в ходе каждой итерации граничными условиями, и позволяют проанализировать влияние изменения какого-либо параметра. Модель позволяет непосредственно определить температурный напор между теплоносителями без привлечения дополнительных функций, точно определить которые для сложных схем течения достаточно проблематично.
Выбираем геометрию воздухоохлаждаемого теплообменного аппарата как пять последовательно соединённых по воде оребрённых трубок по I, = 0,2м каждая. Оребрение выполнено в виде круглых рёбер постоянной толщины. По ходу воздуха трубки составляют один поперечный ряд, исключение для варианта при анализе влияния диаго-
нального шага пучка 5"2, где трубки расположены в шахматном порядке. Материал теплообменника -медь с коэффициентом теплопроводности Хм = 400 Вт/(м ■ К).
Для оценки влияния геометрических факторов, свойств материала и температуры воздуха на тепловую мощность и потери давления теплообменного аппарата, принимаем за базовый вариант следующие результаты моделирования: тепловая мощность Q6m = 565Вт ; температура воды на выходе ^ = 54,3°С; диаметр теплообменной трубки а^/а6^ = 5/3,4мм ; диаметр ребра В6аз = 40мм;
толщина ребра 86ааз = 0,5мм ; шаг рёбер И6"3 = 1мм; поперечный (по ходу воздуха) шаг трубного пучка S1&3 = 40мм ; скорость воды w1 = 1,98 м/с ; скорость воздуха w2 = 5 м/с ; потери давления по воде и воздуху Ар6,03 = 1550Па, Арб"3 = 4,95Па .
Оценка точности проводилась численным сравнением значения тепловой мощности при изменении числа расчётных ячеек. Сравнивались результаты при п = 5, 25, 50, 100, 250, 500, 1000 ячеек (рис. 2), видно, что увеличение числа расчётных ячеек более 100 не приводит к существенному изменению результата.
Ад, 6
% 5
4 3 2 1
0
5 50 500
Рис. 2. Относительная погрешность моделирования
Варьируем следующими величинами в указанном диапазоне: В = 25 + 55мм; S1 = 40 + 60мм;
S2 = 44 + 66мм; И = 0,5+ 1,0мм; 8 = 0,25 + 1,0мм; а2 = 5 + 10 мм; Х= 15 + 400 Вт/(м ■ К); t2 = 0 + 60°С. Для корректности сравнения изменяем только один параметр - остальные характеристики аппарата остаются без изменений.
Результаты сравнения удобно представить графически в безразмерном виде, причём не сами функции, а линии их тренда (рис. 3). По оси ординат отложим безразмерную тепловую мощность Y = Qx|Qx6аз, по оси абсцисс изменяемые величины в безразмерном виде X = fJ fxбccз, где
Qx =
Л(^);
fз(S,2);
f^(h)^;
f5(8);
f7(t,2);
Q баз _
¡В); Ш6аз);
fз (S2
т6"3);
и86т);
Шбаз); f7(t26аз); Ш26аз)
(5)
Нумерация линий соответствует номеру в (5).
Y
1,2
1,1
0,9 -
0,8
0,7 -
0,6
0
0,5 1 1,5 2
X
Рис. 3. Линии тренда зависимости тепловой мощности от различных факторов
Некоторое расхождение линий в точке (1;1) связано с тем, что нелинейные функции заменены линейной аппроксимацией, но в нашем случае такая замена допустима.
Анализ рис. 3 позволяет, по величине углового коэффициента линии тренда, выделить четыре группы по степени влияния на тепловую производительность аппарата: максимальное; существенное; достаточное и незначительное.
Максимальное влияние оказывает, очевидно, температура воздуха на входе (линия 7).
Существенное влияние оказывают диаметр (высота) ребра (линия 1), материал поверхности
1
теплообмена (линия 6) и наружный диаметр тепло-обменной трубки (линия 8).
Достаточное влияние оказывают шаг (линия 4) и толщина ребра (линия 5).
Незначительное влияние оказывают поперечный (линия 2) и диагональный (линия 3) шаги трубного пучка.
Изменение Ар, интереса не представляет, а для Ар2 применим алгоритм как для Q, при этом У = рх/рхбсв. Результаты представлены на рис. 4, обозначения соответствуют рис. 3.
Y 1,3
1,1
0,9
0,7
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2 X
Рис. 4. Линии тренда зависимости перепада давления по воздуху от различных факторов
Здесь можно выделить две группы факторов, влияющих на перепад давления по воздуху: существенное и незначительное.
Существенное влияние оказывают поперечный шаг трубного пучка (линия 2) и наружный диаметр теплообменной трубки (линия 8).
Незначительное влияние оказывают диаметр (высота) ребра(линия 1), диагональный (линия 3) шаг трубного пучка, шаг (линия 4) и толщина ребра (линия 5), материал поверхности теплообмена (линия 6) и температура воздуха на входе (линия 7). Эти линии на рисунке не показаны.
Одним из способов повышения эффективности воздушного охлаждения, следовательно, повышения компактности, является применение рельефных рёбер, например со сферическими лунками. Предполагается, что это одновременно решает две задачи: за счёт увеличения площади поверхности снижается термическое сопротивление теплоотдачи (так называемое "оребрённое ребро"), а за счёт образования вихревого течения интенсифицируется сам процесс теплоотдачи, уменьшая потребную площадь теплообмена [4], [5].
Так как совокупность рёбер на трубках можно рассматривать как совокупность плоских каналов для воздуха, то влияние определяющих режимных параметров потока и конструктивных параметров интенсификаторов на среднюю теплоотдачу в каналах можно проследить на примере зависимости [6]:
Ыи
Ыип
= 1,0 + 6,183
/ \ 1,162 'О
V < у
(6)
где Ыи0 - критерий Нуссельта для гладкой поверхности канала; кл и йл - глубина и диаметр лунки соответственно.
Если принять, что к/ёл = 1 и кл/ёл = 0,25, а так как к = 1мм, то ¿л = 1мм и кл = 0,25мм . В этом случае коэффициент теплоотдачи со стороны ребра увеличится в 2,24 раза, что приведёт, по результатам моделирования, к уменьшению поверхности теплообмена на 11 %, а массы аппарата до 42 %. При этом, из-за малорядности трубного пучка в теплообменнике, рост гидродинамического сопротивления не приведёт к заметному увеличению потребной мощности на прокачку теплоносителя.
Нестационарные режимы при работе воздухо-охлаждаемого теплообменника могут иметь место в начальный период времени при включении аппарата, а также при резком изменении входных параметров - температуры и скорости теплоносителей. Моделирование нестационарной работы проводится после моделирования в стационарном режиме и определения конструктивных параметров.
Исходная математическая модель имеет вид:
dQ1 (т)
ёт
= «1^1
+ с(т)
- (т)
dQ2 (т)
-— = а2
ёт
** (т)-
/0 + / Г
22
(т)
dQ1 (т) ёт
dQ1 (т)
ёт
= ^ [/0 - 'Г(т)]; = G2cp 2 ['Г(т)- /0 ];
(т) - ^2 (т) = ¿Ш .
7 М рМ 7 ,
¿т ¿т
¿т
'Г(0 ) = /0 'Г(0 ) = /2
(7)
(8)
(9) (10)
(11)
(12) (13)
где а1, а2, , Е2, G1, G2, ср1, ср2 - коэффициенты
теплоотдачи, площадь поверхности теплообмена, массовые расходы, удельные изобарные теплоёмкости для соответствующего теплоносителя; Мм, с -масса и удельная изобарная теплоёмкость теплопе-редающей поверхности; /0, /20, /Г (т), /Г (т) -начальная и текущая температура соответствующих теплоносителей; /м (т) - текущая средняя температура стенки теплопередающей поверхности; т -время.
Начальная температура стенки в модели (7) -(13) не может быть определена заранее, а только из окончательного решения с выполнением общего теплового баланса.
^ . у» (0) = /Г2 (т)-/0 .
Обозначив: в =
М с d,
-м ры 1
/ 0 - / 0 '1 '2
2
2
c(0) =tw (т)
t0 -10 П '2
A = F2^2 d1 .
£,2 =
41,2) di,:
2nl
Nu12 =
ai,2 di,: Л.2
R^1,2 =
W1,2 d1,2
запишем уравнения
модели в безразмерном виде:
dqi (в)
dd
dq2 (в) de
= Nu,
2 re)-Tw (в)+2
= ANu„
Tw (в)-2 T20 (в )
^^ = ïiReiPri [1 - Ti»(e)] ; - = A£2 Re2 Pr2T2™(e) ;
de dq2 (e)
de
dqi (e) dq2 (e) _ dTw (e)
de
de
de
T™ (0) = 1; T2™ (0) = 0,
(14)
(15)
(16)
(17)
(18)
(19)
(20)
где Рг12, 2, 2 - критерий Прандтля и коэффициенты теплопроводности и кинематической вязкости соответствующего теплоносителя; а12 - гидравличе-
- ; (1,2)
ские диаметры со стороны теплоносителей; ку -коэффициент формы проходного сечения со стороны теплоносителей; w12 - скорость теплоносителей;
I - характерный размер теплопередающей поверхности.
Система (14) - (20) преобразуется в систему дифференциально-алгебраических уравнений относительно Т2 (0) и Т, (0):
dTw (e)
de
= Nu1
2 re)-Tw (e)+2
- ANu
Tw (e)--T2 (e)
dT (e) r , чП
-^у- = ïRexPrx [1 - r(e)]-
-A£2Re2Pr2T2™ (e) ;
щ [ 2 T1™(e)-tw (e)+2
= £RexPr [1 - T™ (e)] ;
(21)
(22)
(23)
Nu.
Tw (e)-2T2™(e)
= £Re2Pr2T'2 (e) ; (24)
T1™ (0) = 1; (25)
T2™ (0) = 0. (26)
Уравнения (21) и (22) эквивалентны, поэтому выразив из (23) и (24) соответственно Tj™ (0) и
T2™ (0) через Tw (0), получим:
2NUjTw (0)- Nu, + 2^,Pr,
T°(e) = -
t2™ (e) =
Nu1 + 2£1Re1 Pr1
2NuT (e)
(27)
(28)
шем
Nu2 + 2£2 Re2 Pr2 Подставляя (27) и (28), например, в (22), запи-
dTw (e) +
de
( 2£Nu1Re1Pr1 2A£2Nu2Re2Pr2 ^ Nu1 + 2£Re1Pr1 Nu2 + 2£Re2Pr2 ,
Nu1 - 2£ Re1Pr1 Nu1 + 2£1Re1 Pr1
Tw (e)= (29)
= ^Re^r +
Вводя обозначения:
2£1Nu1Re1Pr1
Q = -
2A£ Nu2 Re2 Pr2 Nu1 + 2£ Re1Pr1 Nu2 + 2£ Re2 Pr2
T = ^Re^r
( Nu - 2£Re,Pr^ 1 + 1 1 1 1
Nu1 + 2£1Re1Pr1 уравнение (29) примет вид:
dTw (e)
de
-+QTw (e) = m,
(30)
(31)
(32)
решение которого в формулировке задачи Коши таково:
m
Tw (e) = Tw (0)exp(-Qe) + -[1 -exp(-ne)]. (33)
Из (25) и (27) следует, что Tw (0) = 1.
(34)
Моделирование работы теплообменного аппарата на нестационарных режимах проводилось для различных материалов - медь, алюминиевый сплав, высоколегированная сталь при Q = const, а также для варианта при интенсификации теплоотдачи со стороны ребра при различной температуре воздуха. Результаты моделирования для tt2 = 50°С представлены на рис. 5, где 1 - алюминиевый сплав; 2 - то же, при интенсификации теплоотдачи; 3 - высоколегированная сталь.
Медь и алюминиевый сплав показали практически идентичные результаты. Это связано с тем, что потребная масса меди почти в три раза больше необходимой массы алюминиевого сплава, а теплоёмкость меди, в свою очередь, практически в три раза меньше теплоёмкости алюминиевого сплава.
1,2
0 30 60 90 120 150
т, с
Рис. 5. Время выхода теплообменного аппарата на стационарный режим
Для стального теплообменника необходимо увеличить площадь теплообмена, что приведёт к увеличению массы аппарата до 5,7 кг.
Время необходимое для изменения температуры стенки не хуже чем на 0,1 % составит для алюминиевого сплава - тА = 50с , для высоколегированной стали - т,е = 70с. Полная стабилизация тем-0,1
пературы стенки наступит для алюминия через тА' = 140с, для стали через т,е = 180с.
Для интенсифицированного варианта теплооб-менного аппарата из-за уменьшения массы время выхода на стационарный режим сократилось и составило т01 = 30с и т = 80с.
Изменение температуры воздуха на входе в аппарат хотя и даёт снижение температуры воды на выходе в соответствии с увеличением тепловой производительности, однако время стабилизации температуры стенки увеличивается и составляет:
при /2 = 30°С - т01 = 50с, т = 90с ;
при /2 = 0°С - т0Д = 60с, т = 90с .
Но так как характер зависимости не меняется, чтобы не загромождать рисунок, линии не показаны.
Увеличение времени установления теплового равновесия при уменьшении температуры воздуха происходит из-за увеличения температурного напора между теплоносителями, что, следовательно, приводит к повышенному количеству теплоты передаваемой через поверхность теплообмена.
Применение уравнения (33) в рамках интер-вально-итерационного расчёта к отдельной ячейке, позволяет определить время выхода отдельных частей поверхности теплообмена на стационарный режим:
/м = Я(1, ,т), (35)
где 1, - линейная геометрическая характеристика или "длина" поверхности теплообмена.
Таким образом, предлагаемый в статье подход позволяет моделировать работу теплообменника с результатом, аналогичным результату численного
интегрирования дифференциальных уравнений теплопередачи и теплового баланса, но без привлечения специальных средств или пакетов программирования, что ускоряет и удешевляет процесс моделирования различных схем течения теплоносителей при минимуме итерационных процедур.
Полученное аналитическое выражение для моделирования работы теплообменника на нестационарных режимах является универсальным и позволяет получать решения для любых типов поверхностных теплообменных устройств без каких-либо ограничений.
Показана возможность интенсификации теплоотдачи со стороны ребра, которая приводит к уменьшению массы, габаритов и времени выхода аппарата на стационарный режим работы.
Результаты моделирования позволяют выделить геометрические характеристики оребрённого трубного пучка, имеющие наибольшее влияние на исследуемый параметр, которые, вместе с учётом времени выхода на стационарный режим, можно использовать при оптимизации работы теплообмен-ного аппарата в дальнейшем.
Работа выполнена при финансовой поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации в рамках Федеральной целевой программы (Соглашение №14.577.21.0202, уникальный идентификатор RFMEFI57715X0202).
Литература
1. Бондарь, А.Г. Математическое моделирование в химической технологии [Текст] / А.Г. Бондарь. - Вища школа. - 1973. - 280 с.
2. Бажан, П.И. Справочник по теплообменным аппаратам [Текст] / П.И. Бажан, Г.Е. Каневец, В.И. Селиверстов. - М.: Машиностроение. - 1989. - 367 с.
3. Разработка моделей основных процессов в элементах гибридной системы локальной термостабилизации. Математическое моделирование [Текст] // Отчет о ПНИЭР за 2 этап (№ гос. регистрации АААА-А15-115121050105-0).
4. Дахин, С. В. Влияние рельефа поверхности тонкого прямого ребра на изменение его температуры [Текст] / С. В. Дахин // Вестник Воронежского государственного технического университета. - 2011. - Т. 7. - № 3. - С. 68-70.
5. Дахин, С. В. Экспериментальное исследование температурного поля плоской профилированной пластины [Текст] / С. В. Дахин, Н. А. Палихов. // Вестник Воронежского государственного технического университета.-2012. - Т. 8. - № 7-1. - С. 98-101.
6. Теплогидравлическая эффективность перспективных способов интенсификации теплоотдачи в каналах теплообменного оборудования: монография [Текст] / Ю.Ф. Гортышов, И.А. Попов, В.В. Олимиев, А.В. Щелчков, С.И. Каськов. - Казань: Центр инновационных технологий, 2009. - 531 с.
Воронежский государственный технический университет
INFLUENCE OF GEOMETRICAL CHARACTERISTICS OF THE PIPE BUNCH ON KEY PARAMETERS OF AIR-COOLED HEAT EXCHANGERS TAKING INTO ACCOUNT THE NON-STATIONARY MODES OF THEIR WORK
S.V. Dakhin, Candidate of Technical Sciences, associate Professor, Voronezh State Technical University, Voronezh, Russian Federation, e-mail: svdakhin@ya.ru
I.G. Drozdov, Doctor of Technical Sciences, Professor, Voronezh State Technical University, Voronezh, Russian Federation, e-mail: drozdov ig@mail.ru
V.I. Ryazhskikh, Doctor of Technical Sciences, Professor, Voronezh State Technical University, Voronezh, Russian Federation, e-mail: ryazhskih vi@mail.ru
Influence of geometrical characteristics of an finned surface of heatexchange tubes in low-line pipe bunches on the main characteristics of air-cooled heat exchangers is considered. For this purpose the mathematical model where crushing of a surface of heat exchange on the course of the heating heat carrier is carried out on is offered n elements, equal on length, which on the course of air are limited to a half of distance between the next cross ranks of tubes. Thus are allocated n x m settlement volumes, in everyone the "ideal replacement-ideal hashing" model which, within model with the concentrated parameters is realized, reduced to a problem of distribution of settlement volumes of elementary thermal streams. The offered approach allows to define directly a temperature pressure between heat carriers without attraction of additional functions, to define precisely which for difficult schemes of a current is rather problematic, to model operation of the heat exchanger with the result similar to result of numerical integration of the differential equations of a heat transfer and thermal balance, but without attraction of special means or packages of programming that accelerates and reduces the price of process and to model various schemes of a current of heat carriers at a minimum of iterative procedures.
Results of modeling showed that the most significant effect on the thermal power of the device is had edge height, material of a surface of heat exchange and outer diameter of a heatexchange tube, and the step and thickness of an edge, cross and diagonal steps of a pipe bunch have smaller influence.
For modeling of operation of the heat exchanger on the non-stationary modes the analytical expression allowing to estimate time of an exit to the stationary mode depending on conditions of heat exchange, geometrical characteristics and material of a heatexchange surface is received. The dimensionless type of the taught expression is universal, i.e. allows to receive decisions for any types of heatexchange devices without any restrictions.
The possibility of an intensification of a thermolysis from an edge which leads up to 40% to reduction of mass of the device that leads to reduction of dimensions of the device and time of an exit to a stationary operating mode is shown. At the same time, because of a low-lane of a pipe bunch, growth of hydrodynamic resistance does not lead to noticeable increase in required power at pumping of the heat carrier
Key words: edges, non-stationary mode, holes, intensification
References
1. Bondar', A.G. Matematicheskoe modelirovanie v himicheskoj tehnologii [Mathematical modeling in chemical technology] // A.G. Bondar'. - Vishha shkola. - 1973. - 280 s.
2. Bazhan, P.I. Spravochnik po teploobmennym apparatam [Reference book on heat exchangers] / P.I. Bazhan, G.E. Kanevec, V.I. Seliverstov. - M.: Mashinostroenie. - 1989. - 367 s.
3. Razrabotka osnovnyh modelej processov v jelementah gibridnoj sistemy lokal'noj termostabilizacii. Matematicheskoe modelirovanie [Development of models of the main processes in elements of hybrid system of local thermo-stabilization. Mathematical modeling] // Otchet o PNIJeR za 2 jetap (№ gos. registracii AAAA-A15-115121050105-0).
4. Dakhin, S. V. Vlijanie rel'efa poverhnosti tonkogo prjamogo rebra na izmenenie ego temperatury [Influence of a relief of a surface of a thin direct edge on change of its temperature] / S. V. Dahin // Vestnik Voronezhskogo gosudar-stvennogo tehnicheskogo universiteta. - 2011. - T. 7. - № 3. - S. 68-70.
5. Dakhin, S. V. Jeksperimental'noe issledovanie temperaturnogo polja ploskoj profilirovannoj plastiny [Experimental study of temperature field of flat profiled plate] / S. V. Dahin, N. A. Palihov. // Vestnik Voronezhskogo gosu-darstvennogo tehnicheskogo universiteta.- 2012. - T. 8. - № 7-1. - S. 98-101.
6. Gortyshov, Ju.F. Teplogidravlicheskaja jeffektivnost' perspektivnyh sposobov intensifikacii teplootdachi v ka-nalah teploobmennogo oborudovanija: monografja [Thermal hydraulic efficiency perspective ways of intensification of heat transfer in the channels of heat exchange equipment: monograph] / Ju.F. Gortyshov, I.A. Popov, V.V. Olimiev, A.V. Shhelchkov, S.I. Kas'kov. - Kazan': Centr innovacionnyh tehnologij, 2009. - 531 s.
