2. Теплоотдача при поперечном обтекании одиночной трубы

Картина обтекания потоком цилиндрической трубы показана на рис. 3. Так как скорость обтекания в различных точках цилиндра неодинакова, коэффициент теплоотдачи по периметру будет так же различен.

В практических расчетах локальные значения коэффициента теплоотдачи требуются редко, поэтому ниже приведены формулы, справедливые для осредненных значений чисел Нуссельта и, соответственно, коэффициентов теплоотдачи для всей поверхности трубы при:

(14)

В этих формулах определяющими приняты: скорость набегающего потока, температура набегающего потока, наружный диаметр трубы.

В том случае, когда угол атаки набегающего потока по отношению к оси трубы отличен от 90, значение числа Нуссельта следует умножить на поправочный коэффициент, указанный в табл. 3.

Таблица 3

Угол атаки, град.	90	70	50	30	20
Коэффициент	1,00	0,98	0,83	0,64	0,60

3. Теплоотдача в пучках труб

Многие теплообменные аппараты состоят не из одиночных поверхностей или труб, а составлены из трубных пучков.

Расположение труб в пучке относительно друг к другу может быть различным, и от этого зависят условия обтекания труб, что влияет на коэффициент теплоотдачи. Чаще всего рассматривают шахматное (а) и коридорное (б) расположение труб в пучке (рис. 4). Поперечный S₁ и продольный S₂ шаги между трубами зависят от конструктивных особенностей теплообменника и выбираются в каждом конкретном случае по различным о пытным данным.

Д

Рис. 4

ля шахматного пучка рекомендуются следующие расчетные выражения:

(15)

В случае коридорного расположения труб в пучке используются следующие формулы:

(16)

В этих формулах определяющим размером является наружный диаметр трубы, а определяющей скоростью – скорость потока в самом узком сечении пучка. Симплекс характеризует особенности геометрии пучка.

Все вышеприведенные формулы справедливы для третьего и последующих рядов труб, где поток считается установившимся и коэффициент теплоотдачи постоянным. Коэффициент теплоотдачи для труб первого ряда составляет 0,6 от найденного по формулам (15)–(16). Для труб второго ряда этот поправочный коэффициент равен 0,7 для шахматного расположения труб и 0,9 – для коридорного. Средний коэффициент теплоотдачи для всего пучка, состоящего из z рядов, определяется по формулам: для шахматного пучка – для коридорного пучка – .

4. Теплоотдача при вынужденном движении потока вдоль горизонтальной пластины

При ламинарном режиме течения потока (при ) рекомендуется следующая формула:

. (17)

В случае турбулентного движения жидкости (при )

. (18)

Определяющим линейным размером в этих формулах является длина пластины в направлении потока, а определяющей скоростью – средняя скорость потока.

5. Теплоотдача при естественной конвекции

Е сли температура стенки превышает температуру жидкости или газа, находящихся около стенки, то в самой среде возникает естественная конвекция из-за различия в плотности неодинаково нагретой среды.

На рис. 5 показано, изменение коэффициента теплоотдачи при свободной конвекции около вертикальной пластины или трубы.

При числе Рэлея менее процесс протекает в области, соответствующей высоте и для этого режима теплоотдача определяется по формуле

. (18)

При значениях наблюдается и ламинарное, и турбулентное течение.

В этом случае вначале определяется критическая высота

. (19)

На оставшемся участке с турбулентным режимом движения потока коэффициент теплоотдачи _т определяется по формуле

(20)

Средний по высоте коэффициент теплоотдачи при наличии ламинарного и турбулентного участков пограничного слоя на вертикальной поверхности определяется по выражению

(21)

где – коэффициенты теплоотдачи ламинарного и турбулентного участков.

6. Теплоотдача при кипении и конденсации

В термодинамике процессы парообразования и конденсации рассматривались как равновесные. Условно принималось, что жидкая и парообразная фазы в процессе изменения агрегатного состояния находятся при одинаковой температуре насыщения , однозначно определяемой давлением. Но эти процессы сопровождаются интенсивным теплообменом, который возможен только при наличии температурного градиента. Установлено, что первоначально пузырьки пара при кипении образуются не в толще жидкости, а на поверхностях нагрева в отдельных точках, называемых центрами парообразования. Размер образовавшихся паровых пузырьков постепенно увеличивается. Из-за меньшей плотности пара действующая вверх сила в какой-то момент становится больше сил сцепления пузырька с поверхностью, и он всплывает. Частота появления пузырьков в центрах парообразования и число действующих центров увеличивается с ростом температурного напора

, (22)

г де – температура стенки.

Это ведёт к увеличению коэффициента теплоотдачи и плотности теплового потока, как показано на рис. 6. Интенсивность пузырькового кипения возрастает до определенного предела, когда количество центров парообразования становится так много, что паровые пузырьки сливаются и образуют сплошную паровую пленку с большим термическим сопротивлением. В отличие от пузырькового такой режим кипения называется пленочным. При проектировании парогенераторов следует создавать такие условия, в которых бы не допускался пленочный режим кипения. При р = 0,1 МПа критический тепловой поток для воды равен q_кр = (1,1–1,6) 10⁶ Вт/м². С увеличением давления до 6–7 МПа критический тепловой поток возрастает до 4 10⁶ Вт/м², а затем уменьшается.

При пузырьковом кипении жидкости в условиях естественной конвекции коэффициент теплоотдачи определяется как

, (23)

где  – коэффициент теплопроводности жидкости,  – коэффициент динамической вязкости жидкости, с – теплоёмкость жидкости, t_s – термодинамическая температура насыщения, r – удельная теплота парообразования, _п – плотность пара,  – плотность жидкости,  – коэффициент поверхностного натяжения.

Для определения коэффициента теплоотдачи в условиях пузырькового кипения воды при давлении от 0,1 до 4,0 МПа рекомендуется такая упрощенная расчетная формула:

. (24)

При определении коэффициентов теплоотдачи при кипении некоторых хладонов в трубах испарителей используется следующая эмпирическая формула

Вт/(м²· ^oC), (25)

где m_c – массовый секундный расход хладона, кг/ч; d – внутренний диаметр трубы, м; А – коэффициент, значения которого даны в табл. 4.

Таблица 4

Холодильный агент	А 103 при ts
	10 C	–10 C
Хладон-22 Хладон-12 Хладон-142	5,84 4,46 3,67	5,00 3,83 3,30

При соприкосновении насыщенного пара с более холодной стенкой происходит конденсация – фазовый переход, сопровождающийся выделением теплоты.

Различают капельную и пленочную конденсацию. В первом случае конденсат осаждается на стенку в виде капель, а во втором – в виде сплошной пленки.

Движение пленки под действием гравитационных сил может быть ламинарным и турбулентным. Характер движения на вертикальной пластине или трубе характеризуется безразмерным числом

, (26)

где Н – высота стенки, м.

При Z<2300 движение пленки ламинарное и для этого случая

. (27)

При Z>2300 течение пленки ламинарное вверху и турбулентное внизу:

. (28)

Если конденсация пара происходит на горизонтальных трубах, то для ламинарного режима, преимущественного в этом случае,

, (29)

где d – наружный диаметр трубы, м.

Поправка, учитывающая зависимость физических свойств конденсата от температуры в формулах (27) и (29), определяется

. (30)