Меню

Что такое трубы фильда

НАУКА и ОБРАЗОВАНИЕ

Издатель ФГБОУ ВПО «МГТУ им. Н.Э. Баумана». Эл № ФС 77 — 48211. ISSN 1994-0408

Институт механики МГУ им. М.В. Ломоносова

Введение

Создание надежного с большим ресурсом высокотемпературного трубчатого теплообменного аппарата представляет большой практический интерес для использования в замкнутых газотурбинных установках как для перспективных атомных электростанций, так и для газотурбинных установок, использующих в качестве топлива уголь и других устройствах, где необходимы теплообменные аппараты, работающие при температурах выше 700°С [1], [2].

Имеющиеся способы компенсации температурных деформаций (сильфоны, плавающая трубная доска, трубный пучок с U-образными трубами и т.д.) не обеспечивают полной компенсации деформаций и значительно усложняют конструкцию и изготовление теплообменного аппарата.

Труба Фильда, принципиальная схема которой изображена на рис. 1, представляет собой теплообменный аппарат, в котором первый поток теплоносителя течет по внутренней трубе, разворачивается в тупиковом конце и протекает далее по межтрубному кольцевому пространству. Второй поток обтекает внешнюю поверхность трубного пучка.

Однако рекуперация тепла первого потока внутри трубы Фильда снижает тепловую эффективность теплообменника: между цилиндрическим каналом внутренней трубы и кольцевым каналом возникает тепловой поток, называемый «паразитным».

1 — внешняя труба (поверхность теплообмена), 2 — трубные доски, 3 — внутренняя труба (поверхность теплообмена), 4 — первый теплоноситель, 5 — второй теплоноситель

Рис. 1. Схема теплообменного аппарата на основе трубы Фильда

«Паразитный» тепловой поток определится выражением:

где K – коэффициент теплопередачи через внутреннюю трубу, F – площадь теплообменной поверхности, D Ti – локальная разность температур между теплоносителями, протекающими во внутренней трубе и кольцевом канале.

Вопросам интенсификации теплообмена и повышения тепловой эффективности трубы Фильда посвящены многочисленные работы [3],[4].

В данной работе вместо непроницаемой внутренней трубы предлагается использовать пористую внутреннюю трубу со вдувом части теплоносителя в межтрубное кольцевой канал (рис. 2). При применении такой конструкции вдув теплоносителя приводит не только к эффекту тепловой защиты стенки, но и позволяет интенсифицировать (в условиях стесненного кольцевого канала) теплообмен на внешней стенке кольцевого канала.

1 — холодный теплоноситель, 2 — горячий теплоноситель, 3 — наружная труба, 4 — внутренняя пористая труба

Рис. 2. Теплообменный аппарат на основе трубы Фильда с пористой внутренней трубой.

Экспериментальный стенд и результаты экспериментов

Задача расчета гидродинамики и теплообмена в кольцевом канале при наличии вдува и неизотермичности является специфичной задачей для теплообменников типа трубы Фильда с внутренней пористой трубой и требует особого рассмотрения [5]. Разработана и изготовлена экспериментальная установка, моделирующее течение в кольцевом канале теплообменного аппарата типа трубы Фильда.

Установка (рис. 3) представляет собой плоский канал поперечным сечением 10 ´ 200 мм, состоящий из трех основных участков: предварительного участка длиной 600 мм, рабочего участка длиной 600 мм и выходного участка длиной 190 мм. Для обеспечения равномерности течения воздуха при входе основной теплоноситель подается в предварительный участок из ресивера – (1). Для выравнивания потока при входе в канал установлен входной конфузор – (2), спрофилированный по лемнискате.

Нижняя непроницаемая стенка канала – (10), представляет собой пластины толщиной размерами 5 мм. Пластины изготовлены из меди с целью обеспечения равномерности нагрева. Под пластинами, в стенке установки смонтированы основной (5) и три дополнительных нагревателя (6) — два нагревателя до рабочего участка, один после рабочего участка.

1 — ресивер, 2 — входной конфузор, 3 — теплоизоляция, 4,10 — непроницаемая стенка, 5 — основной нагреватель, 6 — предохранительный нагреватель, 7 — пористая стенка, 8 — дефлектор, 9 — камера вдува

Рис. 3. Принципиальная схема экспериментального стенда

Проницаемая стенка рабочего участка канала состоит из шести пористых секций с камерами вдува размерами 200 ´ 97 мм (9), что позволяет изменять распределение величины вдуваемого в канал воздуха по длине канала. Для обеспечения равномерного вдува и предотвращения «пробоя» пористого материала за отверстиями подвода установлены дефлекторы (8). Проницаемая стенка (7) толщиной 10 мм каждой камеры изготовлена из пористого материала, изготовленная из порошкового материала. Верхняя стенка канала перед и после проницаемого участка представляет собой пластины из красной меди толщиной 10 мм с теплоизоляцией из асбеста (3).

В процессе проведения экспериментов производится измерение следующих параметров: статического давления по длине канала, статического давления в камерах подвода вдува, полного давления и температуры по высоте канала на входе в рабочий участок, полного давления и температуры по высоте канала на выходе из рабочего участка, температуры сплошной и проницаемой стенок канала, как по длине, так и по ширине, температуры вдува, мощность, потребляемая нагревателями, расход воздуха в каждой секции вдува, температуры в ресивере.

Читайте также:  Труба 104х4 вес 1 метра

Профили скоростей, полученные процессе проведения экспериментов в канале при различных значениях критериев Рейнольдса Re кан и относительных вдувах на расстоянии х = 1.23 м от входа в канал представлены на рис. 4.

1 – Reкан = 9.01 × 10 3 , =0 %; 2 – Reкан = 8.84 × 10 3 , =19.8 %;

3 – Reкан = 8.87 × 10 3 , =34,9 %; 4 – Reкан = 1.02 × 10 4 , =57.6 %,

umax – максимальная скорость в сечении, h – высота канала.

Рис. 4. Профили скоростей в экспериментальном канале

Результаты экспериментов были обобщены по следующим зависимостям

при , при , где x тр – коэффициент сопротивления, – относительный импульс, Re кан – число Рейнольдса, вычисленное по гидравлическому диаметру канала, индекс “0” – относится к каналу без вдува.

Полученные зависимости при и при , представлены в логарифмических координатах на рисунках 5 и 6.

1 – экспериментальные точки, 2 – аппроксимирующая их линейная зависимость

Рис.5. Зависимость при Re кан = idem

1 – экспериментальные точки, 2 – аппроксимирующая их линейная зависимость

Рис. 9. Зависимость при Re кан = idem

Расчеты теплообменного аппарата типа трубы Фильда с пористой внутренней трубой

Рассмотрим вариант, когда внешний теплоноситель движется противотоком относительно теплоносителя в кольцевом пространстве, что изображено на рис. 7. Для элементарной поверхности длиной dx (рис. 8) теплообмен описывается следующими уравнениями:

, (1)

, (2)

, (3)

где W1 – водяной эквивалент внутреннего теплоносителя, W2 – водяной эквивалент внешнего теплоносителя, Т2 – температура внутреннего теплоносителя, Т3 – температура межтрубного теплоносителя, Т1 – температура внешнего теплоносителя, K 1 – коэффициент теплопередачи внутренней трубы, K2 – коэффициент теплопередачи внешней трубы, u1 – периметр окружности внутренней трубы, u2 – периметр окружности внешней трубы.

1 – противоток; 2 – прямоток

L – длина теплообменного аппарата.

Рис. 7. Схема течения в теплообменном аппарате типа трубы Фильда при противоточной схеме

1 – противоток; 2 – прямоток

Рис. 8. Температурные профили в теплообменном аппарате типа трубы Фильда при противоточной и прямоточной схем течения для первой методики расчета

В работе [6] предложена следующая методика решения системы уравнений (1) — (3). Разбивая теплообменник на n участков и используя конечно-разностную схему «вперед» заменяем дифференциальные уравнения (1 ¸ 3) их конечно-разностными аналогами

, (4)

, (5)

, (6)

где i принимает значения от 0 до n .

Расчет теплообменника по изложенной методике проводился при следующих условиях (рис.9,(а)): температура и давление на входе в теплообменный аппарат по горячей стороне Т1‘ = 900 К, P1‘ = 0.1 МПа, температура и давление на входе в теплообменный аппарат по холодной стороне T2‘ = 570 К, P2‘ = 0.5 МПа, размеры и длина труб даны на (рис.9, (б)), компоновка труб в пучке – треугольная, относительный шаг труб = 1.25.

а) размеры трубы Фильда, б) компоновка трубного пучка

Рис. 9. Исходные данные для расчета трубы Фильда

Были рассчитаны различные варианты с внутренней трубой из различных материалов, до полной теплоизоляции. Коэффициенты теплопроводности внутренней стенки принимались следующими значениями: l м = 20 Вт/(м × К), l м = 0.1 Вт/(м × К), l м = 0.01 Вт/(м × К), l м = 0 Вт/(м × К), (адиабатная стенка).

В таблице 1 приведены значения тепловой эффективности трубчатых теплообменников e = ( T 3 ² – T 2 ¢ )/( T 1 ¢ – T 2 ¢ ) при одинаковой поверхности теплообмена F = idem = 0.188 м 2 и относительных суммарных потерь давления D P S = idem = 3.3 %. Для трубчатого теплообменного аппарата геометрические размеры трубы приняты равными размерам внутренней трубы Фильда.

Сравнение тепловых эффективностей теплообменного аппарата на основе трубы Фильда при F=idem и D Р S =idem с трубчатым противоточным теплообменником показывает, что тепловая эффективность теплообменного аппарат на основе трубы Фильда значительно меньше, чем для трубчатого противоточного теплообменника. Применение обычной теплоизоляции l м = 0.1 Вт/(м × К) малоэффективно и повышает тепловую эффективность на 3 ¸ 4 %.

Таблица 1 – Расчет различных вариантов теплообменных аппаратов при F = idem = 0.188 м 2 , D P S = idem = 3.3 % и l м = var.

Читайте также:  Эксплуатация колонн насосно компрессорных труб

Источник

НАУКА и ОБРАЗОВАНИЕ

Издатель ФГБОУ ВПО «МГТУ им. Н.Э. Баумана». Эл № ФС 77 — 48211. ISSN 1994-0408

Институт механики МГУ им. М.В. Ломоносова

Введение

Создание надежного с большим ресурсом высокотемпературного трубчатого теплообменного аппарата представляет большой практический интерес для использования в замкнутых газотурбинных установках как для перспективных атомных электростанций, так и для газотурбинных установок, использующих в качестве топлива уголь и других устройствах, где необходимы теплообменные аппараты, работающие при температурах выше 700°С [1], [2].

Имеющиеся способы компенсации температурных деформаций (сильфоны, плавающая трубная доска, трубный пучок с U-образными трубами и т.д.) не обеспечивают полной компенсации деформаций и значительно усложняют конструкцию и изготовление теплообменного аппарата.

Труба Фильда, принципиальная схема которой изображена на рис. 1, представляет собой теплообменный аппарат, в котором первый поток теплоносителя течет по внутренней трубе, разворачивается в тупиковом конце и протекает далее по межтрубному кольцевому пространству. Второй поток обтекает внешнюю поверхность трубного пучка.

Однако рекуперация тепла первого потока внутри трубы Фильда снижает тепловую эффективность теплообменника: между цилиндрическим каналом внутренней трубы и кольцевым каналом возникает тепловой поток, называемый «паразитным».

1 — внешняя труба (поверхность теплообмена), 2 — трубные доски, 3 — внутренняя труба (поверхность теплообмена), 4 — первый теплоноситель, 5 — второй теплоноситель

Рис. 1. Схема теплообменного аппарата на основе трубы Фильда

«Паразитный» тепловой поток определится выражением:

где K – коэффициент теплопередачи через внутреннюю трубу, F – площадь теплообменной поверхности, D Ti – локальная разность температур между теплоносителями, протекающими во внутренней трубе и кольцевом канале.

Вопросам интенсификации теплообмена и повышения тепловой эффективности трубы Фильда посвящены многочисленные работы [3],[4].

В данной работе вместо непроницаемой внутренней трубы предлагается использовать пористую внутреннюю трубу со вдувом части теплоносителя в межтрубное кольцевой канал (рис. 2). При применении такой конструкции вдув теплоносителя приводит не только к эффекту тепловой защиты стенки, но и позволяет интенсифицировать (в условиях стесненного кольцевого канала) теплообмен на внешней стенке кольцевого канала.

1 — холодный теплоноситель, 2 — горячий теплоноситель, 3 — наружная труба, 4 — внутренняя пористая труба

Рис. 2. Теплообменный аппарат на основе трубы Фильда с пористой внутренней трубой.

Экспериментальный стенд и результаты экспериментов

Задача расчета гидродинамики и теплообмена в кольцевом канале при наличии вдува и неизотермичности является специфичной задачей для теплообменников типа трубы Фильда с внутренней пористой трубой и требует особого рассмотрения [5]. Разработана и изготовлена экспериментальная установка, моделирующее течение в кольцевом канале теплообменного аппарата типа трубы Фильда.

Установка (рис. 3) представляет собой плоский канал поперечным сечением 10 ´ 200 мм, состоящий из трех основных участков: предварительного участка длиной 600 мм, рабочего участка длиной 600 мм и выходного участка длиной 190 мм. Для обеспечения равномерности течения воздуха при входе основной теплоноситель подается в предварительный участок из ресивера – (1). Для выравнивания потока при входе в канал установлен входной конфузор – (2), спрофилированный по лемнискате.

Нижняя непроницаемая стенка канала – (10), представляет собой пластины толщиной размерами 5 мм. Пластины изготовлены из меди с целью обеспечения равномерности нагрева. Под пластинами, в стенке установки смонтированы основной (5) и три дополнительных нагревателя (6) — два нагревателя до рабочего участка, один после рабочего участка.

1 — ресивер, 2 — входной конфузор, 3 — теплоизоляция, 4,10 — непроницаемая стенка, 5 — основной нагреватель, 6 — предохранительный нагреватель, 7 — пористая стенка, 8 — дефлектор, 9 — камера вдува

Рис. 3. Принципиальная схема экспериментального стенда

Проницаемая стенка рабочего участка канала состоит из шести пористых секций с камерами вдува размерами 200 ´ 97 мм (9), что позволяет изменять распределение величины вдуваемого в канал воздуха по длине канала. Для обеспечения равномерного вдува и предотвращения «пробоя» пористого материала за отверстиями подвода установлены дефлекторы (8). Проницаемая стенка (7) толщиной 10 мм каждой камеры изготовлена из пористого материала, изготовленная из порошкового материала. Верхняя стенка канала перед и после проницаемого участка представляет собой пластины из красной меди толщиной 10 мм с теплоизоляцией из асбеста (3).

В процессе проведения экспериментов производится измерение следующих параметров: статического давления по длине канала, статического давления в камерах подвода вдува, полного давления и температуры по высоте канала на входе в рабочий участок, полного давления и температуры по высоте канала на выходе из рабочего участка, температуры сплошной и проницаемой стенок канала, как по длине, так и по ширине, температуры вдува, мощность, потребляемая нагревателями, расход воздуха в каждой секции вдува, температуры в ресивере.

Читайте также:  Труба пнд гофрированная 25мм вес

Профили скоростей, полученные процессе проведения экспериментов в канале при различных значениях критериев Рейнольдса Re кан и относительных вдувах на расстоянии х = 1.23 м от входа в канал представлены на рис. 4.

1 – Reкан = 9.01 × 10 3 , =0 %; 2 – Reкан = 8.84 × 10 3 , =19.8 %;

3 – Reкан = 8.87 × 10 3 , =34,9 %; 4 – Reкан = 1.02 × 10 4 , =57.6 %,

umax – максимальная скорость в сечении, h – высота канала.

Рис. 4. Профили скоростей в экспериментальном канале

Результаты экспериментов были обобщены по следующим зависимостям

при , при , где x тр – коэффициент сопротивления, – относительный импульс, Re кан – число Рейнольдса, вычисленное по гидравлическому диаметру канала, индекс “0” – относится к каналу без вдува.

Полученные зависимости при и при , представлены в логарифмических координатах на рисунках 5 и 6.

1 – экспериментальные точки, 2 – аппроксимирующая их линейная зависимость

Рис.5. Зависимость при Re кан = idem

1 – экспериментальные точки, 2 – аппроксимирующая их линейная зависимость

Рис. 9. Зависимость при Re кан = idem

Расчеты теплообменного аппарата типа трубы Фильда с пористой внутренней трубой

Рассмотрим вариант, когда внешний теплоноситель движется противотоком относительно теплоносителя в кольцевом пространстве, что изображено на рис. 7. Для элементарной поверхности длиной dx (рис. 8) теплообмен описывается следующими уравнениями:

, (1)

, (2)

, (3)

где W1 – водяной эквивалент внутреннего теплоносителя, W2 – водяной эквивалент внешнего теплоносителя, Т2 – температура внутреннего теплоносителя, Т3 – температура межтрубного теплоносителя, Т1 – температура внешнего теплоносителя, K 1 – коэффициент теплопередачи внутренней трубы, K2 – коэффициент теплопередачи внешней трубы, u1 – периметр окружности внутренней трубы, u2 – периметр окружности внешней трубы.

1 – противоток; 2 – прямоток

L – длина теплообменного аппарата.

Рис. 7. Схема течения в теплообменном аппарате типа трубы Фильда при противоточной схеме

1 – противоток; 2 – прямоток

Рис. 8. Температурные профили в теплообменном аппарате типа трубы Фильда при противоточной и прямоточной схем течения для первой методики расчета

В работе [6] предложена следующая методика решения системы уравнений (1) — (3). Разбивая теплообменник на n участков и используя конечно-разностную схему «вперед» заменяем дифференциальные уравнения (1 ¸ 3) их конечно-разностными аналогами

, (4)

, (5)

, (6)

где i принимает значения от 0 до n .

Расчет теплообменника по изложенной методике проводился при следующих условиях (рис.9,(а)): температура и давление на входе в теплообменный аппарат по горячей стороне Т1‘ = 900 К, P1‘ = 0.1 МПа, температура и давление на входе в теплообменный аппарат по холодной стороне T2‘ = 570 К, P2‘ = 0.5 МПа, размеры и длина труб даны на (рис.9, (б)), компоновка труб в пучке – треугольная, относительный шаг труб = 1.25.

а) размеры трубы Фильда, б) компоновка трубного пучка

Рис. 9. Исходные данные для расчета трубы Фильда

Были рассчитаны различные варианты с внутренней трубой из различных материалов, до полной теплоизоляции. Коэффициенты теплопроводности внутренней стенки принимались следующими значениями: l м = 20 Вт/(м × К), l м = 0.1 Вт/(м × К), l м = 0.01 Вт/(м × К), l м = 0 Вт/(м × К), (адиабатная стенка).

В таблице 1 приведены значения тепловой эффективности трубчатых теплообменников e = ( T 3 ² – T 2 ¢ )/( T 1 ¢ – T 2 ¢ ) при одинаковой поверхности теплообмена F = idem = 0.188 м 2 и относительных суммарных потерь давления D P S = idem = 3.3 %. Для трубчатого теплообменного аппарата геометрические размеры трубы приняты равными размерам внутренней трубы Фильда.

Сравнение тепловых эффективностей теплообменного аппарата на основе трубы Фильда при F=idem и D Р S =idem с трубчатым противоточным теплообменником показывает, что тепловая эффективность теплообменного аппарат на основе трубы Фильда значительно меньше, чем для трубчатого противоточного теплообменника. Применение обычной теплоизоляции l м = 0.1 Вт/(м × К) малоэффективно и повышает тепловую эффективность на 3 ¸ 4 %.

Таблица 1 – Расчет различных вариантов теплообменных аппаратов при F = idem = 0.188 м 2 , D P S = idem = 3.3 % и l м = var.

Источник

Adblock
detector