Основными факторами, определяющими конвективный теплообмен, являются температурный напор и коэффициент теплопередачи. Температурный напор - усредненная по площади поверхности нагрева разность температур между греющей и нагреваемой средами, зависит от взаимного направления их движения. Движение греющей и нагреваемой сред параллельно навстречу друг другу называют противоточным, а в одну сторону - прямоточным. Перпендикулярное направление движения одного из потоков сред по отношению к направлению движения другой среды называют перекрестным током. Применяют также элементы поверхностей нагрева с комбинированными прямоточным и противоточным, а также с параллельным и перекрестным движениями сред.

Схемы омывания поверхностей нагрева показаны на рис. 9 5. Наибольший возможный конвективный теплообмен достигается при противотоке, наименьший - при прямотоке, при всех других схемах включения поверхностей нагрева температурный напор имеет промежуточные значения. При постоянстве массового расхода теплоносителей и коэффициента теплопередачи для данной поверхности нагрева средний температурный напор для прямоточной и противоточной схемы движения сред, °С, определяется по формуле

где Δt б - разность температур сред в том конце поверхности, где разность температур больше, °С; Δt м - разность температур на другом конце поверхности, °С.

При Δt б /Δt м ≤ Δt с достаточной точностью определяется как среднеарифметическая разность температур

Для смешанной схемы включения, если выполняется условие Δt Прям >0,92 Δt прот, температурный напор определяется по формуле

По схемам с параллельным и перекрестным токами температурный напор определяется по формуле

где ty - коэффициент пересчета. Значения ψ повышаются примерно с 0,7 при однократно перекрестном токе до 0,9 при четырехкратном перекрестном токе .

В случае значительных изменений теплоемкости одной из сред (например, пара при высоком давлении), а также изменения агрегатного состояния среды в пределах данного элемента поверхности нагрева температурный напор определяется для отдельных участков, в которых теплоемкость принимается постоянной, и средний температурный напордля всего элемента определяется по формуле

где Q 1 , Q 2 ... - тепловосприятия участков на 1 кг каждой из сред, кДж/кг; Δt 1 , Δt 2 температурные напоры на соответствующих участках, °С.

Коэффициент теплоотдачи к, Вт/(м 2 *К), от греющих газов к рабочей среде в гладких трубах испарительных, пароперегревательных, экономайзерных и воздухоподогревательных поверхностей нагрева при малой толщине стенки трубы по отношению к ее диаметру определяется, как для плоской многослойной стенки, по формуле

где ai и а 2 - коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке и от стенки к нагреваемой среде, Вт/(м 2 *К); δ м и λ м - толщина и теплопроводность металлической стенки трубы, М и Вт/(м*К); δ з и λ з - толщина и теплопроводность слоя загрязнений на наружной поверхности трубы, м и Вт/(м*К); δ н и λ н - толщина и теплопроводность слоя накипи на внутренней поверхности трубы, м и Вт/(м*К).

При нормальной эксплуатации отложения накипи на трубах экономайзера, испарительной поверхности нагрева и пароперегревателя не должны достигать толщины, вызывающей существенное повышение термического сопротивления и роста температуры стенки трубы, и поэтому в тепловом расчете дробь δ з / λ з может быть принята равной нулю. Тепловое сопротивление стальной стенки трубы при ее небольшой толщине (δ м = 0,002 - 0,004 м) и высокой теплопроводности стали при 300 °С [λ м = 44,4 Вт/(м*К)] значительно меньше, чем тепловое сопротивление на газовой и воздушной сторонах трубы, и поэтому может не учитываться.

Конвективный теплообмен наружного загрязнения поверхности нагрева δ н / λн существенно снижает значение коэффициента теплопередачи. Влияние загрязнений конвективных поверхностей нагрева на теплопередачу количественно оценивается коэффициентом загрязнения ε = δ н / λн. В ряде случаев данных для определения е недостаточно и влияние загрязнений оценивается коэффициентом тепловой эффективности, представляющим собой отношение коэффициентов теплопередачи загрязненных и чистых труб: ψ =k н / k. При неполном омывании поверхности нагрева, неравномерном поле скоростей и температур, а также наличии застойных зон суммарное снижение коэффициента теплопередачи всеми этими факторами, а также с загрязнениями, оценивается коэффициентом использования Д. При сжигании твердого топлива е в поперечно омываемых пучках заметно уменьшается с увеличением скорости омыванияи увеличивается с возрастанием диаметра труб. При прочих одинаковых условиях коэффициент загрязнения в шахматных пучках оказывается примерно в 2 раза меньшим, чем в коридорных. Уменьшение продольного относительного шага труб в шахматных пучках заметно снижает значение коэффициента загрязнений. В коридорных пучках размер продольного относительного шага мало влияет на значение е. Незначительно влияние также и размера поперечного относительного шага труб при шахматном и коридорном их расположении. Почти не влияют на е направление движения потока газов в пучке и концентрации золы в газах. Загрязнение ребристых труб значительно больше, чем гладких.

Основными направлениями создания мало загрязняющихся поверхностей нагрева являются повышение скорости газов в них и уменьшение диаметра труб. Повышение скорости потоков газов ограничивается увеличением аэродинамического сопротивления пучка, а также условиями предотвращения износа труб частицами золы. Исходя из этих условий скорость потока для поперечно омываемых пучков труб при работе котлов на твердом топливе рекомендуется 8-10 м/с, а для воздухоподогревателей 10-14 м/с .

Коэффициенты загрязнения, тепловой эффективности и использования в различных поверхностях нагрева приведены в . Коэффициент загрязнения е, (м 2 *К)/Вт, в шахматных пучках труб определяется из выражения

где ε 0 - исходный коэффициент загрязнения; С d , С фр - поправки на диаметр труб и фракционный состав золы; Δε - поправка, зависящая от вида топлива и расположения поверхности нагрева.

Теплоотдача от продуктов сгорания к стенке происходит за счет конвекции и излучения, и коэффициент теплоотдачи для конвективных пучков, Вт/(м 2 *К), определяется по формуле

где ξ - коэффициент использования поверхности нагрева. Для поперечно омываемых пучков труб современных котлов ξ=1. Для ширм и сложно омываемых пучков труб ξ = 0,85 / 0,9 ; а к - коэффициент теплоотдачи конвекцией, Вт/(м 2 *К); a л - коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/(м 2 *К). Значение а к зависит от скорости газов, диаметра труб и конструкции пучка, а также от характеристик греющих газов. Значение ал зависит от температуры газов и их состава, а также от конструкции трубного пучка. Коэффициент теплоотдачи от стенки к рабочему телу зависит от скорости потока и физических его характеристик. Тепловое сопротивление с внутренней стороны труб экономайзеров и испарительных поверхностей нагрева, а также пароперегревателей котлов сверхвысокого давления 1/а 2 значительно меньше 1/a 1 , и им можно пренебречь. В воздухоподогревателях тепловое сопротивление 1/а 2 значительно и должно учитываться.

Конвективный теплообмен для ширмовой поверхности нагрева определяется с учетом теплоты, воспринятой поверхностью ширм из топки:

где множитель (1+Q л /Q) учитывает теплоту, воспринятую из топки поверхностью ширм.

Коэффициент теплопередачи в шахматных трубных пучках пароперегревателей при сжигании твердых топлив

Конвективный теплообмен для экономайзеров, переходных зон прямоточных котлов и испарительных поверхностей, а также пароперегревателей при сверхкритическом давлении

Коэффициент теплопередачи для гладкотрубных шахматных и коридорных пучков при сжигании газа и мазута, а также коридорных пучков при сжигании твердых топлив:

для пароперегревателей

для экономайзеров, переходных зон прямоточных котлов, пароперегревателей сверхкритического давления, а также пучков и фестонов котлов малой мощности при работе на твердом топливе

где ψ - коэффициент тепловой эффективности поверхности нагрева.

При смешанном поперечно-продольном омывании гладкотрубных пучков коэффициенты теплопередачи определяются раздельно для поперечно и продольно омываемых участков по средним скоростям газов для каждого из них и усредняются по формуле

Коэффициент теплопередачи к, Вт/(м 2 *К), в трубчатых и пластинчатых воздухоподогревателях

где ξ - коэффициент использования, учитывающий совместное влияние загрязнения, неполноты омывания поверхности газами и воздухом и перетоков воздуха в трубных решетках.

Коэффициент теплопередачи пластинчатой набивки вращающегося регенеративного воздухоподогревателя, отнесенный к полной двусторонней поверхности пластин,

где x 1 = H r / H = F в / F - отношение омываемой газами площади поверхности нагрева или соответствующего живого сечения к полной площади поверхности или полному сечению воздухоподогревателя; х 2 - доля площади поверхности нагрева, омываемой воздухом; a 1 и а 2 - коэффициенты теплоотдачи от газов к стенке и от стенки к воздуху, Вт/(м 2 *к); n - коэффициент, учитывающий нестационарность теплообмена, при частоте вращения ротора воздухоподогревателя n > 1,5 об/мин ¶=1.

Коэффициент теплопередачи для чугунных ребристых и ребристозубчатых, а также плитчатых воздухоподогревателей

где ξ - коэффициент использования; а 1прив и а 2прив - приведенные коэффициенты теплоотдачи с газовой и воздушной сторон, учитывающие сопротивление теплоперехода поверхности и ребер, Вт/(м 2 *К);Н / Н Вп -- отношение площадей полных поверхностей с газовой и воздушной сторон.

Конвективный теплообмен конвекцией. Конвективный теплообмен конвекцией в поверхностях нагрева котла изменяется в широких пределах в зависимости от скорости и температуры потока, определяющего линейного размера и расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или ребристая) и характера ее омывания (продольное, поперечное), физических свойств омывающей среды, а в отдельных случаях - от температуры стенки. Стационарный процесс конвективного теплообмена при постоянных физических параметрах теплообменивающихся сред описывается системой дифференциальных уравнений сохранения энергии, сохранения количества движения и сохранения массы потока. В конкретных условиях к этим уравнениям присоединяют условия однозначности: значения физических констант, поля скоростей и температур, конструктивные параметры и пр. Решение этих уравнений затруднительно, и поэтому в инженерных расчетах используются критериальные зависимости, полученные на основе теории подобия и экспериментальных данных. Результаты исследования обработаны в виде степенных зависимостей Nu = / (Re Рг), где Nu, Re и Рг- соответственно числа Нуссельта, Рейнольдса и Прандтля.При определении а к скорость потока продуктов сгорания, м/с, определяется по формуле

где F - площадь живого сечения газохода, м 2 ; В р - расчетный расход топлива, кг/ч; W - объем продуктов сгорания на 1 кг топлива, м 3 /кг, при давлении 100 кПа и 0°С, определяемый по среднему коэффициенту избытка воздуха в газоходе.

Скорость воздуха в воздухоподогревателе, м/с,

где V 0 2 - теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания топлива при давлении 100 кПа и 0°С; ß вп - коэффициент, учитывающий потери воздуха в воздухоподогревателе и рециркуляцию газов в топку.

Скорости водяного пара или воды в трубах, м/с,

где О - расход пара, воды, кг/ч; v Ср - средний удельный объем пара, воды, м 3 /кг; f - площадь живого сечения для прохода пара, воды, м 3 .

Площадь живого сечения, м 2 , для прохода газов или воздуха в газоходах, заполненных трубами:

для поперечно омываемых гладкотрубных пучков

где а и b - размеры газохода в данном сечении, м 2 ; Z 1 - число труб в ряду; d и I - диаметр и длина труб, м.

При продольном омывании труб и течении среды внутри труб

где z - число параллельно включенных труб;

при течении среды между трубами

Усреднение живых сечений при разной их площади на отдельных участках газохода проводится из условия усреднения скоростей. Температуру потока газов в газоходе принимают равной сумме средней температуры обогреваемой среды и температурного напора. При охлаждении газов не более чем на 300 °С их среднюю температуру можно определить как среднеарифметическую между температурами на входе и выходе газохода. Коэффициент теплоотдачи конвекцией а к, Вт/(м 2 *К), при поперечном омывании коридорных пучков и ширм, отнесенный к полной площади внешней поверхности труб, определяется по формуле

где C s - поправка на число рядов труб по ходу газов при z ≥ 10, C s = 1; C s - поправка на компоновку пучка, определяемая в зависимости от отношения продольного и поперечного шага к диаметру . λ - теплопроводность при средней температуре потока, Вт/(м 2 *К); v - кинематическая вязкость продуктов сгорания при средней температуре потока, м 2 /с; d - диаметр труб, м; w - скорость продуктов сгорания, м/с.

Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании шахматных пучков, Вт/(м 2 *К),

где C s - коэффициент, определяемый в зависимости от относительного поперечного шага σ 1 и значения φ σ1 = (σ 1 - 1)/(σ" 2 - 2), σ"2= √0,025σ" 1 + 2 , σ" 2 - относительный продольный шаг труб при 0,1< φ σ <1,7, С a = 0,34φ 0 σ ; С z - поправка на число рядов труб по ходу газов: при числе рядов труб z 2 < 10 и σ 1 <3,0 С z = 3,12 z 0’05 2 - 2,5.

Для пучков, в которых трубы расположены частично в шахматном, а частично - в коридорном порядке, коэффициент теплоотдачи определяется отдельно для каждой части. Коэффициент теплоотдачи а k , Вт/(м 2 *К), при продольном обтекании поверхности нагрева однофазным турбулентным потоком при давлениях и температурах, далеких от критических,

где d э - эквивалентный диаметр, м; C t , C d , C l - поправки на температуру потока, диаметр трубы и длину трубы.

При течении в круглой трубе эквивалентный диаметр равен внутреннему. При течении в некруглой трубе или в кольцевом канале rf 3 = 4F / U, м, где F-площадь живого сечения канала, м 2 ; U-омываемый периметр, м. Для прямоугольного сечения, заполненного трубами ширм или конвективных пучков,

где а и b - поперечные размеры газохода в свету, м; г - количество труб в газоходе; d - наружный диаметр труб, м.

Поправка Ct зависит от температуры потока и стенки. Для продуктов сгорания и воздуха поправка Ct вводится только при их нагревании. При течении пара и воды в котле Ct ≈ 1. Поправка на относительную длину трубы 1,4 при l / d=20.

Коэффициент теплоотдачи от газа к ширмам, Вт/(м 2 *К),

где а к - коэффициент теплоотдачи конвекцией, отнесенный к площади полной поверхности ширм, Вт/(м 2 *К); е - коэффициент загрязнения, м 2 *К/Вт; х - угловой коэффициент ширм; S 2 - шаг между ширмами, м. Коэффициент теплоотдачи ак, Вт/(м 2 *К), для регенеративных вращающихся воздухоподогревателей (РВВ)

Значения коэффициентов Ct и С/ определяются так же, как при продольном обтекании поверхности нагрева; при набивке РВВ из волнистых дистанционирующих листов (см. гл. 20) А =0,027, из гладких дистанционирующих листов А = 0,021. При интенсифицированной набивке эквивалентный диаметр набивки d э = 9,6 мм, при неинтенсифицированной набивке d э = 7,8 мм, для холодной ступени, состоящей из гладких листов, d э = 9,8 мм.

Для чугунных ребристых и ребристо-зубчатых воздухоподогревателей, выпускаемых отечественными заводами, приведенный коэффициент теплоотдачи с газовой стороны для чистых труб а Прив, Вт/(м 2 *К), отнесенный к полной наружной поверхности, определяется по формуле

где s рб - шаг ребер, м.

Значения остальных величин указаны выше. Приведенный конвективный теплообмен с воздушной стороны, отнесенный к полной внутренней поверхности труб при продольных ребрах внутри них, определяется по формулам

где l Пр - длина оребренной части труб, м.

Коэффициент теплоотдачи излучением. Количество теплоты, переданной 1 м 2 поверхности нагрева излучением потока газов, Q Л, Вт/м 2 определяется с помощью коэффициента теплоотдачи излучением Вт/(м 2 *К),

где q л - количество теплоты, переданное 1 м 2 поверхности нагрева излучением кДж/(м 2 *ч); θ и t с - температуры газов и загрязненное стенки, 0ºС.

В продуктах сгорания топлива при использовании твердого топлива кроме трехатомных газов содержатся взвешенные в потоке частицы золы. Коэффициент теплоотдачи излучения продуктов сгорания а, Вт/(м 2 *К):

для запыленного потока

здесь а 3 - интегральный коэффициент теплового излучения загрязненной стенки (для поверхностей нагрева котла а 3 = 0,8); а - то же потока газов при температуре Г, которая определяется по формуле а = 1 - е kps , здесь kps - суммарная оптическая толщина слоя продуктов сгорания топлива; р для котлов без наддува принимается 0,1 МПа; Т - температура продуктов, К; Т 3 - температура загрязненной наружной поверхности, К.

Оптическая толщина запыленного потока kps = (k r r n + k эл μ эл)ps. Значения k r и k эл в зависимости от парциального давления трехатомных газов, толщины излучающего слоя и концентрации золы приведены в . Например, при работе котла на пыли твердого топлива и расстоянии между трубами около 0,17 м значение fe 2 ≤ 2,8 и k эл ≤ 8,2. Для незапыленного потока (продукты сгорания газообразного и жидкого топлива) второе слагаемое равно нулю.

Коэффициент ослабления лучей трехатомными газами и частицами находится по (9.19) и определяется по . Эффективная толщина излучающего слоя при излучении ограниченного со всех сторон газового объема, м,

где V - объем излучающего слоя, м3; F ог - площадь ограждающих поверхностей, м 2 .

Для гладкотрубных пучков, м,

Для пучков из плавниковых труб значение s, полученное по (9.65), следует умножить на 0,4.

Эффективная толщина излучающего слоя для верхней ступени воздухоподогревателя принимается для трубчатых воздухоподогревателей равной 0,9 d, где d - диаметр труб, м. Температура загрязненной поверхности труб ширмовых и конвективных перегревателей испарительных ширм и настенных труб при сжигании твердого и жидкого топлива принимается равной температуре наружного слоя загрязнений, °С.

где Q - тепловосприятие данной поверхности нагрева, кДж/кг, определяемое из уравнения баланса по предварительно принятой конечной температуре одной из сред; Q n - теплота, воспринятая поверхностью излучением из топки или из объема перед ней, кДж/кг; t - средняя температура среды, °С; Н - площадь поверхности нагрева, м 2 ; е - коэффициент загрязнения, м 2 *К/Вт; а 2 - коэффициент теплоотдачи от стенки к пару, Вт/(м 2 *К).

Значение 8 для шахматных перегревателей и ширм принимают по данным . Для коридорных и шахматных пароперегревателей и настенных труб при сжигании жидкого топлива е» 0,003, а при сжигании твердых топлив 8 ≈ 0,005 м 2 *К/Вт. В остальных случаях температура стенки t 3 = t + Δt, °C.

Для фестонов Δt = 80 °С. Для одноступенчатых экономайзеров при θ = 400°С, вторых ступеней экономайзеров и испарительных пучков котлов малой мощности при сжигании твердых и жидких топлив Δt = 60 °С. Для первых ступеней экономайзеров и одноступенчатых воздухоподогревателей, для шахматных и коридорных пучков при сжигании твердых и жидких топлив при θ < 400°С Δt = 25ºС. При сжигании газа для всех поверхностей нагрева Δt = 25°С.

Теплота, передаваемая излучением на настенную поверхность нагрева пучком труб на ряд труб, кДж/кг, определяется по формуле

где а л - коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/(м 2 *К); t а - температура загрязненной стенки, °С; Н л - площадь лучевоспринимающей поверхности нагрева, м 2 .

Содержание раздела

Понятие конвективного теплообмена охватывает процесс теплообмена при движении жидкости или газа. При этом перенос тепла осуществляется одновременно конвекцией и теплопроводностью. Конвекция возможна только в текучей среде, здесь перенос тепла неразрывно связан с переносом самой среды. Под теплопроводностью в данном случае понимают процесс передачи тепла при непосредственном соприкосновении отдельных частиц среды, имеющих различные температуры.

Конвективный теплообмен между потоком жидкости или газа и поверхностью твердого тела называют конвективной теплоотдачей. В инженерных расчетах определяют теплоотдачу, при этом конвективный теплообмен внутри среды представляет косвенный интерес, поскольку перенос тепла внутри среды количественно ограждается на теплоотдаче.

При практических расчетах используют закон Ньютона-Рихмана. Согласно закону, тепловой поток – Q от среды к стенке или от стенки к среде пропорционален коэффициенту теплоотдачи конвекцией – á к, поверхности теплообмена – F и температурному напору – ∆t = t с -t ж, т.е.

Q = á к (t с -t ж)⋅F, Вт (ккал/час),

где: t с – температура поверхности тела; t ж – температура окружающей тело жидкой или газообразной среды.

Тепловой поток – Q от греющей среды к нагреваемой среде через разделяющую их поверхность (стенку) пропорционален коэффициенту теплопередачи – k, поверхности теплообмена – F и температурному напору ∆t, т.е.

Q = ê⋅∆t⋅F, Вт (ккал/час).

Температурный напор ∆t в данном случае есть средняя по всей поверхности нагрева разность температур сред, участвующих в теплообмене. При установившемся режиме теплообмена для прямоточной и противоточной схем движения сред ∆t определяют среднелогарифмической разностью температур греющей и нагреваемой сред по формуле:

∆t = ∆t б - ∆t м , К (°С),

2,31g (∆t б / ∆t м )

где: ∆t б – разность температур сред на том конце поверхности теплопередачи, где она наибольшая, К (°С); ∆t м – разность температур сред на другом конце поверхности теплопередачи, где она наименьшая, К (°С); k – коэффициент пропорциональности, называемый коэффициентом теплопередачи, Вт/(м 2 ⋅К) или ккал/м 2 ⋅час⋅гр.

Он выражает собой количество тепла в ваттах или килокалориях, переданное от греющей среды к нагреваемой через 1 м 2 поверхности раздела в течение часа при разности температур сред в 1 градус.

Для плоской поверхности и для труб при отношении наружного диаметра к внутреннему как d н ≤ 2 коэффициент теплопередачи определяют по формуле:

ê = 1 , Вт/(м 2 К) или ккал/м 2 ⋅ч⋅град,

1 + S cm + 1

á гр á á наг

где: á гр – термическое сопротивление теплоотдачи от греющей среды к поверхности раздела в м 2 ⋅К/Вт или м 2 ⋅ч⋅град/ккал (á – коэффициент конвективной теплоотдачи греющей среды);

ë – термическое сопротивление стенки; S cm – толщина стенки в м; ë – теплопроводность материала стенки в Вт/(м⋅К) или ккал/м⋅ч⋅град;

á наг – термическое сопротивление теплоотдаче от стенки к нагреваемой среде в м 2 К/Вт или м 2 ⋅ч⋅град/ккал (á наг – коэффициент конвективной теплоотдачи к нагреваемой среде).

В тепловых агрегатах (котлах) при нагревании и охлаждении газов (воздуха) коэффициент теплоотдачи á к изменяется в пределах 17–58 Вт/м 2 К (15–50 ккал/м 2 ⋅ч⋅град). При нагревании и охлаждении воды – в пределах 233–11630 Вт/м 2 К (200–10000 ккал/м 2 ⋅ч⋅град).

Коэффициент теплоотдачи á к зависит от:

Характера течения среды, определяемого критерием Рейнольдса

Re = Wd = ñ ⋅ W ⋅d ;

Отношения внутренних тепловых сопротивлений к внешним тепловым сопротивлениям é , называемого критерием Нуссельта ë

Nu = á к d ;

Физических свойств среды (жидкости, газов), характеризуемых критерием Прандтля

Pr = í c ñ = í .

Теплоотдача при турбулентном режиме течения

При турбулентном течении различных газов и жидкостей по длинным трубам и каналам для определения á к наиболее часто используют критериальное уравнение М.А. Михеева:

(при Re ≥ 10000 и é ≥ 50) : Nu = 0,021Re 0,8 Pr ср 0,43 (Pr СР) 0,25 ,

где Pr ср – значения критерия Прандтля при средней температуре газов и жидкостей, равной полусумме температур потока на входе и выходе из трубы; Pr ст – значения критерия Прандтля при температуре газов и жидкостей, равной средней температуре стенки.

Коэффициент теплоотдачи á к в коротких трубах или каналах (d < 50) имеет большие значения по сравнению с длинными трубами или каналами. Уравнение М.А. Михеева для течения по коротким трубам или каналам:

Nu = 0,021Re 0,8 Pr ср 0,43 (Pr СР) 0,25 ⋅ ϕ

Значения ϕ приведены в табл. 7.20.

Таблица 7.20. Значения поправочного коэффициента ϕ

Re	é Отношение d
2	5	10	20	40	50
1⋅10 4 2⋅10 4 5⋅10 4 1⋅10 5 1⋅10 6	1,50 1,40 1,27 1,22 1,11	1,34 2,27 1,18 1,15 1,08	1,23 1,18 1,13 1,10 1,05	1,13 1,10 1,08 1,06 1,05	1,03 1,02 1,02 1,02 1,01	1,00 1,00 1,00 1,00 1,00

Например, для продуктов горения критерий Pr ср составляет 0,72, уравнение М.А. Михеева принимает вид:

á к d Wd

Для длинных труб Nu ≅ 0,018Re 0,8 или = 0,018 () 0,8 ;

á к d Wd

Для коротких труб Nu ≅ 0,018Re 0,8 ⋅ ϕ или = 0,018() 0,8 ⋅ ϕ .

Из этих уравнений определяют коэффициенты теплоотдачи:

Для длинных труб и каналов

á к = 0,018 ⋅ ⋅ , Вт/м 2 К, (ккал/м 2 час град).

Для коротких труб и каналов

á к = 0,018 ⋅ ⋅ ⋅ ϕ, Вт/м 2 К, (ккал/м 2 час град).

Коэффициент á к при нагревании не равен á к при охлаждении газов. При охлаждении á к больше ∼ в 1,3 раза, чем при нагревании. Поэтому коэффициент теплоотдачи конвекцией при охлаждении дымовых газов в турбулентном режиме течения и при Pr ср = 0,72 следует определять по формуле:

Для длинных труб á к = 0,0235 ⋅ ⋅ , Вт/м 2 К, (ккал/м 2 час град).

Для коротких труб:

á к = 0,0235 ⋅ ⋅ ⋅ ϕ, Вт/м 2 К (ккал/м 2 час град).

Физические характеристики воздуха приведены в разделе 6.1. Физические характеристики дымовых газов приведены в табл. 7.21. Значения критерия Прандтля для воды на линии насыщения приведены в разделе 6.2.

Таблица 7.21. Физические характеристики дымовых газов среднего состава

Температура	Коэффициент теплопроводности ë СР, ккал/м час °C	Коэффициент кинематичесой вязкости í СР ⋅10 6 , м 2 /сек	Критерий Прандтля Pr СР
1	2	3	4
0	0,0196	12,2	0,72
100	0,0269	21,5	0,69
200	0,0345	32,8	0,67
300	0,0416	45,8	0.65
400	0,0490	60,4	0,64
500	0,0564	76,3	0,63
1	2	3	4
600	0,0638	93,6	0,62
700	0,0711	112	0,61
800	0,0787	132	0,60
900	0,0861	152	0,59
1000	0,0937	174	0,58
1100	0,101	197	0,57
1200	0,108	221	0,56
1300	0,116	245	0,55
1400	0,124	272	0,54
1500	0,132	297	0,53
1600	0,14	323	0,52

Теплоотдача при ламинарном режиме течения

Приближенную оценку среднего коэффициента теплоотдачи наиболее часто осуществляет с использованием критериального уравнения М.А. Михеева (для Re ≤ 2200):

á к = 0,15 ⋅ ⋅ Re 0,33 ⋅ Pr ср 0,33 (Gr ср ⋅ Pr ср) 0,1 ⋅ () 0,25 ⋅ ϕ ,

в которое, кроме ранее представленных, входит еще один критерий – Gr, называемый критерием Грасгофа, характеризующий подъемную силу газов (силу тяжести для жидкостей).

â ⋅ g ⋅ d 3 ⋅ ∆t

где: â – коэффициент объемного расширения жидкости или газов, для газов â = 273, 1 град.

g – ускорение свободного падения (ускорение силы тяжести), м/с 2 ;

d – приведенный диаметр или для вертикальных стенок – высота стенки, м;

∆t – разность температур между нагретыми стенками и средой (t ст - t ср) или (t ср - t ст);

í – коэффициент кинематической вязкости, м 2 /с

ϕ – коэффициент, учитывающий относительную длину труб, равный

Теплоотдача при вынужденном поперечном омывании пучков труб

Коэффициент теплоотдачи конвекцией в поперечно омываемом коридорном пучке труб (рис. 7.10):

á к = 0,206С z ⋅ С s ⋅ d í 0,65 ⋅ Pr 0,33 , Вт/(м 2 К),

где: С z – коэффициент, учитывающий число рядов труб z по ходу газов в газоходе, при z<10 С z = 0,91+0,0125 (z-2), а при z>10 С z = 1;

С s – коэффициент, учитывающий геометрическую компоновку пучка труб – зависит от продольного S 2 и поперечного S 1 шагов,

С s = 1+ 2S 1 – 3 1– S 2 3 -2

ë – коэффициент теплопроводности газов при средней температуре потока, Вт/(м⋅К) или ккал/м⋅ч⋅гр.;

d – наружный диаметр труб, м;

w – средняя скорость газов, м/с;

í – коэффициент кинематической вязкости газов при средней температуре потока, м 2 /с.

Коэффициент теплоотдачи конвекцией в поперечно-омываемом пучке труб (рис. 7.9.):

á к = С s ⋅ С z ⋅ d í 0,6 ⋅ Pr 0,33 , Вт/(м 2 ⋅ К),

где: С s зависит от S 1 и ϕ s ;

ϕ s = (S 1 /d – 1) (S ′ 2 /d), S ′ 2 – средний диагональный шаг труб (рис. 7.9.);

при 0,1 < ϕ s ≤ 1,7 и при S 1 /d ≥ 3,0 С s = 0,34 ⋅ ϕ s 0,1 ;

при 1,7 < ϕ s ≤ 4,5 и при S 1 /d < 3,0 С s = 0,275 ⋅ ϕ s 0,5 ;

С z = 4 при z < 10 и S 1 /d ≥ 3.

Теплоотдача при вынужденном продольном омывании трубчатых поверхностей нагрева

Коэффициент теплоотдачи конвекцией:

á к = 0,023 d экв í 0,8 ⋅ Pr 0,4 ⋅ С t ⋅ С d ⋅ С l , Вт/(м 2 ⋅К),

где: С t – температурный коэффициент, зависящий от температуры среды и стенки – для воды и пара, а также при охлаждении газов С t = 1,0, при нагревании продуктов сгорания и воздуха С t = (Т/Т ст) 0,5 , где Т и Т ст – температура газа, воздуха и стенки, в градусах К;

С d – коэффициент, вводимый при течении в кольцевых каналах, при одностороннем обогреве поверхности 0,85 ≤ С d ≤ 1,5, при двустороннем С d = 1;

С l – коэффициент, зависящий от длины канала; при продольном омывании труб 1 ≤ С l ≤ 2, при l > 50d С l = 1,0.

Частные формулы для определения коэффициентов теплоотдачи конвекцией

Для высокотемпературных тепловых агрегатов (по Н.Н. Доброхотову):

á к = 10,5W 0 , Вт/м 2 К (или á к = 9W 0 , ккал/м 2 час град), где: W 0 – скорость газов в топочном пространстве, отнесенная к 0° С, т.е. нм 3 /с.

Для движения дымовых газов (воздуха) по кирпичным каналам размерами от 40×40 до 90×90 мм (по М.С. Мамыкину):

W 0 0,8 4 W 0,8 4

á к = 0,9 √ T , Вт/м 2 К (или 0,74 √ T , ккал/м 2 час град),

где: Т – абсолютная температура газов, °К; d – приведенный диаметр в м;

Для свободного движения воздуха вдоль вертикальных поверхностей стен при невысоких температурах (по М.С. Мамыкину):

á к = 2,56 √ t 1 – t 2 , Вт/м 2 К (или 2,2 √ t 1 – t 2 , ккал/м 2 час град), где:

(t 1 – t 2) – разность температур поверхностей стен и газа. Для горизонтальной поверхности, обращенной вверх, вместо коэффициента 2,56 (2,2) принимается 3,26 (2,8) и для обращенной вниз 1,63 (1,4).

Для насадок регенеративных теплообменных аппаратов (по М.С. Мамыкину):

á к = 8,72 , Вт/м 2 ⋅К (или á к = 7,5 , ккал/м 2 ⋅час⋅град).

Спокойная вода – металлическая стенка (по Х. Кухлингу):

á к = 350 ÷ 580, Вт/(м 2 ⋅К);

Текущая вода – металлическая стенка (по Х. Кухлингу):

á к = 350 + 2100 √ W , Вт/(м 2 ⋅К), где W – скорость в м/с.

Воздух – гладкая поверхность (по Х. Кухлингу):

á к = 5,6 + 4W, Вт/(м 2 ⋅К), где W – скорость в м/с.

На рис. 7.17.–7.22. приведены номограммы для определения á к графическим методом.

Рис. 7.17. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков, αк = Cz⋅Cф⋅αн, Вт/м2⋅К (ккал/м2⋅ч⋅град) (rH2О – объемная доля водяных паров)

Рис. 7.18. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании шахматных гладкотрубных пучков, αк = Cz⋅Cф⋅αн, Вт/м2⋅К (ккал/м2⋅ч⋅град), (rH2О – объемная доля водяных паров)

Рис. 7.19. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании гладких труб воздухом и дымовыми газами

Рис. 7.20. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании гладких труб некипящей водой, α = C ⋅ α , Вт/м2 ⋅К (ккал/м2 ⋅ч⋅град)

Рис. 7.21. Коэффициент теплоотдачи конвекцией для пластинчатых воздухоподогревателей при Re < 10000, αк = Cф⋅ αн, Вт/м2⋅К (ккал/м2⋅ч⋅град)

Рис. 7.22. Коэффициент теплоотдачи конвекцией для регенеративных воздухоподогревателей при Re ≤ 5200, αк = Cф⋅ αн, Вт/м2⋅К (ккал/м2⋅ч⋅град)

α – характеризует интенсивность конвективного теплообмена и зависит от скорости теплоносителя, теплоемкости, вязкости, от формы поверхности и тд.

[Вт/(м 2 град)].

Коэффициент теплоотдачи численно равен мощности теплового потока, передаваемому одному квадратному метру поверхности при разности температур между теплоносителем и поверхностью в 1°С.

Основной и наиболее трудной проблемой в расчётах процессов конвективной теплоотдачи является нахождение коэффициента теплоотдачи α . Современные методы описания процесса коэф. теплопроводности, основанные на теориипограничного слоя , позволяют получить теоретические (точные или приближённые) решения для некоторых достаточно простых ситуаций. В большинстве же встречающихся на практике случаев коэффициент теплоотдачи определяют экспериментальным путём. При этом как результаты теоретических решений, так и экспериментальные данные обрабатываются методамитеории подобия и представляются обычно в следующем безразмерном виде:

Nu =f (Re, Pr ) - для вынужденной конвекции и

Nu =f (Gr Re, Pr ) - для свободной конвекции,

где
- число Нуссельта,- безразмерный коэффициент теплоотдачи (L - характерный размер потока,λ - коэффициент теплопроводности);Re =- число Рейнольдса, характеризующее соотношение сил инерции и внутреннего трения в потоке (u - характерная скорость движения среды, υ - кинематический коэффициент вязкости);

Pr =- число Прандтля, определяющее соотношение интенсивностей термодинамических процессов (α – коэффициент температуропроводности);

Gr =
- число Грассгофа, характеризующее соотношение архимедовых сил, сил инерции и внутреннего трения в потоке (g - ускорение свободного падения,β - термический коэффициент объёмного расширения).

• От чего зависит коэффициент теплоотдачи? Порядок его величины для различных случаев теплообмена.

Коэффициент конвективной теплоотдачи α тем больше, чем больше коэффициент теплопроводностиλ и скорость потокаw , чем меньше коэффициент динамической вязкости υ и больше плотностьρ и чем меньше приведенный диаметр каналаd .

Наиболее интересным с точки зрения технических приложений случаем конвективного теплопереноса является конвективная теплоотдача, то есть процесс двух конвективных теплообменов, протекающий на границе раздела двух фаз (твердой и жидкой, твердой и газообразной, жидкой и газообразной). При этом задача расчета состоит в нахождении плотности теплового потока на границе раздела фаз, то есть величины, показывающей, какое количество тепла получает или отдает единица поверхности раздела фаз за единицу времени. Помимо указанных выше факторов, влияющих на процесс конвективного теплообмена, плотность теплового потока зависит также от формы и размеров тела, от степени шероховатости поверхности, а также от температур поверхности и теплоотдающей или тепловоспринимающей среды.

Для описания конвективной теплоотдачи используется формула:

q cт = α(Т 0 -Т ст ) ,

где q cт - плотность теплового потока на поверхности, Вт/м 2 ; α - коэффициент теплоотдачи, вт/(м 2 ·°С);T 0 иТ ст - температуры среды (жидкости или газа) и поверхности соответственно. ВеличинуT 0 - Т ст часто обозначают ΔТ и называетсятемпературным напором . Коэффициент теплоотдачиα характеризует интенсивность процесса теплоотдачи; он возрастает при увеличении скорости движения среды и при переходе от ламинарного режима движения к турбулентному в связи с интенсификацией конвективного переноса. Он также всегда больше для тех сред, у которых выше коэффициент теплопроводности. Коэффициент теплоотдачи существенно повышается, если на поверхности происходит фазовый переход (например, испарение или конденсация), всегда сопровождающийся выделением (поглощением) скрытой теплоты. На значение коэффициента теплоотдачи сильное влияние оказываетмассообмен на поверхности.

1. Основные понятия конвективного теплообмена:

конвекция, конвективный теплообмен, коэффициент теплоотдачи, термическое сопротивление теплоотдачи, сущность процессов конвективного теплообмена

2. Циклонные топки

3. Газообразное топливо

1. Основные понятия конвективного теплообмена

Конвекция, конвективный теплообмен, коэффициент теплоотдачи, термическое сопротивление теплоотдачи, сущность процессов конвективного теплообмена.

Конвекцией называют процесс переноса теплоты при перемещении макрочастиц (газа или жидкости). Поэтому конвекция возможна лишь в среде, частицы которой могут легко перемещаться.

Конвективным называют теплообмен , обусловленный совместным действием конвективного и молекулярного переноса теплоты. Другими словами, конвективный теплообмен осуществляется одновременно двумя способами: конвекцией и теплопроводностью.

Конвективный теплообмен между движущейся средой и поверхностью ее раздела с другой средой (твердым телом, жидкостью или газом) называют теплоотдачей.

Главной задачей теории конвективной теплоотдачи является определение количества теплоты, которое проходит через поверхность твердого тела, омываемого потоком. Результирующий поток теплоты всегда направлен в сторону уменьшения температуры,

При практических расчетах теплоотдачи пользуются законом Ньютона:

Q= б F(t ж -tcт) (15-1)

т. е. тепловой поток Q от жидкости к стенке или от стенки к жидкости пропорционален поверхности F, участвующей в теплообмене, и температурному напору (t ж - t ст, где t ст - температура поверхности стенки, а tж - температура среды, омывающей поверхность стенки. Коэффициент пропорциональности б, учитывающий конкретные условия теплообмена между жидкостью и поверхностью тела, называют коэффициентом теплоотдачи.

Приняв по формуле (15-1) F=1м², а ф =1 сек, получим плотность теплового потока в ваттах на квадратный метр;

q= б (t ж -tcт) (15-2)

Величину 1/б обратную коэффициенту теплоотдачи, называют термическим сопротивлением теплоотдачи.

б = q: (t ж -tcт) (15-3)

Из равенства (15-3) следует, что коэффициент теплоотдачи, а есть плотность теплового потока q , отнесенная к разности температур поверхности тела и окружающей среды.

При температурном напоре, равном 1 ° (t ж -tcт= 1 °), коэффициент теплоотдачи численно равен плотности теплового потока б = q

Теплоотдача является достаточно сложным процессом и коэффициент теплоотдачи, а зависит от многих факторов, основными из которых являются:

а) причина возникновения течения жидкости;

б) режим течения жидкости (ламинарный или турбулентный);

в) физические свойства жидкости;

г) форма и размеры теплоотдающей поверхности.

По причине возникновения движения жидкости, бывает свободным и вынужденным.

Свободное движение (тепловое) возникает в неравномерно прогрето» жидкости. Возникающая при этом разность температур приводит к разности плотностей и всплыванию менее плотных (более легких), элементов жидкости, что вызывает движение. В этом случае свободное движение, называют естественной или тепловой конвекцией . Так, например, теплообмен между внутренним и внешним стеклами оконной рамы осуществляется естественной конвекцией (при условии, что расстояние между стеклами достаточно для циркуляции воздуха).

2. Циклонные топки

Циклонные топки предназначены для сжигания дробленого угля. Схема такой топки представлена на рис. 19-8. Дробленый уголь с первичным воздухом подается через штуцер I в циклонную камеру 2. В нее же тангенциально подается вторичный воздух, который поступает через штуцер 3 со скоростью около 100 м/сек, В камере создается вращающийся поток продуктов горения, отбрасывающий крупные частички топлива на ее стены, где они под действием горячих воздушных потоков газифицируются.

Из циклонной камеры продукты горения с недогоревшими частицами топлива поступают в камеру дожигания 4. Шлак из циклонной камеры через камеру дожигания поступает в шлаковую ванну, где он гранулируется водой.

Достоинствами циклонных топок являются:

1)возможность горения топлива с небольшим избытком воздуха1,05-1,1, что снижает потери теплоты с отходящими газами;

2)повышенная удельная тепловая мощность топочного объема;

3)возможность работы на дробленом угле (вместо пылевидного);

4)улавливание золы топлива в топке до 80-90%.

К недостаткам циклонной топки относятся:

1) трудность сжигания высоковлажных углей и углей с малым выходом летучих веществ;

2) повышенный расход энергии на дутьё.

3. Газообразное топливо

Естественное. Природный (естественный) газ встречается во многих местах земного шара.

Запасы газового топлива в некоторых месторождениях достигают сотен миллиардов кубических метров. Его добывают не только из специальных газовых скважин, но и как побочный продукт при добыче нефти. Такой природный газ называют попутным нефтяным газом.

Основной составной частью природного газа является метан СН 4 .

Природный газ обладает высокой теплотой сгорания. Его используют в качестве топлива для промышленных печей, автотранспорта, а также для бытовых нужд.

Часть природного газа подвергают химической переработке для получения жидкого топлива, технологического газа, химического сырья.

В СССР крупные газоносные районы расположены в Поволжье, на Северном Кавказе, Украине, в Зауралье и др.

Искусственное. Искусственное газовое горючее (коксовый, мазутный, генераторный газы) получают при переработке нефти и естественного твердого топлива, а также в качестве побочного продукта в сырья.. Газообразное топливо.х углей и углей с малым выходом летучих веществ;лообмен, коэффициент теплоотдачи, термическое снекоторых отраслях промышленного производства, как, например, в доменном.

Доменный газ образуется в доменных печах при выплавке чугуна. Примерно половина полученного газа расходуется на собственные нужды доменной печи. Вторая половина газа может быть использована в качестве топлива.

Задача

Условие: Какое количество теплоты необходимо подвести к 1кг. воздуха с t =20С, чтобы его объем при постоянном давлении увеличился в два раза.

Вопрос: Определить температуру воздуха в конце процесса, теплоемкость воздуха –постоянная.

1) t = 25C – согласно IS- диаграммы.

2) Т = t +273=298К

3) Т = t +273=293К

Объем конечный вычислить так:

Vк = Vн х 2 = 0,058х2=0,116м²

Определить количество теплоты по формуле:

Q = mc(Т -Т) =1,5х1,005(298-293)= =7,537

где m-масса кг. - по заданию 1.5кг, с-теплоемкость кДж (кгС) из таблицы- 1,005кДж/кг.

Ответ: необходимо подвести теплоту в количестве Q =7,537,температура воздуха в конце процесса составит 25С.

Cтраница 1

Коэффициенты конвективного теплообмена в этом случае бывают порядка 10 ккал / м2 ч град. Обнаружено, что коэффициенты лучистого теплообмена при температурах, равных приблизительно температуре атмосферы, бывают порядка 2 ккал / м2 - ч - град. Это значит, что в таких условиях невозможно никакое точное измерение обычным термометром.  

Коэффициент конвективного теплообмена а является функцией теплофизических свойств, температуры и скорости движения теплоносителя, а также конфигурации и размеров поверхности теплообмена.  

Коэффициенты конвективного теплообмена а внутренних поверхностях сген и окон: Р 3 и пр 4 ккал / м1 час грид.  

Коэффициенты конвективного теплообмена между газами и трубами в теплообменниках или насадкой в регенераторах определяются по формулам, приведенным в справочниках и специальных руководствах. Ряд их приведен в соответствующих разделах этой книги. Во всех случаях для повышения интенсивности конвективного теплообмена надо стремиться к наибольшей равномерности смывания всех поверхностей нагрева газами, уменьшать до оптимальных размеров сечения каналов, образованных материалом в слое, через который протекает теплоноситель, увеличивать скорость потока до величин, оправдываемых технико-экономическими расчетами.  

Коэффициент конвективного теплообмена в слое воздуха (снаружи) значительно меньше, чем в слое воды или пара (внутри прибора), поэтому сопротивление внешнему теплообмену RH для отопительного прибора сравнительно велико. Следовательно, для увеличения теплового потока необходимо развивать внешнюю поверхность отопительного прибора. В приборах это выполняют созданием специальных выступов, приливов и оребрения. Однако при этом уменьшается коэффициент теплопередачи.  

Коэффициент конвективного теплообмена между средой и помещенным в нее телом при одинаковых скоростях движения для жидкостей во много раз больше, чем для газов. Жидкости непрозрачны для тепловых лучей, газы - прозрачны. Поэтому при измерениях температуры газов необходимо считаться с влиянием на температуру измерителя лучистого теплообмена между поверхностью измерителя и стенками трубы.  

Коэффициенты конвективного теплообмена между насадкой и горячим газом или воздухом определяют из экспериментальных данных.  

Коэффициент конвективного теплообмена ак сильно зависит от диаметра волокна и относительной скорости среды вследствие резкого изменения толщины ламинарного пограничного слоя, сопоставимого с диаметром волокна.  

Коэффициенты конвективного теплообмена насадки и горячих газов или воздуха определяются по экспериментальным данным.  

Коэффициент конвективного теплообмена стен помещения с содержащимся в нем воздухом равен 11 36 вт / м2 - град.  

Следовательно, коэффициент конвективного теплообмена зависит от способа подвода тепла, и при комплексном теплообмене (конвекция и радиация) он значительно выше по сравнению только с конвективным теплообменом при прочих равных условиях.  

Средние значения коэффициента конвективного теплообмена на вертикальных поверхностях ограждений в помещении без особой погрешности можно определить по формуле (1.64), так как перепадам температур и геометрическим размерам нагретых и охлажденных поверхностей, имеющим место в действительности, обычно соответствует в основном турбулентный режим. Все рассмотренные формулы, в том числе и (1.64), написаны для вертикальной свободно расположенной поверхности.  

Для определения коэффициента конвективного теплообмена обычно используют критериальные уравнения. Эти уравнения при характерных для помещения условиях теплообмена приведены в табл. 5 для вынужденной и свободной конвекции. Они относятся к условиям движения у поверхности пластины. Для них характерны однонаправленность и равномерность, одним словом, упорядоченность движения.  

Среднее значение коэффициента конвективного теплообмена сц, (иногда обозначается оц) в пределах от 0 до произвольного сечения / можно определить на основе теоремы о среднем интегральном.