Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

Аннотация

1. Методы экспериментального исследования теплообмена при конденсации

1.1 Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

1.2 Конденсация пара внутри вертикальных труб и каналов

1.3 Гомогенная структура двухфазного потока

1.4 Конденсация при раздельном безградиентном течении парожидкостной смеси

1.5 Теплообмен при конденсации в каналах, образованных пластинами УП - 0,2 К

1.6 Теплопередача в пластинчатом конденсаторе

1.7 Исследование теплообмена при конденсации фреонов в плоских щелевых каналах

1.8 Локальные коэффициенты теплоотдачи

2. Методы интенсификации теплообмена

3. Стенд для исследования теплообмена при конденсации хладоагентов в каналах пластинчатого конденсатора

4. Расчет площади поверхности теплопередачи и количества пластин пластинчатого конденсатора

5. Расчет и подбор оборудования

6. Методика проведения и обработки результатов экспериментов

7. Оценка погрешности измерений

8. Экономика

9. Гражданская оборона

10. Безопасность жизнедеятельности

Список литературы

Аннотация

В настоящее время в связи с растущими потребностями в промышленном холоде все более и более актуальными становятся исследования и внедрения новых типов теплообменных аппаратов, которые по своим показателям будут лучше используемых и широкораспространенных кожухотрубных аппаратов.

Примером таких аппаратов может служить пластинчатый теплообменник, который по своим массогабаритным показателям а также и эксплуатационным показателям превосходит кожухотрыбный аналог.

Анализ литературы, показал, что в качестве конденсаторов холодильных машин наиболее перспективно применение цельносварного или пакетно-сварного пластинчатого конденсатора. Аммиачный пластинчатый конденсатор с площадью поверхности 50 м², разработанный УкрНИИхиммашем и ЛТИХПом, был испытан в схеме холодильной машины. Масса аппарата составляла 1800 кг, максимальная тепловая производительность Q=500 кВт при среднем температурном напоре ?_м=3,2 К

и скорости движения воды в каналах w_в=0,6 м/с. При работе конденсатора обеспечивалось значительное переохлаждение агента. В компрессорном цехе, где был установлен пластинчатый конденсатор, ранее работало четыре конденсатора КВ75 общей площадью 300 м².После включения нового конденсатора при том же общем расходе воды давление конденсации снизилось на величину Дp=0,5?1,0 кПа. Эти показатели иллюстрируют достоинства пластинчатого конденсатора.

В то же время имеющиеся в литературе зависимости для расчета теплоотдачи в пластинчатых конденсаторах водяного пара нельзя непосредственно применять к пластинчатым конденсаторам холодильных машин, а данные для расчета последних весьма не универсальны.

В связи с этим необходимо дальнейшее изучение процессов конденсации в тех же пластинчатых аппаратах. Поэтому я считаю весьма актуальным создание универсального стенда для исследования конденсаторов холодильных машин. Создание стенда, работающего по схеме термосифона дает возможность экспериментального исследования как кожухотрубных аппаратов с применением различных способов интенсификации, так и пластинчатых аппаратов, а так же даст возможность исследования новосконструированных аппаратов.

Экспериментальная установка включает в себя следующие основные элементы: экспериментальный конденсатор -(I), кипятильник -(2), мерные емкости для измерения расхода хладагента-(3) и воды -(4),термостат -(5),водяной насос-(6), аммиачный насос-(7)систему трубопроводов и комплекс измерительной аппаратуры, а так же Х.М. для охлаждения воды в летнее время.

В экспериментах измеряются следующие режимные параметры: объемные расходы образующегося конденсата и хладоносителя(измерение расхода производится объемным способом), температуры воды на входе и выходе из конденсатора_, температуры жидкости и пара в кипятильнике, температуры пара в паровом коллекторе и конденсата - в жидкостном, температура стенки сварной конструкции экспериментального конденсатора. Характеристика условий проведения экспериментов:

t_н =+15 +20 +30 °С. щ_щ =0.5; 1; 2.5 м/с. ?_к =10 кВт.

методика проведения и обработки результатов экспериментов:

q = Q_k / F_k

Величину Q_k находят как среднюю, определяемую тремя независимыми способами:

по мощности, потребляемой электронагревателями: Q_L=?W_эл;

по теплу, отданному сконденсировавшимся аммиаком: Q_k =V_L •с_L•r;

по теплу, воспринятому охлаждающей водой: Q_w=с_wG_w(t_wвых-t_wвх)

Средние коэффициенты теплоотдачи при конденсации определяются из выражения:

б = q/(t_н - t_ст)

t_ст - средняя арифметическая из показаний всех термопар температура стенки: t_ст=

1. Методы эксперементального исследования теплообмена при конденсации

1.1 Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

Исследование теплообмена при конденсации пара в сложных каналах пластинчатых конденсаторов с различными типами гофрированных пластин впервые в нашей стране проведен Л.Л.Товажнянским [2,30,31]. В качестве рабочего вещества в опытах использован водяной пар давлением Р= 0,5 -1,0 бар. Результаты обработки экспериментальных данных для каждого исследованного типа конденсатора представлены в форме уравнений подобия вида:

Nu_d=c•Reⁿ_пл•Pr^m. (1.1а)

Отмечено, что увеличение средней скорости пара в конденсаторе приводит к усилению динамического воздействия пара на стекающую пленку конденсата, ее утоньшению и турбулизации, а следовательно, и к возрастанию коэффициентов теплоотдачи. Установлено также, что степень влияния кинетической энергии пара на теплообмен при конденсации в щелевом канале сложной конфигурации несколько снижается в сравнении с прямолинейным из-за многократного изменении направления движение парожидкостной смеси.

Следует отметить, что предложенные Товажнянскмм зависямости не могут быть непосредственно применены для расчета конденсаторов фреоновых холодильных машин, так как указанный нижний предел использования этих уравнений (Re = 150) соответствует плотностям теплового потока значительно превышающим рабочие тепловые нагрузки аппаратов холодильных машин. Например для пластин УП - 0,2 К [26] при конденсация фреона 12 (t_H =20°С) - Re =150 соответствует плотности теплового потока q=13000 Вт/м²; для аммиака - q=61300 Вт/ м²

Согласно [26] при среднем температурном напоре Дt= t_н - t_ст?10 °К коэффициенты теплоотдачи при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов следует рассчитывать по формуле Нуссельта (1.3) для неподвижного пара.Однако, с уменьшением ширины канала растут средние скорости пара, это приводит к значительному превышению действительных значений б над рассчитанными по уравнению (1.3) ори Дt <10 °К [6, 14, и др.]. Поэтому распространение этих рекомендаций на случаи конденсации в узких щелевых каналах представляется ошибочным.

Кроме того, как показано О.П. Ивановым [12], при конденсации таких низкотеплопроводных веществ как фреоны (л_L для Ф12?0,7 Вт/(м•град), при Дt ?20 °С [4]) сравнительно небольшие по абсолютной величине скорости конденсирующегося пара должны оказывать существенное влияние на процесс теплоотдачи, поскольку незначительное увеличение турбулентной составляющей теплопроводности проявляется в большей степени для веществ с малой молекулярной теплопроводностью.

Таким образом, имеющиеся зависимости для расчета средних коэффициентов теплоотдачи со стороны конденсирующегося в пластинчатых аппаратах водяного пара [26, 30,31], нельзя без коррекции использовать в случае конденсации хладоагвитов.

1.2 Конденсация пара внутри вертикальных труб и каналов

Процесс конденсации пара внутри труб и каналов отличается от такового для конденсации на вертикальной поверхности при практически неподвижном паре. Скорость пара в этом случае не равна нулю и изменяется при полной конденсации от своего максимального значения на входе в трубу до нуля - на выходе из нее. Влияние скорости пара на интенсивность теплообмена учитывают введением в основную систему уравнении, описывающих процесс, уравнения, характеризующего величину касательного напряжения на границе раздела фаз

µ_L=_гр=±оv •

Силовое воздействие пара на пленку приводит к измению ее толщины и турбулизации, а при определенных условиях - к срыву капель конденсата с поверхности пленки. Наличие "oтсоса" пара из парового потока при конденсации приводит к появлению дополнительного касательного напряжения на поверхности раздела, определяемом соотношением ф_v=ј•Vv_z [5,32 и др.] При полной конденсации величина Vv_z есть функция структуры потока, массового расходного паросодержашш в данной сечении и других характеристик газожидкостной системы. Касательное напряжение ф_v ламинаризирует паровой пограничный слой [34] и определенным образом воздействует на жидкостной поток. По Данным работ [24,33] процесс конденсации приводит к стабилизации ламинарного течении пленки и увеличению критического числа Рейнольдса в сравнении с течением без конденсации.

Процесс Конденсации в трубах и каналах зачастую происходит в условиях переменного по длине статического давления, поэтому в данном случае неправомерно пренебрегать величиной градиента давления в уравнении движения Навье - Стокса.

Все исследования, касающиеся вопросов теплообиена и гидродинамики при конденсации внутри вертикальных труб и каналов и спутном, нисходящем движении пара и конденсата, можно разделить на две группы:

исследования, посвященные гомогенному течению парожмдхостной смеси в канале;

исследования раздельных течений, когда жидкость стекает кольцевым потоком по стенкам трубы, а пар движется в центре. Следует заметить, что при значительных плотностях теплового потока такое разделение весьма условно, в этом случае дать четкую границу перехода от кольцевого к дисперсно-кольцевому и гомогенному течению затруднительно. Часто предлагаемые мависимости для расчета теплоотдачи в кольцевом режиме хорошо согласуются с данными па гомогенному течению парожидкостной смеси и аналогичны им по форме [7,]

1.3 Гомогенная структура двухфазного потока

В достаточно длинной вертикальной трубе при значительных скорости пара и плотности теплового потока возможен срыв жидкости с поверхности пленки, образование парожидкостной смеси в ядре потока и обратное выпадение капель конденсата на поверхность пленки. Вследствие этого происходит интенсивная турбулизациа всего потока, область ламинарного течения жидкости полагается весьма малой и в расчет не принимается. При значительном силовом воздействии пара на пленку характер движения смеси не зависит от ориентации трубы в гравитационном поле [18,25 ].

Уравнения для расчета средних коэффициентов теплоотдачи в таком режиме аналогичны зависимостям для теплоотдачи при движении однофазной жидкости в каналах (уравнение 1,1а). Л.Д. Бойко и Г.Н. Кружилин [6] сделали допущение о постоянстве гидравлического сопротивления по длине трубы для конденсирующегося турбулентного парожидкостного потока и, учитывая аналогию между теплообменом и гидродинамическим сопротивлением, получили выражение для расчета среднего по длине коэффициента теплоотдачи в виде:

Nu=cRe^0,8•Pr^0,43••[+], (1.1)

где

с_L/с_m =1+ (с_L - с_v)x/ с_v - отношение плотностей жидкости и гомогенизированной смеси, отнесенное к входному (I) и выходному (2) сечению.

Экспериментальная проверка результатов анализа проведена авторами (5,6) для конденсации водяного пара в горизонтальных трубах различных диаметров и длив (таблица 1.1). В опытах имели место режимы полной и неполной конденсации с пределами изменения массового расходного паросодержания по длине трубы x₁= 1,0 x₂= 0,2-0,5 x₁=0,3-0,6 и x₂=0

На рис. 1.1 приведен заимствованный из работы [6] график

k=f (Re).

для средней теплоотдачи в указанных условиях. Кроме опытных данных авторов [6], здесь нанесены результаты экспериментов В.В. Консетова [18] (график V). полученные при конденсации водяного пара в горизонтальных и вертикальных трубах (таблица 1б1).

Обобщение полученных экспериментальных данных с помощью уравнения (1б1)показало, что для стальных труб С =0,024, для медных С=0,032. Такое расхождение в коэффициентах, очевидно, объясняется различной шероховатостью материалов труб.

Теоретическое подтверждение справедливости зависимости (1,1) выполнено С.С Кутателадзе [20], экспериментальное - в работах В.П Исаченко [14], А.Д. Двойриса [8 ] и др. По данным [14],при Re?1,8•10³ расчет по уравнению (1.1) хорошо согласуется с экспериментальными данными для полной конденсации водяного пара в вертикальной трубе d_вн=10 мм.

А. Каваллини к сотрудники проведя экспериментальное исследование теплоотдачи при неполной конденсации насыщенного пара Ф-11 Ф-21 и Ф-114 в вертикальных трубах d_вн=20 мм. (таблица 1. 1).



Рис. 1.1 Теплоотдача при конденсации в гомогенном режиме.

I-IУ - опытные данные Л.Д. Бойко и Г.Н Кружилина горизонтальные трубы l=2500 мм d = 16x1,5 мм; 20x1,5; 13x1,5 мм

l =11954 мм d = 16x1,5 мм.

У - опытные данные В.В.Консетова горизонтальные трубы l =2000 мм d = 13x1,5 мм; 20x2,5 мм вертикальные трубы l =2200, 3200 мм d = 13x1,5 мм.

Таблица 1.1

Условия проведения эксперементов в ряде работ различных исследователей

№№	Автор	Рабочее вещест-во	Характеристика канала	Плотность теплового потока q, Вт/м2	Разность темпе-ратур Дt, ?К	Изменение массового расходного паросодержания х	Диапазон изменения прочих параметров
1	2	3	4	5	6	7	8
1	Бойко Л.Д., Кружилин Г.Н. [10,11]	Вода	Медные или нержавею- щей стали горизонталь- ные трубы l=2500мм d=16х1,5; 20х1,5; 13х1,5 мм, l=11954 мм d=16х1,5 мм	(1,62?15,8)•105	-	х1=1,0 и х2=0,2?0,5; х1=0.3?0,6 и х2=0	P=12-88 бар
2	Гудикунц Д., БраунВ.	Ф-113	Медная вертикальная труба l=2440 мм, d=7,45 мм	-	-	Перегретый (на 10?30?С) пар х2=0,05?0,4	P?2,0 бар М=834-1470 кг/м2с Vvвх>60 м/с
3	Гудикунц Д., Дорх Р,	Вода	Медная вертикальная труба l=2440 мм, dвн=7,45 мм	-	-	Перегретый пар х2=0	P?1,5 бар М=88-457 кг/м2с Vvвх-до 300 м/с
4	Исаченко В.П. и сотрудники [24,25,26,27,28]	Вода	Медные и латунные вертикальные трубы l=1026; 1600; 390 мм dвн=9,88; 10 мм.	(3,5?50)•104	4?20	Перегретый (на 3?7?К выше tн) пар х2=0	P=1?6 бар Vvвх=6?70 м/с
5	Каваллини А.	Фреоны 11,21, 114	Медная вертикальная труба l=1700 мм dвн=20 мм	-	4?22	х1=1,0 х2=0,3	Vvвх=2?12 м/с Rev=(14?87)•104
6	Карпентер Е., Кольборн А.	Метанол, этанол, толуол, трихлор- этилен	Медная вертикальная труба l=2440 мм dвн=11,65 мм	-	-	х1=1,0 х2=0	Vvвх=до 150 м/с ReL==(2?100)• •102
7	Консетов В.В [35]	Вода	Вертикальные трубы из нержавеющей стали l=2200,3200 мм d=13х1,5 мм Горизонтальные трубы из нержавеющей стали l=2000 мм d=13х1,5; 20х2,5 мм	(6,8 ?80)•104	-	х1=1,0 х2=0?0,34	Р=10? 88 бар
8	Коски Ф., Стауб Ф.	Вода	Медная горизонтальная вертикальная и наклон- ная трубы l=2410 мм dвн=12,55 мм	-	-	х1=1,0 х2=0,011?0,55	Р?0,2?1,5 бар М=2,69?198 кг/м2с
9	Левин А.Б. [22,24]	Фреон-12	Вертикальная(наклонная и горизонтальная) аллюминиевая (АМГ-3) труба l=1400 мм dвн=11,5 мм	-	1,8?13,5	х1=1,0 х2=0	P=5,7?8,3 бар Vvвх=1,0?9,7 м/с
10	Миропольский З.Л. [25]	Вода	Медная и стальная (Ст-20)вертикальные и горизонтальные трубы dвн=8 мм	(1,74?57,5)•105	-	Перегретый пар, х2=0	Р?7?220 бар М=400?2000 кг/м2с
11	Розенов У. и др.	Ф-22	Никелевая горизонталь- ная труба l=5500 мм dвн=12,5 мм	-	-	х1=1,0 х2=0,2?0,4	tн=30?40?С М=204?755 кг/м2с
12	Шекриладзе И.Г. Местверишвил-ли В.А.	Вода	Медная вертикальная труба l=1000 мм dвн=19 мм	(1?6)•105	5?20	Перегретый и насыщенный пар х2>0	Vvвх=40?140 м/с



Рис. 1.2 Сопоставление данных различных авторов по теплообмену при конденсации внутри труб и каналов

------------ расчет по формуле Нуссельта;

-----х------ - то же с учетом волнообразования;

-------- • -------- - по данным [39]; 2a- по данным [87](

ф_v=0); 2б- по данным [87] (ф_v=const=50); 3a- по данным[68](ДP=0); 3б-эксперементальные данные [68]; 4а-по данным [76], А=4,41•10^-5 канал ??_к=3,0 мм D_э=2 ??_к; 4б-по данным [76],А>0; 5а-по данным [11],канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к; 6-по данным [12], канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к; 7- по данным [42]; 8- по данным [89]; 9- по данным [20],канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к;10- по данным [70,71].

Данные автора: ? -канал, ??=0,5 мм; Д-канал, ??=1,0 мм; ? -канал, ??=3,0 мм

Nu = 0,05 , (1.2)

где Re_eq- среднеарифметическая величина (между начальным и конечным участками конденсации) числа Re_eq.

Re_eq=Re_v(^0,5+ Re_L

В величинах Re_v и Re_L в качестве определяющего размера выбран внутренний диаметр трубы. Скорости паровой и жидкостной фаз рассчитаны из условия полного заполнения сечения трубы соответствующей фазой. Результаты экспериментов приведены на рис.1.3

Авторы [70,71] провели сопоставление расчетной зависимости (1,2) с результатами опытов Д. Гудикунца и У. Брауна, М. Альтмана, У. Розенова, полученных при конденсации Ф-113, Ф-12 и Ф-22 в вертикальных и горизонтальных трубах различных диаметров и длин. Согласование указанных данных свидетельствует о гомогенной структуре парожидкостного потока в этих опытах (рис. 1.2). На это указывает форма уравнения (1.2), а также независимость результатов по средней теплоотдаче от ориентации труб в пространстве.

Аналогичные расчетные зависимости получены З.Л. Миропольским, У. Акерсом [25] и др.

Очевидно, надежность расчета средней теплоотдача во уравнениям (1.1) и (1.2) зависит от степени соответствия действительной картины течения парожидкостной смеси в канале модели гомогенного потока и правильности выбора нижней границы применения этих уравнений.

1.4 Конденсация при раздельном безградиентном течении парожидкостной смеси

При конденсации нара в вертикальной трубе в верхней ее части может иметь место ламинарный режим течения пленки конденсата. Для небольших скоростей пара на входе в трубу или канал локальные и средние величины коэффициентов теплоотдачи в этом режиме могут быть рассчитаны по известной зависимости Нуссельта с учетом поправки на волнообразование при изотермическом течении пленки, полученной И.Л. Капицей [17 ].

б=1,15

С ростом скорости пара увеличивается касательное напряжение на границе раздела фаз и расчет б по уравнению (1.3) дает значительное отклонение от экспериментальных данных [28, и др. ]. При некотором значения числа Рейнольдса пленки наступает переход к турбулентному течению жидкости, граница перехода зависит от толщины пленки, величины касательного напряжения на границе раздела фаз и других факторов.

В ряде работ, посвященных исследованию теплообмена при конденсации пара в вертикальных трубах в условиях раздельного безградиентного течения пара и конденсата, приводится эмпжрическая обработка опытных данных по локальной и средней теплоотдаче. К ним можно отнести работы В.М. Боришанского и сотрудников, В.П. Исаченко и сотрудников, А.Д. Двойриса и Д.А. Баньяминовича, Л.Д. Бермана и др. [3,7,8,14,15, 16, 28 ].

В работе В.М. Боришанского и сотрудников [7] приводятся уравнения для расчета среднего по длине трубы коэффициента теплоотдачи, обобщающие опытные данные конденсации различных веществ в трубах и каналах различных геометрических характеристик. Экспериментальные результаты обработаны с помощью системы уравнений, учитывающих закон соответственных состояний.

Расчетные формулы имеют вид:

при конденсации малоподвижного пара (М_V<30)

б=1,6•10⁴(q)^-1/3••L^-1/3•f(р)



Рис. 1.3. Средние коэффициенты теплоотдачи при конденсации Фреонов в трубе d_вн= 20

При конденсации пара, движущегося с умеренной скоростью (М_V=100?300)

б=1,3•10²•q^-0,5••)^0,25•f(р);

а для конденсации быстродвижущегося пара

б=1,3•q^-0,8••)^0,8•f(р);

здесь P_кр, T_кр соответственно давление и температура в критической точке. f(р) - параметр, зависящий от отношения давлений при T_н и T_кр.

Результаты расчета средних коэффициентов теплоотдачи по предложенным уравнениям (рис. 1.2) хорошо согласуются с уравнением (1.3) для конденсации малоподвижного пара и с уравнением (1.1) - для быстродвижущегося. Однако в области 100 ?М? 300 наблюдается значительное рассогласование с расчетными уравнениями других исследователей.

Приведенные зависимости не отражают физической картины явлений, происходящих при взаимодействии пара с пленкой жидкости в условиях фазового превращения, границы их применении весьма условны и поэтому их следует считать приближенными.

В работах B.П. Исаченко, Ф. Саломзода и сотрудников [13_,14, 15, 16,28] на основании экспериментальных исследований теплообмена при конденсации водяного пара в вертикальных трубах (табл. 1.1) предложено различать три случая соотношения сил в двухфазном потоке.

1. Силы тяжести превалируют над силами трения ("g").

2. Силы тяжести и трения соизмеримы ("g" "w").

3. Силы трения значительно превосходят гравитационные силы ("w")

В каждом из перечисленных случаев течение пленки может быть как ламинарным ("л"), так и турбулентным ("т")_.

Таким образом, выделяется шесть основных режимов течения пленки конденсата и соответствующих им особенностей теплообмена. Авторы [14,15, 28] предложили ряд эмпирических зависимостей для расчета теплоотдачя в этих режимах. Гранины существования каждого из режимов определены на основании обработки результатов экспериментов (рис. 1.4 и 1.5).

Для теплообмена при конденсации в условиях гравитационного ламинарного течения пленки рекомендовано уравнение

Nu/Ga^1/3=0,85•Re^-1/3•e_t.

Оно справедливо при Re= ?200; •Fr ? <0,01

Здесь

e_t - поправка, учитывающая изменение физических свойств конденсата при переменной по толщине пленки температуре.

l=(l₁+l₂)/2 - координата рассматриваемого участка.

V_v- средняя на участке скорость пара.

Рис. 1.4. Изменение теплоотдачи для различных режимов течения пленки конденсата

Теплоотдачу при гравитационном турбулентном cтекании пленки авторы [14,15, 28] предлагают рассчитывать по формуле Д.А. Лабунцова [21,22]

Nu/Ga^1/3=0,0325•Re^0,25•Pr^0,5•e_t.

В случае гравитационного ламинарного течения пленки при силовом воздействии парового потока расчетная зависимость представлена уравнением

Nu/Nu_"д.л"=2,25[]^1/6,

справедливым при Re ?170; 0,01 ? ? 0,1.

Когда пленка стекает ламинарно, а силы гравитации пренебрежимо малы в сравнении с трением на границе раздела фаз расчетное уравнение имеет вид

Nu/Nu_"д.л"=3,34[]^1/3,

границы применения этого уравнения Re ?130; Fr ? 0,1.

Рис. 1.5. Влияние Re и Fr_v на особенности теплообмена при конденсации в трубах.

Й- теплоотдача на серединных и выходных участках твубы l = 390 мм. режим «дл»;; 2 - то же, режим «д, w,л»; 3 - то же, для трубы

l = 1600 мм; 4 - теплоотдача на входных участках трубы l = 1600 мм^;

5 - то же, для трубы l = 1600 мм.

Обозначения на. рис. 1.4. * - режим «w,T».

При Re ?170; Fr ? 10^-2, согласно данным В.П.Исаченко и сотрудников, наблюдается переход к турбулентному течению пленки, при этом силы трения пара о пленку значительно превышают силы гравитации. Теплоотдачу для этого случая рекомендовано рассчитывать по уравнению (1.1), предложенному Л.Д. Бойко и Г.Н. Кружилиным.

Наглядное представление о совместном влиянии числа Re и комплекса Fr на режим течения пленки дает приведенная в работе [15] карта режимов (рис. 1.5). Как следует из рисунка, комплекс Fr, учитывающий силовое воздействие парового потока на пленку конденсата в значительной степени определяет режим ее течения. При одном и том же значении числа Re, характеризующем плотность потока конденсата режимы течения пленки изменяются от ламинарного под действием гравитационных сил до ламинарного с преобладающим влиянием сил трения. С увеличением числа Re пленки при Fr =idem cтекание пленки становится неустойчивым и далее турбулентным. Очевидно, в левой верхней части карты будет существовать гравитационный турбулентный режим, в верхней правой - устойчивое гомогенное течение парожидкостной смеси.

В работах А.Б. Левина [22,23 ] изложен полуэмпирический метод расчета теплоотдачи при кольцевом базградиентном течении двухфазного потока в условиях докритического режима движения пленки конденсата. Результаты расчета представлены в виде уравнений подобия

т для частичной конденсации

4Ga••()²•()³+0,02[Re_vвх-Re()•()]^1,8• Re^0,76 •Re_vвх^0,11,

k•Pr•()²=0,094Re_vвх^0,33 (kPr)³• ()•()²

- для частичной конденсации

и Re = •()^0,865 -для полной конденсации.

Экспериментальная проверка предложенных расчетных зависимостей проведена для теплообмена при конденсации ф-12 внутри вертикальной и наклонной под различным углом к горизонту трубы d_вн=11,5 мм (табл. 1.1). Верхней границей применения приведенных уравнений, по мнению автора [22,23], следует считать значение Re = =2000 и Re_vвх = 8•10⁴ -для Ф-12 и Re_vвх = 7•10⁴ - для Ф-22.

Принятые при выводе уравнений допущения ограничивают возможность их применения для расчета теплоотдачи в условиях значительного влияния скорости пара и наличия градиента давления по высоте канала, что имеет место при конденсации в узких каналах. Следует отметить, что предложенные расчетные зависимости весьма громоздки и неудобны дли инженерного расчета.

Значительное количества работ посвящено аналитическому исследованию теплоотдачи при конденсации в трубах и каналах в условиях градиентного раздельного кольцевого течения парожидкостной смеси [19,24,29, 32, и др.]. Методы расчета основаны на аналогии между переносом тепла и количества движения и требуют знания профиля косательного напряжения в пленке. Последнее зависит от изменения составляющих статического давления по длине канала.

1.5 Теплообмен при конденсации в каналах, образованных пластинами УП - 0,2 К

В.О. Мамченко были проведены испытания по исследованию теплообмена при конденсации в каналах пластинчатого конденсатора. Результаты экспериментального исследования средних по поверхности теплообмена коэффициентов теплоотдачи при полной конденсации паров фреона 12, фреона 22 и аммиака в модели вертикального полуразборного пластинчатого конденсатора из пластин УП - 0,2К (разработки УкрНИИХиммаш) представлен в координатах б=f(Дt) на рис. 1.6. Пунктирные линии на графиках соответствуют теоретическому решению Нуссельта (уравнение 1.3) для Ф-22.

Для всех исследованных веществ при Дt < 20°С наблюдалось уменьшение средних коэффициентов теплоотдачи с ростом температурного напора "пар - стенка", как это имеет место при конденсации неподвижного пара с ламинарно движущейся пленкой. Однако, характер изменения и абсолютные величины не согласуются с расчетом по зависимости (1.3). Тангенс угла наклона n линий, аппроксимирующих экспериментальные результаты, превышает n= -0,25 в решении Нуссельта; с ростом температуры насыщения это расхождение увеличивается. Так, при конденсации фреона 12 и 22 при температуре насыщения t_н=20°С -б~ Дt^-0,21; для t_н=30°С -б~ Дt^-0,175; для t_н=40°С -б~ Дt^-0,11; для аммиака при t_н=30°С -б~ Дt^-0,14.В исследованной области изменения режимных параметров опытные значения б на 40?60% выше теоретических, причем большим плотностям потока соответствуют большие отклонения. При Дt > 20°C экспериментальные величины средних коэффициентов теплоотдачи становятся автомодельными относительно температурного напора.

Полученный характер аппроксимирующих кривых и превышение опытных значений б над расчетными, В.О.Мамченко объясняет искусственной турбулизацией конденсата при течении по гофрированной поверхности теплообмена, а также влиянием на толщину и режим стенания пленки сил межфазового трения. Влияние каждого из перечисленных факторов становится очевидным при рассмотрении рис. 1.7 и 1.8.

Для фреонов, имеющих относительно низкие коэффициенты теплопроводности л_L, линия, обобщающая опытные данные, при Rе<320 эквидистантна кривой, соответствующей расчетной зависимости Нуссельта

Рис. 1.6. Средняя теплоотдача при конденсации хладагентов в каналах, образованных пластинами УП-0,2К.

о - фреон 12, Д- фреон 22, ?- аммиак

для неподвижного пара (рис. 1.7). Имеющееся превышение, составляющее примерно 30% может быть отнесено за счет влияния на среднюю теплоотдачу геометрии поверхности. При конденсации аммиака, величины л_L которого выше, а толщина пленки при Дt^-= idem меньше, чем для фреонов, это влияние проявляется в меньшей степени. Таким образом, для веществ с более иизкими коэффициентами теплопроводности жидкой фазы относительно небольшие возмущения пленки приводят к большей интенсификации теплообмена. Это положение согласуется с выводами, высказанными в работе /12/.

С увеличением плотности теплового потока толщина стекающей пленки конденсата растет, устойчивость ее теряется, возникновению турбулентных возмущений способствует трение на границе раздела фаз, величина которого также увеличивается с ростом q. При Rе > 320 наблюдается изменение наклона аппроксимирующей линии, что указывает на увеличение доли турбулентной составляющей в среднем коэффициенте теплоотдачи. Начало перехода к турбулентному течению соответствует значениям приводимым С.С. Кутателадзе [20] Д.А. Лабувцовым [21 ] и др.

Для оценки влияния на теплоотдачу скорости пара и, следовательно, сил межфазового трения, В.О.Мамченко обработал экспериментальные данные в виде зависимости

• =f(Re_{v вх});

здесь

- число Нуесельта, рассчитанное для случая конденсации неподвижного пара. Число Re_вх определялось по скорости пара на входе в экспериментальный конденсатор, в качестве определяющего размера выбрана приведенная длина гофрированной поверхности конденсации. Все экспериментальные данные удовлетворительно аппроксимируются следующим выражением (рис. 1.8)

=0,264••• (3.1)

Таким образом, при конденсации хладоагентов в каналах пластинчатого конденсатора в пределах исследованных режимных параметров б~; это согласуется, с результатами, полученными О.П. Ивановым и сотрудниками для случая конденсации на пучках гладких и оребренных труб [9].

Рис. 1.7. Зависимость ()^1/3 = f(Re_пл)

Конденсация в канале, образованном пластинами УП-0,2К

-- • -- • -- • - расчет (неподвижный пар, плоская вертикальная стенка).

Рис. 1.8. Зависимость • P=f(Re_vвх).

о - фреон 12, Д- фреон 22, ?- аммиак

1.6 Теплопередача в пластинчатом конденсаторе

Опытные величины коэффициентов теплопередачи к_оп для экспериментального конденсатора из пластин УП - 0,2К, работающего на аммиаке и Ф-22, при постоянных скорости воды и температуре насыщения приведены на рис. 1.9 и 1.10. Здесь же для сравнения нанесены данные по конденсации для некоторых наиболее эффективных типов конденсаторов.

Как следует из рис. 1.9, при w_В = idem коэффициенты теплопередачи аммиачного пластинчатого конденсатора значительно превышают таковые для всех эксплуатируемых в настоящее время типов аммиачных конденсаторов. Полученный результат объясняется тем, что для аммиачных конденсаторов с чистой поверхностью теплообмена основную долю термического сопротивления в коэффициент теплопередачи обычно вносит термическое сопротивление теплоотдачи со стороны охлаждающей воды 1/б_в, а для пластинчатых конденсаторов величины б_в сравнительно высоки и соизмеримы с б_.

Так, для конденсатора из пластин УП - 0,2К при средней температуре охлаждающей воды t_в= 30°С, плотности теплового потока q=10600 Вт/м² и скорости воды w_в= 0,6 м/с: б_в ?8000 Вт/(м²К); б?9000 Вт/(м²К);

для кожухотрубного конденсатора при тех же условиях: б_в ?3000 Вт/(м²К)

Относительно высокие величины средних коэффициентов теплоотдачи со стороны охлаждающей воды в пластинчатых аппаратах, согласно данным УкрНИИХиммаша [29], объясняются чередующимися диффузорными и "конфузорными" эффектами, имеющими место при течении жидкости в канале сложного переменного сечения; последние приводит к периодическому отрыву образующегося пограничного слоя и турбулизации потока. По данным [2,29], турбулентный режим течения жидкости в каналах пластинчатых аппаратов наблюдается уже при числах Re=100?200. Коэффициенты теплоотдачи со стороны охлаждающей воды для данного типа пластинчатых аппаратов могут быть рассчитаны по уравнению [27]:

Nu=0,086Re^0,73•Pr^0,43•()^0,25. (3.2)

Рис. 1.9. Зависимость k=f (q) для аммиачных конденсаторов.

1. К_оп для конденсатора из пластин УП-0,2К, w_воды= 0,6 м/с;

2. К_вн по данным [25 ], w_воды= 1,8 м/с; чистая поверхность;

3. К_вн по данным [26 ], w_воды= 0,6 м/с; чистая поверхность;

4. К_вн по данным [26 ], t_н=30?С w_воды= 1,5 м/с; КТГ-90.

Некоторое уменьшение коэффициентов теплопередачи с ростом плотности теплового потока (рис. 1.9) связано с утолщением пленки конденсата и ухудшением теплообмена со стороны воды, которое обусловлено снижением ее средней температуры. Расчетные величин к удовлетворительно согласуются с опытными.

Коэффициенты теплопередачи фреонового пластинчатого конденсатора (рис. 1.10) выше таковых для некоторых типов конденсаторов поршневых холодильных машин, но значительно уступают величинам к конденсаторов турбомашин. Причина низкой эффективности фреонового пластинчатого конденсатора заключается в относительно большой доле термического сопротивления теплопередачи.

Например, при конденсации Ф-22 в незагрезненном конденсаторе, для скорости води W_в=0,6 м/c:

?1,25•10^-4 ; R_стенки ?4,79•10^-5 ; R_б ?5•10^-4 .

Результаты экспериментального исследования были использованы для сопоставления тепловой эффективности пластинчатых и других типов конденсаторов холодильных машин [10]. Оценка эффективности производилась по энергетическому коэффициенту Е, представляющему собой отношение плотности теплового потока q к мощности, затрачиваемой на прокачивание теплоносителя, отнесенной к 1 м² поверхности аппарата N_f Сопоставление выполнено по методике, изложенной в работе Г.Н. Даниловой и О.П. Иванова [17].Сравнивались: пластинчатый конденсатор из пластин у-0,8 [2] с кожухотрубными, имеющими гладкие и оребренные трубы (КТГ и КТР). За эталон при сопоставлении выбран кожухотрубный аппарат типа КТГ. Расчет осуществлялся по обобщенным показателям. Окончательные результаты сведены в таблицу 1.2.

Выполненное сопоставление показало, что объем аммиачного пластинчатого конденсатора примерно в 3, а масса в 2 раза меньше, чем для широкораспространенных в настоящее время кожухотрубных конденсаторов типа КТГ.

Проведенные в дальнейшем промышленные испытания пластинчатого конденсатора общей поверхностью теплообмена 50 м², разработанного в УкрНИИХиммаш е по результатам данного исследования, показали высокую эффектность аппаратов подобного типа и подтвердили справедливость изложенных выше соображений [11].



Ряс. 1.10. значения К_оп для фреоновых конденсаторов.

1 - К_оп для конденсатора из пластин УП-0,2 К, w_воды= 0,63 м/с; ф-22; t_н=30?С;

2 - то же, t_н=40?С; 3 - конденсатор КТР-600 турбомашины ХТМФ-348, t_н=35?С, w_воды= 2 м/с [16]; 4, 5 - конденсаторы поршневых машин ХМФУУБС-45, w_воды= 1,8 м/с и ХМФВ-201, w_воды= 2,05 м/с.

Таблица 1.2

Результаты сопоставления аппаратов по объемам, массам и стоимости (при одинаковых энергетических коэффициентах)

Относительные показатели	Рабочее вещество	Типы конденсаторов
		КТГ	КТР	КП У-0,8
Объем	аммиак ф-22 ф-12	0,247 0,835 1,0	- 0,33 0,384	0,076 0,262 0,29
Масса	аммиак ф-22 ф-12	0,246 0,835 1,0	- 0,43 0,466	0,133 0,46 0,565
Стоимость	аммиак ф-22 ф-12	0,247 0,835 1,0	- 0,86 1,0	0,215 0,745 0,92

Массовые и габаритные показателе фреоновых пластинчатых конденсаторов находятся на уровне аппаратов тина КТР. Для улучшения теплотехнических характеристик пластинчатых аппаратов, работающих на фреонах, прежде всего необходимо обратить внимание на процесс теплоотдачи со стороны конденсирующегося хдадоагента. При использовании конденсаторов с малой шириной канала по фреону этот процесс может быть существенно интенсифицирован.

1.7 Исследование теплообмена при конденсации фреонов в плоских щелевых каналах

Вертикальные каналы. Средние коэффициенты теплоотдачи.

Исследование теплообмена и перепадов статического давления по длине при конденсации внутри плоских вертикальных щелевых каналов осуществлялось В.О. Мамченко на экспериментальном стенде №2. Результаты исследования средних по высоте конденсатора коэффициентов теплоотдачи для каналов различной ширины изображены на рис. 1.11 и 1.12

Как следует из рисунков, изменение средних коэффициентов теплоотдачи б при t=const зависит от величины плотности теплового потока q и ширины щелевого канала ??_к. При q ? 2•10³ Вт/м² характер изменений средней теплоотдачи для всех каналов соответствует теоретическому решению Нуссельта для ламинарного с учетом волнообразования, течения пленки конденсата при неподвижном паре (на рис. 1.11 и 1.12 показано пунктирной линией).Хорошее согласование экспериментальных и расчетных данных в этой области может служить подтверждением правильности проведения экспериментов и определения б. С увеличением q линии, аппроксимирующие экспериментальные результаты отклоняются от расчетной кривой, что свидетельствует о влиянии на б увеличения сил межфазового трения, приводящие к утоньшению пленки конденсата. С дальнейшим ростом плотности теплового потока увеличиваются как величина касательного напряжения на границе «пар- конденсат» - ф_v, так и толщина пленки. Совместное изменение обоих величин приводит к потере устойчивости пленки и изменению режима ее течения. Величина среднего по высоте поверхности конденсации коэффициента теплоотдачи зависит от доли поверхности, на которой организовано турбулентное течение пленки, а это в свою очередь определяется средней плотностью теплового потока. Как следует из приведенных графиков (рис. 1.11,1.12), граница перехода к турбулентному течению пленки смещается в сторону более низких q для каналов меньшей ширины. Так, при конденсации Ф-12 (t_н=20?С) для канала ??_к=1,0 мм изменение режима наблюдается при q?8•10³ Вт/м^2;для канала шириной ??_к=0,5 мм - q?3,5•10³ Вт/м². В диапазоне изменения режимных параметров в данной серии опытов явления перехода к турбулентному стеканию пленки в канале ??_к=3,0 мм не обнаружено.Интересно отметить, что изменение режима происходит скачкообразно, в узком интервале изменения q, а это особенно отчетливо прослеживается в опытах с каналом шириной 0,5 мм. Визуальное наблюдение за процессом истечения конденсата на выходе из щелевого канала показало, что область резкого увеличения б совпадает со сменой режима стенания от плавного с равномерным распределением жидкости по обеим стенкам щелевого канала к напорному, струйному, без пульсаций, при этом конденсат выталкивался равномерно по всей площади поперечного сечения канала, измерения полного перепада статического давления при конденсации свидетельствовали, что в этой области происходит резкое изменение характера зависимости ДP_полн=f(q) (Рис. 1.14).

В области развитого турбулентного (на большей части поверхности конденсатора) режима течения пленки влияние плотности теплового потока на теплообмен проявляется неодинаково для каналов различной ширины. Более узким каналам соответствует более пологий характер зависимости б=f(q).Так, при t_н=20?С, для канала шириной 1,0 мм - б~q^0,25. По мнению В.О. Мамченко, данное явление объясняется тем, что в каналах меньшей ширины паровой поток в большей степени ламинаризует течение конденсатной пленки, гася турбулентные возмущения, возникающие в ней.



Рис. 1.11. Влияние ширины канала на теплообмен при конденсации в плоских щелевых каналах.

-- -- -- -- расчет для неподвижного пара (с учетом волнообразования).

Рис. 1.12. Влияние ширины канала на теплообмен при конденсации.

-- - -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Начало перехода к турбулентному течению в случае конденсации фреона 22 происходит при более высоких плотностях теплового потока, чем для конденсации фреона 12. При всех значениях q экспериментальные величины средних коэффициентов теплоотдачи при конденсации ф-22 оказывались, в среднем, на 28% выше, чем для ф-12 (при q=idem). Такое же превышение получено в опытах А.Б.Левина [22], Ю.Н.Ширяева [33] и др. В области плотностей тепловых потоков, характерных для условий работы конденсаторов холодильных машин (q=(3?6)•10³ Вт/м²) средние коэффициенты теплоотдачи для канала шириной ??_к=0,5 мм в 2?2,5 раза превышали расчетные значения б для неподвижного пара с учетом волнообразования пленки.

Опытные данные, позволяющие оценить характер зависимости средней теплоотдачи от температуры насыщения при конденсации пара в каналах различной ширины приведены на рис. 1.13, 1.14, 1.15, 1.16, 1.17. В диапазоне плотностей теплового потока, соответствующих ламинарному, волновому стеканию конденсата влияния температуры насыщения на б не обнаружено. Наиболее отчетливо это проявляется для канале шириной ??_к=3,0 мм. Опытные данные для температур насыщения t_н=20; 30; 40 ?С в данном случае удовлетворительно обобщаются одной прямой с n=-0,17.

Изменение физических свойств ф-12 и ф-22 в исследованной области температур насыщения таково, что, согласно теоретическому решению Нуссельта, с ростом t_н на 10 ?С коэффициенты теплоотдачи при конденсации уменьшаются примерно на 6,5%. В случае конденсации движущегося пара (что имеет место при конденсации в узких каналах) толщина пленки конденсата и коэффициенты теплоотдачи при ламинарном волновом стекании пленки будут зависить при прочих равных условиях от комплекса ()ⁿ ()^m, характеризующего соотношение сил на поверхности раздела фаз в кольцевом двухфазном потоке. Изменение этого комплекса компенсирует ухудшение теплоотдачи с повышением температуры насыщения, наблюдаемое при конденсации неподвижного пара. Увеличение тангенса угла наклона кривой, аппроксимирующей опытные значения б, в сравнении с теоретическим значением n= -0,33, связано с действием сил межфазового трения.



Рис. 1.13. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной ??_к=1,0 мм.

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.14. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной ??_к=1,0 мм.

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).



Рис. 1.15. Влияние температуры насыщения на теплообмен при конденсации в канале шириной 3 мм

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.16. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в узких каналах.

-- -- - -- расчет для неподвижного пара (с учетом волнообразования).

С ростом температуры насыщения средняя скорость пара в канале уменьшается (примерно, на 25% на каждые 10°С изменения t_н) и смена режима течения происходит при больших плотностях теплового потока. Наибольшее расслоение опытных данных по температурам насыщения наблюдается в переходной области, причем с уменьшением ширины канала это расслоение проявляется более отчетливо. Область турбулентного стекания конденсата характеризуется незначительным влиянием t_н на б, при этом с ростом t_н интенсивность теплоотдачи уменьшается (рис. 1.13 и 1.14).

1.8 Локальные коэффициенты теплоотдачи

Изменение температур стенки по высоте поверхности конденсации позволило В.О. Мамченко исследовать характер изменения локальной теплоотдачи. При этом допускалось постоянство плотности теплового потока q. При расчете локальных коэффициентов температура стенки определялась как средняя из показаний двух термопар, расположенных симметрично по обеим сторонам щелевого канала. Типичный характер изменения б по высоте конденсатора приведен на рис. 1.18. Максимальные величины б соответствуют начальному участку конденсации. Толщина пленки в этой области весьма мала, режим ее течения ламинарный. С увеличением расстояния от входа в канал толщина пленки ??_пл непрерывно нарастает, и интенсивность теплоотдачи резко уменьшается. При некотором значении Н устойчивость ламинарного течение конденсата нарушается, течение пленки становится волновым и далее - турбулентным. Наличие турбулентных возмущений приводит к появлению турбулентной составляющей теплопроводности и компенсирует уменьшение б за счет утолщения пленки, поэтому для этой области характерно незначительное влияние увеличения протяженности участка конденсации на теплоотдачу.

Стабилизации б по высоте способствует также увеличение величины касательного напряжения на границе раздела фаз ф_v из-за сужения "живого сечения" парового потока вследствие роста толщины пленки. Дальнейшее увеличение Н приводит к уменьшению касательного напряжения ф_v (до нуля в выходном сечении канала); интенсивность теплоотдачи в этой зоне определяется, с одной стороны, - увеличением толщины пленки, с другой, - турбулизацией потока конденсата.



Рис. 1.17. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной 3 мм.

-- -- -- -- -расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.18. Характер изменения б по высоте конденсатора. ? - ??_к = 0,5 мм; ф-12, t_н=30?С, q=8560 Вт/м²;

_ - ??_к = 0,5 мм; ф-22, t_н=20?С, q=12876 Вт/м².

В отдельных опытах в нижней части щелевого канала конденсатора В.О. Мамченко наблюдал увеличение локальных коэффициентов телоотдачи. Это явление наиболее характерно для канала шириной 0,5 мм и значительных плотностей теплового потока. (рис. 1.18). Причина этого, по мнению В.О. Мамченко, заключается в том, что в данном случае удвоенная толщина пленки конденсата на некотором расстоянии от выходного сечения становится соизмеримой с шириной канала конденсатора, происходило «захлопывание» порций пара, наблюдается переход от кольцевого режима течения двухфазной смеси к снарядному, при этом толщина пленки жидкости на стенках резко уменьшалась и коэффициенты коэффициенты теплоотдачи возрастали. Таким образом, усредненные во времени локальные величины коэффициентов теплоотдачи на этом участке оказались выше, чем на предшествующем. Некоторая аналогия этого процесса наблюдалась В.М. Азарсковым [1] при исследовании теплообмена в процессе кипения фреонов в узких щелевых каналах.

2. Методы интенсификации теплообмена

Интенсификация процессов теплообмена и повышение энергетической эффективности устройств, в которых эти процессы протекают, являются лейтмотивом развития теплообменных аппаратов.

Задачи интенсификации теплообмена сводятся к уменьшению габаритов и массы теплообменных устройств или к снижению температурного напора по сравнению с их величиной, которая достигается в данных условиях обычными путями. Если увеличение скорости потока в пределах, допустимых на практике, не обеспечивает получения необходимых габаритов теплообменного устройства, то необходима интенсификация теплообмена методами, которые обеспечат уменьшение габаритов при умеренном увеличении суммарных потерь мощности на прокачку теплоносителей через теплообменные аппараты.

Выделяются два направления интенсификации. Одно из них связано с увеличением теплового потока без учета дополнительных потерь энергии.

Второе направление связано с увеличением теплового потока при заданной величине энергии, затрачиваемой на перекачку теплоносителя, т. е. с увеличением эффективности теплоотдачи. Оно становится особенно важным для стационарно работающих теплообменных аппаратов большой мощности.

Теплообменные аппараты, в которых используется выбранный метод интенсификации теплообмена, должны быть пригодны для серийного производства, достаточно надежны и эффективны в эксплуатации.

Как известно, при взаимодействии твердой теплопередающей непроницаемой поверхности с омывающим ее потоком образуется пограничный слой, оказывающий основное сопротивление теплопередаче. Чем больше толщина теплового пограничного слоя и чем ниже теплопроводность теплоносителя, тем меньше теплоотдача. Увеличить теплосъем можно разными путями, в первую очередь подбором теплоносителя, поскольку Nu ~ Рг^п.

Определив теплоноситель с учетом его теплофизических свойств, можно рассматривать вопрос интенсификации теплообмена за счет выбора надлежащего гидродинамического режима. Наивыгоднейшим в отношении теплообмена гидродинамическим режимом является турбулентный или переходной режим в пограничном слое, но естественное развитие турбулентности начинается при весьма высокой скорости потока, а следовательно, и значительном гидравлическом сопротивлении. Поэтому во многих случаях для интенсификации конвективного теплообмена необходима либо искусственная турбулизация пограничного слоя, позволяющая перенести процесс теплообмена из ламинарной области в турбулентную, либо уменьшение толщины или разрушение пограничного слоя.