Охлаждаемые вихревые трубы

В п. 1.5 указан один из способов повышения эффек­тивности вихревых охладителей — принудительное ох­лаждение стенок камеры энергетического разделения. При охлаждении стенок камеры энергетического разде­ления часть энергии в виде теплоты отводится охлаж­дающей средой, что при прочих равных условиях позво­ляет увеличить холодопроизводительность вихревой тру­бы. Отвод теплоты охлаждающей средой приводит к снижению температуры газа в периферийных слоях за­крученного потока. Вследствие этого снижается темпе­ратура газа, поступающего с, периферии в приосезую область вихря, т. е. снижается температура газа, фор­мирующего приосевой вихрь.

В п. 1.5 описаны особенности протекания процесса температурного разделения газа в охлаждаемых вихре­вых трубах. Рассмотрим расчет и проектирование та­ких аппаратов.

В общем случае холодопроизводительность охлаж­даемой вихревой Трубы <2х=<2охл+ (1 — (і.) GcATt, где QOxji — количество’ теплоты, отводимой охлаждающей средой.

Если охлаждается весь поток сжатого газа (|j,= l), то холодопроизводительность аппарата определяется только количеством теплоты, отведенной охлаждающей средой, т. е. <Эх = <Эохл — В соответствии с уравнением теп­лопередачи <2охл = бохлСрохл (ТкОХЛ — Т"Охл) = I K ATdF\ где

F

Сохл, СРохл, т»Охл и ТкОхл — расход, теплоемкость, на­чальная и конечная температура охлаждающей среды; K — коэффициент теплопередачи; AT — локальная раз­ность температур охлаждающей среды и периферийных слоев газа в камере энергетического разделения; FПоверхность теплообмена.

Однако при современном уровне изучения вихревого эффекта это уравнение нельзя использовать для рас­чета, так как отсутствуют аналитические и эмпириче­ские зависимости для вычисления AT. Возникают труд­ности и при расчете коэффициента теплопередачи из — за отсутствия надежных данных для определения его локальных значений cq стороны внутренней поверхно­сти камеры энергетического разделения. Имеющиеся данные [15] ограничены условиями проведения экспе­римента (см. рис. 16). Следует отметить также, что в охлаждаемых вихревых трубах поверхность теплообме­на (диаметр и длина камеры) выбирают с учетом не только условий теплообмена, но и условий наилучшей реализации вихревого эффекта. В связи с изложенным ясно, что в настоящее время проектирование охлаждае­мых вихревых труб возможно только на основе имею­щихся экспериментальных материалов, дающих инфор­мацию о влиянии режимных и конструктивных факто­ров на работу аппарата.

Прежде чем перейти к анализу результатов экспе­риментального исследования охлаждаемых вихревых труб, следует остановиться на одном обстоятельстве. Многие результаты отражают работу аппарата в режи­ме |х=1. Этот режим привлекает возможностью охлаж­дения всего газа, вводимого в вихревую трубу. Однако максимальные холодопроизводительность и адиабатный КПД. получают при наличии нагретого потока. Экспе­риментально выявлено, что при |х>0,8 темпы роста |хАГх и т) заметно снижаются, а при ц,>0,9 КПД обычно на­чинает уменьшаться, оставаясь, однако, выше КПД не — охлаждаемых аппаратов при; тех же значениях ц.

Для облегчения понимания происходящих процессов заменим камеру разделения упрощенной моделью — трехпоточным теплообменником. Первому потоку моде­ли соответствует поток охлаждающей среды в рубашке камеры, разделения, второму потоку — периферийный вихревой поток. Эти потоки (первый и второй) движут­ся в одном направлении, т. е. между ними реализуется прямоточная схема теплообмена. Третий поток модели (ему соответствует приосевой вихревой поток) движет­ся навстречу двум предыдущим и обменивается тепло­той со вторым потоком. Второй поток перед входом в аппарат имеет более высокую температуру; в аппарате он охлаждается. Третий поток сформирован из второ­го, т. е. часть второго потока после его охлаждения воз­вращается в теплообменник. В такой модели <20хл мак­симально при отсутствии третьего потока. Появление третьего потока приводит к дополнительному снижению температуры второго потока из-за отвода от него части теплоты. Уменьшаются температурный напор между вторым И первым потоками И Qoxn, т. е. при увеличении расхода третьего потока монотонної уменьшается <2охл. Минимуму Q охл соответствует возвращение всего второ­го потока в теплообменник в виде третьего потока.

Процессы, протекающие в охлаждаемой камере раз­деления, отличаются от процессов в упрощенной моде­ли. В камере разделения приосевой и периферийный вихревые потоки обмениваются не только тепловой, но и кинетической энергией. Второе отличие вызвано из­менениями коэффициента теплоотдачи от газа, к стен­ке, поэтому вначале при увеличении ц, что в модели соответствует увеличению расхода третьего потока, про­исходит не уменьшение, а увеличение Qoxn Последнее можно объяснить двумя причинами: повышением тем­пературы газа у стенки и увеличением коэффициента теплоотдачи. Обе эти причины являются следствием увеличения потока кинетической энергии от приосевого потока к периферийному. При больших значениях ц прекращается увеличение кинетической энергии, и Q0xs начинает уменьшаться. Наличие оптимума функции Фохл=/(ц) является основной причиной существования максимума функции) ті = f (fx) — При больших значениях |х закон изменения <20Хл качественно согласуется с за­коном изменения С? охл в упрощенной модели. Это обсто­ятельство весьма важно для понимания возможных при­чин противоречивости результатов, полученных различ­ными исследователями.

В первых охлаждаемых вихревых трубах в качестве охлаждающей среды использовали воду. Наиболее детально работа вихревой трубы с водяным охлажде­нием изучена в МЭИ А. В. Мартыновым и В. М. Бро — дянским [15], а также в КуАИ В. В. Бирюком и В. Е. Вилякиным [7]. В первом случае [15] испытывали вих­ревую трубу диаметром D0=0,028 м с камерой энерге­тического разделения длиной L 34, состоящей из на­чального конического участка длиной LK = 6,8 с углом а = 3°10′ и цилиндрической части диаметром /)ц=1,37. Относительная площадь сечения сопла /7С = 0,073, отно­сительный диаметр диафрагмы Dx = 0,643. Камера энер­гетического разделения имела рубашку для охлаждаю­щей воды, которая охватывала конический участок ка­меры и часть цилиндрического; длина рубашки 0,8 м. В работе [7] исследована вихревая труба с камерой диаметром Do = 0,03 м, снабженной щелевым диффузо­ром охлажденного потока (D«=0,155 м, Дя=0,803 м). Испытывали также вихревые трубы с коническими ка­мерами энергетического разделения различной длины L и угла а, а также с цилиндрической камерой, имею­щей начальный конический участок (LK=14, а = 3°). В последнем случае охлаждение конического и цилинд­рического участков камеры было раздельным. Вихре­вая труба работала в режиме ц=1. Следует отметить, что в работе [15] приведены результаты оригинального1 исследования распределения по длине камеры темпера­туры вихревого потока, а также коэффициента тепло­отдачи от потока к стенке камеры (см. рис. 16). Эти данные полезны для понимания некоторых вопросов проектирования охлаждаемых вихревых труб.

Рассмотрим влияние параметров охлаждающей вс ды на работу вихревого охладителя. Поскольку при вихревом температурном разделении газа температура периферийных слоев вихря превышает температуру ис­ходного сжатого газа, то логичен вывод о возможности охлаждения стенок камеры разделения при температу­ре охлаждающей среды выше температуры газа на вхо­де в аппарат. Необходимо определить лишь пределы по­вышения температуры охлаждающей среды. В работе [7] показано, что при работе вихревой трубы в режиме |jl=1 при степени расширения воздуха є=3…6 темпера­тура охлаждающей воды не должна превышать Т"охл = = (1,22…1,38) Тс (большие значения 7"нохл соответствуют большим значениям г). Зависимость TxITc = F(TN0Xr,/Tc) Линейна во всем исследованном диапазоне изменения Т"охр/Тс и є. Иной характер этой зависимости выявлен в работе [15]: при рс = 0,58 МПа и ц=1 с ростом ТН0Хл/Тс скорость уменьшения эффекта охлаждение АТх несколько возрастет. Например, при Тнохл/Тс = = 0,95…1,045 уменьшение АТХ при повышении темпера­туры воды на 1 К составляет 0,1 К, а при Ткохл/Тс = = 1,16…1,23—около 0,25 К — Можно предположить, что это различие вызвано разными расходами, охлаждаю­щей воды. В работе [7] нет данных о значении GOXJ1, но в предыдущей работе этих же авторов указано, что Goxл =3…12 л/мин, а в работе [15] приведены значения £охл = 2,8…3,9 л/мин. Действительно, как следует из ра­боты [15], с ростом бохл влияние температуры Тнохл воз­растает. Так, при Goxn = 3 л/мин повышение температу­ры воды с 276 до 299 К(Гнохл/Тс = 0,95…1,08) приводит к уменьшению АТХ приблизительно на 3 К, а при Goxл = = 12 л/мин ДТХ падает почти на 6 К, причем, чем ниже температура охлаждающей воды, тем больше влияние ее, расхода. Например, при Гнохл = 293 К уменьшение расхода с 12 до 3 л/мин приводит к падению ДГХ на 2,5 ^К, а при ГНОхл = 276—на 4 К. Характер зависимо­стей ATx = F(TH0XM, GОхл) позволяет предположить воз­можность пересечения их графических изображений,.

Т. е. при некотором значении ТН0Хл>Тс с ростом расхо­да вохл значение ДТх начинает уменьшаться.

Рассмотрим причины расхождения результатов, по­лученных в работах [15 и 7] при экспериментах на тру­бах с близкими размерами. При ТН0Хл<Тс в работе [15] получен меньший эффект от охлаждения, чем в работе [7]. В работе [15] был меньше расход воды, следова­тельно больше повышалась температура воды на выхо­де из рубашки. В связи с этим уменьшились среднеин — тегральный температурный напор и тепловой поток от газа к воде; по этой же причине зависимость ДТх от Т*охл более существенно отклонялась от линейной. Для облегчения понимания причин расхождения результатов при Т"охл>Тс напомним, что температура газа в перифе­рийных слоях — переменная величина; поэтому на на­чальном участке камеры разделения теплота не отводит­ся, а подводится к газу от охлаждающей воды. На началь­ном участке значения коэффициента теплотдачи от га­за к стенке в несколько раз превышают значения его на конечных участках. При такой организации процес­са естественны существование оптимального расхода ох­лаждающей воды и получение большего эффекта от охлаждения в работе [15], так как испытания проведе­ны при меньшем расходе воды. Но если воду подводить только к тем участкам камеры, на которых температу­ра газа у стенки выше температуры охлаждающей во­ды, то эффект охлаждения при ТН0Хл>Тс всегда будет возрастать с увеличением расхода воды. Тогда можно будет ожидать большего приращения ДГХ по сравне­нию с полученным в работах [7 и 15]. Соответственно возрастут и предельные значения Гн0Хл, при которых возможен положительный эффект от охлаждения.

В заключение отметим, что работы [7 и 15] наибо­лее полезны для оценки эффекта от охлаждения стенок камеры разделения при различных температуре и рас­ходе охлаждающей воды.

Перейдем к вопросу выбора геометрических разме­ров вихревых труб с водяным охлаждением. Одна из важных геометрических характеристик охлаждаемых вихревых труб — длина камеры энергетического разде­ления, которая вместе с диаметром камеры определяет поверхность теплообмена. В охлаждаемой камере энер­гетического разделения теплообмен происходит при весьма специфических условиях. С одной стороны, как известно, температура периферийных слоев вихря повы­шается по длине камеры, т. е. растет локальная раз­ность температур охлаждающей среды и газа. С дру­гой стороны, коэффициент теплоотдачи от газа к стен­ке резко падает в осевом направлении (см. рис. 16). Отсюда следует очевидный вывод, что должно сущест­вовать некоторое рациональное значение длины каме­ры энергетического разделения, превышение которого не дает заметного положительного эффекта. В работе [7J исследована работа вихревой трубы с диффузором ох­лажденного потока и конической камерой разделения (а=3°) различной длины L=14…30. В режиме ц.= 1 при е = 3_Д..4,5 получено оптимальное значение длины камеры_£ = 24. По данным работы [15] оптимальная длина L = 25. В пользу сделанного вывода свидетельст­вует и тот факт, что оребрение внутренней поверхности камеры длиной L = 24 не дало положительных резуль­татов. Кроме того, испытания вихревых труб с корот­кими оребренными камерами энергетического разделе­ния (L=14; i0p=3,5 и 7, /0p=WA), где l0Р — длина ореб — ренной части камеры) показали, что значение приведен­ной боковой поверхности короткой камеры с оребрени — ем близко к значению для гладкой камеры с L = 24.

Таким образом, можно сделать вывод, что в усло­виях проведенных экспериментов в вихревых_трубах с камерой энергетического разделения длиной L 24 ис­черпаны ВОЗМОЖНОСТИ повышения (^охл увеличением поверхности теплообмена. Длину камеры энергетическо­го разделения охлаждаемых вихревых труб можно уменьшить, развивая поверхность теплообмена ее ореб — рением. Очевидно, что в вихревых трубах с водяным охлаждением наибольшего эффекта можно достичь уве­личением поверхности теплообмена со стороны газа, где термическое сопротивление максимально.

Результаты исследований, посвященных изучению охлаждаемых вихревых труб с оребренной камерой энергетического разделения, показывают, что оребрение необходимо только на части внутренней поверхности ка­меры, а начальный участок камеры остается неореб — ренным. Это объясняется следующим. Очевидно, что развивать поверхность теплообмена следует на тех участках, где мал і коэффициент теплоотдачи (см. рис. 16). Оребрение начального участка камеры энер­гетического разделения вносит возмущения в вихревой поток, приводит к преждевременной потере кинетиче­ской энергии, ухудшает процесс энергетического разде­ления. Анализ экспериментальных материалов показы­вает, что при больших коэффициентах оребрения ореб — ренный участок камеры является развихрителем пери­ферийного потока.

В работе [7] рассмотрено также влияние угла ко­нусности камеры энергетического разделения и масш­табного фактора на работу охлаждаемой вихревой тру­бы. Установлено, что оптимальное значение а соот­ветствует полученному для неохлаждаемых вихревых труб. Выявлено уменьшение влияния масштабного фак­тора. Так, при е = 3…6 и fi= 1 уменьшение диаметра ка­меры энергетического разделения Do с 0,03 до 0,01 ivr привело к снижению эффекта охлаждения соответствен­но на 0,4—1,5 К. С уменьшением ц роль масштабного фактора в охлаждаемых и неохлаждаемых вихревых трубах выравнивается.

В описанных работах даны практически идентичные рекомендации по выбору оптимальной _площади сопло­вого ввода. В работе [15] рекомендуют Fc = 0,07 при е = = 3,0…,4,5, а в работе [7]—Fc = 0,073 при е = 5…6, т. е. в диапазоне є = 3…6 оптимальное значение Fc практиче­ски не зависит от е. Возможно, это связано с особен­ностями работы вихревой трубы на режиме ц=1, когда весь поступающий газ выходит из камеры энергетиче­ского разделения через отверстие диафрагмы. В этом случае, по нашему мнению, определяющую роль долж­но играть отношение площади сечения отверстия диаф­рагмы к площади сечения соплового ввода FA—FA/FC, Которое должно расти при увеличении е. Действитель­но, при равных оптимальных значениях Fc для указан­ных случаев_ значения FA различны: ^д = 4,38 при е = = 3,0…4,5 и. Рд = 5,4 при є = 5…6.

Наиболее расходятся рекомендации по выбору диа­метра отверстия диафрагмы. Так, авторы работы [7] рекомендуют оптимальное значение Dx = 0,57, авторы работы [15]—.Dx = 0,643. Однако, если вернуться к рас­суждению о влиянии Fa, то эти расхождения становят­ся понятными. Кроме того, возможно, сказалось то об­стоятельство, что в вихревой трубе, испытанной в КуАИ, достигались большие эффекты охлаждения (fi=lj, т. е. температура охлажденного потока, выходящего через отверстие диафрагмы, была ниже. В этом случае для соблюдения идентичности условий истечения через диа­фрагму диаметр ее отверстия должен быть меньше зна­чения, предложенного в работе [15].

В заключение следует : отметить, что в настоящее время нет оснований для выработки окончательных ре­комендаций по расчету геометрии вихревых труб с во­дяным охлаждением. Предстоит еще детальное изуче­ние этого вопроса с учетом того, что охлаждение ка­меры энергетического разделения не только способству­ет отводу тепловой энергии от вращающегося потока газа, но и заметно влияет на процесс его энергетиче­ского разделения и выбор оптимальной геометрии вих­ревого охладителя.

В данной книге авторы сочли возможным не давать детального описания конструкций вихревых труб с во­дяным охлаждением, так как они достаточно подробно описаны в работе [15].

Жидкостное охлаждение вихревых труб наиболее эффективно. Однако необходимость использования ох­лаждающей воды сужает область применения таких ап­паратов; поэтому дальнейшие работы были направлены на создание аппаратов с более автономным охлаждени­ем. Известны попытки использования для охлаждения конденсата, образующегося в трубопроводе сжатого воздуха перед вихревой трубой. Для снижения темпе­ратуры испарения жидкости в охлаждающей рубашке камеры разделения применяют барботаж атмосферного воздуха, эжектируемого из окружающей среды. Такой способ охлаждения возможен только при редком со­четании условий эксплуатации вихревого аппарата.

Наиболее часто применяют воздушное охлаждение. При проектировании вихревых аппаратов с воздушным охлаждением особое внимание уделяют вопросам интен­сификации теплообмена между наружной стенкой и ох­лаждающим воздухом. В отличие от водяного охлаж­дения здесь наименьшее значение имеют коэффициенты теплоотдачи с наружной стороны стенки. Число ребер ограничено; в большинстве случаев его выбирают мак­симально возможным для принятой технологии изго­товления. Увеличение высоты ребер рационально толь­ко до определенного предела, так как оно сопровожда­ется уменьшением коэффициента эффективности ребра kp. Ограничена также возможность повышения коэффи­циента теплоотдачи ан увеличением скорости движения воздуха в межреберном пространстве. Следовательно, при выбранной длине оребренного участка рациональ­но стремиться к увеличению произведения aHkpFH.

Известны конструкции, в которых для прокачки воз­духа через межреберное пространство используют эжек­тор, установленный на выходящем из камеры разделе­ния нагретом потоке. В таких конструкциях пока не удалось добиться значительного повышения КПД ох­лаждением стенок камеры. По нашему мнению, полу­ченные результаты далеки от предельно возможных при рассматриваемом способе охлаждения. Относительный расход нагреваемого потока мал, так как охлаждение стенок рационально только при больших значениях jx. Даже при совершенной конструкции эжектора нельзя рассчитывать на одновременное создание повышенного напора и большого расхода охлаждающего воздуха. В связи с этим интенсивного охлаждения стенок камеры разделения можно ожидать лишь при удачном сочета­нии режимных параметров эжектора и геометрических параметров теплопередающей поверхности. В известных конструкциях не найдено такого сочетания. В частности, в них предусмотрены ребра по всей длине камеры (осе­вые ребра). Напомним, что на начальном участке ка­меры температура стенок близка к температуре окру­жающего воздуха, поэтому оребрение на начальном участке приводит к неоправданному увеличению гидрав­лического сопротивления каналов, уменьшению произ­водительности эжектора и, в конечном итоге, к уменьше­нию теплового потока от стенок к охлаждающе­му воздуху. Некоторые из известных конструкций были реализованы при диаметре камеры Do<20 мм. При уменьшении диаметра возрастает относительный осевой тепловой поток по стенкам камеры, направлен­ный от дросселя к сопловому сечению. Оребрение сте­нок неизбежно сопряжено с увеличением площади по­перечного сечения стенок, т. е. с возрастанием роли осе­вого теплового потока. В связи с этим наличие ребер на начальном участке привело к повышению температуры стенок и на начальном участке происходил нагрев, а не охлаждение газа в периферийных слоях вихря.

Анализ известных материалов не позволяет дать до­статочно четкие рекомендации по повышению эффек­тивности рассматриваемого способа охлаждения стенок камеры разделения. Пока лишь можно утверждать, что некоторое уменьшение длины оребренного участка повысит эффективность охлаждения. Наилучший ре­зультат может быть достигнут после тщательной оп­тимизации, проведенной с учетом взаимного влияния параметров эжектора и теплопередающей поверхности. При малых Do можно также рекомендовать изготовле­ние камеры разделения из двух материалов с различ­ными значениями коэффициента теплопроводности — малым для неоребренного участка и большим для ореб­ренного участка камеры.

Для охлаждения вихревых труб часто используют поток воздуха, создаваемый скоростным напором, а так­же вентилятором, предназначенным для охлаждения других агрегатов. При этом применяют поперечный об­дув камеры, располагая ребра перпендикулярно ее оси. В этом случае задан перепад давлений, используемый для организации движения воздуха в межреберном пространстве. Перепад давлений — величина постоян­ная, не зависящая от параметров вихревой трубы, поэ­тому максимум теплового потока фОХл строго совпада­ет с максимумом произведения AHkPFH.

Для охлаждения стенок камеры разделения исполь­зуют также холодный воздух, вытекающий из термо — статируемого объема. В этом случае при выборе ра­циональных размеров теплопередающей поверхности не­обходимо учитывать, что дополнительное гидравличе­ское сопротивление на холодном потоке снижает пере­пад давлений в камере разделения.

Оригинальная конструкция вихревого аппарата раз­работана в ОТИХПе (рис. 31). К конической камере разделения крепится набор пластин 1, разделенных прокладками 2 (рис. 31, а). Во всех вариантах пласти­ны имели центральное отверстие, диаметр D которого равен (или несколько больше) диаметру камеры раз­деления в конечном сечении. В рассматриваемом вари­анте пластины имеют четыре дополнительных отверстия диаметром D„. Такой набор пластин образует пластин­чатый теплообменник, аналогичный применяемым в криогенной технике. Прокладки разделяют теплообме — нивающиеся среды. Участки пластин до диаметра DnР
(внутренний диаметр прокладки) омываются охлаж­даемой средой. Участки, выступающие за наружный диаметр прокладок, омываются охлаждающей средой. Межпластинчатое пространство, ограниченное внутрен­ней поверхностью прокладок, авторы конструкции от­носят к объему камеры разделения и представляют ре­зультаты исследований в функции суммарной длины вих­ревого аппарата; это несколько затрудняет оценку сте­пени совершенства теплообменника.

Охлаждаемые вихревые трубы

; 2 J ❖

Охлаждаемые вихревые трубы

Рис. 31. Охлаждаемая вихревая труба с пластинчатым оребрением камеры энергетического разделения:

С — с перфорированными пластинами; б — с перепуском периферийного по­тока рабочего тела

В работе [7] приведены результаты испытания каме­ры разделения диаметром в сопловом сечении D0= «=0,01 м при суммарной длине аппарата L = 0,12 м. Во
время испытаний пластинчатая часть аппарата была погружена в проточную воду. Степень расширения е= = 1,5...3,0; Ц=1. Значения КПД превышают полученные для вихревой трубы с конической камерой разделения при D0 = 30 мм, L = 24 и неоребренных стенках. В рабо­те [7] и ряде других сотрудники ОТИХПа подтвердили возможность создания высокоэффективных аппаратов при воздушном и водяном охлаждении. В связи с этим целесообразно остановиться на некоторых особенностях конструкции и процессов, происходящих в таких аппа­ратах.

В результате исследований установлено, что опти­мальная длина конической камеры разделения LK = 3Do — Вместе с тем не обнаружена достаточно четкая взаимо­связь режимных параметров и суммарной длины аппа­рата. В связи с этим, по нашему мнению, нелогична включение межреберного пространства в объем каме­ры разделения. Логичнее считать, что межреберное пространство выполняет функции развихрителя. Тогда найденное оптимальное значение LK хорошо согласует­ся с результатами работ В. И. Метенина, Ш. А. Пира — лишвили, А. В. Мурашкина и других авторов, исследо­вавших вихревые аппараты с коническими камерами разделения, с сетчатыми или другими развихрителями, а также аппараты со вдувом потока в ядро вихря. Ав­торы приведенных на рис. 31 конструкций сумели ис­пользовать кинетическую энергию, часто теряемую в развихрителях, для интенсификации отвода теплоты к окружающей среде, удачно скомпоновали пластинчатый теплообменник — развихритель с камерой разделения. Применение сборного теплообменника позволило полу­чить высокие отношения теплопередающей поверхности к объему аппарата.

По нашему мнению рассматриваемый аппарат не следует относить к вихревым трубам с охлаждаемыми стенками камеры разделения. Периферийный вихревой поток поступает из камеры в систему кольцевых зазо­ров, которые работают как щелевые диффузоры. В пер­вых по ходу потока зазорах возникают существенные радиальные градиенты давления (наибольшее давле­ние— на периферии первого зазора), благодаря чему происходит осевое движение газа через отверстия в пластинах. В последних зазорах мала тангенциальная составляющая скорости. В них газ поступает через от — веретья из предыдущих зазоров и вытекает через цент­ральное отверстие. Таким образом в периферийных от­верстиях пластин газ движется от камеры разделения. Площадь сечения центральных отверстий частично или полностью занята потоком газа, возвращающимся в ка­меру разделения. Из рассмотрения схемы движения можно сделать вывод о существенной неравномерности распределения нагрузки по теплопередающей поверхно­сти. Кроме того, можно заключить, что возвращающий­ся в камеру поток газа воздействует на процесс энер­гетического разделения менее интенсивно, чем в конст­рукциях с сетчатыми развихрителями или в конструк­циях со вдувом потока в ядро вихря. Вероятно, этими недостатками можно объяснить то, что КПД максима­лен при степени расширения е = 2,2…2,5.

Анализ опубликованных работ показывает, что они направлены главным образом на устранение отмечен­ных недостатков. В качестве примера на рис. 31, б при­веден один из вариантов усовершенствованной конст­рукции. В отличие от предыдущего варианта в теплооб­меннике дополнительно установлены две перепускные трубки 3. На боковой поверхности трубок выполнены два отверстия. Через одно из них газ втекает в трубку из начальных зазоров, через другое — вытекает в зазо­ры на конечном участке теплообменника. Второй до­полнительный элемент — перегородка 4 с центральным отверстием. Усовершенствование конструкции привело к повышению КПД с 0,27 до 0,30—0,31. Сравнительные испытания проводили при воздушном охлаждении и е = 2,5.

Ю. М. Симоненко рекомендует разработанные в ОТИХПе конструкции применять при D = 3…27 мм и Г= 1,5…8,0. При этом принимают диаметр центрального отверстия пластин D‘= (1,4…2,0) Д>, диаметр перепуск­ных отверстий пластин Ьп = Аь толщину пластин 6Р= = 0,Ш0, их наружный диаметр Dp= (6…12)D0, внутренний диаметр прокладки Dnp= (3…6)D0, толщину прокладки <5ПР= (0,07…0,12)Do, ширину прокладки 0,6Z)0-

Вернемся к обсуждению вихревых труб с охлаждае­мыми стенками камеры разделения. Приведенные реко­мендации базируются в основном на результатах испы­таний труб диаметром 27 и 30 мм. При охлаждении водой неоребренных камер уменьшение диаметра сопро­вождается повышением интенсивности охлаждения, так как при L/Do = const поверхность теплообмена пропор­циональна расходу, а коэффициент теплоотдачи увели­чивается с уменьшением диаметра. Это одна из причин снижения роли масштабного фактора, обнаруженного при испытании охлаждаемых труб меньших диаметров (Ь<30 мм). Соответственно при увеличении диаметра следует ожидать понижения интенсивности охлаждения. Известные в настоящее время материалы не позволяют получить соотношение, связывающее диаметр с тепло­вым потоком. Заметим, что для углубленного понима­ния процессов полезно знакомство с работой [34], в ко­торой приведены результаты обстоятельного исследова­ния гидродинамики и теплообмена в закрученных пото­ках; однако полученные в этой работе зависимости не удается использовать непосредственно для расчета теп­лообмена в камере разделения.

При воздушном охлаждении обязательно оребрение наружной стенки камеры. Приведенная площадь наруж­ной теплообменной поверхности (KpFH) увеличивается медленнее, чем D2О. Следовательно, снижение эффек­тивности охлаждения с увеличением диаметра при воз­душном охлаждении более значительно, чем при водя­ном.

Ваш отзыв

Рубрика: Вихревые аппараты

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *