Средние коэффициенты теплоотдач

Фиг. 40. Зависимость среднего коэффициента теплоотдачи при капельной конденсации насыщенного водяного пара, находящегося в состоянии покоя, от высоты вертикальной поверхности конденсации (длины трубок).

Таблица 2. Диапазон изменения средних коэффициентов теплоотдачи

А. Поперечное обтекание одиночных рядов и пучков труб. Определение коэффициента теплоотдачи. Средний коэффициент теплоотдачи а одного ряда труб или пучка [c.247]

Для расчета поверхности теплообмена конденсаторов необходимо определить средний коэффициент теплоотдачи всей системы трубок. В литературе приведено следующее эмпирическое уравнение для расчета теплоотдачи п рядов трубок, расположенных друг над другом [c.89]

Тепловые граничные условия практически не влияют на коэффициент теплоотдачи в турбулентном течении кроме того, и влияние гидравлических условий на входе в этом случае не столь существенно, как при ламинарном течении. Тем не менее для очень коротких труб средний коэффициент теплоотдачи может быть в 2 раза больше, чем для длинных. [c.93]

При 26 рядах трубок, расположенных один над другим, средний коэффициент теплоотдачи понижается до величины [c.98]

Для вычисления среднего коэффициента теплоотдачи для трубного пучка в целом предложена [25] следующая формула [c.138]

Средние коэффициенты теплоотдачи [c.423]

При конденсации пара на наружной поверхности пучка из п горизонтальных труб средний коэффициент теплоотдачи несколько ниже, чем в случае одиночной трубы, вследствие утолщения пленки конденсата на трубах, расположенных ниже а р = = еа. [c.23]

В числителе выражения (10,27) стоит отношение среднего коэффициента теплоотдачи при поперечном омывании теплоносителем идеального пучка, имеющего рядов, к коэффициенту теплоотдачи при поперечном омывании идеального пучка с бесконечным числом рядов труб. В знаменателе — аналогичное отношение для аппарата, которое определяется в зависимости от величины (табл. 17). Первое отношение берется по величине а второе—поп . В таблице указаны значения коэффициента теплоотдачи для данного ряда а и средние величины Яср для п рядов. [c.240]

Расчет показывает (см. табл. 4.16), что в трубном пучке холодильника-конденсатора идет процесс частичной конденсации исходного газа, причем паросодержание двухфазного потока (или массовая доля пара) изменяется от е =0,322 до е = 0,179. В этом случае средний коэффициент теплоотдачи (со стороны конденсирующегося газа) в трубном пространстве рассчитывается по формуле [38. с. 145] [c.149]

Влияние номера ряда обычно перестает сказываться, по данным разных исследователей, начиная с 3—10 ряда. Способ учета этого фактора обычно состоит в том, что для первых рядов коэффициент теплоотдачи рассчитывают на основе отдельных рекомендаций (см. табл. 3.3). Средний коэффициент теплоотдачи для всего пучка может быть вычислен в таком случае путем осреднения по всем рядам с учетом их площади поверхности [c.112]

Для случая конденсации пара на наклонных к горизонту стенках и трубах локальный и средний коэффициенты теплоотдачи оп- [c.126]

Средний коэффициент теплоотдачи по всей поверхности при смешанном характере течения пленки Кутателадзе [86] рекомендует вычислять по уравнению [c.130]

В. /— -метод. Коэффициент теплопередачи / выражается через индивидуальные средние коэффициенты теплоотдачи ау в соответствии со следующими уравнениями для потоков [c.76]

Подставив в (4.33) значение Ол из (4.18) с поправкой на волновое течение пленки и значение Хкр/Н из (4.39), Кутателадзе [86] получил для среднего коэффициента теплоотдачи по всей поверхности охлаждения при смешанном режиме течения пленки конденсата окончательную формулу [c.132]

Средний коэффициент теплоотдачи для труб первого ряда можно определить с учетом влияния скорости движения пара на теплоотдачу по уравнению [25] [c.138]

Здесь и — средний коэффициент теплоотдачи. Предполагается, что он не зависит от средних температур Т" , и 2, ау- времени t и координат х, у. Предполагается также, что занимающие объемы 1 1 и среды неподвижны и об- [c.72]

Представляется, что теплообмен при внутренних и внешних течениях ньютоновских жидкостей изучен достаточно хорошо. Большинство данных, однако, получено только для среднего коэффициента теплоотдачи и для стандартных конфигураций. Необходимо больше данных [c.93]

Локальный коэфс[)ициент теплоотдачи необходим для расчета аксиального изменения температуры стенки или теплового потока. В инженерных задачах часто более важно рассчитать общее количество теплоты, передаваемой на участке канала или во всем канале, используя средний коэффициент теплоотдачи, определяемый [c.233]

Для единичных круглых и щелевых сопл средние коэффициенты теплоотдачи [см. (4) и (5)] и соответствующие средние коэффициенты массопереноса можно привести к следующему безразмерному виду [c.269]

Значительное число исследований теплообмена в зернистом слое выполнено в нестационарном режиме нагревания (охлаждения) слоя. Выше подробно анализировались возможные погрешности этих методов исследования. В работах [106, 107] при проведении опытов в режиме прогрева слоя температуру газа на выходе измеряли только в одной точке на оси аппарата, что также могло привести к ошибкам в определении средних коэффициентов теплоотдачи. Однако основную роль в отклонении полученных зависимостей вниз при Кеэ < 100 (рис. IV. 19, в) играет продольная теплопроводность, не учтенная в методике обработки опытных данных. Пересчет данных [106] по формуле (IV. 67) при 1оАг = 15 для стальных шаров и Хо/Кг = 5 для песка привел к хорошему совпадению опытных точек с зависимостью (IV. 71). Аналогичная коррекция формул, полученных в [107], показана на рис. IV. 19, б. Таким образом, занижение данных по теплообмену в зернистом слое при Кеэ < 100 связано с влиянием продольной теплопроводности, неравномерности распределения скоростей и возможных погрешностей экспериментов, а не с особенностями закономерностей процессов переноса в переходной области течения газа [106]. [c.160]

Закономерности теплоотдачи у обоих видов конденсации весьма различны. Капельная конденсация отличается очень большими значениями коэффициента теплоотдачи а = 50 000 -=-ч-80 ООО ккал/м час °С, в то время как при пленочной конденсации, вследствие того, что тепло должно быть отведено через пленку конденсата теплопроводностью и конвекцией, средний коэффициент теплоотдачи обычно не превышает величины порядка 6000 ккал1м час°С. На практике встречаются главным образом случаи смешанной конденсации. При конденсации пара, омывающего поверхность конденсации со значительной скоростью, преобладает пленочная конденсация, так как протекающий пар сглаживает очертания отдельных капель. [c.82]

Наряду с этим имеется ряд эмпирических зависимостей. В вязкостной области ламинарного режима, т. е. при СлРг<8-10 , для расчета среднего коэффициента теплоотдачи можно рекомендовать следующее уравнение Б. С. Петухова [123а] [c.233]

Для вязкостно-гравитационной области ламинарного режима, т. е. при GrPryS 10 , средний коэффициент теплоотдачи можно рассчитать по уравнению [28] [c.234]

Из этих соотношений иаапдятся средний коэффициент теплоотдачи [c.9]

Величину среднего коэффициента теплоотдачи в области турбулентного течения цленки конденсата можно определить по рис. 4.5. [c.131]

Для приближенных расчетов без учета зависимости от от Рг Григулль [57] предложил следующую формулу для среднего коэффициента теплоотдачи в турбулентной области течения пленки конденсата [c.132]

При Кбпл > 2000 величина йсм т, т. е. средний коэффициент теплоотдачи для всей охлаждающей поверхности можно определять только по рис. 4.5. В уравнении (4.40) Кепл следует вычислять по формуле (4.17). [c.132]

Для среднего коэффициента теплоотдачи по всей поверхности охлаждения Кутателадзе [86] предложил упрощенные.полуэмпири-ческие формулы, дающие удовлетворительные результаты при Кепл < 2000 [c.132]

Из приведенных обобщенных зависимостей следует, что в случае конденсации пара внутри горизонтальной трубы в условиях малых и умеренных скоростей парового потока и турбулентном течении конденсата средний коэффициент теплоотдачи пропорционален плотности теплового потока в степени 0,5 (а ° ), диаметру трубы в степени 0,2 (а в ) и длине трубы в степени 0,3 (а В диапазоне исследованных давлений пара Рп1 = 0,554-2,5 МПа влияние давления пара на теплоотдачу оказалось несущественным. Это согласуется с аналогичным выводом, сделанным Боришанским и Кочуровой [37] на основе анализа большого числа опытных данных о влиянии давления пара на теплоотдачу при конденсации . [c.144]

Теплоотдачу при конденсации пара, когда течение йленки конденсата в основном определяется динамическим воздействием со стороны парового потока, т. е. в условиях высоких скоростей пара и турбулентного режима течения конденсата на большей части длины трубы (за исключением начального участка), исследовали Бойко и Кружилин [36]. В результате теоретического исследования, основанного на аналогии Рейнольдса (аналогии между теплообменом и сопротивлением трения) авторы предложили полуэмпириче-скую формулу для расчета среднего коэффициента теплоотдачи [c.144]

Если коэффициент теплопередачи ограничен теплоотдачей со стороны нагреваемой среды или может быть допущен запас поверхности конденсации, то средний коэффициент теплоотдачи для п расположенных одна под другой горизонтальных труб может быть приближенпо рассчитан по формулам (УП-129) или (УП-132) с подстановкой вместо й произведения гай [1У-7]. [c.585]

Наиболее важным, однако, является вывод о том, что в гидравлическом контролируемом режиме число Нуссель-та Niiav нельзя рассматривать как коэффициент теплоотдачи. Было бы полностью неправильным рассматривать такой средний коэффициент теплоотдачи , как например, константа скорости химической реакции для выяснепия, контролируется ли эта реакция процессами переноса или кинетикой. В подобных случаях необходилю отдельно рассматривать процессы, происходящие в каждом из каналов. [c.87]

Можно показать, что характеристики тепло- и массообмена в неоднородных и однородных системах различаются не только количественно, но и по своей физической сущности. Описание неоднородных систем как квазиоднород-ных с помощью усредненных величин, таких, как средний гидравлический диаметр, средняя скорость течения или средний коэффициент теплоотдачи, может оказаться ошибочным. В подобных случаях только так называемый ми-кронотоковый анализ приводит к физически разумным результатам, которые являются более надежной основой для установления подобия. [c.87]

Коэффициенты теплоотдачи от частицы к жидкости в насадочных колоннах и псевдоожиженных слоях имеют важную общую особенность. Их можно выразить через коэффициент тепло- и массообмена одиночной частицы с помощью некоторых корректирующих множителей, если только число Пекле для частиц велико (ианример, больше 1000) илн, что то же самое, мало число единиц переноса для насадочной колонны или псевдоожиженного слоя. Если же число Пекле для частиц мало, т, е. велико число единиц переноса теплоты, то средние коэффициенты теплоотдачи могут оказаться крайне малыми. По-видимому, этот эффект в соответствии с изложенным в 2.1.5 можно объяснить неоднородностью распределения скорости газового потока. Необходимо отметить, что в таком случае в расчетах уже нельзя использовать средний коэффициент теплоотдачи необходим так называемый микропотоковый анализ, основаншлй на детальном учете локальных скоростей течения и локальных коэффициентов теплоотдачи. Локальные коэффициенты теплоотдачи при малых числах Пекле теоретически рассчитывались, но экспериментальные данные до настоящего времени отсутствуют. По-видимому, в этом направлении необходимы дальнейшие исследования. [c.94]

Влияние числа пучков оребренных труб на теплоотдачу. Приведенные выше уравнения используются для определения средних коэффициентов теплоотдачи на внутренних рядах стержней. При одном и том же Не числа Нуссельта для одиночной оребренной трубы ниже, чем для внутренней трубы пучка. Как показано в [35, 36], средний коэ( )фи-циент теплоотдачи пучка оребренных труб близок к значениям коэ( )фициента теплоотдачи для внутренних стержней, когда число стержней больше четырех. Если число стержней меньше четырех, вводится корректирующий множитель, который )ависит от характера теплоотдачи, продольного шага пуч а и числа Рейнольдса. Интенсивность теплоотдачи на первом ряда стержней приблизительно на 50% меньше, чем на внутренних рядах. В шахматном пучке труб коэффициент теплоотдачи остается неизменным начиная с третьего ряда. [c.256]

С. Замечания. В области чисел Пекле Pe=Re Pr< <500-г-1000 экспериментально определенные в плотно-упакованных слоях коэффициенты теплоотдачи от частиц к жидкости оказываются значительно ниже величин, рассчитанных с помощью (2). Большое число таких экспериментальных результатов проанализировано и обобщено в [6]. Отличие между теорией и экспериментом объяснено в [7] с помощью простой модели, учитывающей неравномерность порозности слоя. Модель рассматривает плотно-упакованные слои из неравномерных частиц со средней порозностью г]5, в которых малая часть общего поперечного сечения имеет большую порозпость. Поскольку градиент давления, приложенный к плотноупакованному слою, одинаков, скорость будет заметно больше в сечении с большей порозностью, особенно в области низких чисел Рейнольдса. Большинство экспериментальных данных в [6] свидетельствует о том, что, даже если местные коэффициенты теплоотдачи в обеих частях слоя вычисляют, используя уравнения (2), средние коэффициенты теплоотдачи для неоднородной системы будут намного меньше, хотя и будут обладать теми же характерными зависимостями от числа Пекле н отношения диаметра частиц к высоте слоя. [c.259]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология