Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)

This article provides a review of the correlations and models for determining the intensity of heat transfer during subcooled boiling in pipes. These advantages and disadvantages were determined both by analyzing the physical laws of subcooled boiling and by comparing the results that were obtained...

Full description

Saved in:

Bibliographic Details
Published in:	Проблеми машинобудування
Date:	2019
Main Authors:	Gakal, P.G., Gorbenko, G.A., Turna, R.Yu., Reshitov, E.R.
Format:	Article
Language:	English
Published:	Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України 2019
Subjects:	Aerohydrodynamics and heat-mass exchange
Online Access:	https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158812
Tags:	Add Tag No Tags, Be the first to tag this record!
Journal Title:	Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
Cite this:	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review) / P.G. Gakal, G.A. Gorbenko, R.Yu. Turna, E.R. Reshitov // Проблеми машинобудування. — 2019. — Т. 22, № 1. — С. 9-16. — Бібліогр.: 13 назв. — англ, рос.

Institution

Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine

id	nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-158812
record_format	dspace
spelling	Gakal, P.G. Gorbenko, G.A. Turna, R.Yu. Reshitov, E.R. 2019-09-14T14:06:35Z 2019-09-14T14:06:35Z 2019 Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review) / P.G. Gakal, G.A. Gorbenko, R.Yu. Turna, E.R. Reshitov // Проблеми машинобудування. — 2019. — Т. 22, № 1. — С. 9-16. — Бібліогр.: 13 назв. — англ, рос. 0131-2928 DOI: https://doi.org/10.15407/pmach2019.01.009 https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158812 536.24.01 This article provides a review of the correlations and models for determining the intensity of heat transfer during subcooled boiling in pipes. These advantages and disadvantages were determined both by analyzing the physical laws of subcooled boiling and by comparing the results that were obtained by the authors of this article by means of various models of subcooled boiling with the experimental data obtained during the study of heat transfer during the subcooled boiling of ammonia in a cylindrical heated tube. As a result of the review and comparison with the experimental data, it was determined that the existing correlations and models describe the subcooled boiling of ammonia with insufficient accuracy, especially in the area of the combined effect of forced convection and nucleate boiling. В статті наведено огляд кореляцій та моделей для визначення інтенсивності теплообміну під час недогрітого кипіння теплоносія у трубах. В статті виконано аналіз переваг та недоліків кореляцій та моделей. В результаті огляду та порівняння з експериментальними даними визначено, що існуючі кореляції та моделі описують недогріте кипіння аміаку з недостатньою точністю, особливо у разі спільного впливу вимушеної конвекції та пузиркового кипіння. В статье представлен обзор корреляций и моделей для определения интенсивности теплообмена при недогретом кипении в трубах. В статье проведен анализ достоинств и недостатков корреляций и моделей. В результате обзора и сравнения с экспериментальными данными определено, что существующие корреляции и модели описывают недогретое кипение аммиака с недостаточной точностью, особенно при совместном влиянии вынужденной конвекции и пузырькового кипения. en Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України Проблеми машинобудування Aerohydrodynamics and heat-mass exchange Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review) Теплопередача при недогрітому кипінні в трубах (огляд) Теплопередача при недогретом кипении в трубах (обзор) Article published earlier
institution	Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
collection	DSpace DC
title	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)
spellingShingle	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review) Gakal, P.G. Gorbenko, G.A. Turna, R.Yu. Reshitov, E.R. Aerohydrodynamics and heat-mass exchange
title_short	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)
title_full	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)
title_fullStr	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)
title_full_unstemmed	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)
title_sort	heat transfer during subcooled boiling in tubes (a review)
author	Gakal, P.G. Gorbenko, G.A. Turna, R.Yu. Reshitov, E.R.
author_facet	Gakal, P.G. Gorbenko, G.A. Turna, R.Yu. Reshitov, E.R.
topic	Aerohydrodynamics and heat-mass exchange
topic_facet	Aerohydrodynamics and heat-mass exchange
publishDate	2019
language	English
container_title	Проблеми машинобудування
publisher	Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України
format	Article
title_alt	Теплопередача при недогрітому кипінні в трубах (огляд) Теплопередача при недогретом кипении в трубах (обзор)
description	This article provides a review of the correlations and models for determining the intensity of heat transfer during subcooled boiling in pipes. These advantages and disadvantages were determined both by analyzing the physical laws of subcooled boiling and by comparing the results that were obtained by the authors of this article by means of various models of subcooled boiling with the experimental data obtained during the study of heat transfer during the subcooled boiling of ammonia in a cylindrical heated tube. As a result of the review and comparison with the experimental data, it was determined that the existing correlations and models describe the subcooled boiling of ammonia with insufficient accuracy, especially in the area of the combined effect of forced convection and nucleate boiling. В статті наведено огляд кореляцій та моделей для визначення інтенсивності теплообміну під час недогрітого кипіння теплоносія у трубах. В статті виконано аналіз переваг та недоліків кореляцій та моделей. В результаті огляду та порівняння з експериментальними даними визначено, що існуючі кореляції та моделі описують недогріте кипіння аміаку з недостатньою точністю, особливо у разі спільного впливу вимушеної конвекції та пузиркового кипіння. В статье представлен обзор корреляций и моделей для определения интенсивности теплообмена при недогретом кипении в трубах. В статье проведен анализ достоинств и недостатков корреляций и моделей. В результате обзора и сравнения с экспериментальными данными определено, что существующие корреляции и модели описывают недогретое кипение аммиака с недостаточной точностью, особенно при совместном влиянии вынужденной конвекции и пузырькового кипения.
issn	0131-2928
url	https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158812
citation_txt	Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review) / P.G. Gakal, G.A. Gorbenko, R.Yu. Turna, E.R. Reshitov // Проблеми машинобудування. — 2019. — Т. 22, № 1. — С. 9-16. — Бібліогр.: 13 назв. — англ, рос.
work_keys_str_mv	AT gakalpg heattransferduringsubcooledboilingintubesareview AT gorbenkoga heattransferduringsubcooledboilingintubesareview AT turnaryu heattransferduringsubcooledboilingintubesareview AT reshitover heattransferduringsubcooledboilingintubesareview AT gakalpg teploperedačaprinedogrítomukipínnívtrubahoglâd AT gorbenkoga teploperedačaprinedogrítomukipínnívtrubahoglâd AT turnaryu teploperedačaprinedogrítomukipínnívtrubahoglâd AT reshitover teploperedačaprinedogrítomukipínnívtrubahoglâd AT gakalpg teploperedačaprinedogretomkipeniivtrubahobzor AT gorbenkoga teploperedačaprinedogretomkipeniivtrubahobzor AT turnaryu teploperedačaprinedogretomkipeniivtrubahobzor AT reshitover teploperedačaprinedogretomkipeniivtrubahobzor
first_indexed	2025-11-25T23:55:30Z
last_indexed	2025-11-25T23:55:30Z
_version_	1850590190958018560
fulltext	AEROHYDRODYNAMICS AND HEAT-MASS EXCHANGE ISSN 0131–2928. Journal of Mechanical Engineering, 2019, vol. 22, no. 1 УДК 536.24.01 ТЕПЛОПЕРЕДАЧА ПРИ НЕДОГРЕТОМ КИПЕНИИ В ТРУБАХ (ОБЗОР) П. Г. Гакал, д-р техн. наук p.gakal@khai.edu ORCID: 0000-0003-3043-2448 Г. А. Горбенко, д-р техн. наук gennadiy.gorbenko@ctph.com.ua Р. Ю. Турна rustem.turna@ctph.com.ua Э. Р. Решитов edem.reshitov@ctph.com.ua Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского «ХАИ», 61070, Украина, г. Харьков, ул. Чкалова, 17 В статье представлен обзор корреляций и моделей для определения интен- сивности теплообмена при недогретом кипении в трубах. Корреляции, как правило, основаны на безразмерных числах подобия, в то время как в моде- лях недогретого кипения используют принцип суперпозиции составляющих теплообмена при вынужденной конвекции и развитом пузырьковом кипе- нии. Разными авторами предложены различные подходы к реализации принципа суперпозиции. В статье проведен анализ достоинств и недос- татков корреляций и моделей. Преимущества и недостатки определялись как путем анализа физических закономерностей недогретого кипения, так и сравнением результатов, полученных авторами статьи с помощью раз- личных моделей недогретого кипения, с экспериментальными результата- ми при исследовании недогретого кипения аммиака в цилиндрической обог- реваемой трубе. Диаметр трубы d=6,9 мм, длина L=150 мм, недогрев на входе равнялся ∼5 K, температура насыщения находилась в диапазоне 61– 65 °C, массовый расход составлял 7,5 г/с, плотность теплового потока лежала в диапазоне 5–18 Вт/см 2 . В результате обзора и сравнения с экспе- риментальными данными определено, что существующие корреляции и модели описывают недогретое кипение аммиака с недостаточной точно- стью, особенно при совместном влиянии вынужденной конвекции и пу- зырькового кипения. Поэтому необходимо или уточнять существующие корреляции и модели, или разрабатывать новые модели для более точного описания теплообмена при недогретом кипении аммиака в обогреваемых трубах в указанном выше диапазоне параметров. Ключевые слова: недогретое кипение, пузырьковое кипение, вынужденная конвекция, модели недогретого кипения, принцип суперпозиции, аммиак. Введение Использование теплообмена при развитом пузырьковом кипении позволяет получить высокие коэффициенты теплоотдачи и, соответственно, минимизировать размеры, массу теплопередающего оборудования. Часто на вход в теплопередающее устройство поступает недогретая жидкость, поэто- му на практике необходимо определять интенсивность теплоотдачи в переходной области между те- плоотдачей при движении однофазной жидкости и теплоотдачей при развитом кипении. В этой об- ласти температура обогреваемой поверхности может превышать температуру насыщения, что приве- дет к кипению на поверхности, при том, что сама жидкость в ядре потока будет иметь температуру ниже температуры насыщения. Теплообмен при кипении в недогретой до состояния насыщения жид- кости изучен еще не полностью, хотя коэффициент теплоотдачи при кипении недогретой жидкости может существенно возрасти (при некоторых условиях – до 20 раз) по сравнению с теплообменом в однофазной жидкости. Цель работы и постановка задачи исследования Ставится задача выполнить обзор известных корреляций и моделей, которые используются при определении теплоотдачи при недогретом кипении, определить их достоинства и недостатки, сравнить с экспериментальными данными, полученными авторами. На основании обзора определить пути уточнения существующих или разработки новых моделей теплоотдачи при недогретом кипении при течении в обогреваемых каналах. Корреляции и модели теплообмена при недогретом кипении Корреляции и модели для теплообмена при недогретом кипении условно можно разбить на две группы: 1-я – корреляции, основанные на простых безразмерных соотношениях; 2-я – модели, в которых составляющие теплообмена при конвекции и кипении рассчитываются отдельно, а затем складываются по определенным методикам. К корреляциям 1-й группы можно отнести корреляцию Moles&Shaw [1]  П. Г. Гакал, Г. А. Горбенко, Р. Ю. Турна, Э. Р. Решитов, 2019 АЕРОГІДРОДИНАМІКА ТА ТЕПЛОМАСООБМІН ISSN 0131–2928. Проблеми машинобудування, 2019, Т. 22, № 1 67.0 69.0 045.0 746.0 PrJaBo5.78               ρ ρ ⋅= − L v L L TP h h , где hTP – коэффициент теплоотдачи при недогретом кипении, Вт/(м 2 ·К); hL – коэффициент теплоотдачи при вынужденной конвекции, Вт/(м 2 ·К); fgf rG q =Bo – число кипения; fg subpL r Tc ∆ =Ja – число Якоба; ρL – плотность жидкой фазы, кг/м 3 ; ρv – плотность паровой фазы, кг/м 3 ; PrL – число Прандтля жидкой фазы; Плотность теплового потока определяется по температурному напору ( )satw TT − и, соответст- венно, будет ( )satwTP TThq −= . Здесь Tw – температура стенки; К; Tsat – температура насыщения, К. Существуют и другие корреляции для расчета коэффициента теплоотдачи при недогретом ки- пении, которые имеют сходную структуру. Так, в работе [2] предложена корреляция в следующем виде: ( ) 032.7 811.1 354.0729.0 PrJaBo542.14exp L v L L TP h h       ρ ρ ⋅= − . Основными недостатками корреляций 1-й группы является то, что они не могут использо- ваться во всей области недогретого кипения, т. к. число Якоба при уменьшении недогрева 0Ja → . Как результат ∞→ L TP h h . Кроме того, правая часть корреляций не стремится к единице в точке пере- хода от теплообмена при вынужденной конвекции к теплоотдаче при недогретом кипении. К расчетным алгоритмам 2-й группы условно можно отнести модель, описанную в работе [3]. Для учета влияния на интенсивность теплоотдачи вынужденного движения автор рассматри- вает три зоны, границы которых определяются отношением коэффициентов теплоотдачи при разви- том пузырьковом кипении и вынужденной конвекции жидкости L q h h A = , где hq – коэффициент теп- лоотдачи при развитом пузырьковом кипении, Вт/(м 2 ·К). Зона#1, 5.0< L q h h , LTP hh = – кипение не влияет на теплообмен. Интенсивность теплопереда- чи полностью определяется конвекцией жидкости. Зона#2, 2> L q h h , qTP hh = – интенсивность теплоотдачи полностью определяется кипением в большом объеме; вынужденная конвекция не влияет на теплообмен. Зона#3, 25.0 ≤≤ L q h h – область кипения с взаимным влиянием конвективного теплообмена и теплообмена при развитом кипении; выражение для коэффициента теплоотдачи описывается интер- поляционной формулой qL qL LTP hh hh hh − + = 5 4 . Несмотря на то, что данный алгоритм предложен для расчета интенсивности теплообмена при кипении насыщенной жидкости, он также может быть использован и для анализа интенсивности теп- лопередачи при кипении с недогревом. Плотность теплового потока при недогретом кипении пред- ложено определять по формуле ( )satwTP TThq −= . Другие методы определения интенсивности теплоотдачи при кипении недогретой жидкости основаны на суперпозиции составляющих теплопередачи. Такой подход был предложен для опреде- ления коэффициента теплоотдачи при развитом пузырьковом кипении в работе [4] и затем модифи- цирован для случая недогретого кипения. Один из таких методов проанализирован в работе [5], в ко- торой рассматривается теплообмен при кипении, в том числе и в недогретой жидкости, в трубах и кольцевых каналах. Достоинство метода в том, что зоны различных механизмов теплопередачи пред- AEROHYDRODYNAMICS AND HEAT-MASS EXCHANGE ISSN 0131–2928. Journal of Mechanical Engineering, 2019, vol. 22, no. 1 варительно специально не выделяются. Коэффициент теплоотдачи определяется методом суперпози- ции двух составляющих теплообмена: конвективная составляющая и составляющая от кипения. Ко- эффициент теплоотдачи при недогретом кипении в этом случае будет [6] ( ) ( )222 qLTP ShFhh += . Таким образом, коэффициент теплоотдачи определяется соотношением между различными механизмами теплообмена. Например, конвективная составляющая будет превалировать над состав- ляющей кипения, если LFh будет намного большей, чем qSh , и наоборот. Авторы работы указывают, что в случае недогретого кипения температурные напоры для конвективной составляющей и составляющей от кипения разные. Поэтому уравнение для плотности теплового потока представляется в виде ( ) ( )22 sqbLpb TShTFhq ∆+∆= , (1) где qpb – плотность теплового потока при недогретом кипении, Вт/м 2 ; Lwb TTT −=∆ – разность темпе- ратур стенки и недогретой жидкости, К; satws TTT −=∆ – разность между температурой стенки и тем- пературой насыщения, К. Так как коэффициент теплоотдачи при пузырьковом кипении зависит от плотности теплового потока, то авторы представляют уравнение (1) как ( ) 2 3 22       ∆+∆= spbpbLpb TqSATFhq . Затем уравне- ние записывается в виде кубического уравнения 012 * 3 * =−− Cqq относительно безразмерного пара- метра 2 3 *       = L pb q q q . Здесь bLL TFhq ∆= и 3 4 2 L bL sp q TFh TSA C       ∆ ∆ = . Таким образом, если известна геометрия канала, массовый расход, температура стенки wT , температура LT и температура насыщения satT , то, решая кубическое уравнение, находим q и затем определяем коэффициент теплоотдачи при недогретом кипении 2 3 qFhh LTP = . Если же задана плотность теп- лового потока pbq , то, разрешив урав- нение (1) относительно температурно- го напора между стенкой и объемом жидкости Lwb TTT −=∆ , получим ( )( )     −+++ + − =∆ 1111 1 22 2 qpbp bp bsat b AA A TT T , где q L bp Sh Fh A = и ( )Lsatq pb qp TTSh q A − = . Окончательно коэффициент теплоот- дачи при недогретом кипении будет b TP TP T q h ∆ = . В работе [7] также использует- ся метод суперпозиции, но в упрощен- ной форме. Сущность метода иллюст- рирует рис. 1. Рис. 1. Зависимость ( )wpb Tfq = в соответствии с моделью [7] АЕРОГІДРОДИНАМІКА ТА ТЕПЛОМАСООБМІН ISSN 0131–2928. Проблеми машинобудування, 2019, Т. 22, № 1 При увеличении теплового по- тока температура стенки изменяется вдоль линии ABD, которая соответст- вует конвективному теплообмену. Теп- ловой поток в этом случае ( )LSPLwLSPL TThq −= , . При достижении температурой стенки точки начала ки- пения ONBT (точка D на рис. 2), на стенке начинают формироваться паро- вые пузыри, коэффициент теплоотдачи возрастает и температура стенки скач- кообразно уменьшается (точка D'). При дальнейшем увеличении теплового потока изменение темпера- туры характеризуется кривой D'EF. Точка Е соответствует началу полно- стью развитого пузырькового кипения. Рис. 2. Доля теплоты при однофазной конвекции при различном недогреве [7] Температурный напор в зависимости от плотности теплового потока в этом случае может быть пред- ставлен обобщенной зависимостью n SCBsatSCBw qTT ψ=−, . В соответствии с предложенной моделью точка начала недогретого кипения «Subcooled Boil- ing (SCB)» (точка D на рис. 1) определяется пересечением кривых ABD и CDE, то есть из условия SCBwSPLw TT ,, = следует, что n pbsat L pb L qT h q T ψ+=+ . В результате недогрев в точке начала кипения ( ) n pb L pb ONBONBLsat q h q TTT ψ−=∆=− . (2) Положение точки Е, соответствующей полностью развитому пузырьковому кипению, опреде- ляется как DE qq 4.1= [8]. Или, по аналогии с уравнением (2) ( ) n L pb L pb FDBLsatFDB h q h q TTT       ψ−      =−=∆ 4.14.1 . Рассчитанные значения недогрева жидкости до температуры насыщения ( )Lsatsub TTT −=∆ ис- пользуются для определения границ различных механизмов теплообмена. Для этого предложено ис- пользовать зависимость доли теплового потока при конвекции от общего теплового потока от недог- рева (см. рис. 2). На рис. 2 выделены следующие зоны (на графике недогрев возрастает справа налево): – если недогрев больше, чем ONBsub TT ∆>∆ , теплоотдача характеризуется однофазной конвек- цией, даже если satw TT > . – если недогрев ONBsubFDB TTT ∆<∆≤∆ , конвективный тепловой поток и тепловой поток при кипении определяются с учетом диаграммы на рис. 3 (пунктирная линия между точками ONB и FDB). – если недогрев FDBsub TT ∆≤∆ , то 0.0=SPLq и интенсивность теплопередачи определяется только кипением. Аналогичный метод (метод суперпозиции) предложен в [9], в соответствии с которым SCBSPLpb qqq += . Тепловой поток при однофазной конвекции находится как ( )LwLSPL TThq −= . Сле- довательно, тепловой поток при кипении SPLpbSCB qqq −= . В статье коэффициент теплоотдачи или температурный напор определяются по величине SCBq , с использованием одной из корреляций для теплообмена при пузырьковом кипении. Так, в рассматриваемой работе использовано соотношение AEROHYDRODYNAMICS AND HEAT-MASS EXCHANGE ISSN 0131–2928. Journal of Mechanical Engineering, 2019, vol. 22, no. 1 ( ) ( ) 7.133.0       µ         ρ−ρ σ µ = − L LpL vLfgL SCB sf fg satwpL k c gr q C r TTc . Выражение для расчета интенсивности теплообмена при кипении в общем случае можно представить в виде n satw SCB TT q 1       ψ − = . Из этого соотношения и соотношения ( )bwLSPL TThq −= нахо- дим температуру стенки wT , решая трансцендентное уравнение ( ) n satw bwLpb TT TThq 1       ψ − +−= отно- сительно wT . Задавая температурный напор, например satwsat TTT −=∆ , определяем коэффициент те- плоотдачи при недогретом кипении sat SCB TP T q h ∆ = . Следующая модель является продолжением модели [9] и описана в работе [10]. Сущность ме- тода иллюстрирует рис. 3. В соответствии с моделью тепловой поток при недогретом кипении 2 1 2 " 11                         −+= SCB C SPL SCB SPLpb q q q q qq . Тепловой поток " C q , соответствующий точке C", определяется исходя из уравнения кривой кипения n CsatONBw qTT ", ψ=− при температуре стенки, равной температуре начала кипения ONBT . Для определения точки начала кипения в работе предложены следующие эмпирические соотношения: ( ) 2 12 1 Pr 8 ONBL vLfg sat ONBsatwONB q kr T TTT ⋅         ρ σ =−=∆ . Тепловой поток при этом [ ]subONBLONB TThq ∆+∆= . В работе [11] предложено кри- вую между точками C и E (см. рис. 3) аппроксимировать степенной зависимо- стью ( )m satwpb TTbaq −+= . Константы a, b, m определяются как ( ) ( )mCsat m Esat cE TT qq b ,, ∆−∆ − = , ( )m Csatc Tbqa ,∆−= , pbpqnm += , CE qq p − − = 1 3.0 1 и Cpqn −= 1 . Предложенная интерполяция обеспечивает гладкий переход от одного режима теплообмена к другому. Кроме того, наклон кривой изменяется при уве- личении температуры стенки, что соответ- ствует физической картине увеличения интенсивности теплообмена при росте количества центров парообразования. Рис. 3. Зависимость ( )wpb Tfq = в соответствии с моделью [10] АЕРОГІДРОДИНАМІКА ТА ТЕПЛОМАСООБМІН ISSN 0131–2928. Проблеми машинобудування, 2019, Т. 22, № 1 Для расчета тепловых потоков в точках С и Е автор предлагает свои собственные корреляции. Так, например, тепловой поток при развитом пузырьковом кипении (точка Е) определяется по фор- муле ( )[ ] 3.0 1 , 7.0 1058 EsatLflfgE ThFrmq ∆⋅= − . Тепловой поток в точке начала кипения (точка С) находится по соотношениям [12, 13] ( ) ( )         −σ ∆ ++ −σ =∆ LLvsat subfgL fgL LLvsat Csat hvvT Trk rk hvvT T 2 11 4 , ( ) [ ]2, 8 Csat Lvsat fgL C T vvT rk q ∆ −σ = . Анализ моделей При анализе проведем сравнение различных моделей теплопередачи при кипении недогретой жидкости с экспериментальными данными (см. рис. 4). Модели, осно- ванные на безразмер- ных корреляциях Moles&Shaw и др., не рассматриваются ввиду их недостатков, пред- ставленных выше. Эксперимен- тальные данные получе- ны авторами статьи при исследовании течения аммиака в обогреваемом цилиндрическом канале диаметром d=6,9 мм, длиной L=150 мм. В экс- периментах недогрев на входе в канал равнялся ∼5 К, температура на- сыщения Tsat=61–65 °C, массовый расход m=7,5 г/с, плотность теплового потока q=5–18 Вт/см 2 . Рис. 4. Сравнение экспериментальных результатов с результатами, полученными по разным моделям теплообмена при недогретом кипении Выводы 1. Основными недостатками корреляций, основанных на простых безразмерных соотношени- ях, является то, что они не могут использоваться во всей области недогретого кипения, т. к. при уменьшении недогрева 0Ja → , в результате ∞→ L TP h h . Кроме того, правая часть корреляций не стремится к единице в точке перехода от теплообмена при вынужденной конвекции к теплоотдаче при недогретом кипении. 2. Не указано, к какому температурному напору относится коэффициент теплоотдачи. 3. Среди моделей, основанных на суперпозиции, наилучшее совпадение с экспериментальными результатами дает модель Rohsenow. Данная модель еще и наиболее проста по сравнению с другими. 4. Модели Лабунцова и Liu&Winterton дают заниженные значения температуры стенки. Кро- ме того, недостаток модели Лабунцова заключается в том, что она требует задания границ теплооб- мена, которые необходимо выбирать и обосновывать для каждой жидкости и диапазона параметров течения. AEROHYDRODYNAMICS AND HEAT-MASS EXCHANGE ISSN 0131–2928. Journal of Mechanical Engineering, 2019, vol. 22, no. 1 5. Недостаток моделей Kandlikar, Bergles&Rohsenow состоит в том, что для их реализации не- обходимо знать температуру стенки в точке начала кипения. Для поиска этой температуры исполь- зуются эмпирические соотношения, которые также нуждаются в обосновании. 6. Сравнение с экспериментальными данными показало, что все рассмотренные модели опи- сывают теплообмен при недогретом кипении аммиака в цилиндрических трубах в указанном выше диапазоне параметров с большой погрешностью. Поэтому модели должны быть или уточнены, или необходима разработка новых моделей. Литература 1. Shaw F. D. Boiling heat transfer to subcooled liquids under the conditions of forced convection. Trans. Inst. Chem. Eng. 1972. No. 50. P. 76–84. 2. Prodanovic V. Bubble Behavior in Flow Boiling at Low Pressures and Flow Rates. A thesis submitted in partial ful- filment of the requirements for the degree of doctor of philosophy. The University of British Columbia, 2001. P. 179. 3. Физические основы энергетики. Избранные труды по теплообмену, гидродинамике, термодинамике. М.: Моск. энерг. ин-т, 2000. – 388 с. 4. Chen J. C. A correlation for boiling heat transfer to saturated fluids in convective flow. Proc. of 6 th National Heat Transfer Conf. August 11–14, 1963. Boston, USA. ASME preprint 63-HT-34. 5. Winterton Z. L. A General Correlation for Saturated and Subcooled Flow Boiling in Tubes and Annuli, based on a Nucleate Pool Boiling Equation. Int. J. Heat Mass Transfer. 1991. Vol. 34, No. 11. P. 2759–2766. https://doi.org/10.1016/0017-9310(91)90234-6 6. Kutateladze S. S. Boiling Heat Transfer. Int. J. Heat Mass Transfer. 1961. No. 5. P. 31–45. https://doi.org/10.1016/0017-9310(61)90059-X 7. Bowring R. W. Physical Model Based on Bubble Detachment and Calculation of Steam Voidage in the Sub- cooled Region of a Heated Channel. HPR-10, Institutt for Atomenergi, Halden, Norway, 1962. 8. Engelberg-Forster K. Heat transfer to a boiling liquid - mechanism and correlations. Trans. ASME J. Heat Transfer. 1959. Ser. C. No. 81. P. 43–53. 9. Rohsenow W. M. A method of correlating heat transfer data for surface boiling of liquids. Trans. ASME J. Heat Transfer. 1952. No. 74. P. 969. 10. Bergles A. E. The determination of forced convection surface boiling heat transfer. Proc. of 6 th National Heat Transfer Conf. August 11–14, 1963. Boston, USA. ASME Paper 63-HT-22. 11. Kandlikar S. G. Heat Transfer Characteristics in Partial Boiling, Fully Developed Boiling, and Significant Void Flow Regions of Subcooled Flow Boiling. J. Heat Transfer. 1998. Vol. 120. P. 395–401. https://doi.org/10.1115/1.2824263 12. Hsu Y. Y. On the Size Range of Active Nucleation Cavities on a Heating Surface. ASME J. Heat Transfer. 1962. Vol. 84. P. 207–216. https://doi.org/10.1115/1.3684339 13. Sato T. On the Conditions of Incipient Subcooled Boiling with Forced Convection. Bulletin JSME. 1964. Vol. 7. No. 26. P. 392–398. https://doi.org/10.1299/jsme1958.7.392 Поступила в редакцию 30.11.2018

Heat Transfer During Subcooled Boiling in Tubes (A Review)

Institution

Similar Items