Общие положения
Теплогидравлические процессы в парогенерирующих каналах отличает многообразие режимов течения и физических механизмов переноса тепла. Переход от однофазного движения жидкости на входе в канал к однофазному течению пара на выходе из него происходит через ряд промежуточных состояний с более или менее ярко выраженными границами между ними. На рис. 3.2 схематично изображена последовательность различных состояний потока воды/пара в обогреваемом канале. Для простоты на рисунке показана эволюция потока при постоянной тепловой нагрузке по длине. При не слишком высоких плотностях теплового потока (рис. 3.2, а) чисто однофазная конвекция жидкости (участок 1) сменяется сначала поверхностным кипением недогретой до t, жидкости (участок 2), затем объемным пузырьковым кипением парожидкостной смеси (участки 3—5). В области объемного кипения структура двухфазного потока претерпевает изменения от пузырьковой (участок 3) до дисперсно-кольцевой (участок 5) через промежуточную, пробковую (снарядную) структуру (участок 4). В горизонтальных каналах при малых скоростях потока возможно возникновение расслоенного течения, разделяющего пузырьковую и дисперсно-кольцевую области.
Рис. 3.2. Структура потока и режимы теплообмена при умеренных (а) и высоких тепловых нагрузках (б)
При достижении некоторого паросодержания, называемого критическим (граничным), концентрация жидкой фазы уже недостаточна для поддержания сплошной пленки жидкости на стенке, и дисперсно-кольцевая структура потока сменяется дисперсной (участок 6). Эта область носит название зоны ухудшенного теплообмена, связанная с резким уменьшением коэффициентов теплообмена по сравнению с предшествующей областью. После полного испарения капель жидкости в результате их выпадения на стенку и взаимодействия с перегретым паром имеет место однофазная конвекция пара (участок 7).
При больших тепловых потоках (рис. 3.2, б) ухудшение теплообмена может наступать при низких относительных энтальпиях, вплоть до отрицательных. В этом, случае возможно образование обращенной кольцевой структуры потока, когда вдоль стенок канала движется паровой слой, а в ядре потока — парожидкостная смесь. В остальном структура потока при высоких тепловых нагрузках аналогична рассмотренной при относительно малых плотностях теплового потока.
Теплогидравлические процессы в однофазных потоках изучены достаточно хорошо. Их расчет обычно не вызывает затруднений, за исключением особых случаев сложной геометрии. Достаточно хорошо изучены и процессы кипения в равновесных потоках, когда разность температур жидкой и паровой фаз незначительна. Сложнее обстоит дело в неравновесных потоках — кипение недогретой до ts жидкости и, особенно, охлаждение поверхности дисперсным потоком жидкости. В первом случае удается построить достаточно точные соотношения для коэффициентов теплообмена, используя предельные переходы от чистой конвекции к развитому кипению. В случае теплообмена в дисперсных потоках сложность протекающих процессов приводит к тому, что расчетные рекомендации могут иметь погрешность, достигающую сотен процентов. Этой области парогенерирующего канала мы уделим большее внимание.
Для правильного анализа теплогидравлических процессов в двухфазных потоках большое значение имеет достаточно точное определение границ, разделяющих различные режимы теплообмена или структуры потока. Имеется большое количество рекомендаций, но необходимо быть весьма внимательным при выборе той или иной из них. Практически все имеющиеся рекомендации являются чисто эмпирическими, и их применение за пределами границ экспериментального обоснования недопустимо.
Теплообмен и трение при течении однофазных жидкости и пара в прямых трубах и винтовых змеевиках
Наиболее часто в практических расчетах коэффициентов теплоотдачи к потоку воды используется соотношение
(3.30) в котором Ct — температурная поправка, определяемая зависимостями: Ct= (μ/μст)0,11—при нагревании; Ct=(р/рст)0,25 — при охлаждении.
Формула (3.30) справедлива в диапазоне Rc=104-106. Коэффициент теплоотдачи к потоку пара
(3.31)
Эта зависимость соответствует экспериментальным данным при развитом турбулентном течении перегретого пара в области давлений от 0,2 до 22 МПа и v/vст = 0,54-1,9 и отражает [13] особенности изменения теплофизических свойств с температурой.
При движении в винтовых змеевиках в результате формирования вторичных течений в виде парного вихря теплоотдача несколько интенсивнее, чем в прямых трубах [14]. Простейшая зависимость, отражающая влияние кривизны канала на интенсивность теплообмена при турбулентном течении, имеет вид
(3.32)
где Nu0 — число Нуссельта при течении в прямой трубе; D — диаметр навивки змеевика. Лучшую точность обеспечивает формула
(3.33)
При достаточно большом шаге навивки змеевика необходимо учитывать влияние последнего на теплоотдачу. Это достигается использованием вместо диаметра навивки эффективного диаметра, характеризующего действительную кривизну канала:
(3.34)
Наиболее общей зависимостью, обеспечивающей расчет коэффициентов теплоотдачи в прямых трубах и змеевиках, является известная формула Б. С. Петухова [15]:
(3.35) в которой ξ — коэффициент сопротивления трения, определяемый для соответствующих условий.
При развитом турбулентном течении в прямых гладких трубах
(3.36)
При развитом турбулентном течении в прямых шероховатых трубах
(3.37)
При развитом турбулентном течении в змеевиках
(3.38) где ξ0 — коэффициент сопротивления трения в прямой трубе. Использование формулы (3.35) обеспечивает предельный переход от теплообмена в змеевиках к теплообмену в прямых трубах при увеличении диаметра навивки.
