1. На главную
  2. Электронные версии
  3. Теплоэнергетика
  4. № 8, 2022

Теплоэнергетика, 2022, № 8, стр. 50-55

Экспериментальное исследование влияния упругой деформации пластин на сопротивление трения пластинчатых теплообменных аппаратов

А. С. Матяш a, *, В. Д. Лычаков a, **, Е. С. Закира b, ***

a Научно-производственное объединение по исследованию и проектированию энергетического оборудования им. И.И. Ползунова (НПО ЦКТИ)
191167 Санкт-Петербург, Атаманская ул., д. 3/6, Россия

b ООО “Завод Электросевкавмонтажиндустрия”
350080 г. Краснодар, ул. Демуса, д. 11, лит. А, Россия

* E-mail: matyash-93@yandex.ru
** E-mail: vitalyl@yandex.ru
*** E-mail: e.zakira@zeskmi.ru

Поступила в редакцию 19.08.2021
После доработки 12.12.2021
Принята к публикации 22.12.2021

Полный текст (PDF)

Аннотация

Для экспериментального определения коэффициента сопротивления трения на крупномасштабном стенде проведены испытания разборных пластинчатых теплообменных аппаратов (ТА) двух типоразмеров с пакетами пластин трех типов (всего пять конфигураций), различающихся углом наклона шевронной поверхности пластин. В качестве теплоносителя при испытаниях использовалась вода. Получена зависимость коэффициента сопротивления трения от числа Рейнольдса, а также значения критического числа Рейнольдса, соответствующего переходу от ламинарного режима течения к турбулентному. Обнаружено различие до нескольких раз в экспериментальных значениях коэффициента сопротивления трения для одной и той же испытуемой модели ТА при близких числах Рейнольдса. Полученные данные удалось разделить на две группы, в которые вошли близкие значения коэффициента сопротивления трения. Сделан вывод, что существенный разброс экспериментальных данных обусловлен упругой деформацией пластин, вызванной перепадом давления между контурами теплообменника. Благодаря введению коэффициента деформации уточнена зависимость коэффициента сопротивления трения от числа Рейнольдса, показавшая хорошую сходимость полученных результатов, объединенных в одну группу. Уточненный алгоритм обработки экспериментальных данных позволил определить коэффициенты и показатели степени, входящие в критериальные формулы для расчета сопротивления трения в переходном и турбулентном режимах течения. Для каждой конфигурации ТА уточнены значения критического числа Рейнольдса. Зависимости упругой деформации от размера и типа рифления шевронной поверхности не установлено. Предполагаемая причина возникновения деформации, выявленная после разборки испытанных моделей, – разные глубины штамповки шевронной поверхности и механического ограничителя деформации.

Ключевые слова: теплообменные аппараты, разборные пластинчатые теплообменники, коэффициент сопротивления трения, гидравлические потери, упругая деформация

При создании пластин новых типов [1], предназначенных для пластинчатых теплообменных аппаратов [2–6], одним из важных этапов является проведение теплогидравлических испытаний, которым, как правило, подвергают несколько образцов пластин, имеющих различные типоразмеры и виды рифления шевронной поверхности.

Цель работы − проведение испытаний для подтверждения и последующего уточнения описанных в литературе [7–12] методик расчета коэффициента сопротивления трения серийных пластинчатых ТА.

ИСПЫТАТЕЛЬНЫЙ СТЕНД

Испытания всех образцов разборных пластинчатых теплообменных аппаратов с целью определить зависимость коэффициента сопротивления трения от числа Рейнольдса проведены на оборудовании комплексного стенда КС 10 606 Испытательного центра энергетического оборудования (ИЦЭО) ОАО НПО ЦКТИ. Схема экспериментального участка представлена на рис. 1. Теплоноситель в обоих контурах ТА (нагреваемая и охлаждаемая среда) – вода. При проведении исследований для каждого из ТА измерялись следующие параметры:

Рис. 1.

Схема испытательного участка. 1 – теплообменный аппарат; 2 – циркуляционный насос; 3 – регулируемые электронагреватели; 4 – расходомеры; 5 – насос для повышения давления; 6 – регулирующие клапаны; 7 – подвод водопроводной воды; 8 – слив воды в канализацию

расход воды в первом (G1) и втором (G2) контуре ТА;

избыточное давление на входе в первый (p1) и второй (p2) контуры;

температура воды на входе в первый (t1вх) и второй (t2вх) контуры ТА и на выходе из них (t1вых, t2вых);

потери давления между входом и выходом из первого (Δp1) и второго (Δp2) контуров.

На входе в ТА и на выходе из него для стабилизации потока были предусмотрены прямые участки трубопроводов длиной 1000 мм. Отборы для измерения давления размещались на расстоянии 200 мм от плоскости входного патрубка и на расстоянии 600 мм от выходного патрубка. Течение воды через ТА ‒ нестабилизированное. Потери давления при реальной эксплуатации подобных ТА с аналогичными пластинами могут отличаться от полученных экспериментальных значений ввиду коллекторного эффекта внутри ТА, а также различной формы входных и выходных трубопроводов (конфигурации подводящего и отводящего трубопроводов). Все параметры регистрировались с частотой 1 Гц. Для расширения объема полученных опытных данных и сокращения затрат времени на эксперимент и расхода энергоносителей (воды и электроэнергии) одновременно испытывались ТА двух типоразмеров (ТА1 и ТА2). Через оба контура ТА1 вода проходила с постоянным расходом, определяемым производительностью циркуляционного насоса. В ТА2 через первый контур вода протекала с тем же расходом, что и через оба контура ТА1, а через второй – уже с другим расходом.

Среднеквадратические погрешности измерений (СКО) составляли, %:

Абсолютное давление ............................0.77
Потери давления ....................................1.4
Температура ...........................................0.7
Расход .....................................................0.5

ОПИСАНИЕ ИСПЫТАННЫХ МОДЕЛЕЙ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ

Теплообменный аппарат состоит из двух неподвижных опорных плит, между которыми располагается пакет теплообменных пластин. В ходе эксперимента были испытаны ТА двух различных типоразмеров. Пластины, входящие в пакеты трех типов (далее обозначения указаны в скобках), различались наклоном шевронной поверхности:

с острым углом наклона (LL);

с тупым углом наклона (HH);

с чередованием острого и тупого углов (HL).

Модель ТА1 поочередно собиралась и испытывалась с пакетами пластин всех трех типов, а модель ТА2 ‒ только с пакетами HH и HL.

Геометрические характеристики ТА двух типоразмеров приведены в табл. 1. В экспериментах движение сред было противоточным, по каждому из контуров осуществлялся один ход. Контур, формируемый совокупностью нечетных межпластинчатых полостей (со стороны неподвижной опорной плиты), условно назывался первым, совокупность четных – вторым. Диапазоны полученных экспериментальных данных приведены в табл. 2.

Таблица 1.  

Характеристики теплообменных аппаратов

Характеристика ТО1 ТО2
Число пластин 21 9
Число каналов в одном контуре nкан 10 4
Диаметр присоединительного патрубка 100 300
Высота между центрами верхнего и нижнего патрубков L, м 0.719 1.494
Площадь поверхности теплообмена одной пластины, м2 0.232 1.070
Гидравлический диаметр канала dг, м 4.18 × 10–3 5.56 × 10–3
Площадь поперечного сечения канала Fпр, м2 0.85 × 10–3 2.70 × 10–3
Глубина прессовки, м    
шевронной части пластины 1.8 × 10–3 3.0 × 10–3
ограничительных поверхностей 2.3 × 10–3 3.4 × 10–3
Таблица 2.  

Диапазоны параметров при проведении испытаний пяти конфигураций теплообменных аппаратов

Параметр ТО1 ТО2
Тип рифления шевронной части HH HL LL HH HL
p1, кПа (абс.) 167–435 193–503 251–619 213–467 298–629
G1, кг/с 0.342–4.250 0.938–3.990 1.95–2.57 1.16–4.23 0.954–4180
Δp1, кПа 0.515–49.100 1.64–38.40 1.82–6.60 4.48–69.30 0.303–25.400
t1вх, °С 2.9–14.7 6.8–15.3 31.2–76.5 6.3–12.8 6.3–113.8
t1вых, °С 2.8–14.5 3.7–9.9 13.5–53.8 3.1–9.1 3.8–80.7
p2, кПа (абс.) 101–425 189–547 251–619 127–476 201–811
G2, кг/с 0.224–7.880 0.302–6.190 1.06–3.91 0.311–3.850 0.218–7.760
Δp2, кПа 0.232–54.100 4.01–86.90 0.772–15.400 0.440–62.500 0.428–88.200
t2вх, °С 1.8–15.2 2.8–3.3 1.5–1.7 1.9–4.5 2.9–71.5
t2вых, °С 1.8–14.5 3.7–8.8 11.8–55.2 4.2–10.9 4.0–97.0

АЛГОРИТМ ОБРАБОТКИ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ

В целях определения зависимости коэффициента сопротивления трения ξ от числа Рейнольдса, а также уточнения критического числа Рейнольдса (в литературе, например в [13], как правило, принимается Reкр = 2000), при достижении которого режим течения изменяется с ламинарного на турбулентный, обработка экспериментальных данных проводилась по следующей методике.

Скорость движения воды определялась как

$w = \frac{G}{{\rho {{F}_{{пр}}}{{n}_{{кан}}}}},$
где G – массовый расход воды, кг/с; ρ – средняя плотность воды, кг/м3; Fпр = Bh – площадь поперечного сечения одного канала, м2; B, h – условные ширина и высота канала соответственно, м.

Коэффициент сопротивления трения в канале вычислялся по формуле

$\xi = \frac{{2\Delta p{{d}_{г}}}}{{\rho {{w}^{2}}L}},$
где L – высота канала между центрами патрубков, м; $\Delta p$ – потери давления при движении среды в контуре, Па; dг – гидравлический диаметр канала, м.

На основании анализа экспериментально полученной зависимости коэффициента сопротивления трения от числа Рейнольдса можно вывести расчетные соотношения вида ${{А}_{1}}{{\operatorname{Re} }^{{{{n}_{1}}}}}$ и ${{А}_{2}}{{\operatorname{Re} }^{{{{n}_{2}}}}}$ (A1 и A2 – эмпирические коэффициенты) для переходного и турбулентного режима течения соответственно, а также найти значение Reкр.

РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТОВ И ИХ АНАЛИЗ

В процессе обработки опытных данных было обнаружено различие в экспериментальных значениях коэффициента сопротивления трения для одной и той же испытуемой модели ТА при близких числах Рейнольдса до нескольких раз. В ходе обработки были сформированы две группы данных, различавшихся коэффициентом сопротивления трения и критическим числом Рейнольдса.

В связи с этим был проведен анализ влияния различных факторов на коэффициенты сопротивления трения в каждом из контуров, при этом особое внимание было обращено на влияние перепада давления между контурами. Результаты обработки экспериментальных данных, полученных при испытаниях ТА1 с пакетом пластин LL, приведены на рис. 2.

Рис. 2.

Зависимость коэффициента сопротивления трения ξ от числа Рейнольдса. Первый контур: 1 – p1 > p2; 2 – p1 < p2; второй контур: 3 – p1 > p2; 4 – p1 < p2

В итоге была выдвинута гипотеза о наличии упругой деформации пластин при воздействии на них перепада давления между контурами, которая приводит к изменению площади проходного сечения каналов. При постоянном расстоянии между стяжными плитами высота канала с бо́льшим давлением среды (h1) увеличивается под действием сил, возникающих из-за разности давлений между контурами, а высота канала, в котором давление ниже (h2), − уменьшается. Ширина пластины остается постоянной, так как пластина ограничена уплотнительными прокладками и ребрами жесткости по краям. До воздействия перепада давления между контурами высота каналов одинакова, т.е. h1 = h2 = h; после воздействия ‒ высота каналов, находящихся под большим давлением, увеличивается до hрасш, а высота каналов с меньшим давлением уменьшается до hсж. На рис. 3 приведена схема упругой деформации для случая, когда давление среды в первом контуре больше, чем давление среды во втором контуре.

Рис. 3.

Принципиальная схема упругой деформации пластин. Взаимное расположение пластин: а – до воздействия перепада давления; б – при давлении среды в первом контуре большем, чем во втором контуре. Высота: h – канала до деформации; hрасш – “расширенного” канала; hсж – “сжатого” канала

Анализ зависимости коэффициента сопротивления трения от перепада давления между контурами, проведенный ранее авторами данной статьи и описанный в [14], показал, что предельная деформация каналов достигается при небольшом перепаде давления (не более 20 кПа), что зачастую соизмеримо с потерями давления в канале, т.е. степень деформации канала может различаться по длине, а подобные режимы эксплуатации редко встречаются при реальной эксплуатации ТА. В связи с этим основная задача данной работы – определение предельной деформации и необходимых поправок к методике расчета сопротивления трения.

Учесть упругую деформацию пластин можно путем введения поправочного коэффициента деформации, описывающего изменение площади проходного сечения канала под воздействием перепада давления между контурами. Для сопротивления трения авторами был введен коэффициент деформации kд, который определялся по соотношению

${{h}_{{сж}}} = \left( {1 - {{k}_{д}}} \right)h.$

Принимая во внимание, что общая глубина пакета пластин (расстояние между опорными плитами) остается неизменной, а также учитывая наличие двух концевых плит большой толщины, можно заключить, что уменьшение площади проходного сечения всех четных каналов приводит к обратно пропорциональному изменению площади поверхности всех нечетных каналов, следовательно,

${{h}_{{расш}}} = \left( {1 - {{k}_{д}}} \right)h.$

После введения поправочного коэффициента равного 0.2 был повторно выполнен расчет коэффициента сопротивления трения уже с учетом kд. Зависимость коэффициента сопротивления трения от числа Рейнольдса, определенная по уточненной методике, приведена на рис. 4. Как показывает этот рисунок, введение kд улучшило сходимость экспериментальных данных.

Рис. 4.

Зависимость коэффициента сопротивления трения ξ от числа Рейнольдса после перерасчета по уточненной методике. Первый контур: 1 – p1 > p2; 2 – p1 < p2; второй контур: 3 – p1 > p2; 4 – p1 < p2. Сплошная линия – результаты расчета по полученному соотношению; штриховые линии − диапазон допустимых отклонений ±6%

Аналогичным образом была проведена обработка экспериментальных данных, полученных при испытаниях ТА остальных четырех конфигураций. Все значения параметров, входящих в формулы ${{А}_{1}}{{\operatorname{Re} }^{{{{n}_{1}}}}}$ и ${{А}_{2}}{{\operatorname{Re} }^{{{{n}_{2}}}}},$ а также Reкр и kд, обеспечивающие наилучшую сходимость данных, и максимальные отклонения экспериментальных значений от вычисленных по соотношению для турбулентного режима течения (δpр max) приведены в табл. 3.

Таблица 3.  

Результаты испытаний теплообменных аппаратов

Параметр ТО1 ТО2
Тип рифления шевронной части HH HL LL HH HL
A1 32.296 291.12 19.584 17.992 9.3692
n1 –0.491 –0.801 –0.515 –0.304 –0.301
A2 2.632 3.64 1.508 4.224 1.8852
n2 –0.099 –0.196 –0.143 –0.091 –0.078
Reкр 600 1400 1000 900 1300
kд 0.42 0.35 0.20 0.21 0.14
δpр max, % 17 10 6 9 17

После завершения испытаний была произведена разборка образцов на составные элементы с целью выявить причины возникновения деформации. При измерительном контроле была установлена разница между глубинами штамповки шевронной поверхности и механического ограничителя предельной деформации на боковой части пластины на уровне 0.3–0.4 мм. Вследствие этого шевронные поверхности пластин не соприкасаются, что позволяет пластинам изгибаться под воздействием перепада давления.

ВЫВОДЫ

1. На зависимости коэффициента сопротивления трения от критерия Рейнольдса в первом и втором контурах существенное влияние оказывает упругая деформация пластин, возникающая из-за воздействия на них перепада давления между контурами. Заметной зависимости коэффициента деформации от размера пластины и типа ее рифления не обнаружено.

2. Для предотвращения увеличения сопротивления трения в одном из контуров необходимо совершенствовать технологию изготовления пластинчатых теплообменных аппаратов путем измерения глубины штамповки различных участков теплообменных пластин.

Список литературы

  1. Гидродинамическая самоочистка пластинчатых теплообменников со сферическими выемками / В.В. Такмовцев, А.В. Ильинков, А.В. Щукин, И.Ш. Зарипов // Изв. вузов. Проблемы энергетики. 2016. № 9–10. С. 56–65.

  2. Семёнов И.Е. Новые технологии производства пластинчатых теплообменников // Сантехника. Отопление. Кондиционирование. 2016. № 12. С. 57–63.

  3. Khavin G., Babak T. Advantages of using channels with different corrugation height in the plate heat exchangers // Eastern-European J. Enterprise Technol. 2018. V. 1. Is. 8 (91). P. 33–38. https://doi.org/10.15587/1729-4061.2018.120546

  4. Емельянов А.Л., Кожевникова Е.В., Лопаткина Т.А. Трубчато-пластинчатые теплообменники (производители и основные характеристики) // Вестник Междунар. академии холода. 2011. № 2 (39). С. 17–28.

  5. Кузин С.А., Болдырева Н.А., Кравец С.Б. Эксплуатационная надежность пластинчатых теплообменников, применяемых на АЭС // Глобальная ядерная безопасность. 2021. № 1 (38). С. 75–83. https://doi.org/10.26583/gns-2021-01-07

  6. Lushchik V.G., Makarova M.S., Reshmin A.I. Plate heat exchanger with diffuser channels // High Temperature. 2020. V. 58. Is. 3. P. 352–359. https://doi.org/10.1134/S0018151X2003013X

  7. РД 26-01-107-86. Теплообменники пластинчатые. Методы тепловых и гидромеханических расчетов. Харьков, 1988.

  8. Барановский Н.В., Коваленко Л.М., Ястребеницкий А.Р. Пластинчатые и спиральные теплообменники. М.: Машиностроение, 1973.

  9. Обобщение данных по теплообмену и сопротивлению в каналах пластинчатых теплообменников / А.Л. Ефимов, М.Ю. Юркина, В.С. Глазов, В.С. Беляев, В.Д. Гришин // Вестник МЭИ. 2016. № 5. С. 72–82.

  10. Wang W., Makeev A., Povorov S. Thermal-hydraulic performance analysis cold side of the plate heat exchanger using water–water // Bull. Sci. Practice. 2018. V. 4. Is. 5. P. 263–276. https://doi.org/10.5281/zenodo.1246202

  11. Wang W., Makeev A., Povorov S. Experimental investigation on performances of plate heat exchanger’s cold side for lubrication/water - water heat transfer // Bull. Sci. Practice. 2018. V. 4. Is. 6. P. 170–178.

  12. Емельянов А.Л., Кожевникова Е.В. Аэродинамическое сопротивление воздушных трубчато-пластинчатых теплообменников // Вестник Междунар. академии холода. 2011. № 4 (41). С. 43–45.

  13. VDI Heat Atlas. 2nd ed. Berlin; Heidelberg: Springer-Verlag, 2010.

  14. Gasketed plate heat exchangers breathing effect / V.D. Lychakov, B.F. Balunov, S. Gusew, A.A. Shcheglov, A.S. Matyash, K.S. Starukhina, A.V. Zaytsev // J. Phys.: Conf. Ser. 2017. V. 891. Is. 1. P. 012201. https://doi.org/10.1088/1742-6596/891/1/012201

Дополнительные материалы отсутствуют.

Инструменты

следующая статья выпуска предыдущая статья выпуска содержание выпуска

Теплоэнергетика

Архивы выпусков Информация о журнале Отправить рукопись в журнал