Теплоэнергетика, 2022, № 3, стр. 63-71

ОРЕБРЕННЫЕ СБОРКИ ИЗ ЭЛЕМЕНТОВ КП 20

Известна оригинальная технология изготовления оребренных сборок из элементов КП 20 [1]. Эти элементы представляют собой стальную (сталь 08кп) пластину толщиной 0.4 мм, покрытую медной пленкой толщиной 0.025 мм. На пластинах методом штамповки вытянуты одна или две конусные горловины длиной 17 мм. Набор помещенных один в другой конусов после ряда технологических операций образует спаянную оребренную трубу внутренним/наружным диаметром (20/23 мм) с внутренней зубчатой поверхностью (рис. 1). Описание такой конструкции дано в [2]. Проведенные авторами настоящей статьи гидравлические испытания на разрыв трех двухтрубных сборок, содержащих по 109 прямоугольных элементов КП 20 (рис. 2), привели к разрыву сборок при давлениях 39.4, 40.3 и 40.1 МПа. Значения этих показателей равноценны аналогичным для “монолитных” стальных труб того же диаметра и с такой же толщиной стенки.

Рассматриваемые оребренные сборки обладают преимуществами по сравнению с известными прототипами:

контактное термическое сопротивление между ребрами и трубой под давлением отсутствует;

технологические выступы на внутренней поверхности трубы интенсифицируют теплоотдачу к этой поверхности;

поверхностный слой меди на ребрах повышает их среднюю теплопроводность по толщине [теплопроводность стали 08кп составляет 60 Вт/(м· К), медное покрытие приводит к росту средней теплопроводности металла сборки до 75 Вт/(м · К)] и коррозионной стойкости.

Для определения устойчивости спайки элементов к резким изменениям температуры воды на сборке из 44 однотрубных элементов КП 20 были проведены следующие термоциклические испытания: 301 цикл с подачей в сборку воды, температура которой менялась на 140–150°С в течение 20–30 с при значении максимальной температуры 180°С. Циклы различались температурой воды на выходе из верхней и нижней труб сборки до 50°С (см. рис. 2) и температурой воды и металла ребра (до 120°С). Сборка сохраняла форму, размеры и герметичность при проведении испытаний, а также при последующей опрессовке при давлении 10 МПа. Сборка также оставалась герметичной после 41 замораживания и оттаивания воды при последующей опрессовке при давлении 10 МПа.

Цель описанных далее теплогидравлических испытаний ‒ создание методики теплогидравлического расчета теплообменников из элементов КП 20. Особое внимание при проведении этих испытаний было уделено соответствию результатов экспериментов расчетным данным, полученным по нормативным рекомендациям [3–5] для теплоотдачи и гидравлического сопротивления однофазного потока (вода, газ) как внутри зубчатой трубы, так и снаружи при поперечном обтекании оребренных труб воздушным потоком. Рассматривалась и возможность корректировки нормативных рекомендаций.

В табл. 1 приведены характеристики испытанных сборок из элементов КП 20 четырех типоразмеров.

СТЕНД ДЛЯ ПРОВЕДЕНИЯ ТЕПЛОГИДРАВЛИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЙ

Один из основных элементов стенда (рис. 3) ‒ короб, внутрь которого поочередно помещали исследуемые сборки из элементов КП 20. Зазоры между стенками короба и ребрами отсутствовали. В коробе по высоте размещали одну сборку из двухтрубных элементов КП 20 или две сборки с зазором 5 мм по высоте из одно- или двухтрубных элементов. Расположение сборок коридорное.

При испытаниях сборок, состоящих из двух труб, расположенных одна над другой, охлаждаемая вода вначале подавалась в верхнюю трубу, а после нее ‒ в нижнюю. Такой же порядок подачи воды был применен при испытаниях двух расположенных одна над другой сборок из элементов КП 20 одинакового типоразмера.

Снизу в короб через диффузор с углом раскрытия 20° поступал охлаждающий воздух. Верхняя часть короба открыта. Охлаждаемая среда ‒ горячая некипящая вода ‒ подавалась в трубы исследуемых сборок при повышенном абсолютном давлении (p₁ ≈ 1.8 МПа). Для регулирования температуры воды на входе в сборку предусмотрен электронагреватель. Исследуемые сборки имели длину оребренной части 280–703 мм и содержали от 44 до 109 элементов КП 20.

Часть экспериментов со сборкой из элементов типоразмера 1 была проведена при естественной тяге воздуха с демонтированным воздушным диффузором. Высота воздушного зазора над сборкой составляла 0.25 или 0.51 м в зависимости от того, одна или две сборки были помещены в короб. Вода относительно “зубцов” (см. рис. 1) двигалась “по шерсти”, т.е. при плавном уменьшении диаметра трубы от 21 до 20 мм и резком обратном его увеличении в “зубцах”.

Массовые расходы воды G₁ и воздуха G₂ определялись исходя из перепадов давления на диафрагмах 5 и 3, а также измеряемых давлений p₁ и p₂ и температур среды t₁ и t₂, получаемых по показаниям термопар, установленных около этих диафрагм. При температуре воды на выходе из сборки ниже 70°С ее расход определяли по скорости заполнения водой мерной мензурки.

Для двухтрубных сборок всех типоразмеров вода подавалась параллельно в обе трубы, ее температура измерялась на выходе из верхней ${{t}_{{1\_вых.в}}}$ и нижней ${{t}_{{1\_вых.н}}}$ труб, а также определялось ее среднее значение ${{t}_{1}}$ после смешения потоков. Для однотрубных сборок измерялось лишь значение ${{t}_{{1\_вых}}}.$ Распределение температуры воздуха по продольной оси короба на входе в сборку ${{t}_{{2\_вх}}}$ и на выходе из нее ${{t}_{{2\_вых}}}$ измерялось, соответственно, с помощью трех и восьми термопар. Замерялся также перепад давления воздуха $\Delta {{p}_{2}}$ при его проходе через сборку.

Давления и перепады давления измерялись электронными манометрами и дифманометрами типа “Метран 100”, имеющими класс 0.075 и 0.1 соответственно. С учетом погрешностей, вносимых элементами, входящими в систему автоматического сбора информации, среднеквадратичная относительная погрешность этих измерений оценена на уровне 0.25%.

Температуры сред измеряли кабельными термопарами типа КТМС ХК, горячие спаи которых вводились непосредственно в поток среды. С учетом дополнительных градуировок максимальная абсолютная погрешность измерения температур сред, а также разности их входных и выходных значений оценивалась в 0.5°С. Среднеквадратичные относительные погрешности определения расхода воды и воздуха составляли 2.02 и 2.50% соответственно, а тепловой мощности сборки, рассчитываемой из балансового соотношения для обеих сред, ‒ 5.4%. Различие между значениями мощности для воды и воздуха не превышало 7%.

РЕЗУЛЬТАТЫ ТЕПЛОГИДРАВЛИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЙ

Для определения степени интенсификации теплоотдачи от потока воды к внутренней поверхности трубы с технологическими зубчатыми выступами проводилась серия экспериментов при пропускании через воздушный короб кипящей воды при атмосферном давлении. Кроме того, через трубы сборки также осуществлялось прокачивание горячей воды с t₁ ≤ 188°С при p₁ ≤ 1.8 МПа. В серии этих экспериментов температура воды была ниже температуры насыщения не менее чем на 10°С. Высокая интенсивность теплоотдачи при кипении воды и низкое термическое сопротивление стенки позволили с погрешностью не более 11% определить коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности трубы ${{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}}.$ В исследованном диапазоне чисел Рейнольдса Re = (7–33) × 10³ (см. табл. 1) он превышал в 2.15 ± 0.1 раза значение, рассчитанное по известному соотношению для турбулентного потока жидкости в гладкой трубе [3–5]:

где Pr и λ – число Прандтля и коэффициент теплопроводности жидкости, Вт/(м ∙ К); d – внутренний диаметр гладкой трубы, м.

При сопоставлении с имеющимися рекомендациями для расчета бугристых поверхностей [5, 6] наиболее близкими по конструкции оказались интенсификаторы в виде поперечных кольцевых гофр плавной конфигурации, расположенные с определенным шагом. Расчет по предложенному в работе [6] соотношению применительно к форме рассматриваемого внутритрубного канала дает близкое значение степени интенсификации α_эксп/α_тр ≈ 1.9 (рис. 4).

При таком же направлении потока воды в отдельно проведенных экспериментах с однотрубной сборкой определялось значение коэффициента гидравлического сопротивления трения ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ при проходе потока по трубе. Результаты этих измерений приведены также на рис. 4. Они свидетельствуют о довольно быстром выходе течения на автомодельный режим (независимость характеристик от числа Re), при этом гидравлическое сопротивление трения становится практически постоянным (${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ = 0.0828 ± 0.008) и превышает лишь в 2.11–2.84 раза значения, рассчитанные по соотношению из [4] для шероховатых труб:

где Δ – средняя абсолютная шероховатость внешней поверхности технической трубы.

Для рассматриваемой трубы, покрытой слоем меди, значение Δ принималось равным 10^–2 мм. Расчеты, проведенные по рекомендациям [6], для интенсификатора из поперечных гофр дали отношение ${{{{{{\xi }_{{{\text{вн}}}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{\xi }_{{{\text{вн}}}}}} \xi }} \right. \kern-0em} \xi }}_{{{\text{тр}}}}}$ = 2.51 (${{\xi }_{{{\text{вн}}}}}$ ‒ коэффициент гидравлического сопротивления на внутренней поверхности трубы). Следовательно, внутренние несимметричные и односторонне резкие изменения сечения “трубы”, обусловленные особенностями изготовления сборок из элементов КП 20, равноценны по степени интенсификации теплоотдачи и росту гидравлического сопротивления предложенной в [6] специальной интенсифицирующей накатке для компактных теплообменников.

Интенсификация теплоотдачи внутренней поверхности, вероятно, актуальна для рекуператоров воздуха перед подачей его в камеру сгорания газовых турбин. Для них такая интенсификация в сборках из элементов КП 20 снижает в 2.1–5.0 раз по сравнению с гладкой трубой расход энергии на перекачку газа через теплообменник для получения идентичных значений коэффициентов теплоотдачи на внутренней поверхности трубы.

В основных экспериментах с охлаждением сборок потоком воздуха 85–88% общего термического сопротивления между теплообменивающимися средами составляло термическое сопротивление теплоотдачи к воздуху от внешней поверхности трубы и ребер при минимальном значении перепада температур между средами 121°С. Поэтому среднеквадратичная относительная погрешность определения среднего экспериментального значения теплоотдачи, отнесенного к общей наружной поверхности труб и ребер, ${{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}}$ “методом теплообменника” не превышала 10%. Значения ${{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}}$ сопоставлялись со значениями α_{п. р}, полученными по рекомендациям [3, 4] для ребра постоянной толщины по его высоте:

где F_тр – площадь поверхности трубы без ребер, м²; F_∑ – полная площадь поверхности оребренной трубы, м²; F_р – площадь поверхности ребер, м²; E ‒ коэффициент эффективности ребра; ${{{{\varphi }}}_{E}}$ ‒ коэффициент, учитывающий неравномерность теплоотдачи по поверхности ребра; ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ ‒ коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности трубы, вычисленный без учета теплопроводности ребер, Вт/(м² ∙ К).

Отношение ${{{{F}_{{{\text{тр}}}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{F}_{{{\text{тр}}}}}} {{{F}_{\Sigma }}}}} \right. \kern-0em} {{{F}_{\Sigma }}}}$ можно рассчитать по формуле

где ${{\delta }_{{\text{р}}}}$ и ${{S}_{{\text{р}}}}$ ‒ толщина ребра и шаг между ребрами; $\chi $ ‒ приведенный коэффициент оребрения, определяемый как отношение площадей внешней поверхности оребренной и неоребренной труб, а

При допущении, что коэффициент эффективности ребра E сохраняется постоянным, коэффициент теплоотдачи по всей поверхности ребра определяется следующим образом:

где $m = {{\left[ {{{2{{\alpha }_{{\text{н}}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{2{{\alpha }_{{\text{н}}}}} {\left( {{{\delta }_{{\text{р}}}}{{{{\lambda }}}_{{\text{р}}}}} \right)}}} \right. \kern-0em} {\left( {{{\delta }_{{\text{р}}}}{{{{\lambda }}}_{{\text{р}}}}} \right)}}} \right]}^{{0.5}}};$ ${{{{\lambda }}}_{{\text{р}}}}$ ‒ коэффициент теплопроводности материала ребра; ${{h}_{{\text{р}}}}$ ‒ высота ребра.

Коэффициент, учитывающий неравномерность теплоотдачи по поверхности ребра, рассчитывается по формуле

Для кольцевого ребра ${{h}_{{\text{р}}}} = 0.5\left( {{{D}_{{\text{р}}}} - {{d}_{{{\text{тр}}}}}} \right)$ (${{D}_{{\text{р}}}}$ ‒ наружный диаметр ребра), а для ребер иной формы ${{h}_{{\text{р}}}} = {{2F} \mathord{\left/ {\vphantom {{2F} \Pi }} \right. \kern-0em} \Pi }$ ($F,$ $\Pi $ ‒ площадь поверхности ребра и его периметр).

Произведение $m{{h}_{{\text{р}}}}$ представляет собой модифицированное число Био.

Коэффициент теплоотдачи ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ определяется по выражению

где $А$ – множитель, выбираемый по рекомендациям [2]; ${{С}_{z}}$ – поправочный коэффициент на количество поперечных рядов труб z в пучке по ходу газов; ${{С}_{s}}$ – коэффициент, зависящий от шага расположения труб в пучке и коэффициента оребрения.

При $z > {{z}_{{{\text{авт}}}}}$ (${{z}_{{{\text{авт}}}}}$ ‒ номер ряда, с которого начинается автомодельная область; в работе [3] ${{z}_{{{\text{авт}}}}}$ = = 8‒10 или ${{z}_{{{\text{авт}}}}}$ = 4 для разных компоновок пучков) поправка ${{С}_{z}}$ = 1.0. При $z < {{z}_{{{\text{авт}}}}}$ по данным [3] наблюдается рост ${{С}_{z}}$ с увеличением количества рядов труб. В рекомендациях [4, 5] описана аналогичная зависимость поправки ${{С}_{z}}$ от количества неоребренных поперечно омываемых труб. В то же время для оребренных труб в [4] представлена обратная зависимость С_z = f(z). Для большинства испытанных образцов c z = 2 значения поправки составляют ${{С}_{z}}$ = 0.76 [3] и ${{С}_{z}}$ = 1.1 соответственно для оребренных и неоребренных труб, т.е. различаются в 1.45 раза.

В работе [3] в качестве характерного размера принят наружный диаметр трубы ${{d}_{{{\text{тр}}}}},$ а в [4] ‒ $L = {{l}_{0}} = f\left( {{{d}_{{{\text{тр}}}}},{{D}_{{\text{р}}}},\chi } \right).$

При расчете числа Рейнольдса используется тот же характерный размер, т.е. $\operatorname{Re} = {{wL} \mathord{\left/ {\vphantom {{wL} {{{{{\nu }}}_{{\text{в}}}}}}} \right. \kern-0em} {{{{{\nu }}}_{{\text{в}}}}}},$ где w – скорость воздуха в минимальном проходном сечении; ${{{{\nu }}}_{{\text{в}}}}$ ‒ кинематический коэффициент вязкости воздуха при его средней температуре в зазоре. Число Прандтля определяется по свойствам воздуха при той же температуре.

ОБСУЖДЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ИСПЫТАНИЙ

Полученные в данной работе значения α_эксп сопоставлялись с α_{п. р}, рассчитанными по [3, 4]. К сопоставлению также привлекались результаты сравнительных экспериментов на сборках труб с кольцевыми ребрами некоторых отечественных производителей. Эксперименты выполнялись в таких же условиях, что и эксперименты со сборками из элементов КП 20 типоразмера 3: две трубы с кольцевыми ребрами, установленные одна над другой с зазором 5 мм. После проведенного сопоставления можно сделать следующие выводы.

1. Рекомендации [3] более корректно отражают влияние количества рядов труб по ходу газов (коэффициент ${{С}_{z}}$). Так, различие в значениях ${{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}} = f\left( {\operatorname{Re} } \right)$ при испытаниях одной и двух установленных одна над другой сборок из элементов типоразмера 2 (четыре трубы установлены одна над другой) обусловлено изменением значения ${{С}_{z}}$ по [3].

2. Для всех испытанных сборок из элементов КП 20 с χ = 9.83–44.14, как и для образцов труб с алюминиевыми ребрами или ребрами из нержавеющей стали, приваренными или обжатыми к основной трубе, с χ = 4.87–8.10, которые были изготовлены несколькими российскими фирмами, наблюдается соответствие между значениями α_эксп и α_{п. р} при расчете α_н по рекомендациям [4], но при принятии значения ${{С}_{z}}$ = 0.83–0.96, что близко к рекомендованному в [3] ${{С}_{z}}$ = 0.9 для испытанных двухрядных сборок. Поэтому для всех испытанных сборок расчет значения α_н рекомендуется проводить по соотношениям (1) и (2) с использованием рекомендации [4], однако для расчета коэффициента, учитывающего малорядность пучка ${{С}_{z}},$ ‒ применять рекомендации [3]. При этом верхняя граница диапазона использования этих рекомендаций расширяется до χ = 44.14. Все эксперименты проводились в диапазоне Re = wl₀/ν_в = = (15–60) × 10³. Это соответствовало скорости воздуха для сборки из элементов КП 20 при w = = 5–20 м/с, характерной для работы водяных экономайзеров котлоагрегатов и воздухоохлаждаемых аппаратов различного назначения.

3. Хорошее соответствие результатов расчета и эксперимента наблюдалось при принятии усредненного по толщине ребра значения коэффициента теплопроводности λ_р = 75 Вт/(м · К), учитывающего высокую теплопроводность медного покрытия ребра.

Основываясь на приведенных результатах исследования для сборок из элементов КП 20 типоразмеров 2 и 3, определили максимальные значения α_н, при которых объединенный коэффициент эффективности ребра $E{{\varphi }_{E}}$ снижается до еще приемлемого значения, равного 0.7. Соответственно, этими значениями являются α_н = 33 и 75 Вт/(м² ∙ К). Первое значение характерно для работы воздухоохлаждаемых теплообменников при естественной тяге с трубой значительной высоты – воздухоохлаждаемых систем пассивного отвода тепла от II контура АЭС-2006 через парогенераторы, сухие градирни, второе ‒ для работы совмещенных с вентилятором аппаратов охлаждения реакторного помещения АЭС. При температуре воздуха 100°С значения α_н соответствуют скорости воздуха 7.0 и 17.2 м/с.

Cборки типоразмеров 1 и 4 имели одинаковые элементы КП 20 (см. рис. 2) с различным шагом расположения этих элементов (см. табл. 1). У этих сборок наблюдались высокие коэффициенты оребрения, превышающие значения для диапазона, рекомендованного в [4]. Кроме того, примененный элемент КП 20 имел существенную несимметричность расположения граней ребер относительно оси труб. В то же время приведенные ранее формулы для расчета коэффициента эффективности ребра Е корректны лишь для кольцевого ребра, а для восьмиугольного элемента (типоразмеры сборок 2 и 3) ‒ лишь с определенной долей приближения.

ЧИСЛЕННЫЙ РАСЧЕТ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕМПЕРАТУР ПО ПОВЕРХНОСТИ И ТОЛЩИНЕ ПЛАСТИН И ОБСУЖДЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТОВ

Для элемента КП 20, показанного на рис. 2, задача теплопереноса по ребру от внешней поверхности труб к потоку воздуха, омывающего ребро, решалась численно с применением программного комплекса ANSYS. При этом выполнялось разбиение поверхности ребра на 40 178 конечных элементов. Аналогично [3, 4] в данной работе рассматривалось неизменное по всей поверхности ребра значение ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$, а также постоянное значение ${{{{\lambda }}}_{{\text{р}}}}$ = 75 Вт/(м ⋅ К). Для заданных значений ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ и $\Delta t = {{t}_{{{\text{н}}{\text{.тр}}}}} - {{t}_{2}}$ (${{t}_{{{\text{н}}{\text{.тр}}}}}$ ‒ наружная температура трубы; ${{t}_{2}}$ ‒ температура воздуха) с применением комплекса ANSYS рассчитывались тепловой поток по ребру от внешней поверхности труб ${{Q}_{2}}$ и коэффициент эффективности оребрения E = = ${{{{{{Q}_{2}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{Q}_{2}}} Q}} \right. \kern-0em} Q}}_{\infty }},$ где ${{Q}_{\infty }} = {{\alpha }_{{\text{н}}}}{{F}_{{\text{р}}}}{{\Delta }}t$ ‒ тепловой поток по ребру при ${{{{\lambda }}}_{{\text{р}}}} \to \infty .$ В диапазоне значений ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ = 10–100 Вт/(м² ⋅ К) функция $E = f\left( {{{\alpha }_{{\text{н}}}}} \right)$ аппроксимируется зависимостью $E = - 0.1555\ln \left( {{{\alpha }_{{\text{н}}}}} \right) + 0.9014.$ На основе экспериментальных данных α_эксп и с использованием этой функции были рассчитаны соответствующие им значения ${{\alpha }_{{\text{н}}}} = {{{{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{\alpha }_{{{\text{эксп}}}}}} Е}} \right. \kern-0em} Е}.$

Расчет проводился методом конечных элементов в трехмерной постановке. Расчетная схема представляет собой сборку из четырех пластин, соединенных в монолитную трубу с оребрением.

На рис. 5 показаны поля температур по поверхности и толщине пластин, полученные в результате расчетов для двух вариантов граничных условий (третьего рода), представленных в табл. 2.

Анализ результатов расчетов показал, что в режимах с ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ < 50 Вт/(м² · К) при $\Delta t$ < 130°С характерно неравномерное распределение температур по краям пластины. При этом наблюдаются зоны существенного снижения температуры. Для таких режимов рекомендуется изменять форму элемента, а именно изготавливать пластину овальной или восьмиугольной формы.

В режимах с ${{\alpha }_{{\text{н}}}}$ > 100 Вт/(м² · К) (в статье не приводятся) при $\Delta t$ > 130°С характерно сокращение доли поверхности, имеющей температуру выше, чем температура воздуха, более чем на 10% $\Delta t,$ до диаметра около 50 мм вокруг оси трубок. Для таких режимов рекомендуется использовать теплообменники из элементов круглой формы.

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ТРЕНИЯ

В проведенных экспериментах определялись также коэффициенты сопротивления трения ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}},$ отнесенные к одному ряду рассматриваемых оребренных труб при внешнем обтекании сборок воздушным потоком. При этом среднеквадратичная относительная погрешность доходила до 30%, что было обусловлено высокими относительными погрешностями измерения малых перепадов давления на испытанных малорядных сборках при умеренных скоростях потока. Эксперименты проводились как при принудительной прокачке воздуха через сборку, так и при его естественной тяге (второе лишь со сборкой типоразмера 1). Определялось, при каком значении ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ наблюдается равенство перепада давления и аэродинамического сопротивления сборки.

Для двухрядной сборки из круглых элементов КП 20 (типоразмер 3) ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ = 0.8, а рассчитанное по [5] ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ = 0.185. Существенное влияние на факт такого расхождения значений ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ оказывает задание коэффициента сопротивлении $C{}_{z}$, учитывающего малорядность пучка. Согласно [5] при увеличении числа рядов труб z от одного до трех коэффициент $C{}_{z}$ изменяется в разы, причем немонотонно, составляя для одного, двух и трех рядов труб соответственно 1.8, 0.4 и 0.8 (Re = 10⁴).

Для сборки из элементов КП 20 типоразмера 1 согласие экспериментальных и рассчитанных по [7] значений $\Delta {{p}_{2}}$ наблюдалось, когда разность $\Delta {{p}_{2}}$ представлялась в виде суммы перепадов давления двухрядного коридорного пучка гладких труб при ${{\xi }_{{{\text{тр}}}}}$ = 0.18 (соответствует скорости потока в минимальном сечении пучка) и в межреберном зазоре (соответствует скорости потока в сечении канала, не загроможденном трубами) при ξ_тр = А/Re_{н. з} (при А = 89 соответствует расчетному значению [7] для ламинарного потока, Re_{н. з} ‒ число Рейнольдса в не загроможденном трубами сечении).

ВЫВОДЫ

1. Оребренные сборки можно использовать в реальных газоводяных теплообменных аппаратах при давлении среды внутри труб до 5 МПа и температуре металла до 160°С при резких перепадах в процессе эксплуатации температуры среды и ее замерзании внутри труб.

2. Предложенные в настоящей работе соотношения для расчета теплоотдачи и гидравлического сопротивления в потоках сред внесены в общую методику теплогидравлического расчета теплообменных аппаратов, представленную в РД 24.035.05-89 “Тепловой и гидравлический расчет теплообменного оборудования АЭС”.

3. Расчет теплоотдачи показал, что при значениях коэффициента теплоотдачи на наружной стенке трубы и без учета теплопроводности ребер менее 50 Вт/(м² ∙ К) в диапазоне перепада температур наружной поверхности трубы и воздуха, омывающего ребро, до 130°С целесообразно изготовление пластины овальной или восьмиугольной формы.