Как видно на рис. 17, экспериментально полученные соотношения чисел Нуссельта хорошо согласуют-су с теоретическими.

В. Г. Фастовский и А. Е. Ровинский исследовали теплоотдачу в круглом спиральном канале на трех моделях:

В качестве теплоносителей использовалась вода, трансформаторное масло и смесь трансформаторного масла с дихлорметаном.

Авторы указывают, что в исследованной области значений Re < Re_кр опытные значения Nu в изогнутой трубе не более чем на 7—10% отличаются от вычисленных по уравнению, рекомендуемому для определения коэффициента теплоотдачи при турбулентном движении жидкости в прямой трубе:

Количество экспериментальных работ по исследованию процесса теплообмена в прямоугольных каналах спиральных теплообменников очень ограничено.

Л. П. Ваганов в Государственном экспериментальном институте химического машиностроения (ЭКИХИММАШ) проводил испытание опытного образца спирального теплообменника, навитого из стали толщиной 5 мм, высотой капала 460 мм, шириной 6 мм. Поверхность нагрева 3,4 м². Аппарат работал или как конденсатор, или как греющая камера   выпарной   установки. Для расчет спиральных теплообменников автор рекомендует следющие формулы:    

Рис. 18.    Зависимость   отношения   чисел Нуссельта в изогнутой и прямой трубах от числа Дина по данным  расчета (кривые)  и эксперимента   (1—для   масла;   2 —для воздуха).

(для нагревания);      (26)

(для охлаждения).      (27)

Однако нужно сказать, что методика проведения эксперимента была недостаточно совершенна. Температуры стенок теплообменника автором не измерялись, значения коэффициентов теплоотдачи получены косвенным путем и поэтому нельзя утверждать, что формулы достаточно хорошо отражают действительные характеристики.

Исследование теплообмена при протекании жидкости в канале спирального теплообменника было проведено Кунсом, Харгисом и др. По данным авторов, турбулентное движение в каналах спирального теплообменника начинается при значениях числа Рейнольдса порядка 1400—1800. При турбулентном движении предлагается определять коэффициент теплоотдачи по уравнению

 (28) 

однако  и эта формула не может быть признана достаточно надежной.

Значительно более достоверными являются данные, полученные Л. В. Пинаевым, а также И. И. Чернобыльским и В. И. Гнатовским. А. В. Пинаев на опытной установке исследовал процесс теплообмена в четырех типах каналов спирального теплообменника. Каналы имели следующие размеры в мм:

Опытные каналы были разбиты на ряд экспериментальных  участков, где измерялась температура потоков и их количества, а также температура стенок участков. Для этих локальных участков определялись опытные значения коэффициентов теплоотдачи.

Кроме того, для всего опытного теплообменника были определены средние значения коэффициентов теплоотдачи, учитывающие влияние входных и выходных условий.

При обработке  опытных данных значения коэффициентов  теплоотдачи определялись по следующим  формулам:

а) средние  — для всего опытного теплообменника

(29)

б) локальные  — для выделенных локальных участков

где —коэффициент теплоотдачи; с — теплоемкость жидкости; G — часовой расход жидкости; t_ж и t'_ж — температура жидкости соответственно на входе и на выходе; — средняя температура жидкости; и  — средняя температура на поверхности выпуклой и вогнутой стенок соответственно; F₁ и F₂ — поверхность теплообмена выпуклой и вогнутой стенок канала соответственно.

На рис. 19 показана кривая зависимости локального относительного коэффициента теплоотдачи от радиуса кривизны локального участка R. Величина определена как отношение коэффициентов теплоотдачи в теплообменнике со спиральным каналом и с прямыми при тех же условиях, т. е. . Кривая показывает, что для изогнутых каналов прямоугольного сечения при турбулентном движении потока коэффициент е уменьшается с увеличением радиуса кривизны, причем интенсивность этого изменения не одинакова. Начальные витки спирального теплообменника влияют на относительный коэффициент теплоотдачи значительно больше, чем крайние витки.

На основании проведенных опытов с разными высотами каналов А. В. Пинаев приходит к выводу о том, что интенсивность теплоотдачи при турбулентном движении в спиральных каналах 

не зависит от отношения ширины канала к высоте. Для определения коэффициента теплоотдачи локальных участков спирального теплообменника он предложил пользоваться уравнением типа

            (30)

где R — средний радиус кривизны локальных участков; n — число полувитков, составляющих локальный участок; С и q — опытные величины.

И. И. Чернобыльский и В. II. Гиатовский провели тщательное исследование в двух типах каналов спиральных теплообменников, размеры которых указаны выше. По ходу движения жидкости в каналах измерялись температуры потока и температуры стенок каналов.

Авторы приходят к заключению, что для интенсификации работы спиральных теплообменников   с относительной   шириной

и меньше необходимо работать при Re > 30 000, так как тогда теплоотдача будет больше, чем в прямых каналах круглого сечения.

Найдено, что при нагревании значение коэффициентов теплоотдачи на 12—15% выше, чем при охлаждении. Для расчета спиральных теплообменников авторы рекомендуют пользоваться формулой вида

     (31)

где — коэффициент, учитывающий влияние особенностей теплопередачи в спиральных каналах.

Задавшись скоростью движения раствора равной 0,5 м/с,  находим площадь сечения канала теплообменника

откуда  эффективная высота теплообменника  (эффективная   ширина   ленты)

= 1,15 м   Принимаем ширину ленты 1,25 м,  тогда площадь поперечного сечения канала f = 0,015 м². Действительная скорость движения раствора NaOH по каналу теплообменника

Скорость  охлаждающей воды в канале теплообменника

Определяем  значение критерия Рейнольдса для раствора

Приняв  диаметр спирали теплообменника D = 1 м, по формуле (16) находим критическое значение Re.

Re_кp= 20 000

По формуле (33) определяем коэффициент теплоотдачи от раствора NaOH к стенке

Откуда

Определяем  значение Re для воды

По формуле (33) определяем коэффициент теплоотдачи  от воды к стенке

Nu₂ = 0,023 - 29 200^0,8 •  5,41^0,33 ( 1 + 3,54  ) = 174

Откуда

 

В работе Харгиса и др. приводится эмпирическое уравнение для определения коэффициента теплоотдачи для турбулентного и переходного режима движения в спиральном теплообменнике, которое имеет следующий вид, при Re > 1000):

  (32)

где L — длина спирали, а — ширина канала.

 

На рис. 20 показано изменение g в зависимости от числа Рейнольдса. Зависимость е от Re приведена также в табл. 1.

На практике при Re > 30000 отношение не учитывается из-за незначительного его влияния.

В работе Минтона коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении капельной жидкости в каналах спирального теплообменника определяют по формуле

           (33)

Автор указывает, что поскольку величина не постоянна, а изменяется по мере увеличения диаметра спирали D_c, эту величину можно заменить средним значением 1,1.

Сравнение результатов расчета величины чисел Нуссельта по формулам (31) и (33) показывает их достаточно хорошую сходимость.

Нами проводились опыты по исследованию процесса теплообмена в спиральном теплообменнике со штифтами. Поверхность теплообменника 35 м², шаг штифтов 70 мм, ширина каналов =10 мм, высота b = 500 мм. Опыты проводились в интервале изменения числа Рейнольдса от 300 до 85 000. 
 
 
 

Таблица 1

 

Сравнение полученных в работе опытных данных с расчетными формулами показало, что формула (32) дает несколько завышенные значения коэффициентов теплоотдачи особенно в области значений Re < 15 000. При турбулентном движении жидкости в канале наши опытные данные более точно выражаются формулами (31) и (33).

На рис. 21 представлена зависимость коэффициента теплоотдачи от мощности, затраченной на преодоление сопротивления перемещению теплоносителя и отнесенной к единице поверхности теплообменника. Как видно из графика, эффективность спиральных теплообменников выше кожухотрубчатых, а при больших числах Рейнольдса приближается к эффективности пластинчатых теплообменников.

Таблица 2

Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи.