Как повысить теплоотдачу труб отопления


повышаем температуру в отопительный сезон

Часто в квартирах, особенно старой застройки, с каждым годом зимой становится всё холоднее. Людям приходится приобретать и использовать электрические отопительные приборы, что приводит к существенному повышению стоимости коммунальных услуг. Но зачем переплачивать за перерасход электроэнергии, если есть более дешёвые варианты исправления ситуации? Сегодня мы расскажем о простых способах увеличения теплоотдачи батарей отопления, которые не требуют значительных затрат, воплотить в жизнь которые вполне по силам любому домашнему мастеру. Стоит рассмотреть и причины, приводящие к снижению температуры в помещении.

Забитые каналы секций радиатора – частая причина снижения температуры в помещении

Содержание статьи

Частые причины уменьшения теплоотдачи батареи отопления

Чаще всего причиной уменьшения теплоотдачи радиаторов становится накипь и ржавчина, скапливающаяся внутри. Если сам радиатор промыть (что должны делать коммунальные службы ежегодно), то теплоотдача значительно увеличится. То же касается и стояков отопления. Однако, своими силами такую процедуру произвести не удастся по причине того, что при производстве подобных работ (даже летом) необходим слив воды из системы. Без помощи специалистов здесь не обойтись. Это же касается и замены радиаторов с чугунных на биметаллические – они имеют большую теплоотдачу. Поэтому на столь сложных и трудоёмких вариантах мы останавливаться не будем. Лучше рассмотрим более простые способы, выполнить которые сможет любой домашний мастер, даже не имеющий опыта работ в подобной области.

Теплоотдача биметаллических радиаторов выше, чем у чугуна

Используем экран-отражатель: применение вспененного полиэтилена

Использование отражающего экрана – довольно популярный метод увеличения теплоотдачи. Вспененный полиэтилен с фольгированным покрытием с одной стороны прекрасно подходит для этих целей. Такой экран (он должен быть больше самого радиатора) помещается за батареей фольгой в направлении комнаты и фиксируется на стене на двухсторонний скотч или жидкие гвозди. Вспененный полиэтилен обеспечивает дополнительное утепление, а фольга отражает тепло, которое до установки экрана прогревало стену, направляя его в помещение.

Важная информация! Лучше всего, когда такие моменты продумываются ещё на этапе монтажа батарей отопления. В этом случае за радиатором можно закрепить стальной ребристый щит, который будет накапливать тепло, после чего направлять его в комнату. Такие щиты удобны, если часто происходят отключения отопления.

Примерно так выглядит экран из фольгированного вспененного полиэтилена

Также в роли экрана неплохо себя зарекомендовали базальтовые плиты с алюминиевым покрытием.

Увеличение теплоотдачи при помощи дополнительных приспособлений и окраски

Для увеличения температуры воздуха в помещении используют специальные кожухи из алюминия, которые одеваются на радиатор. С их помощью увеличивается площадь батареи отопления и, как следствие, их теплоотдача. Стоимость подобных кожухов невелика, а эффект довольно значителен.

Цвет, в который окрашены батареи отопления , тоже имеет большое значение. Лучше для этих целей выбрать более тёмные оттенки. К примеру, радиатор, окрашенный в коричневый цвет имеет теплоотдачу больше, чем белые, на 20-25%.

Такой кожух улучшает внешний вид и увеличивает теплоотдачу

Улучшение конвекции, путём увеличения циркуляции воздуха

Каждый знает, что улучшение циркуляции воздуха способствует более быстрому прогреву помещения. Для этих целей можно использовать вентилятор, который устанавливается таким образом, чтобы достигнуть максимального потока тёплого воздуха в сторону помещения.

Полезная информация! Если дома имеются кулеры от компьютеров, которые не используются, можно их установить под радиатором, направив поток воздуха вверх. Это максимально увеличит конвекцию, в результате чего в комнате станет значительно теплее.

Увеличить конвекцию (если радиатор утоплен под подоконником) можно, прорезав в подоконнике отверстия и закрыв их экранами или декоративными крышками. Таким образом, тёплый воздух не будет задерживаться в нише, что улучшит циркуляцию.

Эту страну не победить! Самостоятельный монтаж вентиляторов для улучшения конвекции:

Общие правила улучшения теплоотдачи радиаторов отопления

Для того чтобы в будущем не сталкиваться с уменьшением теплоотдачи батарей, стоит об этом подумать ещё на этапе монтажа радиаторов. Основными правилами являются:

  • обязательное утепление стены за радиатором, возможная установка стального экрана;
  • установка биметаллических батарей взамен чугунных;
  • монтаж кранов на входе и выходе радиатора (это позволит при необходимости самостоятельно промыть секции или добавить дополнительные без отключения и слива всей системы).

Если соблюдать эти нехитрые правила при монтаже, впоследствии будет намного проще увеличить температуру в помещении без обращения за помощью к специалистам. А это дополнительная экономия семейного бюджета.

Не очень удачное решение:решётка перекрывает путь теплу, а подоконник добавляет проблем с конвекцией

Подведём итог

Способов увеличить теплоотдачу радиаторов отопления очень много. Сегодня мы рассмотрели лишь основные из них. Однако, следует помнить, что всегда проще всё продумать заранее, на стадии монтажа, чем прикладывать множество усилий впоследствии, без уверенности в том, что результат будет значительным. К сожалению, в России всё делается на «авось». Заключительным советом редакции Homius.ruбудет такая рекомендация: думайте о будущем и не жалейте средств при монтаже. Сэкономленные сегодня финансовые средства могут завтра обернуться затратами, которые в разы превысят Вашу экономию.

Наиболее оптимальный вариант – всё тепло поднимается вверх, благодаря чему создаётся нормальный теплообмен

Надеемся, что изложенная в сегодняшней статье информация была интересна и полезна нашему Уважаемому читателю. Несмотря на то, что мы постарались изложить всё достаточно подробно, возможно, у Вас остались вопросы по материалу. В этом случае задавайте их в обсуждениях ниже – редакция Homius.ru с удовольствием на них ответит в максимально сжатые сроки. Если вы знаете способ улучшить теплоотдачу радиаторов, который не нашёл отражения в сегодняшней статье, просим поделиться им с другими домашними мастерами – эта информация будет весьма полезна. А напоследок предлагаем посмотреть короткий, но достаточно информативный видеоролик по сегодняшней теме.

 

Предыдущая

Инженерия🔥 Невидимое тепло: гипсокартонное инфракрасное отопление

Следующая

Инженерия☀ Тепловая завеса на входную дверь: комфортная температура в помещении при любом морозе

Понравилась статья? Сохраните, чтобы не потерять!

ТОЖЕ ИНТЕРЕСНО:

ВОЗМОЖНО ВАМ ТАКЖЕ БУДЕТ ИНТЕРЕСНО:

Характеристики теплопередачи для тепловых трубок и их взаимосвязь

Несмотря на широкое применение тепловых трубок в системах охлаждения микроэлектроники, полное понимание механизма тепловых трубок еще не завершено. В настоящем исследовании было проведено экспериментальное исследование характеристик теплопередачи тепловой трубы для сухих условий и с тремя различными жидкостями, такими как ацетон, метанол и вода, имеющими четыре степени наполнения, для каждой жидкости. Тепловая трубка имела диаметр 5 мм, длину 150 мм и тепловую мощность 10 Вт.Температуры испарителя и конденсатора измерялись при различной входной мощности для оценки коэффициента теплопередачи. Это исследование показывает, что доминирующими параметрами для коэффициента теплопередачи являются температура поверхности испарителя, температура насыщенного кипения рабочего тела, скрытая теплота парообразования и коэффициент заполнения. Исследование также показывает, что коэффициент заполнения 85% можно рассматривать как оптимальное значение для тепловой трубы. Предложено новое соотношение для коэффициента теплоотдачи, вполне согласующееся с экспериментальными результатами.

1. Введение

Срок службы интегральной схемы (ИС), используемой в электронных устройствах, зависит от ее рабочей температуры, что создает компромиссную ситуацию либо для увеличения корпуса, чтобы принять дополнительное охлаждение, либо для снижения срока службы ИС. Это серьезная проблема в управлении тепловым расчетом. Решение - миниатюризация техники охлаждения. Среди других методов охлаждения тепловые трубы оказались наиболее подходящей технологией и экономичным решением для теплового проектирования благодаря своей превосходной теплопередаче, высокой эффективности и простоте конструкции.Из-за характеристики фазового перехода тепловые трубы обладают огромной способностью передавать тепло, их часто называют «сверхпроводниками» тепла. Сегодня тепловые трубки широко используются в компьютерном, телекоммуникационном и другом разнообразном электронном оборудовании.

Тепловая трубка состоит из полой трубки, закрытой с обоих концов и частично заполненной жидкостью, которая кипит при заданной температуре. Один конец трубки погружают в теплую область, а другой конец - в холодную.Цель состоит в том, чтобы передать тепло по трубе от более теплого региона к более холодному. Из-за нехватки места в большинстве персональных компьютеров и телекоммуникационных систем, на которые накладываются ограничения на размер тепловых труб, предпочтительны обычно миниатюрные тепловые трубки (MHP) диаметром от 3 до 6 миллиметров и менее 400 миллиметров. Приложения MHP для охлаждения телекоммуникационной обуви и ноутбуков были запущены в последнее десятилетие, и сейчас 80% ноутбуков используют MHP. Изучение тепловых труб началось более века назад.В связи с растущим спросом на применение тепловых трубок многие исследователи [1–5] исследовали характеристики тепловых трубок как экспериментально, так и аналитически.

Установившаяся математическая модель петлевой тепловой трубы была создана и сравнена с экспериментальными результатами Bai et al. [6]. Модель смогла предсказать уменьшение длины двухфазной зоны конденсатора в режиме постоянной проводимости, вызванное объемным расширением жидкости в компенсационной камере, и хорошо согласуется с экспериментальными данными.Серия тестов была проведена Ченом и соавт. [7] с миниатюрной петлевой тепловой трубкой (mLHP), которая была разработана для охлаждения бытовой электроники с четырьмя горизонтальными и четырьмя вертикальными ориентациями при различных температурах стока. MLHP представлял собой цилиндрический испаритель с внешним диаметром 5 мм и длиной 29 мм. Рабочие характеристики в установившемся режиме были аналогичными для разных ориентаций, за исключением ориентации, когда испаритель находился над компенсационной камерой. При температуре испарителя 75 ° C тепловая нагрузка испарителя до 70 Вт может быть достигнута с тепловым сопротивлением около 0.2 ° C / Вт. Переходное поведение млГД было подробно изучено.

Исследование новой миниатюрной петлевой тепловой трубы (LHP), состоящей из испарителя, конденсатора, линий пара и жидкости, было проведено Тангом и др. [8]. В LHP испаритель был разделен на две части камеры кипения и всасывания с помощью сепаратора пара, который направлял пар в односторонний поток в линию пара. Кроме того, нижняя часть испарителя была подключена как циркуляционный канал хладагента.

Тщательное экспериментальное исследование было проведено Li et al.[9] на компактной тепловой трубке с контуром медь-вода (LHP) с уникальным плоским квадратным испарителем с размерами 30 мм () × 30 мм (𝑊) × 15 мм (𝐻) и соединительной трубкой, имеющей внутренний диаметр. 5 мм. Используя тщательно разработанную экспериментальную систему, был изучен процесс запуска LHP при различных тепловых нагрузках и изучены возможные механизмы наблюдаемых явлений.

Характеристики противоточных теплообменников, использующих тепловые трубы или двухфазный замкнутый термосифон в качестве теплопередающего элемента, изучаются экспериментально, и была разработана простая аналитическая модель для прогнозирования производительности таких устройств с использованием термосифона Ли. и Бедросян [10].Максимальная скорость теплопередачи имеет уникальное функциональное соотношение между соотношением двух массовых расходов потока и отношением нагретой к охлаждаемой длине теплопередающих элементов, независимо от геометрии пучка элементов. Анализ теплопередачи наклонного двухфазного замкнутого термосифона был разработан Цзо и Гуннерсоном [11]. Вызванный наклоном круговой поток был неблагоприятным с точки зрения высыхания, поскольку тонкую пленку жидкости на верхней стороне было легче выкипеть, но, напротив, был благоприятным в отношении затопления, поскольку толстая пленка на нижней стороне соответствовала большой силе тяжести.

Математическая модель и ее численное решение для ламинарного двухфазного потока жидкости и пара рабочей жидкости в капиллярной структуре микротепловых трубок были исследованы Garcia et al. [12]. Математическая модель сформулирована для стационарного, одномерного течения пара и квазиодномерного течения жидкости. Приведенные результаты представляют собой продольные распределения массового расхода, давления и площади поперечного сечения фаз, а также радиуса кривизны границы раздела жидкость-пар для микротепловой трубки с капиллярной структурой с поперечным сечением четырех советы астроид.Проанализирована связь между максимальной теплоотдачей и капиллярным давлением. Для проверки математических моделей полученные результаты сравниваются с данными, опубликованными в специализированной литературе.

На основе сохранения импульса и уравнений Лапласа-Юнга было получено аналитическое выражение для минимального радиуса мениска, а выражение для максимального капиллярного предела теплопередачи в микро / малых тепловых трубках было получено Ма и Петерсоном [13]. Эти выражения включают касательные напряжения на границах раздела жидкость / твердое тело и жидкость / пар, эффекты краевого угла, падение давления пара, угол наклона, размеры канавки и эффекты угла канала.Подробная математическая модель для прогнозирования способности теплопередачи и температурных градиентов, которые вносят вклад в общий осевой перепад температуры как функцию теплопередачи в микротепловой трубе, также была разработана Петерсоном и Ма [14].

В задачи настоящего исследования входит определение доминирующих параметров теплопередачи тепловой трубы. В настоящем исследовании было проведено экспериментальное исследование характеристик теплопередачи тепловой трубы для сухих условий и с тремя различными жидкостями, такими как ацетон, метанол и вода, с четырьмя степенями заполнения для каждой жидкости.Конечная цель исследования - построить новую корреляцию коэффициента теплоотдачи с доминирующими параметрами.

2. Эксперимент

Длина тепловой трубки из медной трубки составляла 150 мм, и она имела внутренний диаметр 5 мм и внешний диаметр 8 мм (как показано на рисунке 1). Из Ni-Cr проволоки, имеющей внутренний диаметр 8 мм и длину 50 мм, был изготовлен нагреватель на 230 В, мощностью 50 Вт, и нагреватель использовался для обеспечения необходимого источника тепла на испарителе. Испаритель и адиабатические участки тепловой трубы изолированы асбестом для минимизации потерь тепла через эти участки.Для контроля тепловложения использовался вариак. Провода термопар типа K использовались в качестве датчиков температуры (положения термопар показаны черной сплошной точкой на Рисунке 1 с их измерениями). Для измерения температуры используется 8-канальный цифровой индикатор температуры. К торцу конденсатора припаивали пять медных ребер длиной 50 мм, шириной 15 мм и толщиной 0,5 мм. Эксперименты проводились с сухим ходом (т.е. без рабочего тела в трубе) и мокрым (с рабочим телом внутри).Тепловая трубка без рабочего тела по сути. представляет собой металлический проводник. Его производительность считается основой для оценки тепловой трубы (то есть с рабочей жидкостью в ней). Повышение температуры при использовании нагревателя наблюдалось через регулярные промежутки времени до достижения установившегося состояния. Эксперименты были повторены для разных тепловложений с разными коэффициентами заполнения, и были составлены различные графики для изучения характеристик миниатюрной тепловой трубы с целью оптимизации запасов жидкости.


2.1. Методика эксперимента

Испытательная секция состоит из трех частей, как упоминалось ранее: испарительной, адиабатической и конденсаторной секций. В эксперименте параметры теплопередачи измерялись для трех различных жидкостей (дистиллированная вода, метанол и ацетон). Также параметры были измерены для условий сухого хода (без жидкости). Итак, были изготовлены две миниатюрные тепловые трубки. В условиях сухого хода тепловая трубка была герметизирована снизу и сверху. В случае тепловой трубы, в которой использовались жидкости, нижняя часть была закрыта, а верхняя часть закрыта пробкой.Термическая проволока Ni-Cr была намотана вокруг секции испарителя. Питание нагревателя подавалось от сети через вариак. Ребра были прикреплены к секции конденсатора, и вентилятор был направлен к ребрам для принудительной конвекции, которая могла возникнуть в этой секции.

Шесть комплектов проводов термопар были прикреплены к корпусу с помощью термостойкого клея. Сначала все наборы термопар были сплавлены вместе в верхней точке, и было гарантировано, что, кроме верхней точки, они не соприкасаются ни с какими другими точками.Затем их прикрепили к телу. Остальные концы проводов термопары соединялись с цифровым считывателем термопар с помощью соединительных проводов. Термопары были размещены в шести точках на поверхности тепловой трубы, две в секции испарителя, две в адиабатических секциях и две в секции конденсатора. Термопары в каждой секции были размещены с интервалом 20 мм, а в некоторых случаях 30 мм, как показано на рисунке 1.

Эксперименты проводились с сухим ходом (без рабочей жидкости в трубе) и мокрым (с рабочей жидкостью внутри. ).Тепловая трубка без рабочего тела по сути представляет собой металлический проводник. Его производительность считается основой для оценки тепловой трубы (с рабочей жидкостью в ней). Переходные испытания проводились на тепловой трубке, в которую был включен нагреватель, и через определенные промежутки времени наблюдалось повышение температуры до достижения установившегося состояния. После достижения устойчивого состояния температуры в шести точках регистрировались путем изменения положения селекторного переключателя. Этот эксперимент был повторен для разных подводимых тепла, разных коэффициентов заполнения и для разных рабочих жидкостей.Были составлены различные графики для изучения характеристик миниатюрной тепловой трубки с целью оптимизации запасов жидкости. Различные тепловыделения были достигнуты путем изменения выходного напряжения от вариатора.

Коэффициент заполнения означает процент объема секции испарителя, заполненный рабочими жидкостями. Коэффициенты заполнения, использованные в этом эксперименте, составляли 35%, 55%, 85% и 100% объема испарителя для всех трех различных рабочих жидкостей.

Все показания температуры в шести точках на поверхности тепловой трубки были сняты для всех трех рабочих жидкостей и для всех коэффициентов заполнения после достижения установившегося состояния.

2.2. Data Reduction

Эффективность тепловой трубы может быть представлена ​​системой теплового сопротивления. Тепловое сопротивление 𝑅 можно представить как = 𝑒 − 𝑇𝑐𝑄∘C / W. (1) Общий коэффициент теплопередачи ℎ тепловой трубы можно определить как = 𝐴𝑇𝑒 − 𝑇𝑐W / m2⋅∘C. (2) Здесь 𝑇𝑐 - средняя температура в конденсаторе (° C), 𝑇𝑒 - средняя температура в испарителе (° C), 𝑄 - подводимая теплота (Вт), 𝐴 - площадь поверхности теплопередачи в испарителе (м 2 ).

3. Результаты и обсуждение

Эксперимент проводился как с рабочей жидкостью, так и без нее. Ситуация без рабочей жидкости называется сухим режимом, а с рабочей жидкостью - мокрым. Эксперимент в сухом режиме представляет характеристики теплопередачи в обычном проводнике, в то время как мокрый режим отображает характеристики действующей тепловой трубы. В этом исследовании тестируются три разные рабочие жидкости, такие как дистиллированная вода, метанол и ацетон, которые имеют различный полезный рабочий диапазон температур.Тепловая трубка была заполнена 35%, 55%, 85% и 100% объема испарителя, испытанного для различных тепловложений и рабочих жидкостей.

3.1. Изменение температуры поверхности,

Профили осевой температуры строятся на основе данных о температурах, полученных на различных осевых расстояниях на теле тепловой трубы. Осевое распределение температуры вдоль тепловой трубы для сухого хода показано на рисунке 2. Фактически, на рисунке представлены изменения температуры испарителя, адиабатического участка и конденсатора в зависимости от расстояния для сухого хода.На рисунке показано, что градиент осевого распределения температуры увеличивается с увеличением количества подводимого тепла и показывает большую разницу температур в секции конденсатора и испарителя. Тенденция очевидна, поскольку для увеличения теплопередачи в случае простой теплопроводности требуется больший температурный наклон.


Мокрый тест показывает (как показано на рисунке 3) уменьшенные наклоны осевого распределения температуры для ацетона с коэффициентом заполнения 35% при аналогичных тепловложениях, что указывает на эффективное увеличение теплопередачи даже при пониженных наклонах температуры.Аналогичные тенденции наблюдаются для всех других рабочих жидкостей.


.

Страница не найдена | MIT

Перейти к содержанию ↓
  • Образование
  • Исследовательская работа
  • Инновации
  • Прием + помощь
  • Студенческая жизнь
  • Новости
  • Выпускников
  • О MIT
  • Подробнее ↓
    • Прием + помощь
    • Студенческая жизнь
    • Новости
    • Выпускников
    • О MIT
Меню ↓ Поиск Меню Ой, похоже, мы не смогли найти то, что вы искали!
Попробуйте поискать что-нибудь еще! Что вы ищете? Увидеть больше результатов

Предложения или отзывы?

.

Тепловые трубки и технологии теплопередачи с фазовым переходом для охлаждения электроники

1. Введение

Эффективная технология охлаждения - важнейшее требование для надежной работы электронных компонентов. Способы охлаждения электроники можно иерархически разделить на охлаждение на уровне микросхемы, охлаждение на уровне корпуса и охлаждение на уровне системы, в зависимости от геометрического масштаба. При охлаждении на уровне корпуса или системы охлаждающие модули, такие как радиаторы и тепловые трубки, широко используются для эффективного рассеивания тепла, а также для равномерного распределения температуры.В частности, в последнее время резко возросло использование тепловых трубок для охлаждения электроники, поскольку тепловая трубка представляет собой привлекательную схему пассивного охлаждения, которая может обеспечивать высокую эффективную теплопроводность и большую способность к теплопередаче. Как показано на Рисунке 1, тепловые трубки традиционно использовались для ПК, ноутбуков, телекоммуникационных устройств, солнечных коллекторов, небольших энергетических систем, таких как геотермальные трубы, и спутников. В последнее время тепловая трубка используется даже для смартфонов, автомобильных фар, газовых горелок, светодиодных продуктов и сельскохозяйственных систем, как показано на Рисунке 2.

Рис. 1.

Применения с тепловыми трубками.

Тепловая трубка - это тепловой сверхпроводник, теплопроводность которого составляет несколько тысяч ватт на метр-Кельвин. Благодаря чрезвычайно высокой эффективной теплопроводности тепловая трубка может обрабатывать большой объем теплопередачи с незначительным перепадом температуры. Кроме того, тепловая трубка представляет собой модуль пассивного охлаждения, который не требует потребления энергии или движущихся частей. В буквальном смысле тепловая трубка - это, по всей видимости, просто труба без каких-либо аксессуаров для ее эксплуатации.Кроме того, форма тепловой трубы не обязательно должна быть цилиндрической, но она может иметь различные формы, такие как диски, плоские пластины и профили. Благодаря этим характеристикам тепловая трубка рассматривается как окончательный кандидат для решения тепловой проблемы параллельной полупроводниковой промышленности с высокой плотностью мощности, которая включает солнечные элементы, светодиоды, усилители мощности, лазеры, а также электронные устройства.

Рисунок 2.

Недавние приложения.

Рисунок 3.

Превосходство тепловых трубок над другими теплопроводными материалами.

Рисунок 3 наглядно демонстрирует превосходство тепловой трубки. Качество модуля теплопередачи характеризуется эффективной теплопроводностью ( k eff ) или тепловым сопротивлением ( R th ) модуля. Например, типичное значение эффективной теплопроводности тепловой трубы медь-вода длиной 0,5 м и диаметром 1/2 дюйма составляет около 10 000 Вт / мК, что намного больше, чем у теплопроводных металлов, таких как медь ( ~ 377 Вт / мК) или алюминия (~ 169 Вт / мК).Это приводит к очень низкому термическому сопротивлению (~ 0,3 К / Вт), что указывает на низкий перепад температуры по отношению к данной тепловой нагрузке. При подаче тепла 20 Вт эта тепловая трубка будет давать разницу температур 6 ° C между источником тепла и поглотителем, тогда как металлические стержни с той же геометрией имеют 206 ° C и 460 ° C для меди и алюминия соответственно. При условии, что температура окружающего воздуха 20 ° C, температура чипа составляет всего 26 ° C, что позволяет разработчикам легко придумать правдоподобное и интересное тепловое решение.

В этой главе рассматриваются общие аспекты тепловых трубок для охлаждения электроники. Содержание охватывает принцип работы тепловых трубок, методы проектирования и анализа, компоненты и структуру тепловых трубок, реализацию в охлаждении электроники, характеристики и теории, а также процесс проектирования и производства.

2. Принцип работы

2.1. Введение в принцип работы

Рисунок 4.

Принцип работы тепловой трубы.

Принцип работы тепловой трубы представлен на Рисунке 4.Тепловая трубка состоит из металлической оболочки, фитиля и рабочего тела. Фитиль представляет собой микропористую структуру из металла, которая прикрепляется к внутренней поверхности конверта. Рабочее тело находится в пустоте внутри фитиля. Когда тепло подводится к испарителю от внешнего источника тепла, приложенное тепло испаряет рабочую жидкость в тепловой трубе. Образующийся пар рабочей жидкости повышает давление и приводит к перепаду давления в осевом направлении. Разница давлений перемещает пар из испарителя в конденсатор, где он конденсируется, выделяя скрытую теплоту парообразования в теплоотвод.Между тем, истощение жидкости из-за испарения в испарителе заставляет поверхность раздела жидкость-пар проникать на поверхность фитиля, и, таким образом, там создается капиллярное давление. Это капиллярное давление перекачивает конденсированную жидкость обратно в испаритель для повторного испарения рабочей жидкости. Точно так же рабочая жидкость циркулирует в замкнутом контуре внутри оболочки, в то время как испарение и конденсация одновременно имеют место для поглощения и рассеивания тепла соответственно. Высокие тепловые характеристики тепловой трубы обусловлены скрытой теплотой парообразования, которая обычно составляет миллионы Джоулей на 1 кг жидкости.

2.2. Фитиль для тепловой трубки

Течение в фитиле происходит за счет того же механизма, что и всасывание воды губкой. Микроразмерные поры в губке (или фитиле) могут должным образом образовывать мениск на границах раздела жидкость-пар, и это дает градиент капиллярного давления и, как следствие, движение жидкости. Следует отметить, что фитиль обеспечивает капиллярную перекачку рабочей жидкости, которая должна постоянно подаваться для работы тепловой трубы, а также протока рабочей жидкости.Кроме того, фитиль также действует как путь теплового потока, поскольку приложенное тепло передается рабочей жидкости через оболочку и фитиль. Следовательно, тепловые характеристики тепловой трубки сильно зависят от конструкции фитиля.

Рис. 5.

Типичные фитильные конструкции.

В связи с этим для улучшения тепловых характеристик тепловых труб используются различные типы фитильных конструкций. На рисунке 5 показаны три типичных типа фитильных структур: фитиль с сетчатым экраном (его также часто называют волокнистой сеткой или обернутым экраном), фитиль с канавками и фитиль из спеченных частиц (или спеченного порошка).Фитиль из сетчатого экрана - это наиболее распространенная фитильная конструкция, которая изготавливается из обернутого тканью металлической проволоки. В фитиле с канавками используются осевые канавки, вырезанные непосредственно на внутренней поверхности оболочки в качестве проточного канала. Фитиль из спеченных частиц состоит из слегка сплавляемых в процессе спекания мелких металлических частиц. Основные характеристики вышеупомянутых типов фитилей показаны на рисунке 6. Фитиль с сетчатым экраном может иметь высокое капиллярное давление и умеренную проницаемость, поскольку можно контролировать количество пор на единицу длины и герметичность конструкции, где проницаемость является мерой способности пористой среды для передачи жидкости через себя при заданном перепаде давления следующим образом:

Рисунок 6.

Характеристики фитильных конструкций.

, где K - проницаемость, U - средняя скорость потока внутри пористой среды, μ - вязкость, а d P / d x - приложенный градиент давления.

Однако эффективная теплопроводность мала, потому что экраны термически не связаны друг с другом. В случае фитиля с рифлением эффективная теплопроводность высока из-за прочного теплового пути.Он имеет дополнительное преимущество, заключающееся в том, что широкий и прямой (не извилистый) путь потока может обеспечить высокую проницаемость. Однако капиллярное давление сильно ограничено из-за того, что масштаб канавок, которые обрабатываются посредством процесса экструзии, не может быть уменьшен за пределы нескольких десятков микрометров. Следует отметить, что максимальное развивающееся капиллярное давление обратно пропорционально характерной длине поровой структуры. С другой стороны, фитиль из спеченных частиц имеет высокое капиллярное давление, а также эффективную теплопроводность от умеренной до высокой из-за регулируемого размера частиц и плавного контакта между частицами.Однако проницаемость фитиля из спеченных частиц относительно низкая из-за узкого и извилистого пути потока. Как показано, у данного типа фитиля есть свои плюсы и минусы. Поэтому дизайнеры выбирают тип фитиля в соответствии с соответствующими подходящими приложениями.

3. Тепловые характеристики

3.1. Различные механизмы

Рис. 7.

Ограничения производительности в зависимости от температуры.

В случае других охлаждающих модулей нет «ограничения» теплопередачи, подразумевая, что увеличение скорости теплопередачи просто приводит к увеличению перепада температуры и ухудшению ситуации.Напротив, существует определенное ограничение тепловых характеристик тепловой трубы, выше которого скорость теплопередачи не может быть увеличена для надежной работы. Тепловые характеристики тепловой трубы ограничиваются одним из различных механизмов в зависимости от диапазона рабочих температур и геометрии тепловой трубы. Предел вязкости обычно возникает во время неустойчивого пуска при низкой температуре, когда падение внутреннего давления недостаточно велико для перемещения пара по тепловой трубе. Звуковой предел также обычно имеет место во время нестационарного пуска при низкой температуре, когда режим дросселирования потока достигается при звуковой скорости пара.Предел капиллярности связан со способностью фитиля перемещать жидкость через необходимый перепад давления. Это происходит, когда скорость циркуляции рабочего тела увеличивается так, что перепад давления на всем пути потока достигает развиваемого капиллярного давления. Когда происходит капиллярный предел, в испарителе происходит высыхание, в то время как испаряется больше жидкости, чем может быть подано за счет капиллярного действия фитиля. Предел уноса связан с границей раздела жидкость-пар, где встречаются встречные потоки двух фаз.В некоторых случаях сопротивление, оказываемое паром на возвращающуюся жидкость, может быть достаточно большим, чтобы унести поток конденсата в фитиль, что приведет к высыханию. Предел кипения, как известно, возникает, когда зарождение пузырьков инициируется в секции испарителя. Пузырь обычно не может легко выйти из фитиля с порами микроскопического размера и эффективно предотвратить попадание жидкости на нагретую поверхность, что, в свою очередь, приводит к выгоранию. Известно, что тепловой поток от выгорания обычно составляет от 20 до 30 Вт / см 2 для фитилей из спеченных частиц.

Рисунок 8.

Предел капиллярности и предел кипения.

На рис. 7 показана теплоемкость тепловой трубы (медь – вода, диаметр 1 см, длина 30 см), определяемая различными ограничивающими механизмами по температуре. Как показано на этом рисунке, предел вязкости, предел звука и предел уноса не играют важной роли в определении теплоемкости тепловой трубы, если только температура не очень низкая (<-20 ° C). Тепловые трубы, работающие при температуре выше атмосферной, практически регулируются только пределом капиллярности или пределом кипения, как показано на рисунке 7.Существует хороший метод различения этих двух ограничений (см. Рисунок 8). Капиллярный предел возникает, когда поток жидкости в осевом направлении не может обеспечить скорость испарения из-за ограниченного капиллярного давления. Предел кипения возникает, когда пузырек препятствует потоку жидкости на нагретую поверхность. Другими словами, предел капиллярности представлен пределом осевого (или бокового) переноса жидкости, тогда как предел кипения представлен пределом радиального (или вертикального) переноса жидкости.Следует отметить, что в тепловой трубе ограничение на перенос жидкости представляет собой предел теплопередачи, поскольку скорость теплопередачи задается как произведение коэффициента скрытой теплоты и массового расхода рабочей жидкости. В этом отношении предел кипения становится доминирующим, когда эффективная длина тепловой трубы относительно мала, и наоборот. Предел кипения также становится важным при высокой рабочей температуре, потому что образование пузырьков более вероятно при сильном перегреве.Следующие два подраздела будут посвящены моделям капиллярного предела и предела кипения соответственно.

3.2. Предел капилляров

Предел капилляров также называется пределом капиллярности. Как уже упоминалось, капиллярный предел возникает, когда поток жидкости в осевом направлении не может обеспечить скорость испарения. Такая ситуация возникает при условии, что перепад давления на всем пути потока равен развиваемому капиллярному давлению. Перепад давления рабочей жидкости складывается из перепада давления в проточном тракте (Δ P l ), перепада давления в паровом тракте (∆ P v ), дополнительного падения давления, создаваемого противотоком на межфазной границы (Δ P l - v ), а также падение гравитационного давления (Δ P g ).Таким образом, условие капиллярного ограничения описывается следующим уравнением:

ΔPc = ΔPl + ΔPl − v + ΔPv + ΔPgE2

, где Δ P c - перепад капиллярного давления между секциями испарителя и конденсатора. Как правило, перепад давления пара (Δ P v ) и перепад межфазного давления (Δ P l – v ) пренебрежимо мал по сравнению с другими; Таким образом, уравнение сводится к следующему:

2σReff = μlLeffKAwρlm.+ ρlgLeffsinϕE3

, где левая часть представляет Δ P c , первый член в правой части равен Δ P l , а второй член соответствует Δ P г . В этом уравнении σ - коэффициент поверхностного натяжения, R eff - эффективный радиус пор фитильной структуры, μ l - вязкость рабочей жидкости, L eff - эффективная длина тепловой трубы, K, - проницаемость, A w - площадь поперечного сечения фитиля, ρ l - плотность рабочей жидкости, м.- массовый расход, г, - гравитационная постоянная, и φ, - угол ориентации относительно горизонтальной плоскости. Теплопроводность тепловой трубы прямо пропорциональна массовому расходу рабочей жидкости:

, где h fg - коэффициент скрытой теплоты рабочего тела. Объединение уравнений (3) и (4) дает следующее уравнение для капиллярного предела:

Qmax = KAwhfgρlμlLeff2σReff − ρgLeffsinϕE5

Следует подчеркнуть, что K и R eff связаны с микроструктурой фитиля; h fg , σ , μ l и ρ l - свойства жидкости; и L eff и A w представляют макроскопическую геометрию тепловой трубы.Когда гравитационной силой можно пренебречь, уравнение (5) можно переписать, и каждый вид параметров можно выделить как независимый член следующим образом:

Qmax = 2σhfgρlμlAwLeffKReffE6
Рисунок 9.
Значения

K и Reff для типичных фитильных структур.

Первый абзацный термин представляет собой комбинацию свойств жидкости, предполагая, что капиллярный предел тепловой трубы пропорционален этому термину. Этот термин называется добротностью рабочего тела. Второй термин в абзаце относится к макроскопической геометрии тепловой трубы.Последний термин относится к микроструктуре фитиля, поэтому в отношении конструкции фитиля мы должны максимально использовать этот термин. Этот термин часто называют капиллярной характеристикой фитиля. Проницаемость K, пропорциональна характеристической длине поры, тогда как R eff обратно пропорциональна размеру поры. Следовательно, соотношение между K и R eff позволяет найти компромисс между этими двумя конкурирующими эффектами. Значения K и R eff для репрезентативной структуры фитиля показаны на рисунке 9.

3.3. Предел кипения

Что касается предела кипения, постулируется, что предел кипения наступает, как только начинается зарождение пузырьков. Начало пузырькового кипения внутри фитиля рассматривалось как механизм отказа, и его избегали. На основе этого постулата широко использовалась следующая корреляция для прогнозирования предела кипения [1]:

Qmax = 2πLekeTvhfgρvlnri / rv2σrb − PcE7

, где L e - длина испарителя, k e - эффективная теплопроводность фитиля, T v - температура парового ядра, h fg - скрытая теплота, ρ v - плотность пара, r v - радиус паровой сердцевины, r i - радиус внешнего круга, включая толщину фитиля, и σ - коэффициент поверхностного натяжения.В уравнении (7) важными конструктивными параметрами, связанными с микроструктурой фитиля, являются r b и P c , которые представляют собой радиус пузырька и капиллярное давление соответственно. Несмотря на то, что уравнение (7) является простым и в замкнутой форме, трудно реализовать это уравнение, в котором эти параметры являются довольно произвольными, и, таким образом, трудно точно предсказать эти значения. Для точного определения r b и P c необходимо провести дополнительный эксперимент [1].Также существует другая фундаментальная проблема, при которой пузырьковое кипение внутри фитиля не обязательно представляет собой предел теплопередачи, если пузырьки не могут выйти из фитиля, как указывали несколько исследователей [2]. Действительно, пузырьковое кипение не может останавливать или замедлять капиллярный поток в пористой среде согласно литературным источникам. Некоторые исследователи даже настаивали на том, что пузырьковое кипение в фитилях тепловых труб с умеренной температурой не только допустимо, но также может привести к повышению производительности за счет значительного увеличения коэффициента теплопередачи по сравнению с моделью теплопроводности и, следовательно, снижения перепада температуры фитиля [3].Следовательно, следует пролить новый свет на модель предела кипения. Как показано в уравнении (6), ключевыми параметрами для ограничения капиллярности являются K и R eff . Уравнение (7) показывает, что ключевым параметром для предела кипения является k e , без учета влияния проницаемости. Недавно было показано, что предел кипения не достигается при пузырьковом кипении, если паровой пузырь может эффективно выходить из фитиля [4]. Это говорит о том, что K также является важным параметром для предела кипения.

4. Конструкции тепловых труб

4.1. Процедура проектирования тепловой трубы

Процедура расчета тепловой трубы выглядит следующим образом:

  1. выбор рабочей жидкости,

  2. выбор типа фитиля,

  3. выбор материала контейнера,

  4. определение диаметра,

  5. определение толщины,

  6. конструкция фитиля и

  7. конструкция теплоотвода и интерфейса источника.

Каждой процедуре будут посвящены следующие подразделы.

4.2. Выбор рабочей жидкости

Первым шагом при проектировании тепловой трубы является выбор рабочей жидкости в соответствии с рабочей температурой тепловой трубы. Каждая жидкость имеет свой профиль давления пара в зависимости от температуры. Давление пара увеличивается с увеличением температуры, и когда давление пара достигает давления окружающей среды, происходит кипение. Тепловая трубка предназначена для работы почти при температуре кипения для облегчения скорости теплопередачи, связанной со скрытой теплотой.Поэтому рабочую жидкость следует выбирать с учетом рабочей температуры тепловой трубы. Различные виды рабочих жидкостей, их диапазоны рабочих температур и соответствующие внутренние давления показаны на рисунке 10. В случае водяной тепловой трубы, работающей при комнатной температуре, внутреннее давление тепловой трубы обычно устанавливается равным примерно 0,03 бара для максимизируя тепловые характеристики. Когда рабочая температура составляет 200 ° C, внутреннее давление тепловой трубки должно быть установлено примерно на 16 бар.Для криогенных применений используется газообразный гелий или азот. Для средне- или высокотемпературных применений обычно используются жидкие металлы, такие как натрий и ртуть. Внутреннее давление тепловой трубки должно быть правильно отрегулировано в соответствии с ее рабочей температурой.

Рисунок 10.

Рабочая температура рабочих жидкостей.

Рисунок 11.

Показатели добротности рабочих жидкостей.

Выбор рабочего тела также важен с точки зрения тепловых характеристик.Уравнение (6) показывает, что тепловые характеристики тепловой трубы прямо пропорциональны свойствам жидкости: ρ l σh fg / μ l . Это часто называют добротностью рабочего тела. На рис. 11 показаны показатели качества по температуре для различных рабочих жидкостей. Как показано на этом рисунке, вода при низких и умеренных температурах является жидкостью с наивысшим показателем добротности.Вот почему для тепловых трубок чаще всего используется вода. Другой распространенной жидкостью является аммиак, который используется при низких температурах.

Рис. 12.

Совместимость материалов.

4.3. Выбор типа фитиля

Второй шаг - выбрать тип фитиля. Как правило, можно выбрать пять вариантов: без фитиля (для термосифона), фитиль с сеткой, рифленый фитиль, фитиль из спеченных частиц и фитиль гетерогенного типа. Причина, по которой мы выбираем тип фитиля перед выбором материала, заключается в том, что технологическая микроструктура зависит от материала.

4.4. Выбор материала контейнера и фитиля

После выбора типа фитиля выбирается материал для контейнера и фитиля. Здесь главное внимание уделяется совместимости рабочей жидкости и материала. Известно, что сочетание воды и меди хорошо совместимо. С другой стороны, вода несовместима с алюминием из-за нежелательного образования газа. Совместимость материала с рабочей жидкостью показана на рисунке 12. Показано, что медь совместима с водой, ацетоном и метанолом.Алюминий хорошо совместим с ацетоном и аммиаком, но не с водой.

4.5. Определение диаметра

Следующим этапом является определение диаметра тепловой трубы. Диаметр становится основным геометрическим параметром с учетом скорости пара. Когда диаметр тепловой трубы слишком мал, скорость пара сильно увеличивается, и появляется эффект сжимаемости, что, в свою очередь, значительно ухудшает характеристики тепловой трубы. Обычно известно, что эффект сжимаемости незначителен, когда число Маха меньше 0.2. Чтобы соответствовать этому критерию, должно выполняться следующее уравнение.

dv> 20QmaxπρvhfgγvRvTvE8

где d v - диаметр парового ядра, Q max - максимальный осевой тепловой поток, ρ v - плотность пара, γ v - теплоемкость пара, h fg - скрытая теплота парообразования, R v - газовая постоянная для пара, а T v - температура пара.

4.6. Определение толщины

Поскольку тепловая труба подобна сосуду под давлением, она должна соответствовать нормам ASME для сосудов. Обычно максимально допустимое напряжение при любой заданной температуре может составлять только одну четвертую максимальной прочности материала на растяжение. Максимальное кольцевое напряжение в стенке тепловой трубы определяется следующим образом [1]:

, где f max - максимальное напряжение в стенке тепловой трубы; P - перепад давления на стене, вызывающий напряжение; d o - внешняя стенка тепловой трубы; t - толщина стенки.Критерий безопасности задается следующим образом:

, где σ Y - напряжение текучести материала контейнера. Комбинируя уравнения (9) и (10), получаем:

4.7. Конструкция фитиля

Максимальные тепловые характеристики тепловой трубы указаны в уравнении (6). Получим уравнение (6) как уравнение (12).

Qmax = 2σhfgρlμlAwLeffKReffE12

В уравнении (12) расчетные параметры, связанные с фитилем, составляют K и R eff .Известно, что K пропорционален квадрату характерного размера пор, тогда как R eff обратно пропорционален характеристическому размеру пор. Следовательно, капиллярные характеристики K / R eff прямо пропорциональны характерному размеру пор. Однако, когда размер пор слишком велик, капиллярное давление становится слишком маленьким, так что эффект гравитации не может быть преодолен, что, в свою очередь, делает тепловую трубку бесполезной.Кроме того, большой размер пор представляет собой значительный эффект силы инерции. Следует отметить, что уравнение (12) выводится при постулировании, что расход рабочей жидкости определяется балансом между капиллярной силой и силой вязкого трения, где сила инерции пренебрежимо мала в микромасштабном потоке. Когда сила инерции становится значительной, тепловые характеристики значительно отклоняются от прогноза по уравнению (12), другими словами, значительно ухудшаются. По этим причинам размер частиц фитиля из спеченных частиц обычно составляет от 40 мкм до 300 мкм.В случае петлевой тепловой трубы (LHP), где требуется чрезвычайно высокое капиллярное давление, используются частицы никеля диаметром 1–5 мкм.

4.8. Конструкция интерфейса теплоотвод – источник

Помимо конструкции самой тепловой трубы, интерфейсы тепловой трубки с теплоотводом – источником также представляют значительный интерес, поскольку тепловое сопротивление межфазного контакта намного больше, чем у самой тепловой трубки. Контактное тепловое сопротивление между испарителем и источником тепла и между конденсатором и радиатором относительно велико.Поэтому их нужно тщательно продумать и свести к минимуму.

4.9. Соображения по тепловому сопротивлению

Рис. 13.

Схема теплового сопротивления.

В разделах 4.1–4.7 только максимальная способность теплопередачи рассматривалась как показатель эффективности тепловой трубы. Однако иногда другой показатель эффективности, тепловое сопротивление, более важен, когда скорость теплопередачи не является важным фактором, а равномерность температуры более важна.Тепловое сопротивление тепловой трубки можно оценить на основе сети теплового сопротивления, как показано на рисунке 13. T x - это температура источника тепла, а T cf - температура радиатора. Индексы e и c обозначают испаритель и конденсатор соответственно. Индексы s , l и i представляют оболочку, жидкость и границу раздела соответственно. Различные компоненты термического сопротивления и корреляции для их прогнозирования показаны на рисунке 14.

Рисунок 14.

Корреляции термического сопротивления.

5. Применение для охлаждения электроники

Существуют следующие типы применений тепловых трубок для охлаждения электроники: использование плоской тепловой трубки, встроенного теплораспределителя с тепловой трубкой, блока к ребру, блока к блоку и ребра к ребру . Трубчатая тепловая трубка не может использоваться только потому, что ее интерфейс не может быть полностью присоединен к электронным устройствам, имеющим плоский интерфейс. Чтобы тепловая трубка была адаптирована для охлаждения электроники, сама тепловая трубка должна быть выполнена в виде плоской пластины, или трубчатая тепловая трубка должна быть прикреплена к прямоугольному блоку, как показано на рисунке 15.Распределитель тепла, встроенный в тепловую трубку, показан на рис. 16.

Применение блока с ребрами показано на рис. 17. Тепловая трубка в любом случае должна быть подключена к радиатору для окончательного отвода тепла в воздух. Блок, встроенный в тепловую трубку, можно напрямую подсоединить к ребру, как показано на этом рисунке. В некоторых приложениях, таких как серверный компьютер и телекоммуникационный блок, обрабатывающий большой объем данных, используется блочный модуль, как показано на рисунке 18. В некоторых приложениях также используется модуль «плавник-плавник».

Рис. 15.

Использование трубчатой ​​тепловой трубки и плоской тепловой трубки.

Рис. 16.

Теплораспределители, встроенные в тепловую трубку.

Рис. 17.

Приложения Block-to-Fin.

Рисунок 18.

Блочные приложения.

Использование тепловых трубок для охлаждения электроники подразделяется на портативные устройства, VGA, мобильные ПК, светодиодные проекторы и связанные с ними устройства, ретрансляторы телекоммуникаций и т. Д. Тепловая труба также широко используется в системах сбора солнечного тепла, таяния снега, теплообменников и связанных с ними энергетических приложений, а также чисто научных приложений, требующих сверхточного контроля температуры.Тепловая трубка является оптимальным решением для тепловых сетей, особенно для полупроводниковых устройств, производительность и срок службы которых чувствительны к температуре. Использование тепловых трубок, несомненно, будет расширяться, и постепенно они будут иметь более сильный эффект в различных промышленных областях.

6. Резюме

В этой главе представлены общие аспекты тепловых трубок. Принцип работы тепловой трубы основан на двухфазных потоках, накачиваемых за счет капиллярного давления, создаваемого на фитиле. Фитиль играет важную роль в определении тепловых характеристик тепловой трубы.В связи с этим были разработаны различные типы фитильных структур, такие как фитиль с сетчатым экраном, желобчатый фитиль и фитиль из спеченных частиц. Тепловые характеристики тепловой трубы обычно определяются пределом капиллярности, который можно легко спрогнозировать на основе простого аналитического метода, представленного уравнением (6). Предел кипения также важен при высоких рабочих температурах. Однако точной модели предела кипения пока нет. Конструкция тепловой трубы начинается с выбора рабочей жидкости, за которым следует выбор типа фитиля и материала контейнера, определение диаметра и толщины, конструкции фитиля и конструкции интерфейса радиатор-источник.Применение тепловых трубок для охлаждения электроники можно классифицировать по конфигурации: тепловая трубка со встроенным расширителем, блок-блок, блок-ребро и плавник-ребро.

.

Теплопередача и энтропия | IntechOpen

1. Введение

Когда вы читаете стандартный учебник по термодинамике (например, [1-3]) как одну из наиболее фундаментальных формул, вы обнаружите, что

указывает на то, что (процесс) количество тепла (δQ), очевидно, близко связаны с (государственной) количественной энтропией (dS), здесь обе записаны как бесконечно малые величины.

Если же вы проделаете то же самое со стандартным учебником по теплопередаче (например, [4] с 1024 страницами или [5] с 1107 страницами), вы не найдете энтропии ни в указателе этих книг, ни в тексте. .

Для этого могут быть две причины: либо энтропия оказалась несущественной для анализа теплопередачи, либо энтропия сознательно игнорируется сообществом теплопередачи, несмотря на ее актуальность. Что является правдой, это пока открытый вопрос, и на него можно ответить, только если принять во внимание термодинамические соображения.

В термодинамике значение энтропии по отношению к теплопередаче не вызывает никаких споров, в ее значимости следует убедить сообщество теплопередачи.Лучше всего это можно сделать, продемонстрировав преимущества включения энтропии в анализ теплопередачи, а также продемонстрировав недостатки, с которыми приходится сталкиваться, когда энтропия игнорируется.

2. Термодинамический взгляд на теплообмен

2.1. Общие соображения

Инженеры, использующие фразу «теплопередача», не будут обеспокоены представлением о том, что тепло перемещается через границу системы и затем накапливается в ней, увеличивая ее теплосодержание.

Однако такая аргументация нарушает как минимум два принципа термодинамики и упускает из виду важный момент.С точки зрения термодинамики тепло - это величина процесса, которая описывает определенный способ передачи энергии через границу системы. И, конечно, это количество не может быть сохранено, может храниться только энергия, перемещаемая им.

И решающий момент: передача энергии в виде тепла в систему коренным образом отличается от передачи энергии в процессе работы. Энергия, передаваемая в виде тепла и работы, хотя и может быть одинаковым, имеет совсем другое качество, если она является частью энергии системы.Чтобы выразить это в простой и пока еще не точной форме: не только количество энергии учитывается в процессах передачи энергии (например, передача тепла), но также качество энергии и изменение качества во время процесса передачи. . Если это так, то должна быть мера качества и его потенциального ухудшения в процессах передачи энергии. Здесь энтропия играет решающую роль - даже в рассмотрении теплопередачи.

Из очень четкого принципа сохранения энергии (термодинамически сформулированного как первый закон термодинамики) мы знаем, что энергия, заданная как первичная энергия, никогда не теряется при использовании в технических устройствах, а в конечном итоге оказывается частью внутренней энергии окружающей среды.Но тогда это уже бесполезно. Очевидно, что энергия обладает определенным потенциалом, который может потеряться на пути от первичной энергии к внутренней энергии окружающей среды.

В термодинамике есть полезное определение, с помощью которого можно охарактеризовать качество энергии, которое было впервые предложено в [6]. Это определение в первую очередь относится к энергии, которая подвержена процессам передачи либо работы, либо тепла. Согласно этому определению энергия состоит из двух частей: эксергии, и энергии, .В рамках этой концепции эксергия - драгоценная часть энергии. Это та часть, которую можно использовать в работе, пока она не станет частью внутренней энергии окружающей среды. Иногда эксергия также называется , доступная работа . Оставшаяся часть энергии называется анергией. Согласно второму закону термодинамики эксергия может потеряться (может быть преобразована в анергию) в необратимых процессах, но никогда не может возникнуть. Любая передача энергии работой или теплом, таким образом, может либо сохранить эксергетическую часть энергии в обратимом процессе, либо уменьшить ее в необратимом.

Что касается теплопередачи, важны два аспекта: первый - это количество энергии, передаваемой теплом, а второй - количество эксергии, теряемой в этом (теплопередающем) процессе. Игнорирование энтропии означает, что можно учесть только первый аспект. Для полной характеристики процесса теплопередачи должны быть учтены оба аспекта, то есть должны быть указаны две физические величины. Они могут быть

В процессе теплопередачи обе величины не зависят друг от друга, потому что определенное количество энергии (q˙) может передаваться с различным ухудшением качества, т.е.е. с разной степенью необратимости (ΔT). Здесь ΔT является косвенной мерой снижения качества энергии в процессе передачи, поскольку ΔT = 0 является обратимым пределом необратимого процесса с ΔT> 0. Когда требуются две независимые величины, тогда необходимы два безразмерных параметра в контексте безразмерного описания процессов теплопередачи. В разделе 3 будет обсуждаться, чего не хватает при использовании числа Нуссельта Nualone для характеристики процесса теплопередачи.

В термодинамике два аспекта переноса энергии и ее обесценивания необратимыми процессами количественно оцениваются путем введения энтропии и ее генерации в ходе необратимых процессов. В этом контексте энтропия является мерой структуры системы, хранящей рассматриваемую энергию, то есть энергия может храниться более или менее упорядоченным образом. Это снова может быть выражено в терминах эксергии по сравнению с анергией переданной и накопленной энергии.

2.2. Изменение энтропии в процессах передачи энергии

Для большинства соображений представляет интерес не абсолютное значение энтропии, а ее изменение во время определенного процесса, такого как процесс передачи тепла.Это изменение энтропии в процессе переноса обычно бывает двояким:

  1. Перенос - изменение энтропии в обратимом процессе,

  2. Генерация - изменение энтропии, когда процесс переноса необратим, т.е. необратим.

Таким образом, в реальном (необратимом) процессе изменение энтропии всегда является суммой обоих, то есть (i) + (ii).

Для процесса теплопередачи между двумя температурными уровнями Ta и Tb две части (i) и (ii) равны

dgS˙ = δQ˙ (1Ta − 1Tb) = δQ˙Ta− TbTaTb = δQ˙ΔTTaTbE3

Уравнение (2) соответствует к эк.(1) во введении, теперь в терминах скорости непрерывного процесса. Уравнение (3) утверждает, что генерация энтропии приводит к увеличению энтропии, когда энергия передается от одной системы (a) с высокой температурой (то есть с низкой энтропией) к другой системе (b) с низкой температурой (то есть с высокой энтропией). Таким образом, общее изменение энтропии в таком процессе составляет

. На рисунке 1 такой процесс проиллюстрирован для конвективной теплопередачи от потока в системе (a) с m˙ato потоком в системе (b) с m˙b.Стенка между обоими потоками - диабатическая, стенки в окружающую среду - адиабатические.

Изменение энтропии в ур. (3) строго говоря, это только приближение. Он основан на предположении, что в (a) и (b) реальные распределения температуры могут быть аппроксимированы их (постоянными) средними значениями и что падение температуры от (a) до (b) полностью происходит в стенке между ними. системы, см. рисунок 1 для иллюстрации этого приближения. В разделе 4 учитывается реальное распределение температуры, чтобы определить изменение энтропии при образовании без приближения.

Хотя это не является темой данной главы, следует упомянуть, что (i) и (ii) являются для передачи энергии работой:

с δΦ˙ как скорость диссипации механической энергии в поле потока, участвующем в передаче. обработать. То, что всегда dtS˙ = 0, справедливо для рабочей передачи энергии, показывает фундаментальное различие двух способов передачи энергии, то есть посредством тепла или работы, ср. экв. (2) для передачи энергии теплом.

Рис. 1.

Конвективная теплопередача от потока в (a) к потоку в (b) над элементом поверхности dA (1) Распределение реальной температуры (2) Модель средней температуры

2.3. Обесценивание энергии в процессе теплопередачи и концепция энтропийного потенциала

Когда в процессе передачи энергии теряется эксергия, «ценность» энергии уменьшается, поскольку эксергия как драгоценная часть энергии уменьшается. Это называется девальвацией энергии во время процесса передачи и непосредственно связано с генерацией-изменением энтропии, ср. экв. (3).

Потеря эксергии и генерируемая энтропия взаимосвязаны так называемой теоремой Гуи-Стодолы, см., Например, [7].Он читается как

Здесь T∞ - температура окружающей среды, а E˙le - это потеря мощности эксергии E˙e уровня энергии E˙ после разделения E˙ на эксергетическую и анергическую части, E˙e и E˙a, соответственно. .

Для одной операции передачи, обозначенной it, тогда существуют конечные потери эксергии

с S˙g, ias генерация энтропии в операции передачи i. Эту генерацию энтропии можно и нужно рассматривать в контексте тех девальваций скорости передачи энергии E˙, которые произошли до операции передачи i и будут происходить после нее.Эта идея принимает во внимание, что определенная энергия (скорость) всегда начинается как первичная энергия, являющаяся эксергией в целом, и, наконец, заканчивается как часть внутренней энергии окружающей среды, затем как анергия в целом. В [8] это было описано как «цепочка девальвации» по отношению к скорости передачи энергии E˙ с процессом, охватывающим одно звено этой цепи.

Для суммы всех однократных операций передачи, которые полностью обесценивают энергию со 100% эксергии до 100% анергии,

удерживается.Здесь S˙g - это общее образование (скорость) энтропии, то есть увеличение энтропии окружающей среды, когда E˙ становится частью его внутренней энергии.

В [8] эта величина называется энтропийным потенциалом :

энергии E˙, участвующей в процессе передачи энергии (здесь: тепла). Принимая это за эталонную величину, так называемое число девальвации энергии

Ni≡ S˙g, iS˙g = T∞S˙g, iE˙E11

указывает, какая часть энтропийного потенциала энергии используется в определенной передаче. процесс i с Ni = 0 для обратимого процесса.Примеры будут приведены позже.

3. Инженерный взгляд на теплопередачу

Как упоминалось ранее, инженеры, обученные решать проблемы теплопередачи с помощью таких книг, как [4], мало заботятся или совсем не заботятся об энтропии. Они характеризуют ситуации теплопередачи коэффициентом теплопередачи

или, более систематически, числом Нуссельта

В обоих случаях q˙w и ΔT объединяются в одной оценочной величине, так что два независимых аспекта теплопередачи

  • сумма, связанная с q˙wand

  • , изменение качества, связанная с ΔT

, отдельно не фиксируется.Вторая величина оценки требуется для исчерпывающей характеристики ситуации теплопередачи. Это может быть число девальвации энергии Nia согласно ур. (11).

Когда Nia учитывает качество теплопередачи, число Нуссельта охватывает количественный аспект в следующем смысле. Часто либо ΔTor q˙ware назначают в качестве теплового граничного условия. Затем число Нуссельта количественно определяет теплопередачу, предоставляя возникающий тепловой поток или требуемую разницу температур, соответственно.Оба аспекта являются количественными, поэтому вопрос о качестве остается открытым. Тогда это решается числом обесценения энергии Ni.

Поскольку число Нуссельта хорошо известно в сообществе теплопередачи, а число девальвации энергии Ni - нет, Ni будет дополнительно объяснен в отношении его физических основ в следующем разделе.

4. Физика, лежащая в основе девальвации энергии. Число

Согласно закону теплопроводности Фурье, см., Например, [4] или [9],

δQ˙ → = −k (grad T) dAE14

i.е. тепловой поток возникает по (отрицательному) градиенту температуры. Передаваемая таким образом энергия уменьшает свою эксергетическую часть, поскольку эта эксергетическая часть равна

с коэффициентом Карно

Здесь снова T∞ - это температура окружающей среды, так что эксергетическая часть Q˙ после того, как ее уровень температуры Thas достигнет температуры окружающей среды, равно нулю.

Эти постоянные потери эксергии, когда теплопередача происходит с gradT> 0 (необратимая теплопередача) в соответствии с теоремой Гуи-Стодола (7), сопровождается генерацией энтропии, которая здесь может быть записана как

или после интегрирования локальной скорости генерации энтропии S˙g '' 'как

, что в декартовых координатах читается как

dgS˙ = kT2 [(∂T∂x) 2+ (∂T∂y) 2+ (∂T∂z) 2] dVE19

Обратите внимание, что это уравнение .(19) сводится к ур. (3) когда существует линейное распределение температуры только в направлении x, так что ∂T / ∂x = ΔT / Δx, dV = dAΔx и ∂Q˙ = −k (ΔT / Δx) dA.

Сравнение ур. (3) и (19) показывает, что

в модели средней температуры в соответствии с ур. (3) и рисунок 1 (2) представляет собой интегрирование относительно δQ˙, в то время как с реальным распределением температуры в соответствии с ур. (19) и рис. 1 (1) это интегрирование по объему, учитывающее скорость генерации локальной энтропии.

В обоих случаях определяется S˙g, i, которое представляет собой общее генерирование энтропии за счет теплопроводности в процессе передачи i.Число девальвации энергии относится к энтропийному потенциалу Q˙, то есть к Q˙ / T∞, так что

Ni = k T∞Q˙∫V1T2 [(∂T∂x) 2+ (∂T∂y) 2 + (∂T∂z) 2] dVE21

- это процент используемого энтропийного потенциала энергии E˙, который в процессе i передается в виде тепла Q˙. Обратите внимание, что часть энтропийного потенциала уже использовалась на пути E˙старта в качестве первичной энергии в ситуации, когда она передается в виде тепла, а оставшаяся часть энтропийного потенциала после процесса теплопередачи может быть использована в последующих процессы передачи энергии.Это может проиллюстрировать, почему важно видеть определенный процесс передачи в контексте общей цепочки обесценивания энергии, начиная с первичной энергии и заканчивая частью внутренней энергии окружающей среды. Подробнее об этой концепции см. [8] .

5. Конвективная теплопередача

Часто конвективная теплопередача происходит в технических приложениях, таких как электростанции, системы отопления или охлаждения. Затем задействован второй поток энергии, который представляет собой рабочую скорость потока, которая необходима для поддержания потока, в котором или из которого происходит передача тепла.Этот поток энергии, применяемый в качестве работы, представляет собой чистую эксергию, которая теряется в процессе рассеяния во время конвективной теплопередачи.

5.1. Потери из-за рассеяния механической энергии

В гидромеханике потери в поле течения обычно характеризуются коэффициентом сопротивления cD для внешних потоков и коэффициентом потери напора K для внутренних потоков, которые представляют собой безразмерную силу сопротивления FD и безразмерную потерю давления Δp соответственно . В таблице 1 оба определения показаны вместе с альтернативным подходом, основанным на скорости генерации энтропии S˙g, D из-за рассеяния механической энергии (индекс: D).Подробнее об этом альтернативном подходе см. [10]. Поскольку оба коэффициента, cD и K, учитывают скорость диссипации Φ˙ в поле потока и согласно уравнению. (6) δΦ˙ = TdgS˙ диссипация механической энергии соответствует потере эксергии только при T = T∞, ср. экв. (7). Когда поток возникает при температуре, отличной от температуры окружающей среды T∞, cD и K учитывают диссипацию, но не потерю эксергии в потоке.

Затем необходим второй коэффициент, который лучше всего определяется как число разрушения эксергии NE, аналогичное числу девальвации энергии, ур.(11), т.е.

традиционный подход альтернативный подход
внешний поток cD = FDρ2u∞2A cD = Tρ2u∞165 внутренний , D расход K = Δpρ2um2 K = Tρ2um3AS˙g, D

Таблица 1.

Коэффициенты сопротивления и потери напора; общепринятые и альтернативные определения из [10]. u∞: скорость набегающего потока, um: средняя скорость в поперечном сечении

, которая для внешнего потока с E˙ = u∞22m˙ = ρ2u∞3Ais (c.f. таблица 1):

NE = T∞TcD (число разрушения эксергии) E23

и для внутреннего потока с E˙ = um22m˙ = ρ2um3Ais (см. таблицу 1):

NE = T∞TK (число разрушения эксергии) E24

Примечание что NE не является числом девальвации энергии в смысле его определения в ур. (11) поскольку эталонная величина E˙in eq. (22) не является скоростью передачи энергии (которая может быть обесценена в процессе передачи). Вместо этого в конвективном процессе участвует кинетическая энергия. Он служит эталонной величиной для работы потока, необходимой для поддержания потока.

Отличается от Ни в соответствии с ур. (11), для которого по определению всегда 0≤Ni≤1, NE не ограничивается этим диапазоном. Например, NE = 3 для внутреннего потока означает, что потери эксергии (разрушение эксергии) во время этого процесса в три раза выше, чем кинетическая энергия, участвующая в конвективном процессе. Обратите внимание, что обесценивается не кинетическая энергия, а энергия, которая входит в систему в виде работы потока, являясь чистой эксергией вначале и частично или полностью преобразованной в анергию в процессе диссипации.

5.2. Оценка конвективной теплопередачи

Поскольку обе энергии в процессе конвективной теплопередачи (необходимая работа потока и передаваемая тепловая энергия) подвергаются обесцениванию, они обе должны учитываться при оценке процесса конвективной теплопередачи, например, с целью его оценки. оптимизация.

Что касается потерь, то учитывается потерянная эксергия обеих энергий, участвующих в процессе конвективной теплопередачи. Эти эксергетические потери характеризуются соответствующими скоростями образования энтропии S˙g, iin eq.(11) и S˙g, Din eq. (22). Они могут быть добавлены для обеспечения общей скорости генерации энтропии в процессе конвективной теплопередачи и служат в качестве целевой величины в процедуре оптимизации. Это разумный критерий для всех тех случаев, когда эксергетическая часть процесса передачи энергии учитывается как цикл мощности. В таком процессе эксергия, теряемая перед турбиной, не может быть преобразована в механическую энергию в турбине, что снижает эффективность энергетического цикла.

Когда скорость генерации энтропии должна быть определена из подробных численных решений процесса конвективной теплопередачи, S˙g, если следует из ур.(19), (20) в то время как S˙g из-за диссипации определяется как

S˙g = ∫ dgS (число разрушения эксергии) ˙E25

с

dgS˙ = μT (2 [(∂u∂x) 2+ ( ∂u∂y) 2+ (∂u∂z) ​​2] + (∂u∂y + ∂v∂x) 2+ (∂u∂z + ∂w∂x) 2+ (∂v∂z + ∂w∂y) 2) dVE26

Когда поток турбулентный, dgS˙ согласно ур. (19) и (26) подходят только для подхода прямого численного моделирования (DNS) в отношении турбулентности, как в примере, показанном в [11]. Поскольку решения DNS с их необычайной вычислительной потребностью не могут использоваться для решения технических проблем, вместо них решаются усредненные по времени уравнения (усредненные по Рейнольдсу Навье-Стокса: RANS).Затем также необходимо усреднить dgS˙ по времени, что приведет к:

dgS˙C = dgS˙C¯ + dgS˙C'E27

и

dgS˙D = dgS˙D¯ + dgS˙D'E28

с dgS˙ C¯ и dgS˙D¯ для генерации энтропии в усредненном по времени поле температуры и скорости, а также dgSÀC'и dgSÀD' для усредненных по времени вкладов соответствующих флуктуирующих частей.

Все четыре части равны

dgS˙C¯ = kT2 [(∂T¯∂x) 2+ (∂T¯∂y) 2+ (∂T¯∂z) 2] dVE29dgS˙C '= kT2 [(∂ T'∂x) 2¯ + (∂T'∂y) 2¯ + (∂T'∂z) 2¯] dVE30dgS˙D¯ = μT (2 [(∂u¯∂x) 2+ (∂u¯ ∂y) 2+ (∂u¯∂z) 2] + (∂u¯∂y + ∂v¯∂x) 2+ (∂u¯∂z + ∂w¯∂x) 2+ (∂v¯∂z + ∂ w¯∂y) 2) dVE31dgS˙D '= μT (2 [(∂u'∂x) 2¯ + (∂u'∂y) 2¯ + (∂u'∂z) 2¯] + (∂u '∂y + ∂v'∂x) 2¯ + (∂u'∂z + ∂w'∂x) 2¯ + (∂v'∂z + ∂w'∂y) 2¯) dVE32

с результатами для турбулентного поле потока из уравнений RANS, dgS˙C¯ и dgS˙D¯ может быть определено, но не dgS˙C 'и dgS˙D'.Для этих условий необходимы модели турбулентности, как, например, в [12].

5.3. Безразмерные параметры

Когда необходимо оценить весь процесс конвективной теплопередачи (включая потери эксергии в температуре и в поле потока), это опять же следует делать с помощью безразмерных параметров. Введены безразмерные параметры:

  • Число Нуссельта Nu / экв. (13), что указывает на силу теплопередачи по сравнению с ее необратимостью;

  • Число девальвации энергии Ni / экв.(11), что указывает на потерю энтропийного потенциала переданной энергии;

  • Коэффициент потери напора K / таблица 1, указывающая скорость рассеяния в поле потока;

  • Число разрушения эксергии NE / экв. (24), что указывает на потерю эксергии в поле течения.

Если теперь интересуют общие потери эксергии для процесса конвективной теплопередачи, то это, в основном, сумма эффектов, охватываемых Ni и NE. Однако поскольку оба параметра не обезразмериваются одинаково, их нельзя просто добавить.E = 0 для процесса, в котором вся эксергия теряется из-за ее преобразования в анергию.

6. Примеры

Будут приведены два примера, в которых параметры, которые были введены выше, будут использоваться для характеристики ситуации теплопередачи. Из этих примеров должно стать очевидным, что энтропию и / или ее генерацию не следует игнорировать, когда процессы теплопередачи рассматриваются в практических промышленных приложениях.

6.1. Полностью развитая труба потока с теплопередачей

Этот простой пример может проиллюстрировать, насколько важно учитывать генерацию энтропии, которая является ключевым аспектом в девальвационном числе энергии Nia согласно его определению (11).

То, что обычно можно найти в качестве характеристики теплопередачи полностью развитого трубного потока, - это число Нуссельта Nu. Предположим, что Nu = 100, и это происходит на верхнем температурном уровне энергетического цикла, то есть перед турбиной этого устройства преобразования энергии. Предположим также, что эта ситуация теплопередачи с Nu = 100 и тепловым потоком q˙w = 103 Вт / м2 на длине L = 0,1 происходит в двух разных энергетических циклах:

  • Паросиловый цикл (SPC) с водой в качестве рабочего тела и верхнего температурного уровня Tm, u = 900 К.

  • Органический цикл Ренкина (ORC) с аммиаком Nh4 в качестве рабочего тела и верхним температурным уровнем Tm, u = 400 К.

Когда в обоих циклах Nu, q˙wand Lare одинаковы, разница температур ΔTin Nuaccording к эк. (13) для аммиака в 2,6 раза больше, чем для воды. Это связано с разными значениями теплопроводности k воды (при Tm, u = 900 K и p = 250 бар) и аммиака (при Tm, u = 400 K и p = 25 бар), принимая типичные значения для температуры и давления уровни в обоих циклах.

Для дальнейшего сравнения обратите внимание, что число обесценения энергии согласно ур. (11) в этом случае с dgS˙ согласно ур. (3) и проинтегрировали для получения

S˙g, i = Q˙w, i (1Tw − 1Tm, u) ≈Q˙w, i ΔTTm, u2E35

с E˙ = Q˙wis

В таблице 2 показаны значения число девальвации энергии Ни для обоих случаев в соответствии с этим приближением. Это показывает, что только 0,37% энтропийного потенциала используется для теплопередачи в случае SPC, но почти 5% в случае ORC, «хотя» обе ситуации теплопередачи имеют одинаковое число Нуссельта Nu = 100 и одинаковое количество энергия передается.Обратите внимание, что только та часть энтропийного потенциала, которая еще не используется, доступна для дальнейшего использования после рассматриваемого процесса.

Цикл / жидкость кВт / м · К T∞K Tm, uK ΔTK SPC
300 900 10 0,0037
ORC / аммиак 0.038 300 400 26 0,049

Таблица 2.

Теплопередача при Nu = 100, q˙w = 103 Втм2, L = 0,1 мин, два разных цикла мощности

6.2. Использование CFD для оценки теплообменника

В предыдущем примере были рассмотрены два аналогичных процесса при двух разных уровнях температуры. Такой поток в трубе с теплопередачей является частью ситуации теплопередачи, показанной на рисунке 1: холодная сторона (b) нагревается.

Во втором примере вычислительная гидродинамика (CFD) используется для оценки нагрева жидкости в канале пластинчатого теплообменника, пытаясь найти наилучшую точку работы устройства.Сначала мы опишем устройство и то, как оно моделируется, а затем обсудим результаты и способы их использования. Более подробную информацию можно найти в [14].

6.2.1. Геометрия устройства

Пластинчатые теплообменники состоят из гофрированных пластин, которые расположены в стопке пластин, образующих каналы между пластинами. Пластины сконструированы таким образом, что две жидкости отделяются друг от друга по пути через соседние каналы.

В зависимости от гофры пластины каналы имеют постоянно меняющееся поперечное сечение, но имеет повторяющийся геометрический рисунок.и период Λ; c.f. [15]

6.2.2. Моделирование устройства

Первое упрощение, сделанное для облегчения моделирования, состоит в том, что пластина (и, следовательно, теплообменник) предполагается иметь бесконечную длину. Таким образом, можно пренебречь воздействием на поток, вызываемым областями входа или выхода: поток развивается гидравлически. Это имеет два последствия:

  • канал может быть смоделирован как бесконечно повторяющаяся полоса конечной длины, см. Рисунок 3 (a),

  • только половина канала должна быть смоделирована, см. Рисунок 3 (b).

Результирующая геометрия домена показана на рисунке 4.

Рисунок 3.

Упрощенная геометрия теплообменника: (а) симметричная полоса; (б) область решения из-за предположения симметрии.

Рис. 4.

- вид полосы смоделированного пластинчатого теплообменника.

Второе упрощение заключается в том, что теплообменник работает со сбалансированным противотоком: производительность m˙cp одинакова на горячей и холодной стороне, так что разница температур между ними, а также flux q˙ware одинаков во всех точках между входом и выходом.

6.2.3. Граничные условия

На основе предположений, сделанных выше, периодические граничные условия могут применяться к полю потока в основном направлении потока x (см. Рисунок 3). Граничное условие, применяемое по отношению к полю давления, представляет собой так называемое граничное условие «веер», которое устанавливает постоянный перепад давления между впускным и выпускным участками. В плоскости симметрии накладывается граничное условие симметрии, а граничные условия прилипания выполняются на всех стенках.

Рисунок 5.

Общая скорость генерации энтропии S˙g, скорость генерации энтропии из-за диссипации S˙g, D и скорость генерации энтропии из-за проводимости S˙g, C (нормализованная с минимальной скоростью генерации энтропии при Re≈2000) при различных числах Рейнольдса , для моделируемого прохода теплообменника.

Температурное поле имеет граничное условие вентилятора с положительной разностью температур ΔTio между впускным и выпускным участками. Это приводит к нагреванию жидкости, когда она проходит через симулированный проход.Граничное условие, используемое для верхней и нижней стенок, - это линейно возрастающий температурный профиль в среднем направлении потока. Увеличение температуры ΔTω, io совпадает с ΔTio. Вместе эти два граничных условия моделируют уравновешенную противоточную конфигурацию теплообменника. Граничное условие нулевого градиента используется для прокладки, которая моделируется как адиабатическая стенка.

Изменение перепада давления приводит к разной средней скорости потока. Чтобы сохранить постоянный тепловой поток q˙w, необходимо было соответствующим образом отрегулировать разницу температур между входом и выходом (ΔTw, io = ΔTio = q˙wA / m˙cp).

6.2.4. Результаты моделирования

Результаты, полученные в результате моделирования CFD, дают доступ к полям скорости, давления и температуры u, p и T. Их можно использовать для расчета коэффициента теплопередачи и коэффициента потери напора для рассматриваемой конвективной теплопередачи.

Расчет полей давления и скорости - дорогостоящая часть моделирования. Когда предполагается, что все свойства жидкости постоянны, т.е. не зависят от давления и температуры, температурное поле можно даже смоделировать как пассивный скаляр, что требует очень небольших вычислительных затрат.Четыре части генерации энтропии (S˙g, C¯, S˙g, C ', S˙g, D¯, S˙g, D', см. Уравнения (29) - (32) в разделе 5.2. ) являются величинами постобработки: их можно получить из u-, p- и T-полей без решения дополнительных дифференциальных уравнений. Это полезно для оценки определенного процесса, работающего на разных уровнях температуры.

Скорость образования энтропии из-за рассеяния, проводимости и их сумма показаны на рисунке 5 для различных чисел Рейнольдса. Для увеличения числа Рейнольдса S˙g, Din уменьшается, а S˙g, C уменьшается.Оптимальная точка работы может быть определена примерно при Re = 2000. Такой же оптимум может быть определен на рисунке 6 для числа девальвации энергии теплообменника Nhe, поскольку в уравнении. (11) тепловой поток, площадь стенки и температура окружающей среды одинаковы для всех расчетов.

Рис. 6.

Число девальвации энергии Nhe для имитированного прохода пластинчатого теплообменника.

Обратите внимание, что кривые для S˙g, Cand S˙g, Din на рис. 5 являются почти прямыми линиями, особенно для более высоких чисел Рейнольдса.Следовательно, необходимы только два моделирования, чтобы приблизительно оценить оптимальную точку работы. Из двух прямых линий для S˙g, Cand S˙g, D сумма обоих результатов в виде кривой с минимумом при оптимальном числе Рейнольдса.

Как упоминалось ранее, генерация энтропии - это величина постобработки. Это может быть использовано для оценки смоделированной ситуации теплопередачи при различных уровнях температуры. Если общее изменение температуры между входом и выходом не слишком велико, можно сделать приближение, просто соответствующим образом масштабируя результаты.Генерация энтропии из-за диссипации S˙g, D, new на уровне температуры Tnewis (по сравнению с генерацией энтропии в существующем результате моделирования) S˙g, D, new / S˙g, D, sim = Tsim / Tnew. Если новый уровень температуры выше, S˙g, D, new будет меньше, чем S˙g, D, sim. Точно так же для генерации энтропии за счет проводимости соотношение S˙g, C, new / S˙g, C, sim = (Tsim / Tnew) 2. Опять же, если новый уровень температуры выше, S˙g, C, new будет меньше, чем S˙g, C, sim. Оптимальная точка работы смещается к более низкому числу Рейнольдса (см. Рисунок 7), потому что влияние изменения уровня температуры на S˙g, C больше, чем влияние на S˙g, D.

Рис. 7.

Скорость генерации энтропии для теплопередачи при различных уровнях температуры. При более высоких температурах оптимальная рабочая точка смещается в сторону более низких чисел Рейнольдса.

7. Выводы

Несмотря на очевидную низкую популярность, генерация энтропии является важным аспектом любого процесса теплопередачи. Каждый реальный технический процесс включает в себя генерацию энтропии, которую в какой-то момент нужно выпустить в окружающую среду. Было показано, что каждый поток энергии имеет энтропийный потенциал, который представляет собой количество энтропии, которое может быть выброшено в окружающую среду вместе с потоком энергии.Поэтому он устанавливает предел для всех необходимых процессов, связанных с этим потоком энергии. На основании этого был введен показатель девальвации энергии , который количественно определяет часть энтропийного потенциала, которая теряется в процессе передачи. Число девальвации энергии применимо ко всем процессам, в которых передается энергия, и рекомендуется для их оценки, особенно в отношении устойчивости.

На примерах также было показано, как различные ситуации теплопередачи можно сравнивать друг с другом.Такие сравнения могут проводиться на самых разных уровнях, начиная от оценки системы (т.е. для сравнения различных систем) и заканчивая более подробными исследованиями, касающимися оптимизации подсистем, которые являются частью общей системы теплопередачи. Также было показано, как существующие результаты моделирования могут быть повторно использованы при различных уровнях температуры, эффективно снижая стоимость моделирования CFD.

.

Смотрите также