Коэффициент внутреннего турбулентный

Сх) — коэффициент сопротивления внутреннего турбулентного следа, отнесенный к параметрам набегающего потока [c.74]

Если процесс поглощения полностью развит, влияние начального коэффициента сопротивления внутреннего турбулентного следа, отнесенного к параметрам набегающего потока Со г, мало, так как сопротивление, создаваемое поглощаемым внешним невязким потоком, гораздо больше начального сопротивления. Длина, требуемая для поглощения потерь импульса внутренним следом, происходящего наиболее интенсивно в начальный период, пропорциональна в двумерном случае и в осесимметричном случае. Св г изменяется пропорционально (Ке)" /2, если вязкий слой ламинарный, и значение (Си )( может быть оценено не более чем с двукратной ошибкой. [c.184]

Средний коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности стенки при турбулентном режиме течения капельных жидкостей и газов в каналах кольцевого сечения может быть рассчитан по следующей формуле [4] [c.96]

Если бы это было не так и внутренний масштаб турбулентности был бы, как и в случае изотропной турбулентности, равен L/Re (числовой коэффициент опущен), то толщина вязкого подслоя имела бы тот же порядок величины, что и 1у, т. е. бя — L/Re Но тогда после [c.419]

Например, средний коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности трубы к турбулентному потоку жидкости зависит от внутреннего диаметра трубы б, скорости жидкости ук и теплофизических параметров жидкости [c.50]

Коэффициенты Турбулентного обмена, теплопроводности и диффузии. Первый член уравнения (187), характеризующий напряжение от турбулентных пульсаций, можно записать в форме уравнения (6) для внутреннего трения [c.152]

За определяющую здесь принята средняя в данном сечении температура газа, а за определяющий размер — внутренний диаметр трубы. Величина е является поправкой на изменение коэффициента теплоотдачи в начальном термическом участке. При xld) b имеем ег 1. При (x/i/)<15 и турбулентном течении с самого начала трубы согласно [Л. 131] поправочный коэффициент г можно определить по формуле [c.215]

По данным [Л. 61] средние коэффициенты теплоотдачи на внутренней стенке при турбулентном течении газов и капельных жидкостей в каналах кольцевого поперечного сечения можно рассчитать по уравнению [c.218]

Предполагается, что толщина тонкой пленки (при турбулентном потоке) или пограничного слоя, а также количество передаваемой теплоты зависят от массового секундного расхода флюида G — pu, внутреннего диаметра трубы D, вязкости флюида ц, коэффициента теплопроводности флюида /г, удельной теплоемкости флюида Ср. Запишем [c.215]

Величину коэффициента турбулентной диффузии г = аи можно определить экспериментально, применив метод исследования, основанный на изучении распределения концентрации примеси в канале заданной конструкции [3, 4]. В условиях конкретной задачи уравнение распределения концентрации примеси в случае отсутствия внутренних источников будет иметь вид [c.29]

Можно видеть, что степень влияния внутреннего источника тепла на коэффициент теплоотдачи определяется величиной Л. При оз = 1, т. е. в предельно развитом турбулентном потоке, Д = 0 и коэффициент теплоотдачи не зависит от величины дг,. При ламинарном течении, т, е. при параболическом распределении скорости [c.162]

Это уравнение справедливо и для ламинарного течения, если Ятг=Л,т2 = 0. Здесь X — коэффициент теплопроводности А,тг, Ят2 — турбулентные коэффициенты переносе тепла в радиальном и осевом направлении г, 2 — цилиндрические координаты Го — внутренний радиус трубы, Ср — удельная теплоемкость Y — плотность w — скорость в направлении z. [c.101]

Сложнее решается вопрос о значении собственной температуры на главной части поверхности, омываемой быстродвижущимся потоком газа. В пограничном слое, будь то ламинарном или турбулентном, происходит торможение элементов потока из-за действия соответствующих сил трения и, следовательно, имеет место внутреннее тепловыделение. Поскольку в направлении к стенке тепло, по условию, передаваться не может, тепловыделению вследствие трения противостоит теплопроводность (молекулярная или турбулентная) в направлении менее разогретой области, т. е. прочь от стенки. В стационарном состоянии оба взаимно противоположных эффекта компенсируют друг друга в каждой точке поля, обусловливая установление некоторого стабильного профиля температур по внешней нормали к стенке. Чем интенсивнее будет теплопроводность при фиксированной мощности местного тепловыделения, тем меньшей окажется равновесная температура на данном удалении от стенки и, следовательно, на самой стенке. Это рассуждение, как, разумеется, и основное уравнение энергии (4-22), указывает на роль числа Прандтля (отношение коэффициентов кинематической вязкости и температуропроводности) при решении задачи о собственной температуре стенки. На рис. 5-6 приведена для примера расчетная эпюра температур по нормали к продольно обтекаемой воздухом пластине при ламинарном пограничном [c.139]

При турбулентном движе- и жидкости. Практически часто наблюдаемом при заливке жидкого металла в литейные формы, кроме сил внутреннего трения большое значение приобретают силы инерции элементарных частиц, пропорциональные плотности металла. Поэтому при прочих равных условиях турбулентное движение жидкого металла определяется отношением т]в/рм, которое имеет большое значение для практики и определяется как коэффициент кинематической вязкости. [c.71]

При со = 1 величина А = О, т. е. в предельно развитом турбулентном потоке коэффициент теплоотдачи не зависит от плотности внутреннего источника. [c.215]

Диссипативная функция в уравнении (1-13), выражающая скорость рассеяния энергии жидкости, возникающей от работы сил внутреннего трения, не оказывает заметного влияния на распространение тепла в турбулентном потоке несжимаемой жидкости. Пренебрегая рассеиванием энергии вследствие вязкости, а также изменением коэффициента теплопроводности и теплоемкости с температурой [c.17]

Уравнение (8-79) справедливо для внутренней части пограничного слоя, где выполняется логарифмический закон стенки. Если пренебречь экспоненциальными членами, то коэффициент турбулентной температуропроводности Е11, так же как и коэффициент турбулентной вязкости [уравнение (8-28)], будет линейной функцией у [функции Ей у) и е у) имеют разные углы наклона]. [c.218]

В литературе имеется ряд работ ио теплообмену между газом, несущим твердые частицы, и поверхностью главным образом в условиях внутренней задачи. При этом коэффициент теплообмена в отдельных случаях возрастал в 2—3 раза, что связано с переносом тепла мелкими частицами, которые в результате турбулентных пульсаций ио инерции проходят к поверхности или очень близко около нее и передают тепло. Если газовый поток, который вначале будем считать изотермическим, несет капельки жидкости, смачивающей поверхность, на последней должна образоваться пленка, увлекаемая потоком и движущаяся вдоль поверхности. Расход жидкости через пленку возрастает вдоль движения. При некотором расходе и соответствующей толщине пленки начнется обратный процесс — срыв жидкости с пленки. При достаточно длинном канале наступит такой момент, когда поступление жидкости на поверхность будет компенсироваться обратным срывом, условия в пленке установятся, толщина ее перестанет меняться. [c.260]

Решение задачи при турбулентном режиме течения показывает, что для определения коэффициента сопротивления можно пользоваться известными уравнениями, полученными для внутренней задачи, в то время как для определения коэффициента, теплообмена вводится поправка в виде отношения Уг/У , указывающая на то, что наиболее интенсивный процесс теплообмена имеет место при малых значениях г и величина его уменьшается по мере возрастания г. Этим объясняется тепловая перегрузка в области г < / . Очевидно, значение / о должно оцениваться на основании экспериментальных данных. [c.280]

Для простоты можно также принять коэффициент теплоотдачи на внутренней стороне канала линейно зависящим от расхода, т. е. в соотношении (3-15) принять п= (в действительности, например, при продольном омывании стенки турбулентным потоком л = 0,8). Это допущение не является принципиальным, так как можно получить решение и при л = 0,8. Последнее позволит проконтролировать возможность принятия линейной связи между и в- [c.127]

При входе в прямую трубу (канал) поток обтекает кромку входного отверстия, но при недостаточно закругленной кромке входного отверстия поток по инерции отрывается вблизи входа рт внутренней поверхности. Этот отрыв потока и вызванное их вихреобразование являются основными источниками потерь давления при входе. Отрыв потока от стенок трубы влечет за собой уменьшение поперечного сечения (сжатие) струи. Для прямого входного отверстия с острой кромкой коэффициент заполнения сечения (коэффициент сжатия) z = F JFq в случае турбулентного течения равен 0,5. [c.114]

Одной из основных задач для численных методов решения уравнений Навье-Стокса в ламинарной и турбулентной областях течения можно считать определение коэффициентов местных гидравлических потерь. При решении этой внутренней задачи могут уточняться границы области местных потерь. Априорным определением местного гидравлического сопротивления можно принять такой участок трубопровода (русла), на границах которого распределение скоростей близко к распределению скоростей в бесконечно длинной трубе (равномерное течение). [c.107]

Самое важное значение для внутренней поверхности нагревателя имеют два параметра — коэффициент теплоотдачи и коэффициент трения. Зная эти параметры, можно оценить рабочие характеристики существующего теплообменника или для заданных термодинамических условий найти оптимальные размеры разрабатываемой конструкции. Течение газа внутри трубок турбулентное при числах Рейнольдса 2-10 —б-Ю". Перенос тепла осуществляется вынужденной конвекцией рабочего тела. Плотность теплового потока от стенки к газу зависит от коэффициента теплоотдачи внутренней поверхности трубки, массового расхода и удельной теплоемкости газа. Два последних параметра можно в большой степени предопределить выбором газа, а также заданием рабочих объемов и скорости движения поршня, и на этой стадии в основном можно использовать аналитические решения. К сожалению, до настоящего времени не получено полного аналитического решения для теплообмена при вынужденной конвекции в условиях турбулентного течения. [c.248]

Теория гиперзвукового турбулентного следа, разработанная Лизом и Хромасом [6], касается главным образом процесса смешения, который определяет скорости диффузии и охлаждения следа за тупым телом при термодинамическом равновесии. В атой теории рассматривается структура следа за тупыми телами и предлагается упрощенная схема течения во внешней и внутренней частях следа. Граница между этими частями следа считается бесконечно тонкой и предполагается, что расширение границы внутреннего следа зависит только от градиента и величины энтальпии. Кроме того, рассматриваются два предельных вида турбулентной диффузии 1) турбулентность, обладающая локальным подобием , при котором поток в каждом сечении ведет себя как участок автомодельного турбулентного следа с малой скоростью, и коэффициент диффузии пропорционален местной потере количества движения или сопротивлению внутреннего следа на данном участке 2) замороженная диффузия, при которой коэффициент турбулентной диффузии зависит только от начального значения коэффициента сопротивления внутреннего следа в области горла. Если коэффициент диффузии известен, то можно проинтегрировать уравнения турбулентной диффузии для энтальпии и массовой концентрации. Были рассчитаны частные случаи нарастания внутреннего турбулентного следа и проведено сравнение с экспериментальными данными. Кроме того, рассчитан типичный [c.169]

Y — показатель диабаты а и m — коэффициенты внутреннего и турбулентного трения d — диаметр трубопровода. [c.125]

Л. 68]. Этим игнорируется дискретность сы пучей среды, особенно сильно проявляющаяся именно при поперечном обтекании тел. Уравнение энергии по существу записано в форме дифференциального уравнения Фурье — Кирхгофа для стационарного двухмерного поля. Для отличия движущегося слоя от неподвижного в [Л. 118] принимается, что коэффициент пропорциональности не равен коэффициенту эффективной теплопроводности неподвижного слоя и аналогичен коэффициенту теплопроводности при турбулентном теплообмене. Однако в критериальных уравнениях Ми сл и Ре сл выражены через эффективные характеристики неподвижного слоя. При этом коэффициенты наружного и внутреннего трения движущегося слоя использованы в качестве аргументов неправильно, так к к они зависят от условий [c.349]

Re = ---число Рейнольдса, выражающее меру отношения сил инерции движущегося теплоносителя к внутренним силам вязкости и условия перехода от ламинарного режима течения к турбулентному v - кинематическая вязкость F =FLjU - безразмерные массовые силы (например, сила тяжести теплоносителя pFi = pg s m в, где g — ускорение свободного падения, в — угол наклона потока теплоносителя относительно горизонта или объемная архимедова сила в случае свободной конвекции жидкости F = АТ, где р - термический коэффициент расширения жидкости, ЛТ - избыточная температура и др.) точка означает дифференцирование по времени t, причем t = tKLjU )-, индекс после запятой означает дифференцирование по соответствующей координате (г,/ = 1,2,3) [c.91]

В опытах О. С. Федынского определялся коэффициент гидравлического сопротивления при турбулентном течении расплавленного олова в стальных трубах технической шероховатости с окисленной (вороненой) и вылул<енной внутренними поверхностями (рис. 3.4). [c.41]

О. С. Федынский определял коэффициент гидравлического сопротивления при турбулентном течении расплавленного олова в стальных трубах технической шероховатости с окисленной (вороненой) и луженой внутренней поверхностью. Результаты оказались практически одинаковыми для смачиваемой и не-смачиваемой поверхностей. [c.55]

Итак, наряду с явлениями вязкости и теплопроводности, развивающимися на микрофизическом уровне, в жидких и газообразных средах существует турбулентная вязкость и турбулентная теплопроводность, которые обусловливаются возникающим при определенных обстоятельствах макроскопическим пульсацион-ным движением молей. В отличие от коэффициентов и X коэффициенты iJ.,f и только отчасти зависят от физических свойств данной среды, определяемых ее внутренним состоянием, главным же образом эти характеристики турбулентной структуры течения зависят от конфигурации и размеров поля, от уровня осреднен-ных скоростей, от первоначальной организации потока и от других внешних факторов. Кроме того, величины и Х могут меняться и действительно меняются от места к месту. Вместе с тем, как показывает опыт, коэффициенты [j.,,, и Х. , часто в тысячи раз превосходят величины р. и л, вследствие чего в таких случаях механизм турбулентного обмена становится абсолютно доминирующим. [c.78]

Теплоотдачу при течении по змеевикам рассчитывают путем введения в формулы для прямых труб поправочного коэффициента Сг,, который превышает единицу и тем более, чем меньше радиус витка R по сравнению с внутренним диаметром трубы d. Интенсификация теплоотдачи объясняется тем, что в изогнутых трубах возникают вторичные течения, накладывающиеся на основное движение вдоль оси трубы. Ядро потока, движущееся наиболее быстро вниз по течению, отбрасывается из-за центробежного эффекта наружу и заставляет медленные слои вблизи внешней стороны закругления перемещаться вдоль стенок к его внутренней стороне, т. е. в сторону центра кривизны. Таким образом, в поперечном сечении трубы возникает парный вихрь, и течение перестает быть осесимметричным. Дополнительный эффект перемешивания даже при развитом турбулентном режиме обусловливает заметное увеличение коэффициента теплоотдачи (и гидродинамического сопротивления), но, разумеется, еще более резко этот эффект проявляется при малых числах Рейнольдса. Необходимо иметь в виду, что критическое значение Re, определяющее переход к развитому турбулентному режиму, в змеевиках выше, чем в прямых трубах. Так, согласно [2, 3], где содержатся подробности по вопросу о змеевиках, для R/d = 3 и 12 ReKp соответственно равны 11500 и 7000. [c.127]

Рассмотрите полностью развитое турбулентное течение в круглой трубе при постоянной плотности теплового потока на стенке. В потоке имеется рав1номврно распределенный внутренний источник тепла (натример, ящерный) мощностью S, вт/л . Определите зависимость числа Нуссельта от осяовиьгх параметров задачи, если Re=S 10, Рг=4. Коэффициент теллооттдачи а, входящий [c.243]

Исследование теплоотдачи по методу конденсации. На рис. 3-19 приведена схема рабочего участка, в котором обогрев опытной трубки производится 1конденсирующим-ся паром [Л. 3]. Рабочий участок представляет собой горизонтально расположенную трубу 1 с внутренним диаметром 10,2 мм и длиной 600 мм. В качестве после-дуемой жидкости применяется дистиллированная вода в условиях турбулентного движения. Вода подается из сборного бака большой емкости насосом через напорный бачок в рабочий участок. По выходе из рабочего участка вода поступает в уравнительный бачок, поддерживающий постоянное противодавление, а из него через измерительный сосуд снова попадает в сборный бак. Обогрев опытного участка трубы (Производится слегка перегретым водяным паром. Греющий пар подается в -кожух 2 с паровой рубашкой 8, (которым окружена опытная труба. iB нижией половине этого кожуха припаяно 11 перегородок 3, образующих 12 отсеков для сбора и отвода конденсата через штуцера 9. Для обеспечения отвода конденсата, образовавшегося на данном участке опытной трубы, в соответствующий отсек применяются специальные направляющие из тонкого листового материала, припаянные к поверхности опытной трубы и соединенные с перегородками. Длина отсеков различна. На начальном участке опытной трубы, где наблюдается значительное изменение коэффициента теплоотдачи, перегородки ставятся чаще. Расстояния между перегородками указаны на рисунке. [c.172]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...