Конвективная теплоотдача, определени

Кипение в потоке жидкости. Предположим для определенности, что жидкость течет по трубе, температура стенок которой постоянна. Характер теплообмена между жидкостью и стенками трубы показан на рис. 12.7. Пока температура стенок трубы ниже температуры кипения жидкости в данном сечении, теплообмен происходит по законам конвективной теплоотдачи. [c.478]

Выведите формулу для определения коэффициента радиационно-конвективной теплоотдачи. [c.241]

Компенсаторы асинхронные, синхронные — Определение 467 Компенсационные окуляры 334 Компрессоры многоступенчатые — Сжатие воздуха 86 --одноцилиндровые — Сжатие воздуха 84 Конакова формула 628 Конвективная теплоотдача 182 Конвективный теплообмен 182, 206 Конвекция тепла 182 Конденсаторные двигатели асинхронные 499 [c.714]

Значительное влияние оказывает величина ускорения на теплоотдачу за счет естественной конвекции (до возникновения и во время кипения). Результаты ряда экспериментов удовлетворительно согласуются с критериальными уравнениями [92], из которых следует пропорциональность коэффициента теплоотдачи величине Поскольку конвективная теплоотдача вносит определенный вклад в общий процесс передачи тепла к кипящей жидкости, то при сравнительно малых тепловых потоках с возрастанием ускорения происходит повышение коэффициента теплоотдачи при кипении. По мере увеличения теплового потока зависимость коэффициента теплоотдачи от ускорения становится более слабой и, начиная с [c.85]

В связи со сказанным выше в некоторых работах i[4-5] не рекомендуется использовать термозонд для определения воспринятого экранами теплового потока (тепловосприятия), посчитанного по разности падающего и обратного потоков. В этом случае возможны искажения за счет описанной выше разницы в конвективной теплоотдаче к зонду и к экранам, а также из-за затенения зондом поверхности экранов, влияния излучения слоя газов между зондом и экраном и т. д. [c.119]

При расчете коэффициента теплоотдачи целесообразно использовать аналогию МГД-канала с пластиной, а не с трубой [ИЗ], как это делает ряд авторов без учета нестабильности конвективного потока по длине канала. Известно, что конвективная теплопередача может быть в 2—3 раза больше для входных участков по сравнению с концевыми участками канала. В определенной степени это относится к начальному и конечному сечениям для расчетного участка. Расчеты показывают, что стабилизация наблюдается примерно в конце канала. Это подтверждается и совпадением результатов расчета конвективной теплоотдачи, основанной на аналогии канала как с пластиной, так и с трубой для последних участков канала. Кроме того, следует учитывать, что в химически реагирующих средах роль температурных полей выполняют поля энтальпии. [c.117]

Интенсификация конвективного теплообмена, как видно из выражений для определения коэффициентов теплоотдачи, возможна путем повышения скорости теплоносителя, в первую очередь продуктов сгорания, а также уменьшением диаметра труб й или диаметра эквивалентного канала к. При этом коэффициент конвективной теплоотдачи а возрастает пропорционально скорости газов в степени 0,6—0,8 и обратно пропорционально определяющему размеру к в степени 0,4—0,2 в зависимости от расположения труб по отношению к потоку газов. Соответственно сокращаются необходимые конвективные элементы котла. Однако при повышении скорости газов имеет место увеличение аэродинамического сопротивления поверхности нагрева, пропорциональное квадрату скорости газов, и соответственно повышение расхода электроэнергии на тягу. В связи с этим возникают экономически целесообразные пределы повышения скорости газов, лимитируемые также (при сжигании твердого топлива) условиями износа поверхностей нагрева. [c.211]

Главной задачей теории конвективной теплоотдачи является определение количества теплоты, которое проходит через поверхность твердого тела, омываемого потоком. Результирующий поток теплоты всегда направлен в сторону уменьшения температуры. [c.150]

Основными физическими свойствами теплоносителей являются коэффициент теплопроводности удельная теплоемкость с, плотность р, коэффициент температуропроводности а = Я/рс и коэффициент вязкости ц. Для каждого вещества эти параметры имеют определенные значения и, как правило, являются функциями температуры, а некоторые из них и давления. Это очень осложняет изучение конвективной теплоотдачи. [c.152]

Формула для определения коэффициента конвективной теплоотдачи при поперечном обтекании газом труб в пучке может быть представлена в следующем виде [c.194]

Все указанные случаи конвективного теплообмена тел ниже рассматриваются, и приводятся соответствующие расчетные формулы для определения конвективной теплоотдачи. [c.261]

Расчет конвективной теплоотдачи тел проводится с использованием следующих формул для определения теплового потока [c.261]

V) + Рг При отсутствии лучистой составляющей при теплообмене газа с ограждающей поверхностью (Л =0) соотношение (3.33) переходит в зависимость для определения безразмерного коэффициента конвективной теплоотдачи для ламинарной естественной конвекции [c.69]

Суммарный безразмерный коэффициент теплоотдачи будет определяться суммой безразмерного коэффициента конвективной теплоотдачи (4.88) и безразмерного коэффициента лучистого теплообмена. Поскольку толщина теплового пограничного слоя намного меньше высоты конструкции (б < 0, Для определения лучистой составляющей сложного теплообмена целесообразно использовать модель лучистого теплообмена между плоскопараллельными бесконечными пластинами [c.170]

Ото — коэффициент теплоотдачи, определенный по формулам конвективного теплообмена однофазной жидкости (т. е. когда кипения нет). [c.309]

Непосредственное использование экспериментальных формул для определения коэффициента конвективной теплоотдачи приемлемо только для отдельных конкретных случаев теплообмена (вида жидкости, скорости ее движения и т. д.). [c.36]

Для расчета теплового потока теплопроводности через стенку в табл. П-18 приведены значения коэффициентов суммарной теплоотдачи а и удельных тепловых потоков с поверхности стенки при различных ее температурах. Заметим, что данные, приведенные в табл. П-18, являются приближенными, так как получены при следующих упрощающих предпосылках усреднении условий конвективной теплоотдачи для различно ориентированных в пространстве поверхностей теплоотдача происходит излучением при степени черноты излучающей поверхности стенки 0,8. С помощью этих данных определение теплового потока через стенку производится следующим образом. [c.101]

Для объемов с вихревым движением газа, если ограничиться определением теплового потока, осредненного по поверхности объема, при определении коэффициента конвективной теплоотдачи можно исходить из упрощенной схемы теплообмена. Будем полагать, что весь объем, заполненный вихрями, обладает по отношению к турбулентности свойством изотропности. Это позволяет, воспользовавшись зависимостями для изотропной турбулентности, получить рабочую формулу для определения среднего коэффициента конвективной теплоотдачи [9] [c.231]

При уносе вещества с поверхности стенки в зависимости для определения коэффициента конвективной теплоотдачи вносится корректирующий множитель Ч =а/ао, где ао — коэффициент теплоотдачи при отсутствии уноса. При умеренных скоростях уноса материала величина определяется в первом приближении [39] как [c.232]

Коэффициент конвективной теплоотдачи а в этом случае (т.е. при переносе теплоты около поверхности шара только за счет теплопроводности) будет минимальным, (а=атш) и по определению равен [c.492]

Это уравнение дает возможность получить следующую расчетную зависимость для определения значений коэффициента конвективной теплоотдачи [c.39]

Наибольшую сложность здесь представляет учет теплоты, передаваемой от упругого диска через металлические пальцы к полумуфтам. Отводимая через пальцы теплота передается полумуфтам, с поверхности которых часть теплоты рассеивается в окружающую среду посредством конвективного теплообмена, а другая часть передается через полумуфты на валы и другие детали привода. Эти обстоятельства значительно усложняют задачу построения замкнутой термодинамической модели муфты. Необходимо также учитывать, что валы, на которых сидят полумуфты, в ряде случаев могут иметь температуру выше, чем полумуфты за счет нагрева от агрегатов, в состав которых они входят. В этом случае поток теплоты может идти от валов через полумуфты и металлические пальцы к упругому диску. Для определенности при исследовании температурного состояния будем полагать, что теплоотвод от полумуфты через вал отсутствует. Это условие выполняется при нагреве вала от внешних источников до температуры полумуфты. Так как с внешней и боковой поверхности диска отвод теплоты осуществляется за счет конвекции. Отвод теплоты через палец удобно задавать посредством некоторого приведенного коэффициента конвективной теплоотдачи Лпр, определение которого производится следующим образом. [c.101]

Необходимо отметить, что при определении температурного состояния упругого диска необходимо иметь достаточно точную информацию о фактическом коэффициенте конвективной теплоотдачи, коэффициенте демпфирования, коэффициенте трения в зоне контакта и т. д. Получение этой информации связано с большим объемом экспериментальных исследований. Вследствие этого расчет температурного состояния упругого диска, а также его долговечности целесообразно использовать прежде всего при сравнительной оценке различных конструктивных вариантов, работающих в одинаковых условиях, что позволяет на стадии проектирования определить наиболее рациональный вариант. [c.103]

Для проверки расчетной модели производилось сопоставление данных расчета и эксперимента. Испытания муфты производились на специальном стенде, позволяющем осуществлять нагружение муфты постоянным и переменным вращающим моментом. Поскольку конструкция испытательного стенда не позволяла проводить испытания при вращении муфты, условия конвективного теплообмена с наружной поверхности создавались обдувом муфты с помощью специальной крыльчатки, приводимой во вращение от отдельного привода. Измерение температуры производилось с помощью хромель-копелевых термопар и электронного потенциометра ПСР-1. Внедрение термопар в резиновый упругий элемент осуществлялось путем прокалывания резины полой иглой, внутрь которой закладывалась термопара. После прокалывания резинового элемента игла извлекалась из отверстия, а термопара оставалась в теле упругого элемента. Результаты эксперимента показывают в целом удовлетворительное совпадение расчетных и опытных данных. Совершенствование методики экспериментальных исследований может иметь целью разработку более точных методов определения коэффициента относительного рассеяния энергии ф, коэффициента конвективной теплоотдачи /г и теплофизических параметров резины. [c.120]

Для определения величины конвективной теплоотдачи используют формулу [c.26]

Между теплообменом и аэродинамическим сопротивлением имеется определенная связь и повышения коэффициента конвективной теплоотдачи а достигают увеличением потерь давления, что видно из так называемой аналогии Рейнольдса , которую формулируют для числа Прандтля Рг = 1 следующим уравнением [c.51]

Аналогично теплоотдаче конвективный и молекулярный мас-сообмен между жидкой или твердой поверхностью и окружающей средой называется массоотдачей. Для определения плотности потока массы при массоотдаче используется уравнение, аналогичное уравнение Ньютона — Рихмана [c.198]

В работах [44] и [47] был определен коэффициент теплоотдачи при ламинарном течении пленки с учетом сил инерций и конвективного переноса теплоты в ней. Сравнение полученных результатов [44], [47] с результатами Нуссельта (12.17) показало, что при [c.255]

Следует отметить, что в настоящее время большинство задач по определению температурного поля в конструкции при конвективном теплообмене решается при граничных условиях третьего рода, т. е. с использованием коэс[к )ициента теплоотдачи а. При строгой постановке такой метод (использование а) возможен при стационарном (постоянном по времени) тепловом потоке с поверхности тела, температура которого не зависит от пространственных координат. Использование метода в условиях, отличных от указанных, приводит к ошибкам. Установлены пределы применимости метода (а) определения температурного поля в конструкции, взаимодействующей с потоком теплоносителя. Решение сопряженных задач связано с большими математическими трудностями. Поэтому выбор метода решения (с использованием граничных условий третьего или четвертого рода) зависит от содержания конкретной задачи. [c.298]

На некотором расстоянии I от входа в трубу и далее вниз по потоку / /н.т между жидкостью и стенками происходит стабилизованный теплообмен. Стабилизованным называют конвективный теплообмен в трубе на таком удалении от сечения, после которого сохраняется определенный закон изменения граничных условий на стенке по длине, что поле температуры практически не зависит от характера распределения температуры и скорости в этом сечении. Когда свойства жидкости постоянны при некоторых типах граничных условий на стенке (например, при постоянной температуре стенки или постоянной плотности теплового потока на стенке), распределение температуры (отсчитанной от температуры стенки) по сечению потока при стабилизованном теплообмене остается подобным самому себе в различных сечениях трубы. При этом коэффициент теплоотдачи, отнесенный к местному температурному напору, не изменяется по длине трубы. [c.315]

В работе [39] был определен коэффициент теплоотдачи при ламинарном течении пленки с учетом сил инерции и конвективного переноса теплоты в ней. Сравнение полученных результатов [39] с результатами Нуссельта (30.17) показало, что при К = = г/(Ср. ДГ) > 5 и 1<Рг<100 разница составляет несколько процентов и ее можно не учитывать. [c.338]

Из определения конвекции следует, что количество пёредаваемого конвекцией в единицу времени тепла прямо связано со скоростью движения среды. Тепло передается главным образом в результате происходящих потоков жидкости или газа (макрообъемов), но отчасти тепло распространяется и в результате обмена энергией между частицами, т. е. теплопроводностью. Таким образом, конвекция всегда сопровождается теплопроводностью (кондукцией), и, следовательно, теплопроводность является неотъемлемой частью конвекции. Совместный процесс конвекции тепла и теплопроводности называют конвективным теплообменом. Конвективный теплообмен между потоком теплоносителя и поверхностью называют конвективной теплоотдачей или теплоотдачей соприкосновением и описывают формулой Ньютона — Рихмана [c.135]

Х0,125 мм, нержавеющая сталь), а на рис. 9.5, б — зависимость коэффициента теплоотдачи а от А нед при поверхностном кипении дифенила в условиях естественной конвекции (р—1,01 10 Па). Здесь коэффициент теплоотдачи определен как отношение плотности теплового потока к разности температур стенки и основной массы жидкости. Для 118,5 кВт/м зависимости ст = = /(Д нед) и а = /(Л нед) экстраполированы в область больших недо-гревов. Незалитым кружком отмечено значение а, рассчитанное по формуле конвективного теплообмена в однофазной среде при температуре стенки, равной температуре насыщения. Условием t T = te определяется предельное значение недогрева основной массы жидкости [c.258]

В этом выражении Nu .a, — критерий Нуссельта для конвективной теплоотдачи на стабилизированном участке. Его нетрудно определить на основании известных исследований [15, 16]. При этом все физпараметры, входящие в критериальную зависимость для определения Nu/j.ou, принимаются при температуре стенки. [c.137]

Изменение средней конвективной теплоотдачи на начальном участке канала, определяемое коэффициентом k = Nu /NuA.a , зависит от геометрии входа и критерия Рейнольдса. Обычно эта величина определяется эмпирическим путем. Для нашего случая (квазиизотермический режим) также были использованы эмпирические зависимости [19], полученные для условий, близких к тем, которые имели место в наших опытах. Более подробно методика определения будет изложена ниже. [c.138]

В расчетно-теоретических [ПО, 121, 125, 130, 131] и экспериментальных исследо аниях, обзор которых дан в [ПО], показано, что интенсивность теплоотдачи в змеевиках благодаря воздействию на поток вторичных макровихревых течений выше, чем в прямых трубах. Кроме того, макровихревые течения приводят к изменению интенсивности конвективной теплоотдачи по периметру трубы ЗПГК от минимального значения у внутренней (по отношению к оси навивки змеевика) образующей до максимального у наружной. Однако для проектирования парогенератора прежде всего необходимы данные о средних по периметру трубки змеевика коэффициентах теплоотдачи, зависимости для определения которых рассматриваются ниже. [c.51]

При значительно более высокой темтературе излучателей (что обычно имеет место) по сравнению с изменением температуры прогреваемого образца можно принять, что в процессе прогрева Ерезг не изменяется. Это позволяет етосле дифференцирования уравнения (5) получить выражение для определения коэффициента конвективной теплоотдачи [c.576]

Следует иметь в виду, что при экспериментальном определении а В газообразной среде результат обычно искажен влиянием лучистого теплообмена. В этом случае коэфициеет теплоотдачи а представляет собой сумму aj.-fa , где ад—коэфи-циент лучистой, а к—конвективной теплоотдачи. Метод расчета коэфициента л приведен в п. 6 настоящей главы. Однако, [c.42]

Закон сопроти1Вления тел в потоке жидкости или газа указывает, что затрата напора в основ 11ом зависит от окор ости потока, плотности жидкости или газа, характера потока, геометрических размеров и форумы обтекаемых тел. От этих же факторов-, в условиях вынужденного потока жидкости или газа зависит и коэффициент конвективной теплоотдачи. Фор-мула для определения последнего в общем случае может быть представлена в виде [c.200]

Главной задачей теории конвективной теплоотдачи является определение теплового потока Ф, который проходит через 1Юверхность твердого тела, омываемого потоком. Результирующий поток теплоты всегда направлен в сторону уменьшения температуры. При практических расчетах теплоотдачи пользуются законом Ньютона [c.163]

Использование уравнения (6.9) позволяет в значительной мере формализовать расчеты переноса теплоты (что особенно удобно в прикладных задачах), сводя их к определению коэффициента конвективной теплоотдачи а. Последний, в отлнчие от коэффициента теплопроводности X, не является физической характеристикой тела. Если использовать термодинамическую аналогию, то коэффициент конвективной теплоотдачи а можно рассматривать как функцию процесса , зависящую от большого числа различных факторов формы и размеров тела, температуры, давления и скорости движения среды, физических свойств среды и др. Диапазон численных значений а составляет а 10... 10 Вт/(м К), табл. 6.2. [c.281]

Определенный интерес представляют также приведенные в табл. 2.5 экспериментальные данные по исследованию интенсивности внутрипорового конвективного теплообмена с использованием поверхностного коэффициента теплоотдачи а -. В этом случае для определения объемной [c.42]

При кажущейся простоте расчета процесса теплоотдачи по формуле (17.2) оказывается, что определить коэффициент теплоотдачи а — задача довольно трудная. Аналитическое определение а наталкивается па математические трудности, которые не обеспечивают нужную точность вычисления, а в большинстве случаев оказываются непреодолимыми. В настоящее время теоретически решено всего несколько задач конвективного теплообмена, Поэтому коэффициент а в большинстве случаев определяют экспериментально. Но эксперимент не всегда осуществим на практике, а результаты отдельных опытов справедливь, только для данного конкретного случая. На помощь приходит теория подобия, позволяющая распространить результаты единичного опыта на группу подобных явлений. [c.177]

Для решения основного уравнения конвективного теплообмена (5.1) необходимо определить коэффициент теплоотдачи а, который зависит от большого числа факторов (см. раздел 5.1). Для определения а можно составить систему дифуравнений, учитывающих тепловые и гидродинамические явления конвективного теплообмена при движении жидкости вдоль твердой поверхности. [c.44]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...