Исследование процессов теплообмена на микроструктурированных поверхностях в испарителе теплонасосной установки тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 01.04.14, кандидат технических наук Устинов, Виктор Александрович

• Устинов, Виктор Александрович
• кандидат технических наук
• 2010

Оглавление диссертации кандидат технических наук Устинов, Виктор Александрович

Список обозначений

Введение

Виды теплообменных установок

Показатели эффективности работы ТНУ

Постановка задачи на исследование

Глава 1. Теплообмен при кипении в испарителях ТНУ

1.1 Физические основы пузырькового кипения

1.2 Интенсификация теплообмена в испарителях ТНУ

Глава 2. Экспериментальная установка для исследования теплообмена при кипении хладонов в большом объеме

2.1 Экспериментальная установка

2.2 Технология получения микроструктурированных поверхностей

2.3 Программа проведения экспериментов

2.4 Погрешность опытных данных

Глава 3. Экспериментальные результаты по кипению на микроструктурированной поверхности

3.1 Кипение хладона R134а

3.1.1 Тандем А428 и А

3.1.2 Тандем А437 и А

3.2 Кипение жидкости FC

3.2.1 Тандем А428 и А

3.2.2 Тандем А437 и А

3.3 Выводы

3.3.1 Влияние на процесс кипения нижней трубки

3.3.2 Влияние на процесс кипения геометрии микроструктуры

3.3.3 Влияние на процесс кипения давления

3.3.4 Сравнение измеренных характеристик кипения двух рабочих веществ: R134a и FC

Глава 4. Проблемы контактного теплообмена в аппаратах ТНУ

4.1 Физические основы контактного теплообмена.

4.2 Обзор современных работ по контактному теплообмену

Глава 5. Экспериментальная установка для исследования контактного теплообмена

5.1 Характеристика опытных образцов

5.2 Шероховатость поверхности и методы ее измерения

5.3 Методика сканирования температурного поля опытных образцов

5.4 Условия проведения экспериментов

5.5 Погрешность опытных данных

Глава 6. Экспериментальные результаты исследования контактного теплообмена

6.1 Анализ колебаний величины контактного коэффициента теплопередачи

Глава 7. Модель контактного теплообмена

7.1 Корреляционные функции

7.2 Результаты расчета площади контакта опытных образцов

7.3 Постановка задачи. Модельные представления контактного теплообмена

Выводы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Исследование процессов теплообмена на микроструктурированных поверхностях в испарителе теплонасосной установки»

В 1852 году британский физик Уильям Томсон, более известный как лорд Кельвин, разработал термодинамические основы использования холодильной машины для обогрева помещений. Спустя четыре года его идея была реализована на практике австрийцем Питером Риттером фон Риттингером. В 1856-57 годах фон Риттингер построил устройство, названное в последствии «тепловым насосом», мощностью 14 киловатт в местечке Эбензее (Австрия) для обеспечения тепловой энергией соляного производства.

В 1930 году, т.е. 70 лет спустя после работ лорда Кельвина и фон Риттенгера, малый и большой тепловые насосы были протестированы в Великобритании и США. В Цюрихе в 1938 году был введен в. повседневную эксплуатацию крупномасштабный тепловой насос для обогрева здания муниципалитета, который функционирует до сих пор. Следующей вехой в развитии тепловых насосов можно считать начало 50-х годов 20-го столетия, когда так называемые «обратимые» тепловые насосы, т.е. с возможностью обогрева зимой и охлаждения летом, начали активно применяться в США и Японии.

В Европе рынок тепловых насосов получил следующий толчок при нефтяном кризисе в середине 70-х, но уже к началу 90-х годов применение тепловых насосов замедлилось из-за падения цен на нефть. Тем не менее, примерно с 2000-го года развитие технологий, связанных с применением тепловых насосов, переживает новый подъем, поскольку человечество постепенно приходит к пониманию необходимости использования возобновляемых источников энергии, рационального использования классических источников энергии и необходимости защиты окружающей среды. На конец 2005-го года порядка 120 миллионов тепловых насосов были установлены по всему миру, использующиеся для отопления или совместного отопления / охлаждения помещений. Совместно с оборудованием для кондиционирования воздуха, работающим по тому же термодинамическому принципу, что и тепловой насос, можно считать, что на земном шаре функционируют порядка 250 миллионов подобных устройств, и 60 миллионов помещений отапливаются или охлаждаются с их помощью [1]. В этой связи проблема дальнейшего повышения эффективности работы тепловых насосов представляется чрезвычайно актуальной и востребованной.

Виды теплонасосных установок

Под тепловым насосом понимают устройство, предназначенное для передачи (или «перекачки» - по аналогии с гидродинамическими процессами) тепла от источника с меньшей температурой к источнику с большей температурой. В соответствии со вторым законом термодинамики подобная передача может быть осуществлена только с совершением работы над рабочим телом в необратимом процессе.

Различают несколько основных типов теплонасосных установок (ТНУ),

И:

1. Парокомпрессионная теплонасосная установка (КТНУ), рис. 1.

2. Абсорбционная теплонасосная установка (АТНУ) с абсорбционной колонной.

3. Абсорбционная теплонасосная установка (АТНУ) со струйным абсорбером.

4. Термохимические трансформаторы с турбиной.

JL дДроссель V

Рисунок 1 Принципиальная схема парокомпрессионной ТНУ.

1. Парокомпрессионная установка - наиболее распространённый и простой вид ТНУ. При сжатии пара рабочего тела в компрессоре его температура и давление увеличиваются, и пар может быть сконденсирован на высоком температурном уровне. В дросселе температура и давление конденсата падают, и конденсат испаряется на низком температурном уровне. Таким образом, отнимается теплота у холодного объекта и передаётся горячему. При разработке ТНУ для конкретного > технологического объекта должны быть заданы температура нагреваемой и охлаждаемой среды, после чего подбирается рабочее тело цикла и давления в высокой и низкой части контура. При разнице температур в испарителе и конденсаторе более 50 - 60 °С применяются двухступенчатые или каскадные технологические схемы. В ряде случаев, для повышения экономичности установки возможна организация теплообмена между потоком после испарителя и потоком после

Компрессор с приводом /

Нагреваемая среда

1—h

Конденсатор

Испаритель

Охлаждаемая среда конденсатора. Достоинствами парокомпрессионной ТНУ по сравнению с другими видами являются высокие коэффициенты трансформации, незначительные капитальные затраты (в простой схеме - компрессор и два теплообменника), простота конструкции и управления, возможность быстрого ввода в эксплуатацию. Недостатком является потребление более дорогой, по сравнению с тепловой, электрической энергии или энергии сжатого газа (как правило, водяного пара).

2. Принцип действия абсорбционной ТНУ основан на использовании физико-химических свойств бинарных растворов, а именно, сильно выраженного эффекта перераспределения концентраций компонентов в газовой и жидкой фазах в зависимости от температуры. Сжатие паров рабочего тела в компрессоре заменено сжатием обогащенной жидкой фазы с последующей генерацией легкокипящего компонента в десорбере. В данной ТНУ охлаждение сред осуществляется с помощью процесса дросселирования газовой и жидкой фаз. При выделении (десорбции) летучего компонента из раствора происходит поглощение теплоты, при абсорбции - выделение теплоты при поглощении летучего компонента. Высокие теплоты абсорбции/десорбции - необходимое требование к компонентам рабочего вещества. Преимуществом АТНУ является возможность утилизации теплоты невысокого потенциала, тогда как в компрессионной ТНУ всегда необходимо использования механической или электрической энергий. АТНУ отличается также лёгкостью регулирования параметров, возможностью достижения высоких степеней сжатия. Недостатками являются большие капитальные затраты (повышенная металлоёмкость) и более низкие коэффициенты трансформации. Использование АТНУ становится выгодным при наличии "сбросных" источников теплоты низкого температурного потенциала (отходящих газов печных и котельных установок, вторичного пара и т.п.).

3. Основной элемент схемы АТНУ со струйным абсорбером является водоструйный компрессор. Абсорбция рабочего тела происходит в результате механического смешения сред в трубопроводе, а не в результате создания подходящих температурных условий, как в колонне. Это даёт возможность получить температурный потенциал в среде после нагревателя даже более высокий, чем в паре после десорбера. Подобная ТНУ содержит гораздо меньшее количество обязательных элементов, что даёт возможность гибко подойти к её компоновке в зависимости от нужд конкретной технологии и значительно снизить капитальные затраты. Обязательными в схеме являются только абсорбер, десорбер и насос. Кроме того, необходимо наличие какого-либо из теплообменников-нагревателей и теплообменников-охладителей. Также как и в схеме с колонной, рекуператоры обязательными не являются. Недостатками-данной схемы по сравнению со схемой с абсорбционной колонной? являются повышенный расход энергии на циркуляцию абсорбента' и большая мощность самого насоса.

4. Разнообразные технические задачи могут быть решены с помощью установок, называемых термотрансформаторами. Кроме работы в режиме теплового насоса они могут повышать давление пара (повышающий термотрансформатор), "расщеплять" поток пара на потоки, имеющие большее и меньшее давление (расщепляющий термотрансформатор), получать электроэнергию, используя низкопотенциальное тепло, и даже электроэнергию и холод без подвода тепла. В подобных ТНУ в технологическую схему вместо конденсатора и дросселя встраивается турбина, одновременно осуществляющая понижение давления и охлаждение рабочего тела. В связи с тем, что с вала турбины дополнительно снимается работа, глубина охлаждения рабочего тела в ней больше, чем в дросселе. Отличием такой схемы от схем с конденсаторами является то, что в ней происходит охлаждение и нагрев газа, а не охлаждение жидкости и её испарение. Это значительно снижает эффективность по холоду и увеличивает необходимые размеры теплообменного оборудования. В остальном установка с турбиной работает также, как и установка с конденсатором и дросселем. Технологические схемы с турбиной удобно применять, когда на производстве имеются ограниченные возможности по использованию низкопотенциальной теплоты.

5. Пароструйные термотрансформаторы основаны на использовании кинетической энергии потока пара. Пар повышенного давления поступает в сопло, расширяется, выходит из него с большой скоростью и, двигаясь вдоль оси пароструйного аппарата создаёт эжектирующий эффект. Благодаря инжекции в аппарат засасывается пар низкого давления, который сжимается эжектором, и к потребителю поступает пар среднего давления. Недостатками эжекторов являются низкий их КПД (не более 25%) на номинальной нагрузке и еще большее снижение КПД при её уменьшении. Для устранения этого недостатка необходимо устанавливать несколько параллельно включенных эжекторов и при уменьшении нагрузки отключать часть из них. Преимуществами пароструйных тепловых трансформаторов является простота конструкции, невысокая первоначальная стоимость и легкость изготовления. Этот вид трансформаторов достаточно удобно использовать при незначительных (локальных) потребностях в паре среднего давления при наличии пара более высокого и низкого давлений. При всех недостатках установок данного вида они с успехом могут применяться вместо широко распространённых редукционно-охладительных установок, которые рассеивают свой потенциал на преодоление сопротивления редуцирующего клапана.

Показатели эффективности работы ТНУ

В качестве основного показателя эффективности теплонасосной установки используется коэффициент преобразования или отопительный коэффициент, равный отношению теплопроизводительности теплового насоса к мощности, потребляемой компрессором:

6г (1)

W Qr Q-нпт

Здесь и далее Qj — количество теплоты, отданной потребителю, Онпт -количество теплоты, забранное от низкопотенциального источника, W — мощность, потребляемая компрессором.

В режиме охлаждения для оценки эффективности применяется холодильный коэффициент, равный отношению холодопроизводительности теплового насоса к мощности, потребляемой компрессором: = — (2) W

Для ТНУ Qx=Qhht- Таким образом, для гипотетической ТНУ, работающей по идеальному циклу Карно, максимально достижимый коэффициент преобразования может быть найден, как:

M = ^ + l = I" (3)

11 * нш

В случае обратимых процессов Тт=Тк, ТНгп=Ти, где Т« и Ти -температуры конденсации и кипения рабочего тела соответственно. Температура конденсации Тк определяется по давлению насыщения рабочего тела в конденсаторе; температура кипения в испарителе Ти соответствует температуре низкопотенциального источника тепла. В качестве рабочих тел парокомпрессионных ТНУ применяются хладоны различных марок, которые позволяют получать на практике значения коэффициента преобразования ц порядка 3-5, при максимально достижимом теоретически значении около 12-13. Для ТНУ абсорбционного типа коэффициент преобразования еще ниже из-за больших потерь в элементах абсорбционного контура, и составляет 1,5 — 2.

Согласно выражению (1), одним из способов повышения эффективности работы ТНУ может быть увеличение значения QT с выбором рабочего вещества с большими теплотами фазовых переходов, либо снижением температуры конденсации Тк- Температура высокого уровня Тк определяется потребителем, и не может быть произвольно варьируема в широком диапазоне. С другой стороны, можно повышать значение QHrm отбирая больше теплоты у низкопотенциального источника, и уменьшая таким образом знаменатель в выражении (1). Но температура низкопотенциального источника тепла также является заданной величиной, и не может быть регулируема по желанию пользователя ТНУ. Поэтому все исследования, направленные на повышение эффективности работы ТНУ, идут по двум основным направлениям:

- применение новых рабочих тел с оптимизацией конфигурации цикла, и

- повышение эффективности работы теплообменного оборудования ТНУ.

Эффективность испарителя ТНУ зависит не только от физических свойств рабочего тела, но и в значительной степени определяется геометрическими характеристиками теплообменной поверхности, на которой происходит кипение, а так же физико-химическими характеристиками материала, из которого она изготовлена. Как известно из литературы [3-11], кипение характеризуется довольно значительными пространственно-временными температурными градиентами на теплоотдающей поверхности, которые, например, для медной поверхности составляют соответственно 1 К на 1 мм и 10 ООО К в 1 секунду, [10], а для нержавеющей стали могут достигать значений 10 К на 1 мм и 1 ООО К в 1 секунду, [11]. Столь большие величины объясняются быстротой протекания фазовых переходов и малыми геометрическими размерами объектов в них участвующих - паровых пузырей.

Поскольку ТНУ компрессионного типа имеет закрытый циркуляционный контур (см. Рис. 1), то рабочие вещества самой установки в процессе работы остаются чистыми. Проблема отложения солей и других примесей на теплообменных поверхностях возникает со стороны водяного теплоносителя. Дополнительным фактором, влияющим на эффективность и долговечность работы ТНУ и ее конструкционную прочность, являются перетечки тепла, возникающие в местах контакта, сварки или спайки теплообменных поверхностей. Учет контактного теплообмена позволят минимизировать тепловые потери при конструировании теплообменных аппаратов.

Постановка задачи на исследование

В данной работе предполагается провести комплексное исследование теплообмена на новой микроструктурированной поверхности, призванной интенсифицировать процесс кипения в испарителе ТНУ, кроме того провести исследование контактного теплообмена в конструкционных элементах испарителя ТНУ. В качестве рабочих тел выбраны хладон R134a и новая диэлектрическая жидкость с высокой смачиваемостью FC-3284, производимая фирмой ЗМ. Эксперименты по теплообмену при кипении должны быть проведены с микроструктурированными поверхностями разной микрогеометрии при различных давлениях, а результаты должны быть представлены в виде кривых кипения. Эксперименты по контактному теплообмену должны быть проведены с несколькими рабочими участками с различной структурой поверхности при различных температурах поверхности и давлениях контакта. Результаты этих экспериментов должны быть представлены в виде зависимостей контактных коэффициентов теплоотдачи от контактного давления. По результатам исследования необходимо сделать вывод о потенциале применения микроструктурированной поверхности в испарителях ТНУ, и о влиянии на теплоотдачу перетечек тепла при контактном теплообмене в местах заделки труб в трубную доску испарителя.

1 Теплообмен при кипении в испарителях ТНУ

1.1 Физические основы теплообмена при пузырьковом кипении

Самым первым этапом жизни парового пузыря является возникновение жизнеспособного парового зародыша. Зародыши пузырей возникают в жидкости вследствие флуктуаций ее плотности. Минимальный диаметр сферического зародыша, который не схлопывается, а образует растущий в объеме жидкости пузырь, называется критическим и рассчитывается по известному уравнению (см., например, [12]): dcr= ,f4CTn (1.1.1) Pvlfv -fJ

При возникновения парового пузыря вблизи поверхности теплообмена необходимо, во-первых, создать новую фазу вместо старой, и, во-вторых, построить поверхности раздела фаз между паром и жидкостью, и между паром и твердой стенкой. Аналитическое выражение энергетическогоо барьера, который необходимо преодолеть паровому зародышу, приводится в [7] в следующем виде:

АФ = (fv -fL)Vpv +ct(S-Sw) + (ctv -ctl)Sw (1.1.2)

Первое слагаемое в (1.1.2) - это энергия, необходимая для создания паровой фазы внутри жидкой, второе слагаемое - энергия на создание границы раздела жидкость-пар, и третье - границы раздела пар-твердая стенка, рис. 1.1. av oL

Рисунок 1.1 Схема возникновения парового пузыря на стенке

Уравнение Янга- Дюпре (1.1.3) (в общем виде предложенное Нойманном, см. [13]), связывает между собой поверхностные натяжения на границах раздела пар-твердая стенка, пар-жидкость и жидкость-твердая стенка через угол смачивания: acos0 = cjv-aL (1.1.3)

При его подстановке в уравнение (1.1.2), последнее принимает следующий вид:

ДФ = (fv - fL) Vpv + aS 1 - ^-(1 - cos 0)

1.1.4)

Уравнение (1.1.4) показывает, что с энергетической точки зрения выгодно возникновение паровых зародышей при следующих условиях:

- на любой поверхности, даже без нагрева, нежели чем в объеме жидкости;

- в несмачивающей поверхность жидкости (где значение а меньше);

- в углублениях (кавернах) поверхности (где значение Sw больше).

Таким образом, все теплообменные поверхности можно поделить на две группы с разными свойствами смачивания: гидрофобные и гидрофильные. Гидрофобным поверхностям соответствуют низкие значения величины энергетического барьера АФ и, соответственно, высокие коэффициенты теплоотдачи. В то время как гидрофильные по отношению к кипящей жидкости поверхности обладают высокими значениями АФ и более низкими коэффициентами теплоотдачи. Одна и та же поверхность в зависимости от свойств кипящей жидкости может быть как гидрофобной, так и гидрофильной. Но даже для гидрофильных поверхностей значение АФ все равно ниже, чем в объёме жидкости. Величина энергетического барьера для образования парового зародыша в объеме жидкости может быть записано следующим образом:

АФ = (fv — fL) Vpv + aS (1.1.5)

Если вид теплоносителя и давление при котором он кипит заданы, то основным способом снизить энергетический барьер АФ и интенсифицировать таким образом процесс кипения является обеспечение большей площади контакта между зародышем и стенкой, на которой он появляется (т.е. большие значения Sw в уравнении. 1.1.4). Для этого применяются теплоотдающие поверхности с модифицированной структурой.

Характерный размер каверн d, которые способны обеспечить создание жизнеспособных паровых зародышей, необходимо находить из уравнения (1.1.4). «Сверху» размер подобных каверн ограничен величиной, задаваемой уравнением (1.1.1). Для различных жидкостей при различных давлениях, численное значение, получаемое из (1.1.1) лежит в пределах 1-10"6 м - МО"5 м, и поэтому трудно измеряемо практически. В [14] и [15] представлены результаты экспериментальных измерений распределения активных центров парообразования (каверн) по размерам, рис. 1.2. Е

7/5 ф

55

100000,00 10000,00 1000,00 100,00 10,00 1,00 0,10 0,01

• Ллг

•

1. *

• Aounallah, Kenning / Gas nucleation Я Wang, Dhir / (<p < 90°) D=5.320 A Wang, Dhir / (cp<180°) D=3.046

1.0Е-07 1.0Е-06 1.0Е-05 1.0Е-04

Cavity diameter (m) а) ю4

1/crn2

101 N/A

10z

10'

10

10" р* = 0.1 ▼ cum V mom р* = 0.2 ▲ cum A mom mom

10"' 2 5 Mm 10" r,.

6) а) Данные [14] для воды и газа. б) - Данные [15] для кипения пропана на медной ошкуренной поверхности.

Рисунок 1.2 Распределение активных центров парообразования по размерам.

Не только измерение столь малых каверн представляет значительные экспериментальные трудности, но и их создание чрезвычайно сложно, и может быть реализовано с помощью лишь немногих технологий, которые будут подробнее рассмотрены в следующем разделе.

Не только характерные размеры, но и количество каверн, или потенциальных центров парообразования, играет важную роль в интенсификации теплообмена при кипении. Поверхности с развитой микроструктурой предоставляют большое число потенциальных центров парообразования, и поэтому имеют более высокие коэффициенты теплоотдачи по сравнению с технически гладкими поверхностями. Однако, структуры слишком большой толщины вызывают сложные встречные потоки жидкости и пара, и имеют склонность к «запариванию» - явлению, когда образующийся пар не успевает покидать структуру, а жидкость не успевает подводиться к центрам парообразования. Поэтому такие поверхности демонстрируют значительное ухудшение теплообмена, особенно при больших тепловых потоках.

После того, как паровой зародыш дал старт развитию на стенке парового пузыря, дальнейшая теплоотдача определяется возможностью подвода тепла в пузырь. Наиболее интенсивно этот процесс происходит через микрослой жидкости у основания парового пузыря, вдоль так называемой трехфазной линии, т.е. линии контакта трех фаз — твердой, жидкой и парообразной. В работе [9] было показано аналитически, что идеальная поверхность теплообмена при кипении должна была бы предоставлять трехфазную линию бесконечной длины. Для реальных поверхностей длина трехфазной линии естественно ограничена, и зависит от микрогеометрии конкретной поверхности.

Заключение диссертации по теме «Теплофизика и теоретическая теплотехника», Устинов, Виктор Александрович

Выводы по работе

1. Проведено экспериментальное исследование процесса пузырькового кипения в большом объёме на микроструктурированных поверхностях, изготовленных с помощью новых технологий. Исследован случай тандемного расположения трубок, оценено влияние нижний трубки на верхнюю. Эксперименты проведены при кипении двух рабочих веществ: хладон R134a и теплоноситель фторуглеродного состава FC-3284 в большом объеме при различных давлениях. Экспериментальные данные представлены в виде кривых кипения.

2. Выявлено, что исследуемые в работе микроструктуры дают основной вклад на процесс парообразования. Показано, что необходим лишь незначительный перегрев теплоотдающей поверхности для начала устойчивого кипения жидкости.

3. Установлено, что тандемное расположение трубок даёт незначительное улучшение процесса кипения на верхней трубке по сравнению с одиночной тестовой трубой. Новая структура поверхности позволяет значительно «сместить» кризис кипения в сторону больших тепловых потоков.

4. В работе проведены экспериментальные и теоретические исследования контактного теплообмена между двумя шероховатыми поверхностями. Данные представлены в виде зависимости контактного коэффициента теплоотдачи от приложенного контактного давления.

5. Выявлены недостатки известной методики описания поверхности с помощью среднего коэффициента шероховатости. Показано, что наибольший вклад в контактный теплообмен вносит непосредственно площадь реального контакта между поверхностями, контактное давление, состав и свойства материала.

6. Разработана новая модель определения площади контакта между двумя поверхностями, базирующаяся на фрактальном представлении поверхности. На основе модели получено качественное объяснение разбросу экспериментальных точек для гладких поверхностей. Показано, что для гладких поверхностей площадь контакта может достигать 90 % от их номинальной площади, в то время как для грубых поверхностей площадь контакта не более 3 % от их номинальной площади, что хорошо описывается известными расчетными моделями. В настоящей работе предлагается расчётная схема для определения величины контактного коэффициента теплоотдачи на основе вычисления величины площади контакта.

7. Впервые в экспериментах зафиксированы колебания значения контактного коэффициента теплоотдачи. Построен и проанализирован фазовый портрет колебаний контактного коэффициента теплоотдачи.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Устинов, Виктор Александрович, 2010 год

1. Laue Н. J., Heat pumps. // Springer Berlin Heidelberg, 2006.

2. Айнштейн В., Захаров M., Носов Г., Общий курс процессов и аппаратов химической технологии И Логос, Москва, 2008.

3. Mitrovic J., Ustinov A., Nucleate boiling heat transfer on a tubeprovided with a novel microstructure // Journal of Enhanced Heat Transfer, 13(3) 2006, pp. 1-18.

4. Mitrovic J., Ustinov A., Boiling features of a novel microstructure // Proc. of 13th International Heat Transfer Conference, Sydney, Australia, August 13- 18, 2006.

5. Ustinov A., Mitrovic J., Highly effective surfaces for boiling applications // Proc. of 5th International Conference on Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics, Sun City, South Africa, 2007.

6. Ustinov A., Mitrovic J., Special boiling effects of novel microstructured surface // Proc. of 5th European Thermal-Sciences Conference, The Netherlands, 2008.

7. Ustinov A., Ustinov V., Mitrovic J., Pool boiling heat transfer from abundle of tubes provided with the novel microstructure // Proc. of ECI International Conference on Heat Transfer and Fluid Flow in Microscale, Canada, Whistler, 21-26 September 2008.

8. В.А.Устинов, А.А.Сухих Исследование процессов теплообменана микроструктурированных поверхностях в испарителе теплонасосной установки //Энергосбережение и водоподготовка, 2010. №2 (64), С.43-46.

9. Mitrovic J., How to create an efficient surface for nucleate boiling? International Journal of Thermal Sciences, 45 (2006), pp. 1—15.

10. Лабунцов Д. А., Теплообмен при кипении жидкостей // Теплоэнергетика, Том 12, 1959, сс. 19-26.

11. Peter R. Pujado, Contact Angles, Surface Tension, and Capillarity // Encyclopedia of Chemical Processing, Taylor&Francis, 2005.

12. Nelson R.A., Do we doubt too little? Examples from the thermal sciences // Experimental thermal and fluid science, 25 (2001), pp. 255-267.

13. Luke A., Danger E., Gorenflo D., Size distribution of active and potential nucleation sites in pool boiling // Proc of 12th Int. Heat Transfer Conf Grenoble, France, 2002.

14. Thome J. R., Enhanced boiling heat transfer // Hemisphere, New York, 1990.

15. Webb, R. L. Principles of Enhanced Heat Transfer // Wiley Int. Publication, 1994.

16. Webb R.L., Odyssey of the enhanced boiling surface // ASME Journal of Heat Transfer, 126 (2004), pp. 1051-1059.

17. Solodov A. P., Computer Model of Nucleate Boiling // Proc. of the International Engineering Foundation, 3rd Conference, Irsee, Germany. 1997. pp. 231 238.

18. Franco A., Latrofa E.M., Yagov V.V., Heat transfer enhancement in pool boiling of a refrigerant fluid with wire nets structures // Experimental Thermal and Fluid Science, 30 (2006), pp. 263-275.

19. Лабунцов Д.А., Ягов B.B. Основы механики двухфазных систем. М.: МЭИ, 2007.

20. Hwang G.-S., Kaviany М., Critical heat flux in thin, uniform particle coatings // International Journal of Heat and Mass Transfer, 49 (2006), pp. 844-849.

21. Liter S. G., Kaviany M., Pool-boiling CHF enhancement by modulated porous-layer coating: theory and experiment // International Journal of Heat and Mass Transfer, 44 (2001), pp. 4287-4311.

22. Chang J. Y., You S. M., Enhanced boiling heat transfer from micro-porous surfaces: effects of a coating composition and method // International Journal of Heat and Mass Transfer, 40 (1997) pp. 4449^460.

23. Kuzma-Kichta Yu.A., Komendantov A.S., Bakunin V.G., Bartsch G., Goldschmidt R., Stein M., Enhancement of heat transfer at boiling with porous coated surfaces // Proc. of 3rd European Thermal Sciences Conference, 2000, pp. 809-814.

24. Shoji M., Takagi Y. Bubbling features from a single artificial cavity // Int. Journal of Heat and Mass Transfer, 44 (2001), pp. 27632776.

25. Wei J.J., Honda H., Effects of fin geometry on boiling heat transfer from silicon chips with micro-pin-fins immersed in FC-72 // International Journal of Heat and Mass Transfer, 46 (2003), pp. 4059-4070.

26. Gorenflo D., Blasensieden // VDI Waermeatlas, VDI-Verlag, Dusseldorf, 2002.

27. Дрейцер Г.А., Проблемы создания компактных трубчатых теплообменных аппаратов // Теплоэнергетика №3 (1995). С. 1118.

28. Рабинович С.Г. Погрешности измерений Л.: Энергия, 1970.- 312 с.31.0tt L., Untersuchungen zur Frage der Erwarmung elektrischer Maschinen. „Mit iiber Forschungsarbeiten", 1906, H. 35-36, S. 53107.

29. Taylor T.S. The thermal conductivity of insulating and other materials. „Trans, of the ASME", 1919, vol. 41, pp.605 622.

30. ЗЗ.Заварицкий H.B. Сверхнизкие температуры. M., «Знание», 1959. 24 с.34.3аварицкий Н.В. Тепловое сопротивление соприкасающихся металлических поверхностей при гелиевых температурах. — «Журнал технической физики», 1951, т. 21, вып. 4, с. 453 458.

31. Дыбин Е.П., Кондак Н.М., Швец И.Т. Исследование конвективного теплообмена между деталями. — «Известия АН СССР. ОТН», 1954, №9. с. 63 79.

32. Швец И.Т., Дыбин Е.П., Кондак Н.М. Исследование по контактному теплообмену между деталями тепловых машин. -«Труды Института теплоэнергетики АН УССР», 1955, выпю 12. с. 21 -53.

33. Швец И.Т., Дыбин Е.П. Контактный теплообмен в деталях турбомашин. В кн.: Воздушное охлаждение газовых турбин. Киев, Изд-во Киевского университета, 1959. 351 с.

34. Шлыков Ю.П. Расчёт термического сопротивления контакта обработанных металлических поверхностей. — «Теплоэнергетика», 1965, №10, с.79-82.

35. Шлыков Ю.П. Исследование контактного теплообмена. Автореферат диссертации на соискание уч. степ, доктора технических наук. Л., 1965. 17с. (ЦКТИ).

36. Михеев М.А. Основы теплопередачи. М. — JI., Госэнергоиздат, 1956, 392 с.

37. Henry J., 1964: Thermal Contact Resistance, A.E.C. Report, No. 2079-2, Massachesetts Institute of Technology.

38. Kumar S., Abilash P., Ramamurthi K., 2004: Thermal Contact Coundactance for Cylindrical and Spherical Contacts, Journal of Heat and Mass Transfer 40, pp. 679-688.

39. J.A. Greenwood, J.B.P. Williamson. Contact of Nominally Flat Surfaces, Proceedings of the Royal Society London, Vol. A.295, pp. 300-319, 1966.

40. J. Pullen, J.B.P. Williamson. On the Plastic Contact of Rough Surfaces, Proceedings of the Royal Society London, Vol. A.327, pp. 159-173, 1972.

41. В. B. Mikic, Thermal Contact Conductance; Theoretical Considerations, Int. Journal of Heat and Mass Transfer, Vol. 17, No. l,pp. 205-214, 1974.

42. THERMAL CONTACT CONDUCTANCE/ M. G. COOPER*, B. B. MIKICt and M. M. YOVANOVICH, 1968.

43. J.I. McCool. Comparison of Models for the Contact of Rough Surfaces. Wear, Vol.107, No. 1, pp. 37-60, 1986.

44. T.H. McWaid, E. Marschall. Application of the Modified Greenwood and Williamson Contact Model for the Prediction of Thermal Contact Resistance.

45. J.J. Saigon, F. Robbe-Valloire, J. Blout und J. Bransier. A Mechanical and Geometrical Approach to Thermal Contact Resistance. Int. Journal of Heat and MassTransfer, Vol. 40, No. 5, pp. 1121-1129, 1997.

46. M. Bahrami, M. M. Yovanovich and J. R. Culham, Thermal Joint Resistances of Conforming Rough Surfaces with Gas-Filled Gaps, Journal of Thermophysics and Heat Transfer, Vol. 18, No. 3, pp. 318-325, 2004.

47. Sridhar M., Yovanovich M., 1996: Empirical Methods to Predict Vickers Mircohardness, Wear 193, 91-08.

48. Henry J., 1964: Thermal Contact Resistance, A.E.C. Report, No. 2079-2, Massachusetts Institute of Technology.

49. Kumar S., Abilash P., Ramamurthi K., 2004: Thermal Contact Coundactance for Cylindrical and Spherical Contacts, Journal of Heat and Mass Transfer 40 679-688.

50. Fieberg C.: Kontaktwarmeiibertragung unter hohen Druck- und Temperatur-randbedingungen, Dissertation RWTH Aachen, 2008.

51. T.V. Vorburger, J. Raja, Surface Finish Metrology Tutorial, National Institute of Standards and Technology, Galthersburg, 1990.

52. APPLICATIONS NOTE, Roughness Measurements With A Stylus Profiler, Metrology Division, KLA-Tencor, 1998.

53. Fractals in Physics. Proceedings of the Sixth Trieste International Symposium on Fractals in Physics, ICTP, Trieste, Italy, July 9-12, 1985.

54. J. S. Bendat, A.G. Piersol. Random Data: Analysis & Measurement Procedures. Moscow, Mir. 1989. 540 p

55. Шлыков Ю.П. Расчёт термического сопротивления контакта обработанных металлических поверхностей. — «Теплоэнергетика», 1965, №10, с.79-82.

56. Шлыков Ю.П. Исследование контактного теплообмена. Автореферат диссертации на соискание уч. степ, доктора технических наук. Л., 1965. 17с. (ЦКТИ)

57. Михеев М.А. Основы теплопередачи. М. Л., Госэнергоиздат, 1956, 392 с.

58. Fractals in Physics. Proceedings of the Sixth Trieste International Symposium on Fractals in Physics, ICTP, Trieste, Italy, July 9-12, 1985

59. J. S. Bendat, A.G. Piersol. Random Data: Analysis & Measurement Procedures. Moscow, Mir. 1989. 540 p

60. Бутенин H.B., Неймарк Ю.И., Фуфаев H.A. Введение в теорию нелинейных колебаний. М.: Наука, 1976.

61. Джозеф Д. Устойчивость движения жидкостей. М.: Мир, 1981.

62. Хакен Г. Синергетика. Иерархия неустойчивости в самоорганизующихся системах и устройствах. М.: Мир, 1985.

63. Томпсон Дж. М. Неустойчивости и катастрофы в науке и технике. М.: Мир, 1985.

64. Г.Шустер Детерминированный хаос. Введение. М.: Издательство Мир, 1988. - 240 с.

65. М.Табор Хаос и интегрируемость в нелинейной динамике. М. Издательство Едиториал УРСС, 2001. - 320 с.

66. Берже П., Помо И., Видаль К. Порядок в хаосе. О детерминированном подходе к турбулентности // М., «Мир», 1991, 368 с.

67. Генин Л. Г., Свиридов В. Г. Введение в статистическую теорию турбулентности. М. МЭИ. 1987. - 80 с.