Номинальный тепловой поток: номинальный тепловой поток — это… Что такое номинальный тепловой поток?

6. Тепловой расчет отопительных приборов

Тепловой
расчет приборов заключается в определении
требуемого номинального теплового
потока, марки панельного радиатора или
конвектора и числа секций или колонок
секционного и трубчатого радиаторов.
Расчет отопительных приборов проводят
по рекомендациям ООО «ВИТАТЕРМ».
Технические характеристики отопительного
принимают для прибора с межосевым
расстоянием 500 мм (кроме конвектора).

Требуемый
номинальный тепловой поток прибора
_,
Вт,
определяется по формуле

,

(11)

где
Q_пр
– требуемая теплоотдача прибора, Вт;

—
комплексный коэффициент приведения к
номинальным условиям.

Теплоотдача
прибора Q_пр
, Вт,
рассчитывается по формуле

Q_пр
= Q_п
– Q_тр,

(12)

где
Q_п
– теплопотери помещения, определяемые
в расчете теплового баланса (из таблицы
3) Вт;

Q_тр
– суммарная теплоотдача труб, проложенных
в пределах помещения, Вт.

В
курсовой работе полезная теплоотдача
труб Q_тр,
Вт, принимается в долях от тепловых
потерь помещения: в двухтрубной
вертикальной системе отопления для
верхнего этажа теплоотдача труб
составляет 5% от тепловых потерь помещения
и 15% для остальных этажей; при поквартирной
разводке в конструкции пола — принимается
5% от тепловых потерь помещения.

Комплексный
коэффициент приведения к номинальным
условиям определяется по формуле

,
(13)

где
n,
m,
с – эмпирические числовые показатели,
учитывающие влияние схемы движения
теплоносителя на тепловой поток и
коэффициент теплопередачи прибора,
приводятся в рекомендациях ООО «ВИТАТЕРМ»
при наиболее оптимальной схеме движения
воды «сверху вниз»;

p
– коэффициент учитывает направления
движения теплоносителя в приборе;

b
– коэффициент учета атмосферного
давления в данной местности [3];

Δt
– разность средней температуры воды
в приборе и температуры окружающего
воздуха в помещении;

G_пр– расход
воды через прибор, кг/ч.

Разность
температур в приборе определяется по
формуле

,
(14)

где
t_вх,
t_вых
– температура воды, входящей в прибор
и выходящей из него, ºС, для двухтрубной
водяной системы отопления со стальными
трубами следует принять t_вх=95
ºС,t_вых=70
ºС; с разводкой из полимерных труб
температура выбирается в зависимости
от характеристики их материала. Для
металлополимерных труб t_вх=90
ºС и t_вых=70
ºС; для полипропиленовых t_вх=85
ºС и t_вых=65
ºС.

Расход
воды через отопительный прибор
,
кг/ч, определяется по формуле

,
(15)

где

– теплопотери
помещения из таблицы 3, Вт;

β₁
– коэффициент зависящий от шага
номенклатурного ряда прибора;

β₂
– коэффициент зависящий от вида прибора
и способа установки.

Оба
коэффициента выбираются по таблице
[3].

Количество
секций отопительного прибора определяется
по формуле

,
(16)

где
— номинальный тепловой поток одной
секции, Вт, приводится в рекомендации
по расчету отопительного прибора,
таблица[3];

—
коэффициент, характеризующий зависимость
теплопередачи радиатора от количества
секций, таблица [3].

Тепловой
расчет отопительных приборов следует
выполнить в табличной форме.

Таблица
4 — Тепловой расчет отопительных приборов

Продолжение
таблицы 4

Запрашиваемая страница не найдена

Радиаторы чугунные | ЦентрСантехторг — всё для тепло

Чугунные радиаторы отопления БРИЗ-500 предназначены для применения в системах водяного отопления жилых, административных и общественных зданий. Радиаторы БРИЗ сертифицированы в системе ГОСТ Р. Чугунные батареи БРИЗ — это новое поколение чугунных радиаторов. БРИЗ-500 имеют современную конструкцию и внешний вид. Поверхность радиаторов имеет термостойкое полимерное покрытие белого цвета. Это придает им наиболее продолжительный срок эксплуатации и современный внешний вид.

Преимущества радиаторов БРИЗ-500:

• Чугунные радиаторы БРИЗ не подвержены корозии, поэтому их можно устанавливать в любых системах отопления  и в любых жилых зданиях без каких-либо ограничений. Чугунные радиаторы БРИЗ служат десятилетиями.
• Увеличенная площадь поверхности и небольшой объём теплоносителя обеспечивают батареям БРИЗ высокую эффективность обогрева помещения, по сравнению с традиционными чугунными радиаторами.
• Чугунные радиаторы БРИЗ имеют современную конструкцию и внешний вид. Поверхность радиаторов имеет термостойкое полимерное покрытие белого цвета.
• Чугунные радиаторы БРИЗ компактнее традиционных чугунных радиаторов МС-140-500. При этом тепловой поток, создаваемый радиаторами БРИЗ, больше теплового потока традиционных радиаторов на 34%.

БризКитайприменениерадиаторырадиаторы отоплениярадиаторы чугунныехарактеристики

Чугунные секционные отопительные радиаторы предназначены для систем отопления жилых, общественных и производственных зданий повышенной этажности с температурой теплоносителя до 130оС (в том числе и в паровых системах отопления) и рабочим избыточным давлением до 0,9 МПа. Прочностные характеристики радиаторов гарантируются испытательным давлением не менее 1,5 МПа.

Большая теплоёмкость позволяет обогреть помещение при относительно низких t° теплоносителя. Радиатор состоит из отдельных чугунных секций, собранных на ниппелях с помощью колец «0-ринг» из термостойкой высококачественной резины вместо плоских резиновых прокладок. Это повысило надежность и долговечность радиаторов в отношении герметичности. Радиатор комплектуется четырьмя пробками: двумя глухими с левой резьбой и двумя проходными с резьбовыми отверстиями в них.

Секции радиатора изготовлены из серого чугуна СЧ10 с пластинчатым графитом, ниппели изготовлены из ковкого чугуна ферритного класса КЧ30-6ф. Радиаторы выпускаются малой (300 мм) и средней (500 мм) высоты.

Минскприменениерадиаторырадиаторы отоплениярадиаторы чугунныехарактеристики

МС-140М-500-0.9

Тип радиатора — секционный двухканальный. Длина секции — 93 мм, высота — 588 мм, глубина -140 мм. Площадь поверхности нагрева одной секции — 0.244 м2, номинальный тепловой поток — 0.160 кВт. Емкость одной секции — 1.45 л. Масса одной секции — 7,1 кг (с учётом ниппелей и пробок). Резьба ниппельного отверстия — G 1 1/4». Материал секции радиаторов и пробок — серый чугун СЧ-10, материал ниппелей — ковкий чугун КЧ30-6-Ф, сталь 08 КП или 08 ПС ГОСТ 1050.

МС-140-300-0.9

Тип радиатора — секционный двухканальный. Длина секции — 93 мм, высота — 388 мм, глубина -140 мм. Номинальный тепловой поток — 0.120 кВт. Емкость одной секции — 1,11 л. Масса одной секции — 5,7 кг (с учётом ниппелей и пробок). Резьба ниппельного отверстия — G 1 1/4». Материал секции радиаторов и пробок — серый чугун СЧ-10, материал ниппелей — ковкий чугун КЧ30-6-Ф, сталь 08 КП или 08 ПС ГОСТ 1050.

Брянскприменениерадиаторырадиаторы отоплениярадиаторы чугунныехарактеристики

Поставляются вместе с комплектующими

Застрахованы «ИНГОССТРАХ». Гарантия 15 лет!

Чугунные радиаторы отопления нового поколения Konner – высококачественные чугунные секционные радиаторы отопления, предназначенные для систем отопления с естественной или принудительной циркуляцией воды, отвечающие самым современным эстетическим требованиям и обладающие высоким качеством.

Преимущества чугунных радиаторов отопления Konner:

• Долговечность. Срок службы – до 50 лет
• Устойчивость к коррозии
• Невосприимчивость к плохому качеству теплоносителя
• Пригодность для высотных зданий и сооружений. Выдерживают высокое давление
• Возможность использования в системах с естественной циркуляцией за счет большого диаметра проходных отверстий и малого гидравлического сопротивления
• Высокое качество и современный дизайн
• Сертификат качества СанРос
• Полностью соответствуют ГОСТ

KONNERКитайпреимуществарадиаторырадиаторы отоплениярадиаторы чугунныехарактеристики

Регулирование теплового потока | Фенкойлы, фанкойлы

Номинальный тепловой поток QN теплообменных приборов полу­чают в результате тепловых испытаний в специальных климатических камерах при определенных нормированных влияющих факторах. В реальных условиях эксплуатации расход G теплоносителя через теп­лообменный прибор, средний перепад температур At между прибором и окружающим воздухом, способ подключения и много других факто­ров, как правило, отличаются от тех, при которых проводились испы­тания. Их учитывают поправочными коэффициентами к номинально­му тепловому потоку. Причем одни из них являются постоянными (например, на цвет покраски, способ установки, способ подключения и т. д.), а другие — переменными. Закономерности влияния перемен­ных факторов используют для регулирования теплового потока теп­лообменных приборов Q. С учетом изложенного тепловой поток теплообменного прибора зависит от переменных факторов следую­щим образом:

(6.1)

Где пит— показатели степени.

Показатель степени т = 0…0,18. Нижняя граница характерна для ра­диаторов, верхняя — для конвекторов. В целом этот показатель весьма незначительно влияет на Q.

Показатель степени п = 1,25…1,35 характерен для всех конструкций конвекторов, а для радиаторов п ~ 1,3. Он существенно изменяет номи­нальный тепловой поток теплообменного прибора, что для конвектора ли­бо радиатора показано на рис. 6.2 при температуре воды на входе, равной 90 °С. Влияние водогликолевой смеси на характеристики теплообменных приборов необходимо учитывать по рекомендациям производителей.

Уменьшение перепада температур теплоносителя между входом и выходом теплообменного прибора приводит к увеличению деформации

Кривой, характеризующей зави­симость относительного теплово­го потока Q/Qn от относительного расхода G/GN теплоносителя. Чем выше температурный пере­пад, тем линейнее зависимость. Незначительно выравниваются эти характеристики при умень­шении температуры воздуха в помещении.

Аналогичные результаты получают в системах охлажде­ния с фенкойлами при темпера­туре холодоносителя на входе 6 °С и на выходе — 12 °С (рис. 6.3). Температура воздуха в помещении при этом поддержи­вается терморегулятором на уровне 22 °С. Несколько круче будет характеристика потолоч­ных панелей охлаждения. Раз­ность температур холодоноси­теля в них составляет 2.„4 °С, а его температура на входе равна примерно 15 °С, что несколько выше температуры точки росы в помещении.

Изменение теплового потока греющего пола при температуре теплоносителя на входе, равной 46 °С, показано на рис. 6.4.

Таким образом, все теплооб- менные приборы имеют нели­нейную зависимость Q/QN от G/Gn. Это усложняет процесс регулирования теплового потока. Так, при увеличении относительного расхода холодоносителя от 0 до 20 % отно­сительный тепловой поток фенкойла возрастает от 0 до 50 %. Следова­тельно, теплообменные приборы весьма чувствительны при регулиро­вании малыми расходами тепло — или холодоносителя, а при расходах, близких к номинальному значению и выше, тепловой поток существен­но не изменяется.

Рис. 6.4. Зависимость теплового потока греющего пола от перепада температур и расхода теплоносителя

Стабильное управление теп- лообменными приборами полу­чают при линейной характерис­тике. С этой целью рассматрива­ют идеальную совместную рабо­ту теплообменного прибора и терморегулятора. Ее суть заклю­чается в том, чтобы расходная характеристика клапана была зеркальным отображением ха­рактеристики теплообменного прибора. Для этого необходимо обеспечить 10 % увеличения от­носительного расхода (1/(1 N на клапане при подъеме штока Мгшо на 50 %. Тогда получают возрастание теплового потока

Q/Qn на 50 % при открывании клапана Мг100 на 50 % (рис. 6.5), т. е. про­исходит линейное регулирование.

Такая схема управления сложна в реализации, т. к. в системах обеспечения микроклимата невозможно обеспечить работу автомати­ческих клапанов в одинаковых гидравлических условиях. Причиной тому являются колебания давления теплоносителя и, следовательно, внешних авторитетов клапанов. Кроме того, характеристика теплооб­менного прибора зависит от способа регулирования (рис. 6.6) [31]. Ка­чественное регулирование (изменением температуры подаваемого теплоносителя) выравнивает эту характеристику по сравнению с

Количественным регулированием (изменением расхода теплоносите­ля). В системах обеспечения микроклимата применяют качественно — количественное регулирование, которому присущи черты совокупного воздействия на характеристику теплообменного прибора. Область раз­броса характеристик на рисунке является функцией разности темпера­турного напора между теплообмениваюгцимися средами.

Терморегуляторы отслеживают темпера­туру воздуха в помеще­нии и при необходимо­сти изменяют расход теплоносителя, т. е. осуществляют количес­твенное регулирование теплообменными при­борами. При этом зона пропорциональности терморегулятора не 0,2 0,4 0,6 0,8 G/Gn должна превышать до-

Рис. 6.6. Характеристика теплообменника пустимого отклонения при различных видах регулирова — температуры воздуха ния: 7 — качественном по темпера- по санитарно-гигиени — Туре наружного воздуха; 2 — качест- ческим требованиям Венном по температуре помещения; (см — Рис — 1-2), равного 3 — количественном по температуре 1.5…3,0 С для помеще — Помешения [31] ш™ с расчетной внут­

Ренней температурой 26… 18 °С. В то же время теплообменные приборы компенсируют теп­лопотери (теплоизбытки) помещения, определяемые разницей тем­пературы воздуха в помещении и наружного воздуха. Эта разница температур может достигать в зависимости от периода года и клима­тических условий примерно 50…20 °С, что значительно больше зоны пропорциональности терморегулятора. Поэтому управление тепло — обменным прибором по рис. 6.5 является идеализированным и прак­тически трудно достижимым, но к которому следует стремиться. Не­которого приближения к нему достигают при использовании идеаль­ной равнопроцентной либо подобной ей расходной характеристики терморегулятора. Однако реальное регулирование является неста­бильным и, как правило, нелинейным. Основным качеством регули­рования при этом становится быстрота реакции терморегулятора на изменение температуры воздуха в помещении и соответствующее
воздействие на расход теплоносителя, чтобы обеспечить тепловой комфорт в помещении и экономию энергоресурсов.

Линейное управление тепловым потоком теплообменного прибора с термостатическим клапаном — идеальный закон регулирования, к которому следует стремиться при проектировании систем обеспе­чения микроклимата и создании нового оборудования.

Выбор расходной характеристики клапана для регулирования те­плообменного прибора необходимо осуществлять с учетом перепада температур теплоносителя:

• Клапаны с логарифмической (равнопроцентной), параболиче­ской и линейно-линейной расходными характеристиками применя­ют для регулирования теплообменных приборов с любыми перепада­ми температур теплоносителя; при высоких перепадах темпера­тур теплоносителя (линейная характеристика теплообменного прибора) необходимо обеспечивать работу этих клапанов в линей­ной зоне их расходных характеристик; при низких перепадах темпе­ратур теплоносителя (выпуклая характеристика теплообменного прибора) необходимо обеспечивать работу этих клапанов в вогну­той зоне их расходных характеристик;

• Клапаны с линейной и логарифмическо-линейной расходными характеристиками наилучшим образом подходят для регулирова­ния теплообменных приборов с высокими перепадами температур (линейная характеристика теплообменного прибора).

Posted in ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ И ОХЛАЖДЕНИЯ

Тепловой поток системы отопления

Под тепловым потоком системы отопления понимается максимальная тепловая мощность системы отопления, то есть тепловая мощность системы отопления с учетом так называемых бесполезных (но неизбежных) потерь теплоты.

Тепловой поток системы отопления , Вт, может быть подсчитан по следующей формуле

,                 

где — часть расчетных потерь теплоты, Вт, зданием возмещаемых отопительными приборами данного типа;

— коэффициент учета дополнительного теплового потока устанавливаемых отопительных приборов за счет скругления сверх расчетной величины, принимаемый в зависимости от шага номенклатурного ряда отопительных приборов по [1];

— коэффициент учета дополнительных потерь теплоты отопительными приборами, расположенными у наружных ограждающих конструкций, принимаемый в зависимости от вида отопительного прибора и способа его установки по [1];

— дополнительные потери теплоты при остывании теплоносителя в подающих и обратных магистралях, проходящих в неотапливаемых помещениях, Вт, определяемые расчетом.

Под номенклатурным рядом отопительных приборов понимается перечень типоразмеров отопительных приборов данного типа. Например, для секционного чугунного радиатора номенклатурный ряд представляет собой: односекционный отопительный прибор, двухсекционный отопительный прибор, трёхсекционный отопительный прибор и так далее.

Под шагом номенклатурного ряда отопительных приборов понимается разность номинальных тепловых потоков двух соседних типоразмеров отопительных

приборов рассматриваемого номенклатурного ряда отопительных приборов.

Дополнительные потери теплоты отопительными приборами, расположенными у наружных ограждающих конструкций, а также за счет остывания теплоносителя в трубопроводах, проложенных в неотапливаемых помещениях, в сумме следует принимать не более 7% теплового потока системы отопления. На стадии проектирования системы отопления, когда диаметры трубопроводов, проложенных в неотапливаемых помещениях еще неизвестны, дополнительные потери теплоты за счет остывания теплоносителя в них допускается учитывать путем введения повышающего коэффициента K ≤ 1,03 [2]. В этом случае формула  примет вид

,                                      

Под номинальным тепловым потоком отопительного прибора понимается тепловой поток отопительного прибора при, так называемых, «стандартных» условиях. Под стандартными условиями понимаются: барометрическое давление равное 101330 Па, температурный напор равный 70°С и расход воды через отопительный прибор равный 0,1 кг/с. Номинальный тепловой поток отопительного прибора определяется при испытаниях отопительных приборов, проводимых на специальных установках с целью получения теплотехнических характеристик отопительных приборов.

17 Классификация систем водяного отопления

Системы водяного отопления классифицируются по ряду признаков:

1. В зависимости от расположения подающей и обратной магистралей:

— с верхней разводкой, при расположении подающей магистрали выше отопительных приборов;

— с нижней разводкой, при расположении и подающей и обратной магистралей ниже отопительных приборов;

— с «опрокинутой» циркуляцией, при прокладке обратной магистрали выше отопительных приборов, а подающей магистрали – ниже отопительных приборов.

2. В зависимости от направления движения воды в подающей и обратной магистралях:

— тупиковые, если направление движения воды в подающей и обратной магистралях встречное;

— с попутным движением воды, если направление движения воды в подающей и обратной магистралях совпадает.

3. В зависимости от расположения труб, соединяющих отопительные приборы:

— вертикальные системы со стояками, если трубы, соединяющие отопительные приборы располагаются вертикально;

— горизонтальные системы, если трубы, соединяющие отопительные приборы располагаются горизонтально.

4. В зависимости от значения расчетной температуры воды в подающей магистрали на системы:

— низкотемпературные, в которых расчетное значение воды в подающей магистрали t _г < 70^оС;

— среднетемпературные, в которых значение расчетной температуры воды в подающей магистрали 70 < t _г  <100 ^оС;

— высокотемпературные, в которых t _г > 100^оС.

5. В зависимости от способа соединения труб с отопительными приборами на системы:

— двухтрубные, в которых отопительный прибор присоединяется к системе двумя трубами и вода в отопительный прибор поступает независимо от других отопительных приборов в обном цикле циркуляции;

— однотрубные, в которых вода, поступившая в стояк (ветвь) последовательно проходит через все отопительные приборы, присоединенные к стояку (ветви).

6. В зависимости от способа перемещения воды по элементам системы:

— система с насосной циркуляцией;

— система с естественной циркуляцией.

Система водяного отопления представляет собой систему, в которой температура воды в разных ее точках различна, и, следовательно, различна плотность воды. В системах с неоднородным распределением плотностей воды под действием гравитационного поля земли возникает естественное движение (циркуляция) воды.

В системах с насосной циркуляцией наряду с давлением насоса всегда имеет место гравитационное (естественное) давление, под действием которого, происходит циркуляция воды. Наряду с насосным в таких системах действует и естественное циркуляционное давление.

Расчет отопительных приборов

⇐ ПредыдущаяСтр 14 из 20Следующая ⇒

Расчет отопительных приборов сводится к расчету количества секций данного прибора, расхода в приборе, а также температуры на входе и на выходе в прибор.

Теплоотдача вертикальных и горизонтальных труб определяется по формуле

(6,1)

Тепловая мощность отопительного прибора

(6,2)

где — теплопотери помещения

— поправочный коэффициент, учитывающий долю теплоотдачи трубопроводов, полезную для поддержания расчетной температуры воздуха в помещении (β = 0.9, открытая прокладка [с. 159 11])

суммарная теплоотдача приложенных в пределах помещения труб для стояка и подводок к прибору, а также транзитного теплопровода, если он имеется в помещении

Средняя температура воды в отопительном приборе с тепловой нагрузкой Q_пр

(6,3)

Величина теплового потока от теплоносителя в помещение зависит от коэффициента теплопередачи отопительных приборов

(6,4)

где с, п, р – экспериментальные числовые показатели, выражающие влияние конструктивных и гидравлических особенностей прибора на коэффициент теплопередачи (табл.9.7[7])

Относительный расход воды в приборе, представляющий собой отношение действительного расхода воды в приборе к номинальному, принятому при тепловых испытаниях

(6,5)

Номинальный тепловой поток отопительного прибора, предназначенный для выбора типоразмера прибора

(6,6)

где — площадь наружной нагревательной поверхности прибора, м²

Расчетное значение теплового потока прибора в конкретных условиях работы составит

(6,7)

где — комплексный коэффициент приведения номинального условного теплового потока к расчетным условиям

(6,8)

где — коэффициент учета атмосферного давления в данной местности (табл.9.1[7])

— коэффициент учета направления движения теплоносителя воды в приборе снизу вверх (табл.9.11[7])

Требуемый номинальный тепловой поток для выбора типа размера отопительного прибора

(6,9)

Минимально допустимое число секций радиатора

, (6,10)

где номинальный условный тепловой поток одной секции радиатора, Вт

номинальный тепловой поток для выбора типа размера отопительного прибора

коэффициента учета числа секций в радиаторе

; (6,11)

коэффициента учета способа установки радиатора (таблица 9.12[7])

Ориентировочное число секций:

(6,12)

Расчеты сведены в табличную форму, количесвто секций приведены в последней графе.

Расчет теплого пола

Таблица 6

Окончание таблицы 6

Гидравлический расчет ГВС

Вероятность действия водоразборных приборов на участке сети для группы одинаковых зданий определяем по формуле:

, (7.1)

— норма расхода горячей воды потребителем в час наибольшего

водопотребления по [6], = 10 л ;

N – общее число водоразборных приборов;

— расход горячей воды санитарно техническим прибором, =0,2 л/с.

U – количество потребителей горячей воды, чел.

Максимальный секундный расход горячей воды на участке сети:

(7.2)

α – коэффициент, значение которого зависит от произведения N·P^h и определяется по [6].

Потери напора:

(7.3)

i – удельные потери напора, учитывающие зарастание труб накипью и шламом;

l – длина расчетного участка, м;

k_e – коэффициент, учитывающий потери напора в местных сопротивления.

Таблица 7.1

Коэффициент, учитывающий потери напора и местные сопротивления

Допускаемая скорость воды в разводящих трубах до 1,5 м/с и подводках к приборам – не более 2,5 м/с(с учётом зарастания труб).

Результаты гидравлического расчета заносим в таблицу.

Таблица 7.2

Общие потери напора составляют :

Расчетный расход воды в системе q = 0,415 =л/с=1,087 м³/час

Расчетный напор для подбора насоса системы горячего водоснабжения:

(27)

где: — свободный напор у санитарно-технических приборов, =3м по прил. 2/3/

— геометрическая высота подачи горячей воды от оси насоса до требуемого прибора, =7,5м

— суммарные потери напора в трубопроводах системы горячего водоснабжения,

= 8975 Па = 0,89м

Рекомендуемые страницы:

Датчик теплового потока PHFS-01

Датчик теплового потока PHFS-01

Датчик теплового потока PHFS-01 — первый недорогой, но надежный датчик на рынке. Он имеет минимальную толщину, но при этом сохраняет отличную чувствительность. Этот датчик рекомендуется для постоянного использования, например, для длительного теплового мониторинга окон, стен, каналов, труб и т. Д. Этот датчик отслеживается NIST.

Цена

50 долларов США за единичные / небольшие партии заказа *

* Спросите о ценах на заказ большого количества.

Доступны скидки на объем и университетские скидки.

Цена указана для продажи в США. Международные цены могут отличаться.

Приложения

— НИОКР компонентов теплопередачи

— Энергоэффективность тепловых систем

— Образование теплообмена

Технические характеристики датчика теплового потока

Тип датчика

Герметизирующий материал

Номинальная чувствительность

Толщина датчика (т)

Диапазон теплового потока

Диапазон температур **

Время отклика *

Поверхностная термопара датчика

Размеры зоны зондирования

Общие размеры сенсора

Зона действия

Общая площадь сенсора

Дифференциальная термобатарея

Каптон (полиимид)

7.2

Покупка

Пожалуйста, напишите [email protected] для любых покупок. Включите свой адрес доставки и количество датчиков и типов, которые вы хотели бы приобрести, чтобы мы могли оценить доставку и общую стоимость.

Не стесняйтесь включать любую информацию о вашем конкретном применении, чтобы мы могли предоставить вам наиболее подходящий датчик теплового потока.

* Время отклика указано для одной постоянной времени или выходного сигнала датчика 63% на ступенчатый вход теплового потока

** Диапазон температур может быть больше указанного.В настоящее время проводятся дальнейшие испытания.

Стандартные заказы датчиков включают в себя провода для измерения теплового потока и провода термопары длиной 3 фута. Если ваше приложение требует более длинных проводов, мы можем предоставить их за небольшую дополнительную плату за фут.

тепловой поток к стенке, оцененный для номинального равновесия (черный), …

Демонстрационный термоядерный реактор в Европе (EU-DEMO) считается последним шагом перед строительством коммерческой термоядерной электростанции.До сих пор он был выбран в качестве газового хладагента для трех из четырех возможных племенных одеял, предложенных для EU-DEMO, включая гелиевый слой с гелиевым охлаждением (HCPB). Выбор хладагента He поддерживается, среди прочего, его превосходной способностью к теплопередаче, прозрачностью для нейтронов и химической инертностью. Однако использование этой охлаждающей жидкости в DEMO ставит некоторые вопросы осуществимости, такие как большой запас охлаждающей жидкости, приводящий к возможным проблемам безопасности, а также большая циркулирующая мощность.С другой стороны, CO2 был предпочтительным теплоносителем в ядерной промышленности для реакторов с газовым охлаждением с 1950-х годов. Ключевым преимуществом этого газа является его большая плотность, что приводит к более компактным компонентам, меньшим запасам теплоносителя, меньшей циркуляционной мощности и, таким образом, большей тепловой эффективности установки. Это, в сочетании с относительно высокой молекулярной стабильностью при умеренных температурах (до 600 ° C), его большей доступностью и более низкой ценой, делают CO2 привлекательной охлаждающей жидкостью для одеяла для размножения в галечном слое в качестве альтернативы He.Как компонент, обращенный к плазме, первая стена (FW) является одним из компонентов в наиболее сложных условиях. В настоящее время ожидается, что зона FW в верхнем левом борту будет испытывать наиболее критические нагрузки теплового потока. Действительно, в этом месте ожидается пиковый тепловой поток заряженных частиц 0,99 МВт / м2 вместе с радиационным тепловым потоком 0,18 МВт / м2. В этой статье сообщается о теплогидравлическом анализе, проведенном для определения практических пределов теплового потока при использовании CO2 в качестве хладагента. Анализ проводился с использованием коммерческого кода вычислительной гидродинамики (CFD) ANSYS CFX.Были рассмотрены различные увеличенные области шероховатости технических стен для наилучшего отношения теплопередачи к перепаду давления. Также был проведен анализ чувствительности для более высоких пиковых тепловых потоков частиц, что свидетельствует о том, что FW с охлаждением CO2 может рассеивать пиковые тепловые потоки до 1,8 МВт / м2, сохраняя мощность циркулятора в разумном диапазоне.

Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2 (технический отчет)


Дионн, Б., Бергерон, А., Лихт, Дж. Р., Ким, Ю. С., и Хофман, Г. Л. Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2 . США: Н. П., 2015.
Интернет. DOI: 10,2172 / 1168941.


Дионн Б., Бержерон А., Лихт, Дж. Р., Ким, Ю. С., и Хофман, Г. Л. Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2 .Соединенные Штаты. https://doi.org/10.2172/1168941


Дионн Б., Бержерон А., Лихт, Дж. Р., Ким, Ю. С. и Хофман, Г. Л. Сан.
«Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2». Соединенные Штаты. https://doi.org/10.2172/1168941. https://www.osti.gov/servlets/purl/1168941.

@article {osti_1168941,
title = {Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2},
author = {Дионн, Б.и Бержерон, А., Лихт, Дж. Р., Ким, Ю. С. и Хофман, Г. Л.},
abstractNote = {В этом документе описаны допущения и ссылки, использованные при определении тепловых свойств для различных материалов, используемых в анализе осуществимости преобразования BR2 ВОУ (93% с обогащением по 235U) в НОУ (19,75% с обогащением по 235U). В частности, в этой памятке основное внимание уделяется материалам, содержащимся в корпусе высокого давления (PV), то есть материалам, которые наиболее актуальны для изучения влияния перехода топлива с ВОУ на НОУ.В разделе 2 приводится сводка тепловых свойств в виде таблиц, а в следующих разделах и приложениях приводится обоснование этих значений. В разделе 3 представлена ​​краткая справочная информация о подходе, используемом для оценки тепловых свойств дисперсного топлива и удельной теплоемкости. В разделах с 4 по 7 обсуждаются свойства следующих материалов: i) алюминий, ii) дисперсное топливо (UAlx-Al и U-7Mo-Al), iii) бериллий и iv) нержавеющая сталь. В разделе 8 обсуждается влияние облучения на свойства материала.В разделе 9 приведены свойства материала для типичных рабочих температур. В Приложении А подробно описано, как рассчитать объемную долю дисперсной фазы. В Приложении B представлена ​​пересмотренная методика определения теплопроводности как функции выгорания ВОУ и НОУ.},
doi = {10.2172 / 1168941},
url = {https://www.osti.gov/biblio/1168941},
journal = {},
number =,
объем =,
place = {United States},
год = {2015},
месяц = ​​{2}
}


Подход к идеальному рассеивателю тепла

Реферат

Предлагается метод наиболее эффективного отвода тепла через анизотропный композит.Показано, что рациональное размещение составляющих материалов в радиальном и азимутальном направлениях в заданной точке композита обеспечивает равномерное распределение температуры в сферических диффузорах. Такая компоновка сопровождается очень значительным снижением температуры источника, в принципе, до бесконечно малой величины выше температуры окружающей среды и составляет основу конструкции термодиффузора perfect с максимальным рассеиванием тепла. Было отмечено повышение производительности на порядки по сравнению с тем, что было получено за счет использования диффузора, состоящего из одного материала с изотропной теплопроводностью, и аналитические принципы, лежащие в основе конструкции, были подтверждены посредством обширного компьютерного моделирования.

Быстрое рассеяние тепловой энергии от источника тепла, а также точное управление траекторией теплопередачи необходимы для широкого спектра применений и рассматривались в рамках эффективного управления температурой ^{1 , 2} . С самого начала можно подумать, что оптимальный метод рассеивания тепловой энергии будет включать всенаправленную передачу и может быть обеспечен либо посредством сферической, либо цилиндрической симметрии для точечных и линейных источников тепла соответственно.Однако, как мы покажем, конструирование материалов с учетом изотропной теплопроводности неэффективно ¹ . Кроме того, сферические / цилиндрические диффузоры тепловой энергии, основанные на таких соображениях, дают нелинейное распределение температуры и сопутствующий неоднородный тепловой поток. Колебание температуры по всему объему теплоотводящего элемента в таких случаях также может привести к образованию нежелательных горячих точек ³ . В качестве решения вышеупомянутых недостатков мы сообщаем о фундаментальном понятии оптимального расположения материалов, необходимого для эффективного отвода тепла, при котором будет получен линейный профиль температуры наряду с желаемой характеристикой изотропной теплопередачи.Мы покажем, что в установившемся режиме наша конструкция позволяет значительно снизить температуру источника.

Мы исследуем типичную ситуацию, когда данный установившийся тепловой поток ( q _в ), создаваемый источником тепловой энергии (который выделяет тепло равномерно во всех направлениях), должен рассеиваться в окружающую среду ( при температуре Т _окр. ). Для этого необходимо разместить диффузор определенной формы / геометрии между источником тепла и окружающей средой.Если была выбрана любая прямоугольная геометрия, включающая материал с изотропной и постоянной теплопроводностью (κ), азимутальная асимметрия приводит к неравномерному градиенту температуры и анизотропной теплопередаче. Для сравнения, изотропная теплопередача с изотермами , разнесенными на неравномерно (вдоль направления теплового потока), могла бы быть получена в круговых геометриях с постоянной теплопроводностью. Это приводит к нежелательному смещению изотерм вблизи источника тепла:. Более желательная конфигурация диффузора, в которой изотермы должны быть расположены на равном расстоянии, что дает равномерное распределение температуры, указана на.

Сравнение диффузионного теплового потока в сферической геометрии в термодиффузоре, состоящем из ( A ) материала с изотропной и постоянной теплопроводностью, с неравномерно разнесенными изотермами, и (B) идеальной конфигурации с равномерно разнесенные изотермы и более низкая температура источника. Последнее возможно за счет оптимального расположения составляющих материалов в композитном термодиффузоре.

Конструкция желаемого диффузора тепла осуществляется путем конформного преобразования ^{4 , 5} прямоугольной геометрии, показанной на, в круговую конфигурацию, показанную на, с тем, чтобы получить линейный градиент температуры, сопутствующий изотропной теплопередаче.Пространство, охватываемое в прямоугольной геометрии: U = (x, y, z) связано с пространством в круговой геометрии: V = (X, Y, Z) посредством отношения формы:

Изотропное теплопередача, сопутствующая равномерному распределению температуры, достигается посредством конформного отображения теплопроводности прямоугольного блока (A) длиной L и шириной 2W на полукруг (B) с внутренним радиус R _i , внешний радиус R _o и ширина 2W .Обе геометрии в ( A, B ) имеют одинаковую внеплоскостную толщину. Обозначены две репрезентативные точки-корреспонденты (обозначенные, например, значком и).

Отображение пространства ( x, y, z ) на пространство ( X, Y, Z ), обозначенное уравнением. 1, является конформным, поскольку сохраняет параллельность изотерм в двух пространствах. В этих соотношениях R относится к среднему радиусу, соответствующему полукруглой полосе шириной: 2W (внутренний и внешний радиус круговой полосы в дюймах равны R _i и R _o и R = [ R _i + R _o ] / 2 и W = [ R _{o R i ] / 2).Для соответствия системе ( r, θ, z ) на этом рисунке x = R Tan ⁻¹ ( X / Y ) = R ϕ и r =. Соображения симметрии позволяют исследовать полукруглое полупространство и двумерную схему. Теплопроводность одной системы координат (скажем, прямоугольной системы, где теплопроводность обозначается через κ ^rect ) может быть связана с другой (скажем, круговой системой с теплопроводностью: κ ^c ) через преобразование ^{6 , 7 , 8} описано через: κ ^c = ( J κ ^прямо J ^T ) / det J , где J — якобиан для рассматриваемого преобразования, J ^T — транспонирование, а det ( J ) — определитель якобиана.Затем можно вывести (подробности см. В разделе I дополнительных материалов), что теплопроводность полукруглого диффузора будет функцией расстояния от источника теплового потока ( r ) через:}

Физический смысл уравнения. (2) заключается в том, что регуляризация переноса тепла для получения равномерного распределения температуры и изотропной передачи тепла требует модификации вещества, следующего по пути передачи тепла. Рассмотрим, например, теплопроводность в радиальном направлении.При r < R ( / r > R ), (= [ R / r ] κ) будет больше (/ меньше), чем номинальная изотропная теплопроводность κ, что означает, что результирующее расстояние между изотермами в анизотропном диффузоре:, будет дальше (/ ближе), чем его изотропный аналог:. Такое наложенное изменение, приводящее к соответствующему расширению (/ сокращению) расстояния между изотермами близко (/ дальше) от источника тепла в сферической геометрии, помогло бы достичь линейного профиля температуры вдоль направления теплового потока.Пространственное изменение κ ^c ( r ), указанное в, будет означать, что теплопроводность полукруглого диффузора тепла будет идентична теплопроводности изотропной теплопроводности только при r = R , и det ( J ) = 1 для полукруглой геометрии по отношению к прямоугольной геометрии. В то время как изменение толщины в диффузоре может быть интерпретировано аналогичным образом, изменение теплопроводности в азимутальном направлении ( r ) пропорционально изменению r .Поскольку такая необычная анизотропия не может быть обнаружена в природе при любом конкретном r , радиальное / перпендикулярное и азимутальное изменение теплопроводности необходимо учитывать путем подходящего и конкретного размещения материала ^{7 , 9} для получения равномерного распределения температуры.

(A)

Изменение радиальной () и азимутальной () теплопроводности в плоскости , а также теплопроводности в поперечной плоскости () с радиальным расстоянием ( r ) от источника тепла . (B) Хотя радиальное изменение температуры, , т.е. T ^iso ( r ), является нелинейным для диффузора, состоящего из изотропного материала, линейный температурный градиент вместе с результирующей более низкой температурой источника может быть получен за счет использования анизотропного материала (изменение температуры которого изображено через T ^aniso ( r ).

В этом отношении мы экспериментально продемонстрировали в предыдущей работе ⁶ , что слоистый композит всего двух различных материалов (скажем, теплопроводности: κ ₁ и κ ₂ ) и толщины (-1) будет достаточным для получения любой желаемой анизотропной термической проводимость при заданном r (см. раздел II дополнительных материалов).Более того, влияние любого конкретного значения l на распространение теплового потока может быть устранено путем создания эффективной теплоносителя (ETM) ¹⁰ . Теория, основанная на ETM, по существу предполагает однородный состав и отсутствие интерфейсов. Хотя такая идеализация не так очевидна в случае диффузии тепла из-за отсутствия определяемого масштаба длины, возможные способы решения проблемы включают выбор контактирующих слоев с высоким контрастом теплопроводности или использование слоя / контактирующего слоя. клей с малой контрастностью теплопроводности ¹¹ .Далее, при r < R теплопроводность в радиальном (/ перпендикулярном) направлении: (/) будет больше, чем, что подразумевает ориентацию элементов параллельно тепловому потоку, тогда как для r > R , , т.е. , когда (/) меньше по сравнению с, ориентация элементов будет перпендикулярна тепловому потоку. По сути, размер составного элемента (дающий желаемый κ ^c ) должен быть таким, чтобы можно было предположить постоянный градиент температуры на элементе в соответствии с принципами ETM.Позже мы покажем с помощью компьютерного моделирования, что соответствующее расположение материалов действительно обеспечивает равномерный тепловой поток и линейный градиент температуры. Облегчающая методология включает в себя архитектуру метаматериала ^{12 , 13 , 14 , 15} , состоящую из отдельных тепловых метаатомов при заданном r и с пространственно изменяющимися значениями теплопроводности ( т.е. , через ,, и). Такое изменение, зависящее от r , придает диффузору анизотропный характер ¹⁰ .

Далее мы обсудим изменение температуры в диффузоре с использованием такой пространственной модуляции проводимости. Путем рассмотрения непрерывности теплового потока в (a) изотропном цилиндрическом диффузоре :, относительно , (b) анизотропном цилиндрическом диффузоре : и коэффициента конвективной теплопередачи h между внешними радиальной поверхности r = R _o и окружающей среды (при T _amb ), можно получить (см. раздел III дополнительных материалов), что температура источника (при r = R _i ), для изотропного и анизотропного случая будет соответственно:

В то время как уравнение.3 (а) предсказывает логарифмическое изменение температуры, это очевидно из уравнения. 3 (b) видно, что линейный температурный профиль получен за счет использования архитектуры анизотропных материалов:. Последний атрибут теперь дает более низкую температуру в источнике ( r = R _i ) на величину Δ T _{r = Ri} , полученную вычитанием (3b) из (3a ), и это:

Один из способов понять уравнение. В уравнении (4) с физической точки зрения первый член рассматривается как вклад тепловой энергии, а член в квадратных скобках представляет собой пониженную температуру из-за наведенной анизотропии.Полученные графики как функции среднего радиуса ( R = ½ [ R _i + R _o ]) и ширины диффузора ( W = ½ [ R _i — R _o ]) показаны в. Ограничение R _i > 0, требует, чтобы R > W , и отмечает начало кривой.При большом R (/ малом W ) анизотропный композит выродится в изотропный случай, подразумевая очень маленький. Мы также наблюдаем, что при увеличении R с фиксированным W логарифм в уравнении. (4) можно линеаризовать, что приведет к соответствующему уменьшению разницы температур. Пик на диаграмме соответствует r , где усиленная термодиффузия из-за наведенной анизотропии будет уравновешиваться увеличением подводимого тепла.Может быть получено очень значительное снижение температуры источника, в принципе до бесконечно превышающего температуру окружающей среды, и это закладывает основу для термодиффузора perfect с максимальным рассеиванием тепла.

Изменение разности температур у источника ( r = R _i ): между использованием термодиффузора, состоящего из одного материала с изотропной теплопроводностью , и желаемой анизотропной теплопроводностью архитектурный материал, со средним радиусом ( R = ½ [ R _i + R _o ]) и шириной диффузора ( 2W = [ R _i — R _o ]), согласно уравнению.(4). Отмеченные точки () указывают на результаты компьютерного моделирования.

Для подтверждения наших аналитических выводов и принципов, лежащих в основе идеальной конструкции теплового диффузора, было проведено компьютерное моделирование:. Мы рассматриваем диффузор, который должен рассеивать q _в , 2 × 10 ⁶ Вт / м ² , как это может происходить при магнитной записи с подогревом (HAMR) ^{16 , 17} , с R = 2,5 см и W = 2 см (относительно точки на максимуме кривой в).Соответствующая анизотропная теплопроводность диффузора и размещение материала согласно формуле. (2), было получено (также см. Раздел IV «Дополнительные материалы»), предполагая номинальное изотропное значение κ = 60 Вт / мК. Соответствующее моделирование и согласие с теоретическими предсказаниями для точки , удаленной от максимума кривой (с R, = 5 см и W, = 2 см), как указано отмеченной точкой в, также было показано на Раздел IV дополнительной информации (рисунок S3).Предлагаемые значения теплопроводности очень практичны и могут быть легко экспериментально реализованы с использованием существующих и легкодоступных материалов. Сравнение аналитически предсказанного изменения температуры из уравнения. 3b, а результаты расчетов показаны на рис. Было обнаружено, что изменение температуры является линейным, что полностью соответствует прогнозам, и было достигнуто за счет использования относительно небольшого количества слоев. Как и предполагалось, заметное снижение температуры источника (в соответствии с уравнением4) на ~ 100 K в спроектированном композите, является изюминкой нашей конструкции и указывает на обоснованность нашего подхода как предложения нового типа техники управления температурой.

(A) Расчетное моделирование, показывающее понятие идеального диффузора тепла для входящего теплового потока q _в = 2 × 10 ⁶ Вт / м ² . Равномерное распределение температуры в композите было получено за счет использования анизотропной конструкции (см. Подробную информацию о схеме компоновки в Таблице S1 дополнительных материалов), состоящей из материалов с постоянной и изотропной теплопроводностью.Символы относятся к номинальной теплопроводности используемых изотропных материалов, , т.е. a (= 282 Вт / мК) , b (= 12 Вт / мК) , c (= 118 Вт / мК), d (= 29 Вт / мК) , e (= 110 Вт / мК) , f (= 31 Вт / мК) , g (= 169 Вт / мК) и h (= 20 Вт / мК). (B) Результирующее изменение температуры для изотропного случая: T ^iso ( r ) и анизотропного случая: T ^aniso ( r ), определенное из моделирования ( Sim .), оказалось в превосходном соответствии с аналитическим соотношением ( Analytical ), полученным в уравнении. 3 (б). Температура окружающей среды ( T _amb ) была выбрана равной 293 K. Соответствующие температуры в центре ( r = R _i ) составляют 587 K и 687 K для анизотропной и изотропные случаи соответственно.

Таким образом, мы реализовали одновременное изменение радиальной и азимутальной теплопроводности в заданной точке анизотропного материала и, таким образом, продемонстрировали путь к созданию идеального диффузора тепла.Значительное снижение температуры источника в таком диффузоре по сравнению с тем, что достигается за счет использования одного материала с изотропной теплопроводностью, может найти множество применений. Наша работа также демонстрирует полезность анизотропных архитектур. Поскольку теплопередача принципиально анизотропна, как (а) в теплопроводности, например, , из-за фононной дисперсии ^{18 , 19} , (б) в конвекции, например, , из-за эффектов плавучести ²⁰ , и (c) при радиационной теплопередаче, e.грамм. , из-за эффектов, связанных с коэффициентом обзора ²¹ , регуляризация диффузионного теплообмена с помощью анизотропных композитов действительно может быть подходящей.

Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2.

Версия PDF также доступна для скачивания.

Кто

Люди и организации, связанные либо с созданием этого отчета, либо с его содержанием.

Какие

Описательная информация, помогающая идентифицировать этот отчет.Перейдите по ссылкам ниже, чтобы найти похожие предметы в Электронной библиотеке.

Когда

Даты и периоды времени, связанные с этим отчетом.

Статистика использования

Когда последний раз использовался этот отчет?

Взаимодействовать с этим отчетом

Вот несколько советов, что делать дальше.

Версия PDF также доступна для скачивания.

Ссылки, права, повторное использование

Международная структура взаимодействия изображений

Распечатать / Поделиться

Печать

Электронная почта

Твиттер

Facebook

Tumblr

Reddit

Ссылки для роботов

Полезные ссылки в машиночитаемых форматах.

Ключ архивных ресурсов (ARK)

Международная структура взаимодействия изображений (IIIF)

Форматы метаданных

Изображений

URL

Статистика

Дионн, Б.; Ким, Ю. С. и Хофман, Г. Л. (Отделение ядерной инженерии).

Тепловые свойства для теплогидравлического анализа максимального номинального теплового потока BR2.,
отчет,

23 мая 2011 г .;

Соединенные Штаты.

(https://digital.library.unt.edu/ark:/67531/metadc838152/:
по состоянию на 26 марта 2021 г.),

Библиотеки Университета Северного Техаса, Цифровая библиотека UNT, https://digital.library.unt.edu;

кредитование Департамента государственных документов библиотек ЕНТ.

Радиационная теплопередача, превышающая предел черного тела между планарными поверхностями макромасштаба, разделенными вакуумным зазором наноразмеров

Номинальный размер трубы — Изучение науки и экспертов

Предельные нагрузки на вытеснение для запланированных

труб Изгибы, подверженные постоянному внутреннему давлению и циклическим изгибающим моментам

Журнал транзакций технологий сосудов под давлением Асме, 2011

Соавторы: Хани Ф. Абдалла, Мохаммад М.Megahed, Maher Y A Younan

Абстрактный:

Упрощенный метод определения предельной нагрузки при вытеснении для длинного радиуса изгиба трубы был разработан ранее (Абдалла, Х.Ф. и др., 2006, «Определение предельной нагрузки при вытеснении для изгиба трубы с использованием Упрощенная методика, «ASME J. Технология сосудов под давлением, 128, стр. 618-624; Абдалла, Х.Ф. и др., 2007,« Пределы вытеснения 90-градусного изгиба трубы с использованием составов малого и большого смещения », ASME J.Технология сосудов под давлением, 129, стр. 287-295). В упрощенном методе используется метод конечных элементов (КЭ) и формулировка малого смещения для определения предельной нагрузки (момента) при выбрасывании без выполнения длительных по времени моделирования конечных элементов с полным циклическим нагружением или использования обычных итерационных методов упругости. Предельная нагрузка на вытяжку определяется путем расчета остаточных напряжений, возникающих в конструкции изгиба трубы . В данной статье параметрическое исследование проводится путем применения упрощенной техники к трем запланированным изгибам трубы , а именно: номинал труба Размер (NPS) 10 дюймов.Sch. 20, NPS 10 дюймов Sch. 40 STD и NPS 10 дюймов Sch. 80. Присваиваются две модели материала, а именно: упруго-идеально пластичный (EPP) материал и идеализированный упруго-линейно-деформационный упрочняющийся материал, подчиняющийся правилу линейно-кинематического упрочнения (KH) Циглера. Этот тип модели материала в настоящем исследовании называется KH-материалом. Изгибы Pipe подвергаются воздействию целого ряда постоянных величин внутреннего давления и циклических изгибающих моментов. Циклический изгиб включает три различных схемы нагружения, а именно: закрытие в плоскости, раскрытие в плоскости и нагрузки изгибающего момента вне плоскости изгибов трубы Pipe .Предельные моменты выбивания, полученные с помощью упрощенного метода, используются для создания диаграмм выбивания запланированных изгибов трубы для спектра постоянных величин внутреннего давления. Представлено сравнение созданных диаграмм приработки для гибов Pipe с использованием материалов EPP и KH. Относительно более высокие предельные моменты вытягивания были зарегистрированы для колен Pipe с использованием материала KH при средних и высоких величинах внутреннего давления.

.