Теплообменные аппараты

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ
ФЕДЕРАЦИИ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ИМ. А.Н.ТУПОЛЕВА
Б.Е. БАЙГАЛИЕВ, А.В. ЩЕЛЧКОВ, А.Б. ЯКОВЛЕВ, П.Ю. ГОРТЫШОВ
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
Учебное пособие
Допущено Учебно-методическим объединением высших учебных заведений
Российской Федерации по образованию в области авиации, ракетостроения
и космоса в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений РФ, обучающихся по направлениям подготовки бакалавров 140100
«Теплоэнергетика и теплотехника», 160700 «Двигатели летательных аппаратов» и специальности 160700 «Проектирование авиационных и ракетных
двигателей»
Под редакцией Ю.Ф. Гортышова
КАЗАНЬ 2012
УДК 536.21(075.8)
Ба 12
Рецензенты:
доктор технических наук, профессор К.Х. Гильфанов
(Казанский государственный энергетический университет)
доктор технических наук, профессор В.В. Бирюк
(Самарский государственный аэрокосмический университет)
Байгалиев Б.Е.
Ба 12
Теплообменные аппараты: учебное пособие / Б.Е. Байгалиев,
А.В. Щелчков, А.Б. Яковлев, П.Ю. Гортышов. – Казань: Изд-во Казан.
гос. техн. ун-та, 2012. –180 с.
ISBN 987-5-7579-1773-3
Содержит описания устройств и работы наиболее распространенных
видов теплообменных аппаратов, а также методики их конструкторского и поверочного расчетов, имитационного и экспериментального испытаний. Предназначен для студентов всех специальностей дневной и
вечерней формы обучения, изучающих курсы «Теплообменные аппараты».
Табл. 22. Ил. 71. Библиогр.: 10 назв.
УДК 536.21 (075.8)
© Изд-во Казан. гос. техн.. ун-та, 2012
© Б.Е. Байгалиев, А.В. Щелчков,
ISBN 987-5-7579-1773-3
А.Б. Яковлев, П.Ю. Гортышов
2
Введение
Теплообме́нный аппарат — это устройство, осуществляющее передачу
теплоты от горячего теплоносителя к холодному (нагреваемому). Теплоносителями могут быть газы, пары, жидкости. Теплообменные аппараты используют как нагреватели и как охладители. Применяются в области авиационной, ракетной, космической техники и энергетики, в технологических процессах нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической, газовой и
других отраслях промышленности и в коммунальном хозяйстве.
Теплообме́нные аппараты подразделяют на поверхностные, где передача тепла происходит через твёрдую стенку, и смесительные, где теплоносители контактируют непосредственно. Поверхностные теплообменники в
свою очередь подразделяются на рекуперативные и регенеративные, в зависимости от одновременного или поочерёдного контакта теплоносителей с
разделяющей их стенкой[1].
Рекуперат́ивный теплообме́нник — это теплообменник, в котором горячий и холодный теплоносители движутся в разных каналах, между которыми происходит теплообмен. В зависимости от направления движения теплоносителей рекуперативные теплообменники могут быть прямоточными
при параллельном движении в одном направлении, противоточными при параллельном встречном движении, а также перекрестноточными при взаимно
перпендикулярном движении двух взаимодействующих сред.
Рекуперативные теплообменники [2] существуют: кожухотрубные,
элементные (секционные), двухтрубные типа "труба в трубе"[3], витые, погружные, оросительные, ребристые, спиральные, пластинчатые, пластинчаторебристые, графитовые.
В регенеративных теплообменниках теплоносители (горячий и холодный) контактируют с твердой стенкой поочерёдно. Теплота накапливается в
стенке при контакте с горячим теплоносителем и отдаётся при контакте с холодным [1].
Смеси́тельный (или конта́ктный) — это теплообменник, в котором теп3
ло- и массообменные процессы происходят путем прямого смешивания сред.
Наиболее распространены пароводяные струйные аппараты ПСА — теплообменники струйного типа, использующие в своей основе струйный инжектор [4]. Смесительные теплообменники конструктивно устроены проще, нежели поверхностные, более полно используют тепло. Большое применение
контактные теплообменники находят в установках утилизации тепла дымовых газов, отработанного пара и т.п. [5].
Пластинчатый теплообменник состоит из набора пластин, в котором
теплоносители движутся между пластинами. Он прост в изготовлении
(штампованные пластины складываются с прокладками между ними), легко
модифицируется (добавляются или убираются пластины). Пластинчатый теплообменник имеет высокую эффективность (большая площадь контакта через пластины).
Пластинчато-ребристый теплообменник состоит из системы разделительных пластин, между которыми находятся ребристые поверхности - насадки, присоединенные к пластинам методом пайки. С боков каналы ограничиваются брусками, поддерживающими пластины и образующие закрытые
каналы. В основу пластинчато-ребристого теплообменника положена жесткая и прочная цельнопаянная теплообменная матрица, построенная по сотовому принципу и работоспособная до давления 100 атм. и выше. Основные
достоинства данного типа теплообменников – это компактность (до 4000
м2/м3) и легкость. Последнее обеспечивается за счет применения при изготовлении теплообменной матрицы пакета из тонколистовых деталей из легких алюминиевых сплавов.
Оребренные пластинчатые теплообменники, ОПТ состоят из тонкостенных оребренных панелей. За счет конструкции, а также многообразия
используемых материалов достигаются высокие температуры греющих сред,
небольшие сопротивления, высокие показатели отношения теплопередающей
площади к массе теплообменника, длительный срок службы, низкая стоимость и др.
4
Спиральный теплообменник представляет собой два спиральных канала, навитых из рулонного материала вокруг центральной разделительной перегородки — керна, среды движутся по каналам. Одно из назначений спиральных теплообменников — нагревание и охлаждение высоковязких жидкостей.
При выборе между пластинчатыми и кожухотрубными теплообменниками предпочтительными являются пластинчатые, коэффициент теплопередачи которых более чем в три раза больше, чем у традиционных кожухотрубных [2]. Коэффициент полезного действия пластинчатых теплообменников составляет 90-95 %, а занимаемая площадь в 3-4 раза меньше, чем для
кожухотрубных [6]. Современные кожухотрубные теплообменники, оснащенны трубками с турбулизаторами потока. Это достигается накаткой на
внешней поверхности трубы кольцевых или винтообразных канавок интенсифицирующие теплоотдачу в трубах. Данная технология, в дополнение к
таким важным показателям как высокая надежность (также при гидравлическом ударе) и меньшая стоимость, дает кожухотрубному оборудованию дополнительные преимущества по сравнению с пластинчатыми аналогами.
Большие задачи в области теории и практики теплообмена лежат в направлении создания компактных теплообменников различного назначения,
начиная от стационарных установок и кончая теплообменниками на космических летательных аппаратах. Для решения этой важной проблемы требуется
применение всего современного аппарата теории теплопередачи, дальнейшая
разработка методов интенсификации процессов теплообмена в них и получение надежных данных, обеспечивающих быстрое проектирование теплообменников методами машинного проектирования
Таким образом, данное методическое пособие является одним из важнейших пособий необходимых для современного инженера в области авиационной, ракетной, космической техники и энергетике.
5
Принятые сокращения
АВО – аппараты воздушного охлаждения
ВРУ – воздухоразделительная установка
ГТД – газотурбинный двигатель
ГТУ - газотурбинная установка
ДВС – двигатель внутреннего сгорания
ОМ – охладитель масла
ОНВ – охладитель надувочного воздуха
РВУ - радиационно – вентиляторная установка
ТА – теплообменные аппараты
ТХУ – турбохолодильная установка
ЧЕП – число единиц переноса теплоты
6
1. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ
1.1. Классификация теплообменных аппаратов 1
Теплообменные аппараты (ТА) – это устройства, предназначенные для
нагревания, охлаждения или для изменения агрегатного состояния теплоносителя. В ТА один теплоноситель (теплоотдающий) передает теплоту другому теплоносителю (тепловоспринимающему). Если передача теплоты происходит при изменении агрегатного состояния какого-либо теплоносителя (кипение, конденсация), то его температура в процессе теплопередачи остается
постоянной. В остальных случаях температуры теплоносителей в ТА изменяются.
В основу классификации ТА могут быть положены различные признаки. Рассмотрим классификацию по функциональным и конструктивным признакам, а также по схемам тока теплоносителей.
Функциональные признаки
По принципу работы ТА могут быть разделены на две большие группы: поверхностные и контактные.
В поверхностных ТА теплоносители (горячий и холодный) омывают
поверхность твердой стенки или тела. Поверхностные ТА разделяются на ре1
Данный раздел составлен главным образом на материале работы [1]
7
куперативные и регенеративные. В рекуперативных ТА обменивающиеся
теплотой теплоносители 1 и 2 протекают одновременно и передача теплоты
происходит через разделяющую их стенку 3 (рис. 1.1, a). Теплообмен происходит за счет конвекции и теплопроводности стенки, а если хоть один из теплоносителей является излучающим газом, то и за счет теплового излучения.
Рис. 1.1. Типы теплообменных аппаратов
В регенеративных ТА (см. рис. 1.1, б, в) одна и та же поверхность теплообмена 3 через определенные промежутки времени омывается то горячим
1, то холодным 2 теплоносителями. Сначала поверхность отбирает теплоту
от горячей среды и нагревается, затем поверхность отдает теплоту холодной
среде. Таким образом, в регенеративных ТА теплообмен всегда происходит в
нестационарных тепловых условиях, тогда как рекуперативные ТА большей
частью работают в стационарном тепловом режиме.
В качестве поверхности теплообмена в регенеративных ТА используется теплоаккумулирующая насадка, элементы которой (например, в виде ша8
ров, решеток, колец) образуют каналы сложной формы для прохождения теплоносителей. Поверхность теплообмена регенеративного ТА может быть
выполнена переключающейся (см. рис. 1.1, б) через определенный промежуток времени или вращающейся (см. рис. 1.1, в).
В контактных ТА передача теплоты от греющего теплоносителя к нагреваемому происходит при их непосредственном контакте.
Контактные ТА делятся на смесительные и барботажные. В аппаратах
смесительного типа (см.рис. 1.1, г) нагреваемый 2 и греющий 1 теплоносители перемешиваются. В барботажных аппаратах греющий теплоноситель прокачивается через нагреваемый, или наоборот, не смешиваясь с ним. В барботажном ТА (см.рис. 1.1, д) горячий воздух 1 направляется в теплообменные
элементы 4, по внутренней цилиндрической поверхности закрученным тонким слоем стекает вода 2. Воздух, проходя через слой воды, разрывает ее поток на отдельные пленки и при непосредственном контакте с водой охлаждается.
В ТА нагревание одного теплоносителя происходит за счет охлаждения
другого. Исключение составляют теплообменники с внутренним тепловыделением, в которых теплота выделяется в самом аппарате и идет нагрев теплоносителя. Это разного рода электронагреватели и реакторы.
Если в ТА теплота от горячего теплоносителя рассеивается излучением, то они называются излучателями или радиационными теплообменниками.
По роду теплоносителей различают ТА: жидкость – жидкость; пар –
жидкость; газ – жидкость; пар – пар; пар – газ; газ – газ.
В зависимости от изменения агрегатного состояния теплоносителей
ТА делят на: без изменения агрегатного состояния; с изменением агрегатного
состояния одного теплоносителя; с изменением агрегатного состояния обоих
теплоносителей.
В ТА могут протекать различные процессы теплообмена: нагрев; охлаждение; кипение; конденсация; вымораживание; ректификация и т.д. В зави9
симости от этих процессов ТА называют: подогреватели, охладители, испарители, конденсаторы и т.д.
По характеру движения теплоносителей относительно теплопередающей поверхности ТА делят на два типа: с естественной и с принудительной циркуляцией теплоносителей.
К ТА с естественной циркуляцией относятся испарители, выпарные
аппараты, водогрейные котлы, у которых теплоноситель движется благодаря
разности плотностей жидкости и образующейся парожидкостной смеси в
трубах циркуляционного контура.
К ТА с принудительной циркуляцией относятся, например, рекуперативные теплообменники, в которых теплоносители движутся за счет внешних
сил, создаваемых компрессорами, насосами, вентиляторами.
По роду теплового режима ТА могут быть со стационарными и нестационарными процессами теплообмена. Рекуперативные ТА в основном работают в установившемся стационарном режиме, а регенеративные – в нестационарном режиме.
1.2. Конструктивные признаки
По виду (конфигурации) поверхности теплообмена рекуперативные ТА
делят на: кожухотрубные с прямыми гладкими трубами; кожухотрубные с Uобразными трубами; кожухотрубные с оребренными трубами; секционные
«труба в трубе»; змеевиковые; спиральные; пластинчатые; пластинчаторебристые; ламельные.
Регенеративные ТА различают по виду насадки. При низких температурах в криогенных ТА в качестве элементов насадки часто используется
алюминиевая гофрированная лента (см. рис. 1.2, а). При намотке на диски
двух лент образуются извилистые каналы, конфигурация которых способствует интенсификации процессов теплообмена. При умеренных и низких температурах устанавливают сетчатую насадку (см.рис. 1.2, б) из материала с
высокой теплопроводностью (медь, латунь).
10
Рис. 1.2. Типы насадок регенеративных ТА
Для уменьшения гидравлического сопротивления в низкотемпературных регенеративных ТА применяется насадка (см. рис. 1.2, в), металлические
пластины и каналы которой в виде усеченной пирамиды равномерно распределены по всему сечению. В криогенных и металлургических ТА используют
насадку в виде шариков или гранул диаметром 6…12 мм (см. рис. 1.2, г), изготовленных из материала с большой теплоемкостью и обладающих повышенной жаростойкостью (оксиды алюминия, магния, кварцит и т.п.). В высокотемпературных регенеративных ТА насадка часто выполняется решетчатой
из огнеупорного кирпича разной формы (см. рис. 1.2, д). В некоторых аппаратах насадку делают из колец Рашига (см. рис. 1.2, е).
По способу компенсации температурных удлинений рекуперативные
ТА классифицируют: без компенсации (жесткая конструкция); с компенсацией упругим элементом (полужесткая конструкция); с компенсацией в результате свободных удлинений (нежесткая конструкция).
В ТА жесткой конструкции (см.рис. 1.3, а) теплообменные трубы 3 и
кожух 2 соединены жестко с трубными решетками 6.
11
Рис.1.3. Схемы рекуперативных ТА с различными способами компенсаций температурных удлинений: 1- распределительная камера; 2 – кожух; 3
– теплообменные трубы; 4 – опора; 5 – задняя крышка; 6 – трубная решетка;
7 – компенсатор
12
Для полужесткой конструкции (см. рис. 1.3, б) на кожухе 2 предусмотрены специальные компенсаторы температурных деформаций, выполненные
в виде гофр. Такие аппараты применяют в тех случаях, когда возникающие
температурные напряжения в трубах и кожухе вследствие разности температур не превышают допустимые.
В ТА нежесткой конструкции (см. рис. 1.3, в, г, д) трубы и кожух могут
свободно перемещаться относительно друг друга благодаря применению Uобразных труб (см. рис. 1.3, в) подвижной (плавающей) трубной решетки 6
(см. рис. 1.3, г) и подвижной трубной решетки 6 и компенсатора 7 на ней
(см. рис. 1.3, д).
По виду кожуха, ограничивающего теплопередающую поверхность,
рекуперативные ТА делят на: с коробчатым кожухом; кожухотрубные; кожухотрубные с компенсатором на кожухе; не имеющие огранивающего кожуха
(оросительные аппараты).
По ориентации теплопередающей поверхности в пространстве ТА могут быть вертикальными, горизонтальными и наклонными.
По принципу монтажа ТА разделяют на автономные, навешенные и
встроенные.
По оборудованию и обвязке можно выделить аппараты: не имеющие
оборудования и обвязки; покрытые изоляцией; оборудованные контрольноизмерительной аппаратурой и приборами автоматики и т.д.
По числу теплоносителей (потоков) (рис. 1.4) ТА разделяют на двух
(см. рис. 1.4, а), трех (см. рис. 1.4, б) и многопоточные (см. рис. 1.4, г). В отдельных случаях к многопоточным ТА относят системы, состоящие из нескольких теплообменников обычного типа, соединенных циркулирующим
промежуточным теплоносителем 3 (см. рис. 1.4, в). Многопоточные ТА имеют обычно чередующиеся
слои компактной теплообменной поверхности
(см. рис. 1.4, г).ТА с промежуточным теплоносителем используют в газотурбинных установках (ГТУ), так как им легко придать необходимую (по условию компоновки ГТУ) форму.
13
Рис. 1.4. Схемы ТА в зависимости от числа теплоносителей: а – двухпоточный; б – трехпоточный; в – с промежуточным теплоносителем; г - многопоточный; 1-6 – потоки
Одним из оригинальных устройств, использующих в качестве промежуточного теплоносителя пар и его конденсат, является герметичная труба,
заполненная частично жидкостью, а частично паром (рис. 1.5). Такое устройство называется тепловой трубой, способной передавать большие тепловые мощности (в 1000 раз больше, чем медный стержень таких же размеров).
Рис. 1.5. Схема работы тепловой трубы с возвратом конденсата
под действием гравитационных сил (термосифон)
В прямоточном теплообменнике теплоносители движутся параллельно
друг другу в одном направлении. При значительном изменении температуры
теплоносителей располагаемая разность температур в прямоточных ТА используется плохо. В этом случае, если эффективность передачи теплоты является определяющим фактором при проектировании, такого типа ТА не
применяют. Однако температура теплопередающей стенки в таких ТА оказывается более однородной, чем при противотоке.
В зависимости от взаимного направления потоков теплоносителей раз14
личают схемы (рис. 1.6): прямоток, противоток, перекрестный ток,
смешанный ток, а также сложные схемы тока.
Рис. 1.6. Схемы тока теплоносителей:
а – прямоток; б – противоток; в – перекрестный ток;
г – смешанный ток; д – многократный перекрестный ток; e, ж – сложные схемы
Следует подчеркнуть, что перечисленные схемы теплоносителей представляют собой некую идеализацию реальных ситуаций. На практике никогда нельзя достигнуть течения теплоносителя, совпадающего с идеальным
вариантом.
В противоточных ТА два теплоносителя движутся параллельно друг
другу, но в противоположных направлениях (см. рис. 1.6, б). Противоточные
ТА наиболее эффективны: они обеспечивают наилучшее использование располагаемой разности температур; в них также может быть достигнуто наибольшее изменение температуры каждого носителя. Прямоточная схема (см.
рис.1.6, а), как правило, наименее эффективна.
В ТА перекрестного тока два теплоносителя движутся под прямым углом друг к другу (см. рис. 1.6, в). Например, первый поток может течь внутри
труб, собранных в пучок, тогда как второй поток может двигаться в пространстве между трубами в направлении, в целом перпендикулярном оси
этих труб. По эффективности эти ТА занимают промежуточное положение
между ТА с прямотоком и ТА с противотоком. Исходя из практических соображений, связанных с подачей теплоносителей к поверхностям теплообме15
на, то такие ТА сконструировать проще, чем указанные выше.
Теплообменники со смешанным током (см. рис. 1.6, г) и с многократным перекрестным током (см. рис. 1.6, д) можно рассматривать как компромиссный вариант между требованием высокой эффективности аппарата и
простотой конструкции. Чем больше число ходов в таком теплообменнике,
тем ближе он по экономичности к противоточному варианту. Также встречаются и более сложные схемы движения теплоносителей (см. рис. 1.6, е, ж).
Схемы однократного и многократного перекрестного тока можно подразделить на три группы в зависимости от наличия градиента температуры
теплоносителя в сечениях ТА, нормальных к направлению движения теплоносителя. Если, например, жидкость протекает внутри труб, а газ движется
перпендикулярно к трубному пучку и может свободно перемешиваться в
межтрубном пространстве, то его температура в сечении, нормальном к направлению движения, выравнивается. Поскольку жидкость проходит внутри
труб отдельными не перемешиваемыми между собой потоками, в сечении
пучка всегда имеет место градиент температур. В рассмотренном примере газообразный теплоноситель считается идеально перемешанным, а жидкость
внутри труб абсолютно не перемешанной. С этой точки зрения возможны
следующие случаи: оба теплоносителя идеально перемешаны и градиенты их
температур в поперечном сечении равны нулю; один из теплоносителей идеально перемешан, а другой абсолютно не перемешан; оба теплоносителя абсолютно не перемешаны.
Характер изменения температур теплоносителей в рекуперативных ТА
зависит от фазовых превращений в теплоносителях и от схемы их тока
(рис. 1.7): постоянная температура (t1 и t2) обоих теплоносителей, равная
температуре ts1 и ts2 (см. рис. 1.7, а), например конденсаторы испарители индивидуальных веществ; постоянная температура одного теплоносителя (см.
рис. 1.7, б, в), например конденсаторы и испарители индивидуальных веществ; переменная температура обоих теплоносителей (см. рис. 1.7, г, д).
16
Рис. 1.7. Изменение температуры теплоносителей в рекуперативном ТА: а –
при фазовых превращениях обоих теплоносителей (конденсация одного, испарение другого); б – при испарении нагреваемого теплоносителя; в – при
конденсации греющего теплоносителя; г – при прямоточном движении теплоносителей без фазовых превращений; д – при противоточном движении
теплоносителей без фазовых превращений
В регенеративных ТА, где греющий и нагреваемый теплоносители
проходят через насадку поочередно, реализуются две схемы движения – прямоток и противоток. Эффективность аппарата при противотоке теплоносителей выше, чем при прямотоке.
17
1. 2. Кожухотрубные теплообменные аппараты
Устройство кожухотрубных теплообменных аппаратов
Кожухотрубные аппараты изготавливают жесткой, полужесткой и нежесткой конструкции; одно- и многоходовыми; прямоточными, противоточными и поперечноточными; горизонтальными и вертикальными. Они просты
по конструкции и, как правило, имеют невысокую стоимость.
Кожухотрубные ТА состоят из пучка труб 3 (см. рис. 1.3), жестко закрепленных в трубных решетках 6, кожуха 2, крышек 5 с фланцами, образующими распределительные камеры, опор 4 и перегородок, расположенных
в межтрубном пространстве. На кожухе и крышках установлены технологические патрубки и штуцера. В зависимости от назначения аппарата конструкция основных узлов и используемые материалы могут существенно отличаться.
Трубы. Наиболее компактные трубные пучки рекуперативных ТА изготавливают из гладких труб наружным диаметром d и толщиной стенки 6х0,5;
8х1; 10х1; 12х1 мм, однако очистка таких труб затруднена. Поэтому в ТА
машиностроения используют трубы 14х1; 14х1,5; 16х0,75; 16х1; 16х1,5; 19х1;
22х2; 24х1; 32х4 и др.
Оребренные трубы применяют в аппаратах воздушного охлаждения
(АВО), в охладителях надувочного воздуха (ОНВ) дизелей, в охладителях
масла (ОМ) дизелей и газотурбинных двигателей, в холодильных конденсаторах и аппаратах специального назначения.
Для изготовления трубных пучков ТА используются: медь, латунь,
медно-никелевые сплавы, сталь, алюминий и алюминиевые сплавы.
Закрепление концов труб (табл. 1.1). Наиболее распространенным способом закрепления труб 2 в отверстиях трубных решеток 1 является вальцовка – прочноплотное соединение, образующееся в результате деформации
трубы в радиальном направлении под действием силы, создаваемой вальцовочным инструментом.
18
Таблица 1.1
Способы закрепления концов труб в трубной решетке
Способ
Схема
Способ
Схема
6).Сварка:
1). Вальцовка при
со швом, ваиспользовании
ликом и вадвух кольцевых
ликом с карасширительных
навкой
канавок в трубной
решетке
2).Коническая
развальцовка
входного участка
трубы
7).со швом
канавкой
3).с зубчатым
швом
8).с конической раззенковкой в
трубной решетке с наружной стороны
4).взрывом
9).с плавно
очерченным
входным
участком
5).Автоматическая
сварка плотным
швом: без раззенковки отверстия в
трубной решетке с
наружной стороны
19
Для обеспечения осевой прочности пучка в отверстиях трубных решеток 1 выполняют как минимум две кольцевые расширительные канавки 3
шириной 2…3,5 мм и глубиной 0,4…1 мм. При конической развальцовке
входного участка труб 2 снижается коэффициент местного гидравлического
сопротивления, а следовательно, вероятность эрозии на этом участке ввиду
предотвращения отрыва потока на входной кромке.
Передовой технологией закрепления труб является их взрывное вальцевание (см. табл. 1.1, способ 4), при котором взрывной заряд помещается
внутри трубы в толще трубной решетки. С помощью детонатора заряд подрывается, энергия взрыва затрачивается на деформацию трубы в радиальном
направлении, в результате чего даже толстостенные трубы образуют с трубной решеткой весьма прочное соединение, которое трудно получить обычной
вальцовкой (см. табл. 1.1, способ 1). При этом требования к геометрии трубы
отверстия существенно снижаются, что позволяет использовать способ
взрывного вальцевания при ремонте труб. Применяют также электрогидравлический способ развальцовки труб.
Если трубы подвержены вибрации, циклическому нагреву, большим
перепадам давления или на концах труб может возникнуть тепловой удар, то
концы труб следует приваривать к трубной решетке. Шов 4 (см. табл. 1.1,
способ 3, 6, 7) может быть зубчатым утопленным, валиком и валиком с канавкой, канавкой (применяется при тонких трубных решетках).
Сварка взрывом отличается от взрывной вальцовки мощностью заряда,
требует конической раззенковки отверстия трубной решетки с наружной стороны и большой высоты выступающей части трубы над трубной решеткой
(см. табл. 1.1, способ 2, 8). Хотя соединение получается прочное, в зазоре
труба – коническое отверстие возможно возникновение щелевой коррозии.
При использовании автоматической сварки плотным швом (см. табл.
1.1, способ 5) развальцовочные канавки не выполняются.
Лучшее соединение получается, когда передняя часть трубы взрывом
приваривается к трубной решетке, а остальная часть трубы развальцовывает20
ся взрывом по толщине трубной решетки.
Перегородки. В кожухотрубных ТА один теплоноситель течет внутри
труб, другой – в межтрубном пространстве. При поперечном обтекании пучков труб достигается более интенсивная теплоотдача, чем при продольном.
Для крепления труб с целью предотвращения их прогибов и вибраций, а также для организации поперечного обтекания труб в межтрубном пространстве
и получения более высокой скорости жидкости внутри кожуха устанавливают поперечные перегородки (рис. 1.8). Наиболее распространены односторонние сегментные перегородки 1 и 2 (см. рис. 1.8, а), перегородки типа
диск-кольцо 3 и 4 (см. рис. 1.8, б) и двусторонние сегментные перегородки 5
и 6 (рис. 1.8, в). Кроме того, применяют перегородки, перекрывающие трубный пучок, сегментные перегородки тройного расположения и др. Двусторонние сегментные перегородки и сегментные перегородки тройного расположения применяют для уменьшения потерь давления Δр, при этом может
быть получено снижение Δр на 60…100 %.
Рис. 1.8. Типы поперечных перегородок
21
Вырез в перегородке, через который теплоноситель перетекает из одного отсека в другой, называется окном перегородки. Отношение высоты h
окна к внутреннему диаметру Dвн кожуха для односторонних сегментных перегородок обычно h/Dвн = 0,15 ÷ 0,40, для двусторонних сегментных перегородок h/Dвн = 0,20 ÷ 0,30.
Уплотнение трубного пучка в кожухе ТА осуществляется различными
способами (рис. 1.9). Для предотвращения вредных перетечек через радиальные зазоры кожух – поперечная перегородка, снижающих иногда перепад
температур теплоносителей вдвое, по периферии перегородок наиболее часто
устанавливают уплотнительные сегменты из упругодеформируемого материала, например, из маслобензостойкого пластика. Толщина уплотняющего
листа составляет 2…5 мм, напуск за пределы наружного диаметра – 10…15
мм. Один из вариантов крепления уплотнительных сегментов показан на рис.
1.9, а.
Рис. 1.9. Схемы уплотнения трубного пучка в кожухе ТА:
1 – кожух; 2 – пластиковый лист; 3 – поперечная перегородка;4 – крепежные
детали; 5 – стяжной стержень; 6 – уплотняющий лист;7 – вытеснитель; 8 –
пакет уплотняющих полос; 9 – продольная перегородка.
При сборке ТА на операции надвигания кожуха 1 на трубный пучок
края уплотнительного пластикового листа 2 отгибаются в соответствии с
формой кожуха и уплотняют зазор.
Для повышения жесткости трубного пучка и нужного дистанционирования поперечных перегородок используется система стяжных стержней 5 и
распорок (см. рис. 1.9, б). Круглые металлические стержни 5 одним концом
ввинчивают в неподвижную трубную решетку, а другим закрепляют на по22
следней перегородке 3 контрагайками.
Во избежание протечек между кожухом и трубным пучком в окружном
направлении устанавливают закрепленные на перегородках листы 6 (см. рис.
1.9, в) или вытеснители уплотняющие 7 (см. рис. 1.9, г).
В некоторых ТА используют перегородки продольного типа, с помощью которых реализуется схема смешанного тока или, если число ходов в
трубах совпадает с числом продольных ходов в межтрубном пространстве,
схема противотока. При закрепленных трубных решетках продольную перегородку иногда приваривают к кожуху. Но при использовании U-образных
труб или подвижных трубных решеток продольную перегородку обычно
приваривают к неподвижной трубной решетке. В этом случае зазоры между
продольной перегородкой и кожухом необходимо тщательно уплотнять. Типичный пример такого уплотнения – пакет 8 уплотняющих полос из коррозионно-стойкой стали (см. рис. 1.9, д).
Перегородки в полости крышек. Для повышения скорости теплоносителя в трубах в полости крышек ТА устанавливают перегородки. При этом
создается большое число ходов – участков теплообменной поверхности, в
пределах которых теплоноситель в трубах движется в одном и том же направлении от одной трубной решетки к другой.
В двухходовом ТА в полости крышки со стороны неподвижной решетки выполняется одна перегородка, обеспечивающая течение жидкости
через половину труб в одном направлении. Пройдя этот ход, жидкость поворачивает в полости противоположной крышки и возвращается через другую
половину труб к выходному патрубку, который, как и входной, расположен
на крышке со стороны неподвижной трубной решетки. Изменяя число перегородок в полостях крышек ТА, можно получить требуемое число ходов теплоносителя в трубах. Перегородки или приваривают, или отливают как одно
целое с крышками.
Компоновка труб. В кожухотрубных ТА трубы могут быть расположены по сторонам шестиугольников (равносторонних треугольников) или по
23
концентрическим окружностям (табл. 1.2).
Таблица 1.2.
Компоновка труб в трубном пучке
Компоновка
Схема
Треугольная
Характеристика
Число труб
nтр = 3 аN (аN + 1) + 1,
где S1 = S2 = S = =(1,2 ÷
1,4)d, но не менее S = d
+ 6 мм
По концентрическим
окружностям
S1 = S2 = S
Коридорная
S1 = S2 и S 1 ≠ S2
Шахматная:
с равномерным поперечным шагом
S = (1,3–1,8)d при вальцовке и
S = (1,25÷1,3)d при
сварке
с неравномерным
S1′ ≠ S1"
Примечание: аN – порядковый номер шестиугольника, считая от центра.
24
В ТА с кожухом коробчатого типа компоновка труб (см. табл. 1.2) может быть: коридорной; шахматной, частным случаем которой является треугольная. При такой компоновке труб при одном и том же шаге можно разместить наибольшее число труб на единице площади; с неравномерным поперечным шагом.
Трубные решетки. Площадь трубной решетки одноходового по трубам
рекуперативного ТА, необходимая для размещения труб, при треугольной
разбивке равна:
(1.1)
Fтр = 0 ,866 ⋅ S 2 nтр
В многоходовых теплообменниках площадь трубной решетки больше
рассчитанной по формуле (1.1) вследствие установки перегородок в крышках
и наличия мест, где трубы не установлены по технологическим условиям.
Это учитывается коэффициентом заполнения трубной решетки Ψз=0,7 ÷ 0,85.
Чем больше ходов в аппарате, тем меньше значение Ψз. В аппаратах с Uобразными трубами принимается Ψз=0,6 ÷ 0,65. Внутренний диаметр кожуха
многоходового аппарата
(1.2)
Dвн = 1,1 Fтр / Ψ з
Толщина трубной решетки рассчитывается из условий прочности, но
при вальцовке труб должна быть δmin ≥ 5+0,125d для стальной трубы и δmin ≥
10 + 0,2d для медной. При иных способах закрепления труб из других материалов минимальная толщина трубной решетки должна быть равна диаметру
труб с учетом допуска на коррозию. Материал трубных решеток и труб выбирают одновременно с точки зрения стойкости к контактной электрохимической коррозии. В случае применения сплавов меди особенно важно избежать образования гальванических пар.
В последнее время получили распространение трубные решетки из углеродистой или низколегированной стали, покрытые плакирующим слоем
требуемого металла со стороны межтрубного пространства или полости
крышки и слоем из органического материала с противоположной стороны.
Органические покрытия наносят прежде всего на поверхности, контакти25
рующие с охлаждающей водой. Наиболее часто используют эпоксидную,
спеченную феноловую или эпоксифеноловую смолу.
Типичные способы соединения неподвижных трубных решеток 2 с
фланцем 3 кожуха показаны в табл. 1.3.
Направление течения теплоносителей. Вопрос о том, какой из теплоносителей направлять в трубы или межтрубное пространство, должен решаться с точки зрения не только интенсификации теплообмена, но и надежности работы ТА. Если теплоноситель вызывает коррозию или механическое
повреждение труб, то лучше его пропустить внутрь труб, так как экономичнее выполнить трубы из материала высокой стоимости, чем кожух. В трубы
целесообразно направлять теплоноситель под бóльшим давлением, чем в
межтрубном пространстве, чтобы не делать толстостенный кожух, а также
более загрязненный, так как трубы очистить легче, чем межтрубное пространство.
Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве
и вибрация труб
Скорость w движения теплоносителя в межтрубном пространстве
трубчатых ТА оказывает существенное влияние на теплоотдачу, потери давления, загрязняемость и вибрацию труб. Для различных течений характерны
следующие соотношения: для ламинарного α ~ w0,3; Δp ~ w; α ~ Δp0,3; для
турбулентного α ~ w0,6…0,8; Δp ~ w1,6…1,8; α ~ Δp0,4. Ориентировочные значения
скорости теплоносителей, рекомендуемые на основе опыта эксплуатации рекуперативных ТА различного назначения и технико-экономических расчетов,
приводятся в справочной литературе.
Для повышения теплоотдачи и уменьшения загрязнений скорость нужно увеличивать, а для снижения потерь давления и предотвращения нежелательных последствий вибрации труб – уменьшать.
26
Типичные способы соединения неподвижных трубных решеток с фланцем
кожуха
Таблица 1.3.
Схема соединения
Характеристика
Область применения
Двойные
трубные Рекуперативные ТА,
решетки. Трубы 5 в в межтрубном проразвальцованы в обе- странстве
которых
их трубных решетках циркулирует находя2 и 3. Нижняя труб- щаяся под высоким
ная решетка 3 прива- давлением агрессиврена к кожуху и явля- ная или загрязняюется его фланцем
щая
окружающую
среду жидкость
Соединения типа выступ (с обеих сторон
трубной решетки 2) –
впадина (во фланцах
3 кожуха и 4 крышки)
При
предъявлении
повышенных требований к надежности
соединения
Соединения типа шип
– паз
То же
Соединения типа выступ – впадина с
кольцевой проточкой
6 во фланцах 3 и 4 к
трубной решетке 2.
То же
Соединения типа вы- Рекуперативные ТА с
ступ (в трубной ре- давлением
внутри
шетке 2) – впадина кожуха менее 1 МПа
(во фланце 4 крышки).
Уплотнение
обеспечивается с помощью шпилек
27
При омывании потоком теплоносителя одиночных труб возникают нестационарные гидродинамические силы, которые возбуждают вибрацию
труб. Вибрация труб может быть обусловлена вихревым возбуждением при
поперечном обтекании труб; возбуждением турбулентными пульсациями потока; гидроупругими и акустическими (в газообразных средах) возбуждениями.
Защита от электрохимической коррозии и коррозионной эрозии. Электрохимическая коррозия возникает в случае применения материалов с различными значениями электрохимического потенциала, работающих на морской воде. Морская вода выступает в качестве электролита металлов с разными потенциалами. При электрохимической реакции происходят окисление
металла и восстановление водорода или кислорода, выделение металлов из
раствора и т.п.
В случае разрушения защитной пленки на поверхности металла вследствие поперечных касательных напряжений, возникающих при большой скорости течения, а также на входе в трубы при существенной турбулизации потока (воздействие на конец трубы) проявляется коррозионная эрозия в виде
язвин.
Для защиты от коррозии и кавитационной эрозии помимо поддержания
требуемых температуры и скорости потока применяют протекторы, которые
при электрохимическом контакте двух различных металлов являются анодом, а защищаемые металлы – катодом. Материал анода (протектора) должен
иметь более низкий электрический потенциал, чем материал, из которого изготовлены крышки, трубы и трубные решетки, тогда анод растворяется в
электролите (разрушается) быстрее, насыщая электролит (в данном случае
морскую воду) соединениями, замедляющими коррозию и эрозию.
28
1. 3. Секционные теплообменные аппараты и аппараты «труба в трубе»
Секционные теплообменники состоят из нескольких последовательно
соединенных секций (рис. 1.10, а), представляющих собой трубный пучок 2,
размещенный в кожухе 1, выполненном из трубы большего диаметра. При
малых тепловых нагрузках секция может выполняться не из пучка труб, а из
одной трубы 2, т.е. по типу «труба в трубе» (см. рис. 1.10, б).
Рис. 1.10. Схема теплообменника: а – секционного; б – типа «труба в трубе»
Секционные аппараты типа «труба в трубе» могут быть разборными и
неразборными, одно-, двух- и многопоточными. Аппараты типа «труба в трубе» делятся на аппараты жесткой конструкции, полужесткой с линзовыми
компенсаторами, с сальниками на одном или обоих концах труб. Внутренние
трубы могут иметь продольные ребра или поперечную винтовую накатку.
Аппараты такого типа используются обычно для нагревания или охлаждения
газообразных сред.
Разборные одно- и многопоточные секционные аппараты типа «труба в
трубе» находят широкое применение в различных отраслях промышленности
при температуре - 40…+450 ºС и давлении 1,6…10 МПа.
Последовательным или параллельным соединением отдельных секций
можно получить ТА с различной площадью поверхности теплообмена. К недостаткам рассматриваемых ТА относятся их относительно высокая стоимость и большой расход металла на единицу площади поверхности теплообмена.
Для систем отопления и горячего водоснабжения используются водо29
водяные секционные подогреватели.
Секционные теплообменники и аппараты типа «труба в трубе» применяют также для подогрева жидкого топлива с небольшим расходом. Они
удобны для размещения, из них легко можно скомпоновать аппарат требуемой поверхности нагрева.
1.4. Змеевиковые теплообменные аппараты
Конструкция змеевикового теплообменника показана на рис. 1.11. Аппарат имеет корпус 1, в котором размещен змеевик 3 или система змеевиков.
Витки змеевика ориентированы по винтовой линии. При большой площади
поверхности теплообмена змеевики по длине набирают из нескольких секций. Во избежание прогибов труб при большом числе витков и большом
диаметре навивки каждый виток закрепляют болтами на стойках.
Рис. 1.11. Змеевиковый теплообменник:
1 – корпус; 2 – стакан; 3 – змеевик из трубы; В1 и В2 – вход и выход воды; П1 и П2 –
вход и выход пара
30
Рис. 1.12. Змеевиковый подогреватель: 1 – змеевик; 2 – корпус; 3 –
фланец корпуса; 4 – крышка; 5 –
накидная гайка; 6 – штуцер; В1 и В2
– вход и выход воды; П – вход пара; К – выход конденсата
В змеевиковом теплообменнике, изображенном на рис. 1.11, пар вводится в верхнюю часть корпуса через вход П1 со скоростью до 50 м/с, выходит снизу через выход П2. Охлаждающая жидкость поступает в змеевик снизу через вход В1 и движется в нем со скоростью до 2 м/с, выходит через выход В2. Разность давлений теплоносителей в змеевиковых аппаратах может
достигать 10 МПа.
Змеевиковые теплообменники используют так же, как водонагреватели. Змеевиковый водонагреватель (рис. 1.12) состоит из змеевика 1, прикрепленного к крышке 4 расположенного в корпусе 2.
31
1.5. Трубчатые теплообменные аппараты для охлаждения
воздуха и охлаждаемые воздухом
К этой группе ТА могут быть отнесены охладители надувочного воздуха (ОНВ) дизелей, радиаторы транспортных двигателей внутреннего сгорания (ДВС), радиаторно-вентиляторные установки (РВУ) для охлаждения
компримирующего газа, масла и воды газомотокомпрессоров, аппараты воздушного охлаждения (АВО) трансформаторных подстанций, химических и
нефтехимических производств, бытовые и промышленные кондиционеры и
другие аппараты, трубные пучки которых скомпонованы из труб с высокими
ребрами, соизмеримыми с радиусом трубы.
Благодаря оребрению площадь теплообменной поверхности, контактирующей с воздухом, может быть увеличена в 7…20 раз и больше, что компенсирует относительно невысокие коэффициенты теплоотдачи со стороны
воздуха. Трубные пучки рассматриваемых ТА чаще всего имеют прямоугольную форму, воздух направляется в развитое наружным оребрением
труб межтрубное пространство.
Наружные ребра круглых или овальных труб могут иметь различные
конфигурации (табл. 1.4). В современных конструкциях ОНВ применяют моно- и биметаллические трубы (рис. 1.13) диаметром D = 25 ÷ 29 мм, а также
биметаллические трубы с разрезными ребрами. Продольные разрезы на ребрах с последующим отгибом лепестков обеспечивают многократное разрушение пограничного слоя, формирующегося на ребрах, и способствуют выравниванию поля коэффициентов теплоотдачи по поверхности ребра.
32
Таблица 1.4.
Схемы оребрения труб ТА
Оребрение
Труба
Схема
Область применения
ПоперечКруглая
ными квадратными
ребрами
ОНВ, воздухоохладители
установок кондиционирования воздуха
Круглыми
ребрами
Круглая
ОНВ, АВО, воздухоохладители установок кондиционирования
воздуха,
калориферы
Коллективное
Круглая
или
овальная
Радиаторы транспортных
двигателей
Проволочное
Круглая
или
овальная
ОНВ, охладители масла
силовых трансформаторов
Винтовая
Круглая
накатка или
непрерывное
спиральное
ОНВ, АВО, РВУ, радиаторы, калориферы
ПлавникоКруглая
выми ребрами
Трубы паровых котлов
33
Окончание Таблица 1.4.
Полизональными
ребрами
Круглая
ТА специального назначения
По результатам анализа экспериментальных данных выявлено, что
размер, радиус и направление отгиба лепестков мало влияют на интенсификацию теплообмена. Число разрезов целесообразно принимать не более 20, а
их глубину – меньше 3…4 мм. Экспериментально установлено увеличение
значений коэффициентов теплоотдачи в пучках с разрезными ребрами на
20…35 %, а аэродинамического сопротивления – на 20…90 % по сравнению
со значениями в пучках из таких же труб с неразрезными ребрами.
Разрезы (вид А) (см. рис. 1.13, б) типа «интеграл» и «полуинтеграл»
дают наибольшее увеличение сопротивления, разрезы по винтовой линии –
самое низкое (14…35 %). Необходимо отметить, что разрезание ребер оправ
дано только в том случае, когда в аппарате используется незагрязненный
воздух. В противном случае разрезы ребер задерживают пыль, сажу, масло,
золу и другие загрязняющие вещества, в результате межреберные щели труб
быстро заполняются асфальтоподобной массой, которую трудно удалить даже с помощью современных химических средств очистки.
В РВУ и АВО чаще используются биметаллические трубы диаметром
D = 43, 49 и 56 мм. Это связано с тем, что рассматриваемые аппараты имеют
большое фронтальное сечение и экономически целесообразно развивать
площадь поверхности межтрубного пространства (увеличивать коэффициент
Ψор оребрения), что можно достичь применением ребер большой высоты.
34
а
б
в
Рис. 1.13. Трубы, оребренные винтовой накаткой. Вид А: а – монометаллические; б – биметаллические; в – биметаллические с разрезными ребрами
Следует отметить, что с ростом высоты ребра значения коэффициентов
теплоотдачи снижаются. Так, увеличение значения коэффициента оребрения
на 40 % при Ψор >15 сопровождается уменьшением значения коэффициента
теплопередачи на 12 %. Однако интенсивность роста площади поверхности
теплопередачи при повышении Ψор выше, чем снижение коэффициента теплопередачи, что в итоге улучшает характеристику аппарата. Оптимальная
высота ребра составляет (0,4…0,8)d, причем меньшие значения рекомендованы для труб с d > 15 мм. Оптимальный шаг ребер tр = (0,2 ÷ 0,4)d, однако
35
при накатке такой шаг не всегда может быть получен. Обычно tр = 3 ÷ 4 мм.
Уменьшение шага ребер приводит к снижению конвективной теплоотдачи,
так как у основания ребер образуются зоны со слабой циркуляцией потока.
На интенсивность теплообмена в межтрубном пространстве значительное влияние оказывают материал и толщина ребра. Чем выше теплопроводность ребра, тем больше коэффициент теплопередачи. При достижении значения теплопроводности сплавов алюминия λр = 140 Вт/(м·К), темпы роста α
при увеличении λр замедляется. Поэтому применение биметаллических труб
с оребренной рубашкой из сплавов АМцМ или АД-1 оправдано с точки зрения теплообмена и улучшения массовых характеристик аппарата. При высоте
ребра hр = 5 ÷ 16 мм оптимальная его толщина 0,5 мм. Увеличение числа заходов винтовой линии накатных ребер от одного до трех не влияет на теплоотдачу и аэродинамическое сопротивление пучков.
Технология изготовления биметаллических труб существенным образом влияет на термическое сопротивление в месте контакта двух металлов,
которое необходимо учитывать в тепловом расчете. Не следует добиваться
большого уменьшения высоты неровностей сопрягаемых поверхностей, поскольку существенное влияние оказывает усилие выпрессовки, которое
должно составлять (4…7)·103 Н. Снижение термического сопротивления
контакта можно достичь установкой прокладок из медной, свинцовой или
оловянной фольги толщиной 0,1…0,2 мм.
В ТА установок конденционирования воздуха часто применяют трубы
с коллективным оребрением. Собирающие пластины для интенсификации
теплообмена штампуют с зигзагами или волнами, перпендикулярными к потоку воздуха. Используют также перфорированные пластины и пластины с
просечками, в которых течение теплоносителя относительно ее поверхности,
приводит к разрушению образующегося пограничного слоя.
В бытовых кондиционерах типа БК одиночные ребра из алюминия
прямоугольной формы толщиной 0,2 мм с выштампованными воротниками
надеты с натягом на медные трубы.
36
В более мощных установках нередко применяют трубы, оребренные
спиральной гофрированной лентой. Если не принять мер по уменьшению
термического сопротивления в месте контакта труб с ребрами, то эффективность оребренных поверхностей может снизиться в 1,5-2 раза.
1.6. Теплообменники из полимерных материалов
Основными материалами для производства теплообменников служат
цветные металлы: медь, олово, латунь, алюминиевые сплавы. В настоящее
время усилился интерес к разработкам теплообменников из полимерных материалов, обладающих высокой технологичностью, возможностью автоматизации производства, малым весом, дешевизной, коррозионной стойкостью и
стойкостью к воздействию химически агрессивных сред. Применение пластмасс экономит остродефицитные материалы, многие ее виды допускают повторное использование.
Известно, что коэффициент теплопроводности λ большинства полимерных материалов составляет 0,12…0,40 Вт/(м·К). Однако это не является существенным препятствием для применения пластмасс в конструкции теплообменника.
Из
выражения
для
коэффициента
теплопередачи
k=1/((1/αвоз)+(δ/λ)+(1/ αвод)) видно: в случае теплопередачи через плоскую
стенку (коэффициенты теплоотдачи со стороны воды и воздуха равны 1000 и
50 Вт/(м·К) соответственно, теплопроводность и толщина стенки составляют
0,2 Вт/(м·К) и 0,5 мм) будем иметь kпл=42,553 Вт/(м2·К); для такого же случая
при λ=400 Вт/(м·К) – kмедь=47,616 Вт/(м2·К); т. е. коэффициент теплопередачи
через медную стенку на 10,63% выше, чем через пластмассовую. А при тех
же условиях для пластмассовой стенки имеющей λ=1 Вт/(м·К), kпл=46,512
Вт/(м2·К), kмедь=47,616 Вт/(м2·К), т. е. коэффициент теплопередачи через
медную стенку на 2,32% выше, чем через пластмассовую. При значении коэффициента теплопроводности более 0,2 Вт/(м·К) появляется возможность
изготавливать радиаторы с тепловой эффективностью, почти не уступающей
эффективности металлическим. Проблема низкой теплопроводности практи37
чески снимается, если использовать такие полимеры, как диабон-F (коэффициент теплопроводности диабона-F равен 20 Вт/(м·К)) – фторсодержащую
пластмассу с графитовыми добавками. Поэтому коэффициент теплопередачи
пластинчатых теплообменников из диабона-F соизмерим с коэффициентом
теплопередачи металлических ТА.
Пластмассовый радиатор может состоять из набранного пакета охлаждающих матриц, каждая из которых состоит из пучка труб, ввариваемых в
две опорные пластины (рис. 1.14)
1
2
Рис. 1.14. Охлаждающая матрица пластмассового теплообменника:
1 – опорная пластина; 2 – трубный пучок
Пластмасса для теплообменников должна быть стойкой к воздействию
температуры, давления, химикатов и коррозии. Этим требованиям соответствуют технические термопласты норил, модифицированный РР0 и ултем полиэфирамид, последний из которых работает при температуре до 170°С.
Проведенные испытания показали, что при заданных потерях давления воздуха пластмассовый теплообменник из норила имеет тот же коэффициент теплопередачи, что и медный теплообменник. Термопласты норил и ултем
подвергались испытанию аммонийно-содержащим конденсатом (1000 часов
при 80°С). При этом пластмассы получили незначительные изменения таких
свойств, как пределы прочности при растяжении и изгибе, органические
компоненты удалились в виде раствора в незначительном объеме, поверхность пластмассы не изменилась. Благодаря рассмотренным преимуществам
пластмассовые теплообменники находят широкое применение в установках
химической промышленности и электростанций при эксплуатации агрессив38
ных сред.
Теплообменники из фторопластов работают при температурах до 260°С.
Основным недостатком фторопластов считается низкий коэффициент теплопроводности – 0,25 Вт/(м·К). К достоинствам теплообменников из фторопластов относятся простота изготовления и сборки, легкость конструкции, химическая пассивность, устойчивость к воздействию кислот и щелочей.
1.7. Интенсификация теплообмена в трубчатых теплообменниках
Следствием интенсификации процессов теплообмена является увеличение коэффициента теплопередачи, который при чистых поверхностях теплообмена определяется коэффициентами теплоотдачи со стороны греющего
и нагреваемого теплоносителей. Во многих случаях физико-химические
свойства применяемых теплоносителей существенно различаются, не одинаковы их давление и температура, коэффициенты теплоотдачи. Так, значение
коэффициента теплоотдачи со стороны воды α = 2 000 ÷ 7 000 Вт/(м2·К), со
стороны газового теплоносителя α ≤ 200 Вт/(м2·К), для вязких жидкостей α =
100 ÷ 600 Вт/(м2·К). Очевидно, что интенсификация теплоотдачи должна
осуществляться со стороны теплоносителя, имеющего малое значение коэффициента теплоотдачи. При одинаковом порядке значений коэффициентов
теплоотдачи теплоносителей интенсификация теплоотдачи может осуществляться с обеих сторон теплообмена, но с учетом эксплуатационных и технических возможностей.
Обычно интенсификация теплоотдачи связана с ростом затрат энергии
на преодоление увеличивающихся гидравлических сопротивлений. Поэтому
одним из главных показателей, характеризующих целесообразность интенсификации теплоотдачи в теплообменниках, является ее энергетическая эффективность. Повышение интенсивности теплоотдачи должно быть соизмеримо с увеличением гидравлических сопротивлений.
39
Применяют следующие основные способы интенсификации теплообмена:
•
конструирование шероховатых поверхностей и поверхностей
сложной формы, способствующих турбулизации потока в пристенном слое;
• использование турбулизирующих вставок в каналах;
•
увеличение площади поверхности теплообмена посредством
оребрения;
• воздействие на поток теплоносителя электрическим, магнитным и
ультразвуковым полями;
• турбулизация пристенного слоя организацией пульсаций скорости
набегающего потока и его закрутки;
•
механическое воздействие на поверхность теплообмена посред-
ством ее вращения и вибрации;
• применение зернистой насадки как в неподвижном, так и в псевдо
подвижном состоянии;
• добавление в теплоноситель твердых частиц или газовых пузырьков.
Вероятность применения того или иного способа интенсификации для
конкретных условий определяются техническими возможностями и эффективностью этого способа.
Одним из наиболее широко используемых способов интенсификации
теплообмена (повышения теплового потока) является оребрение наружной
поверхности труб при условии направления в межтрубное пространство теплоносителя с низким значением коэффициента теплоотдачи.
Схемы некоторых устройств, используемых для интенсификации теплоотдачи в трубах, приведены в табл. 1.5.
Применяют лопаточные завихрители, прерывистые шнековые завихрители с различной формой центрального тела и др. Следует отметить, что одновременно с увеличением коэффициента теплоотдачи на 30…40 % имеет
место повышение гидравлического сопротивления в 1,5÷2,5 раза.
40
Таблица1.5.
Схемы устройств, применяемых для интенсификации теплоотдачи
ИнтенсификСхема
Интенсификатор
Схема
тор
Закрученная
Труба с винтолента
образными
плавно очерченными выступами
Шнековый завихритель
Витая труба
Таблица1.5.
Кольцевой канал типа диффузорконфузор
Чередующиесяплавно очерченные кольцевые
выступы на
внутренней поверхности гладкой трубы
41
Объясняется это тем, что диссипация энергии при распадении масштабных вихревых структур (они возникают при закрутке потока) существенно превышает выработку турбулентности – на подпитку ослабевающих
вихрей нужен непрерывный подвод энергии извне.
Установлено, что при турбулентном и переходном режимах течения
целесообразно интенсифицировать турбулентные пульсации не в ядре потока, а в пристенном слое, где турбулентная теплопроводность мала, а плотность теплового потока максимальна, потому что на этот слой приходится
60…70% располагаемого температурного напора «стенка–жидкость». Чем
больше число Прандтля Рr, тем на более тонкий слой целесообразно воздействовать.
Перечисленные рекомендации могут быть реализованы каким-либо
другим способом, например накаткой чередующихся плавно очерченных
кольцевых выступов на внутренней поверхности гладкой трубы. Для капельных жидкостей с Рr = 2 ÷ 80 наилучшие результаты были получены при tвс/dвн
= 0,25 ÷ 0,5 и dвс/dвн = 0,94 ÷ 0,98. Так, при Rе = 105 теплоотдача возрастает в
2,0-2,6 раза при росте гидравлического сопротивления в 2,7-5,0 раз по сравнению с теплоотдачей гладкой трубы. Для воздуха хорошие результаты получены при tвс/dвн = 0,5 ÷ 1,0 и dвс/dвн = 0,9 ÷ 0,92: в переходной области течения (Rе = 2 000 ÷ 5 000) отмечен рост теплоотдачи в 2,8 ÷ 3,5 раза при увеличении сопротивления в 2,8-4,5 раза (сравнивается с гладкой трубой).
Методы механического воздействия на поверхность теплообмена и
воздействия на поток электрического, ультразвукового и магнитного полей
изучены еще недостаточно.
42
1.8. Пластинчато-ребристые теплообменники
Этот тип теплообменников относится к числу наиболее компактных аппаратов благодаря развитой поверхности теплообмена в ограниченном объеме ТА. Особенностью этих теплообменников является высокое отношение поверхности теплоотдачи к единице объема, которое может достигать 6 000
м2/м3 и более. Для сравнения, компактность гладкотрубчатого ТА с трубами
диаметром 6…12 мм составляет порядка 250 м2/м3. По этой причине пластинчато-ребристые теплообменники обычно называют «компактными теплообменниками». Пластинчато-ребристые поверхности особенно эффективны для теплообменников типа газ – газ, требующих сильно развитую поверхность со стороны обоих теплоносителей.
Наиболее употребительными конструкционными материалами являются алюминий и сталь. Алюминиевые конструкции обычно бывают полностью
паяными, а в стальной может использоваться как пайка, так и сварка. На рис.
1.15 показаны основные элементы теплообменника с паяными оребренными
пластинами. Он состоит из гофрированной ребристой пластины 1, соединенной с разделительной пластиной 2 и закрытой штампованными боковыми каналами 3.
Рис. 1.15. Элементы канала пластинчато-ребристого теплообменника:
1 – гофрированные ребра; 2 – пластины; 3 – боковые уплотнительные полосы
Типичные конфигурации ребристой пластины будут еще рассмотрены.
Сердечник теплообменника образован пакетом множества слоев, включающих ребристые и разделительные пластины. Пластинчато-ребристые теплообменники могут иметь большое разнообразие форм и размеров.
43
Конфигурации пластинчато-ребристых поверхностей
Любые из этих поверхностей могут быть скомбинированы между собой, образуя «сложный» теплообменник типа сэндвича с перемежающимися
каналами для теплоносителей. Пластинчато-ребристые поверхности в зависимости от типа ребра подразделяются на поверхности с гладкими, жалюзийными, пластинчатыми и волнистыми, а также со стерженьковыми и перфорированными ребрами.
Поверхности с гладкими ребрами отличаются длинными каналами с
гладкими стенками с характеристиками, близкими к полученным для движения внутри длинных круглых труб (рис. 1.16).
Рис. 1.16. Поверхность с непрерывными гладкими ребрами
Это самый простой тип поверхности, который имеет наименьшую теплоотдачу по сравнению с другими поверхностями и в то же время наименьшее гидросопротивление. Здесь отчетливо проявляется влияние длины канала на теплоотдачу и гидравлическое сопротивление. Теплоотдача по длине
таких поверхностей заметно уменьшается по тем же причинам, что и в прямых трубах – в результате образования вязкого слоя на поверхности, поэтому
такие поверхности редко используются.
Следует отметить, что пластинчато-ребристые поверхности теплообмена могут иметь каналы прямоугольного и треугольного сечений и каналы
со скругленными углами как в поперечном сечении, так и на входе; поэтому
существует большое разнообразие геометрических разновидностей таких поверхностей (рис. 1.17). Некоторые из поверхностей с каналами треугольного
44
сечения представляют собой комбинацию двух систем с различными размерами ребер, что позволяет конструктору добиться нужного соотношения поверхностей на горячей и холодной сторонах.
Рис. 1.17. Гладкие непрерывные ребра: а – прямоугольные; б – трапецевидные; в – треугольные
Поверхности с волнистыми ребрами (рис. 1.18) более эффективны по
сравнению с гладкими непрерывными. Изменения направления потока, вызванные ребрами, приводят к отрыву пограничного слоя. Такой тип поверхности имеет умеренное гидросопротивление.
Пластинчато-стерженьковые поверхности являются примером развитой
поверхности, в которой высокие значения коэффициента теплоотдачи обусловлены тонким пограничным слоем на ребрах.
Рис. 1.18. Поверхности с волнистыми ребрами
При изготовлении ребер (рис. 1.19) из тонкой проволоки эффективная
длина ребра равна половине окружности, поэтому очень мала. Однако эти
поверхности характеризуются весьма высокими значениями коэффициента
сопротивления, обусловленными главным образом отрывом пограничного
слоя при поперечном обтекании стержней. Тем не менее, высокие значения
45
коэффициента теплоотдачи часто дают выигрыш по сравнению с потерями,
связанными с высоким значением коэффициента сопротивления, что и определяет целесообразность их применения.
Рис. 1.19. Стерженьковые ребра:
а, б – круглого сечения; в – овального сечения
Поверхности с перфорированными ребрами (рис. 1.20) имеют отверстия, вырезанные в ребрах, которые служат для разрушения пограничного
слоя. Факторы трения для этой поверхности очень малы, вероятно, вследствие незначительного коэффициента сопротивления формы.
Рис. 1.20. Перфорированные ребра
Жалюзийные ребра (рис. 1.21) выполняются прорезанием пластины и
отгибанием полоски материала в поток газа через определенные интервалы.
Этим достигаются разрушение пограничного слоя и повышение интенсивности теплоотдачи по сравнению с наблюдающейся на поверхностях с гладки46
ми ребрами при тех же условиях движения. Как правило, чем чаще происходит искусственное возмущение пограничного слоя, тем выше коэффициент
теплоотдачи, хотя одновременно возрастает и коэффициент сопротивления.
Рис. 1.21. Поверхности с жалюзийными ребрами
Поверхности с короткими пластинчатыми ребрами (рис. 1.22) в принципе аналогичны поверхностям с жалюзийными ребрами, отличаясь только
тем, что короткая сторона сечения ребра располагается в направлении потока. Используя такую поверхность, можно делать ребра короткими в направлении потока, достигая очень высоких значений коэффициента теплоотдачи,
который является наибольшим по сравнению с другими поверхностями.
Рис. 1.22. Рассеченные поверхности: а – треугольные; b –плоские прямоугольные каналы
Важным параметром рассеченных и других прерывистых ребер является длина гладкого ребра l' (см. рис. 1.22) в направлении потока. На полной
47
длине L могут располагаться несколько гладких ребер, помещенных торец к
торцу. При подборе оптимальных значений безразмерных определяющих
геометрических параметров рассеченных поверхностей l'/d, δ/d и h/t (здесь d
– эквивалентный гидравлический диаметр канала) рост теплоотдачи больше
или равен росту гидросопротивления по сравнению с гладким каналом (например, для этого относительная длина ребра 0,5<l'/d<5). При значении параметра l'/d = const в диапазоне чисел Re<2.000 с уменьшением относительной толщины ребра δ/d в диапазоне значений δ/d=0,114÷0,020 существенно
(до 60%) увеличивается рост теплоотдачи при практически неизменном росте
гидравлического сопротивления. Однако в диапазоне чисел Re>2 000 при тех
же условиях теплоотдача практически не растёт, а гидравлическое сопротивление существенно уменьшается (до 35%).
Паяные алюминиевые конструкции ограничены избыточными давлениями до 2 000 Па (0,02 атм). Однако применение специальных ребер может
производить работу при несколько более высоких давлениях. Применение
специальных конструкций со штампованными трубами позволяет работать
при больших давлениях. Еще большие давления допускаются в конструкциях
из нержавеющей стали. Вообще же в паяных теплообменниках с оребренными пластинами расчетные значения ниже, чем в кожухотрубных теплообменниках с круглыми трубами.
В отсутствие коррозионных жидкостей высокая теплопроводность
алюминия обеспечивает самую низкую стоимость теплообменника. Алюминий целесообразно применять в диапазоне температур от криогенных до 250
°С, углеродистую сталь — от 250 до 480 °С, нержавеющую сталь – в диапазоне 250…650 °С. Для работы при высоких температурах в условиях коррозии предпочтительно использовать нержавеющие стали. Медь удобна для
паяных конструкций и обеспечивает идеальные тепловые свойства. Тем не
менее ее применяют только в коррозионной среде, где неприменим алюминий. В большинстве автомобильных радиаторов применяются медь или медные сплавы.
48
Для температур выше 650 °С компактные теплообменники можно делать из керамики или углеродистых материалов. Они изготавливаются специальными методами литья.
1.9. Пластинчатые теплообменники
Пластинчатые теплообменники имеют широкое применение в теплоэнергетике, что обусловлено следующими их качествами:
•
высокая эффективность теплообмена и вследствие этого высокий
•
надежность и устойчивость к внешним и внутренним воздействи-
•
простота монтажа и эксплуатации, низкие трудозатраты при ре-
кпд;
ям;
монте оборудования;
•
лёгкость очистки благодаря разборной конструкции;
•
небольшие массогабаритные показатели;
•
низкие потери давления, малая величина недогрева;
•
возможность изменения характеристик уже эксплуатируемого
теплообменника.
В системах теплоснабжения пластинчатые теплообменники применяются в установках, нагревающих воду для отопления и горячего водоснабжения. Они имеют следующие преимущества:
•
повышенная надёжность системы теплоснабжения;
•
эффективный теплосъём в пластинчатом теплообменнике, обес-
печивающий необходимую температуру воды в обратной магистрали независимо от условий использования;
•
упрощение задачи регулирования отпуска теплоты.
Существует весьма большое количество различных пластинчатых теплообменников. Разборные пластинчатые теплообменники состоят из набора
теплообменных пластин (рис. 1.23), которые поставляются с прокладками,
49
уплотняющими различные каналы от воздействия атмосферного давления и
отделяющими холодные и горячие потоки. Пластины в теплообменниках
данного типа свариваются только с одной стороны, с другой же стороны
обычно устанавливаются прокладки.
Система уплотнительных прокладок пластинчатого теплообменника
построена так, что после сборки и сжатия пластин в аппарате образуются две
системы герметичных каналов, изолированных одна от другой металлической стенкой и прокладками: одна для горячей рабочей среды, другая – для
холодной. Обе системы межпластинных каналов соединяются со своими
коллекторами и далее со штуцерами для входа и выхода рабочих сред, расположенных на плитах.
Рис. 1.23. Принципиальная схема сборки пластинчатого аппарата: 1, 2,
11, 12 – штуцера; 3 – неподвижная плита; 4 – верхнее угловое отверстие; 5 –
кольцевая резиновая прокладка; 6 – граничная пластина; 7 – штанга; 8 – нажимная плита; 9 – задняя стойка; 10 – винт; 13 – большая резиновая прокладка; 14 – нижнее угловое отверстие; 15 – теплообменная пластина
Холодная рабочая среда входит в аппарат через штуцер 1, расположенный на неподвижной плите, и через верхнее угловое отверстие 4 попадает в
продольный коллектор, образованный угловыми отверстиями пластин после
50
их сборки. По коллектору холодная среда доходит до пластины 6, имеющей
глухой угол (без отверстия), и распределяется по нечётным межпластинным
каналам, которые сообщаются (через один) с угловым коллектором благодаря соответствующему расположению больших 13 и малых 5 резиновых прокладок. При движении вверх по межпластинному каналу среда обтекает гофрированную поверхность пластин, обогреваемых с обратной стороны горячей
средой. Затем подогретая среда проходит в продольный коллектор, образованный нижними угловыми отверстиями 14, и выходит из аппарата через
штуцер 11. Горячая рабочая среда движется в аппарате навстречу холодной.
Она поступает в штуцер 12, проходит через нижний коллектор, распределяется по четным каналам и движется по ним вверх. Через верхний коллектор и
штуцер 2 охлаждённая горячая среда выходит из теплообменника.
Сами теплообменные аппараты по конструктивному оформлению весьма
разнообразны.
На рис. 1.24 в качестве примера приведена конструкция в сборе односекционного теплообменника на двухопорной раме без дополнительных стяжек.
Рис. 1.24. Пластинчатый односекционный теплообменник: 1 – пластины; 2, 3,
– горизонтальные штанги; 4, 5 – плиты; 6, 7 – патрубки
51
Пластины пластинчатых односекционных теплообменников могут
быть изготовлены из различных металлов, включая нержавеющую сталь, титан, никель и т.д. В качестве прокладок применяется нитроловая, бутиловая,
силиконовая и фторуглеродная резина. Кроме того, определенные пластины
могут быть снабжены прокладками из спрессованного волокнистого асбеста.
1.10. Регенеративные теплообменные аппараты
Регенеративные ТА нашли применение в основном в высокотемпературных технологических установках, ГТУ, низкотемпературных установках
разделения газов и газовых холодильных машинах. Теплоаккумулирующая
насадка этих аппаратов может быть подвижной и неподвижной. В последнем
случае для получения непрерывного процесса теплообмена от одного теплоносителя к другому необходимы два аппарата (см. рис. 1.1, б). При подвижной насадке процесс теплообмена происходит в одном аппарате (см. рис. 1.1,
в).
Область применения и температурный уровень теплоносителей предопределяют конструкцию регенеративного ТА и тип его насадки. В связи с
этим выделяют аппараты, работающие в областях высоких, средних и очень
низких температур.
В области высоких температур (800…1000 ºС) после различных печей
применяют аппараты с неподвижной насадкой из огнеупорного кирпича, который выкладывают таким образом, чтобы образовались сплошные каналы
для прохода газа. Для интенсификации теплообмена кирпичная кладка насадки имеет выступы. Преимуществами аппаратов с кирпичной насадкой являются простота и возможность достижения высоких температур подогрева
воздуха, а недостатками – громоздкость, сложность эксплуатации ввиду необходимости переключения аппарата, изменения температуры нагреваемого
воздуха в течение цикла.
52
Для высокотемпературного подогрева воздуха могут быть использованы вращающиеся аппараты, роторы которых заполнены чугунной дробью
или другой термостойкой насадкой.
В области средних температур (250…400 ºС) для подогрева воздуха
используются вращающиеся регенеративные ТА, роторы которых имеют металлическую насадку, или аппараты с «падающим слоем».
Горизонтальные и вертикальные вращающиеся регенеративные ТА относятся к аппаратам непрерывного действия, они более компактны и характеризуются более интенсивным теплообменом. Ротор 4 регенеративного подогревателя воздуха в мощных ГТУ с насадкой 3 в виде набора сеток из коррозионно-стойкой проволоки диаметром 0,3…0,4 мм вращается в статоре 5
(рис. 1.25). С помощью радиальных перегородок ротор разделен на секторы,
чем достигается отделение потоков газа и воздуха. Схема движения воздуха
и газа противоточная, хотя каждая среда имеет сначала осевое направление,
затем радиальное и, проходя через насадку ротора, или нагревает ее, или воспринимает теплоту. Благодаря такому удлинению пути потоков увеличивается скорость в каналах насадки, коэффициент теплоотдачи достигает значений
300…400 Вт/(м2·К) при частоте вращения ротора 20…30 об/мин. Следует отметить, что в регенеративных воздухоподогревателях котлов с частотой вращения ротора 2…10 об/мин, имеющих насадку из гофрированных металлических листов с каналами треугольного и квадратного сечений, значения коэффициентов теплопередачи составляют лишь 9…14 Вт/(м2·К). Во избежании перетечек воздуха и газа в конструкции предусмотрены внутренние 1 и
наружные 2 уплотнения.
53
Рис. 1.25. Схема вращающегося регенеративного подогревателя воздуха ГТУ
В транспортных ГТУ мощностью до 1 МВт был использован регенеративный ТА с дисковым ротором карманного типа (рис. 1.26). Несущая и теплопередающая функции ротора разделены. Каркас диска образован массивными боковыми полотнами 2, связанными поперечными каркасными рамками. В полотнах прорезаны отверстия, в которые вставлены стаканы 3, образующие сквозные цилиндрические окна – карманы. В каждый карман помещен рабочий элемент 8 насадки, представляющий собой усеченный корпус
из многослойной плетеной сетки из коррозионно-стойкой стали. Поскольку
рабочие элементы имеют очень небольшую площадь контакта с металлическими конструкциями ротора, то эти конструкции оказываются мало подверженными действию резко изменяющихся температур. Температура опорных
поверхностей уплотнения 5 в рабочем режиме превышает 400 ºС, что позволяет изготовлять их из графита.
54
Рис. 1.26. Схема вращающегося регенеративного ТА с дисковым ротором
карманного (сотового) типа: В – воздух; Г – газ
Вследствие небольших температурных деформаций диска 6 зазоры
раскрываются незначительно, что повышает работоспособность уплотнений
и приводит к снижению утечек воздуха. Уплотнения 5 установлены на опорных рамках и прижаты к боковым полотнам диска с двух сторон. Опорная
рамка имеет периферийную часть и поперечную балку, разделяющую полотно диска на газовый Г и воздушный В секторы. Диск 6 насажен на центральный вал 4, закрепленный в подшипниках с помощью сферического шарнира
9. На периферии ротора выполнен кольцевой фланец 7, на обоих сторонах
которого установлены антифрикционные кольцевые накладки 1, взаимодействующие с опорной кольцевой дорожкой 10 в корпусе. Кольцевой фланец с
антифрикционными накладками уменьшает термическую деформацию ротора, устраняет перекос уплотняемых поверхностей и препятствует раскрытию
зазоров уплотнений. Компактность насадки составляет 4.000…5.000 м2/м3.
Следует отметить, что при создании вращающихся регенеративных аппаратов для ГТУ главной проблемой остается повышение надежности работы
уплотнений с целью снижения утечек теплоносителей. При давлении воздуха
перед ТА 0,3…0,5 МПа утечки составляют примерно 3…5 % расхода воздуха
на входе, что эквивалентно снижению мощности двигателя на 3…5 % и увеличению расхода топлива на 6…15 %.
55
В регенеративных ТА воздухоразделительных установок (ВРУ) наряду
с охлаждением прямого потока воздуха происходит его очистка от влаги и
двуокиси углерода посредством вымораживания на насадке. Установка состоит из двух аппаратов, обеспечивающих непрерывность процесса охлаждения
(рис. 1.27). Установка работает следующим образом. Сжатый воздух
давлением до 0,6 МПа нагревает насадку аппарата 1 и охлаждается до температуры, близкой к температуре насыщения. В это же время поток холодного
газа (азота) проходит в насадку 2 аппарата, охлаждает ее до определенной
температуры. Через определенный промежуток времени происходит переключение клапанов и поток воздуха будет поступать в аппарат 2, а азот в аппарат 1. В ВРУ в качестве насадки применяют насыщенную насадку в виде
гранул и диски алюминиевой гофрированной ленты 3.
Рис. 1.27. Переключающая воздухоразделительная установка:
В – воздух; А - азот
Корпус выполняется сварным из листовой хромоникелевой стали толщиной 10…12 мм; между решетками укладывают диски из гофрированной
ленты и всю конструкцию стягивают болтами.
В газовых холодильных установках регенеративные ТА компонуют в
блоке с холодильной машиной, поэтому ТА должен быть очень компактным.
Для ТА холодильных машин больше всего подходит насадка из тонкой проволоки ватообразной структуры или мелкой сетки из меди, латуни, бронзы
56
или другого материала высокой теплопроводности. Коэффициент компактности такой насадки достигает 105 м2/м3.
1.11. Теплоносители
Выбор теплоносителей определяется назначениями ТА, условиями его
эксплуатации, а также теплофизическими свойствами теплоносителей, их
доступностью, стабильностью в процессе длительной эксплуатации и др.
В однофазной области теплоносители разделяют на упругие (газы) и
капельные жидкости. С точки зрения теплового и гидравлического расчета
ТА принципиального различия между ними нет.
Из теплофизических свойств теплоносителей наиболее важными являются те, которые определяют интенсивность теплоотдачи в каналах ТА.
Плотность и теплоемкость являются весьма важными показателями.
Теплоносители более высокой плотности и теплоемкости позволяют при небольших перепадах температур между стенкой и жидкостью отвести или
подвести большие тепловые потоки. С этой точки зрения вода имеет значительные преимущества по сравнению с теплоносителями меньшей плотности, например, с воздухом и газами.
Теплопроводность существенно влияет на интенсивность теплоотдачи.
Чем больше теплопроводность при прочих равных условиях, тем выше коэффициент теплоотдачи в каналах ТА. Жидкие металлы, обладающие высокой теплопроводностью, имеют преимущества по сравнению с водой и газовыми теплоносителями, у которых теплопроводность невелика.
Вязкость зависит от химической природы теплоносителя, давления и
температуры. Она существенно влияет на теплообмен и гидравлическое сопротивление. При высокой вязкости при прочих равных условиях задерживается переход от ламинарного к турбулентному режиму течения жидкости.
Вязкость сильно зависит от температуры и с ее увеличением повышается.
57
Число Прандтля Рr=ν/а характеризует теплофизические свойства теплоносителей и является одной из важнейших их характеристик.
Для воздуха и газов число Рr ≤ 1. Для воды число Рr = 13,67 ÷ 1 в зависимости от температур (от 0 до 180 ºС). У жидких топлив, масел, кремнийорганических соединений и других веществ Рr = 10 ÷ 65.000, у жидких металлов Рr << 1. С увеличением температуры число Рr уменьшается.
Температура кипения теплоносителя должна быть сравнительно высокой. В этом случае для поддержания теплоносителя в жидком состоянии не
требуется заметного повышения давления.
Теплоносители должны отвечать следующим требованиям:
•
быть химически стабильными, не вступать во взаимодействие с
материалом теплообменника, т.е. не оказывать коррозионного и эрозионного
воздействия, не должны образовывать взрывоопасных смесей при смешении
с другими теплоносителями;
•
обеспечивать достаточно интенсивный теплообмен в ТА, обладая
высокой теплоемкостью и малой вязкостью;
• иметь хорошую термостойкость;
• быть достаточно доступными и иметь невысокую стоимость;
• отличаться малой химической токсичностью;
• иметь высокие температуры кипения и воспламенения;
• быть удобными в транспортировании, хранении и заправке;
• быть безопасными в эксплуатации.
Применяемые в технике теплоносители всем требованиям одновременно не отвечают.
58
1.12. Показатели эффективности теплообменных аппаратов
Наиболее распространены следующие частные показатели эффективности ТА.
Общая мощность, затрачиваемая на прокачку теплоносителей:
δр = δр1 + δр2 ;
где δр1 = GV1 Δ p1 ;
δ р 2 = GV Δ p 2 .
2
Коэффициент удержания теплоты:
ε q = Q2 / Q1 = 1 − ΔQ / Q1 ,
где ΔQ – потери количества теплоты во внешнюю среду при передаче от
греющего теплоносителя (Q1) к нагреваемому (Q2).
Эксергетический кпд:
η Е = 1 − Δ Е / Е вх ,
где ΔΕ – потери эксергии вследствие неравновесного теплообмена с окружающей средой, продольного теплообмена и гидравлических сопротивлений
ТА для обоих теплоносителей; Евх – сумма эксергий обоих теплоносителей на
входе в ТА.
Показатель энергетической эффективности:
Е F = Q / (δ p 1 + δ p 2 ) .
Критерий Кирпичева:
Е К = Q / AП
,
где АП – работа на прокачку теплоносителей.
Критерий Глазера (коэффициент мощности):
Е Г = Q / δ p1
,
или
Е Г = Q / δp2
Приведенный коэффициент мощности:
η пр = Е Г / Δ t ср .
Коэффициенты:
59
теплопередачи, Вт/(м2·К),
k = Q / (F ⋅ Δ t ср
);
использования массы, Вт/(кг·К),
k m = Q / (m ТЭ ⋅ Δ t ср ) ;
использования объема, Вт/(м3·К),
k y = Q / (V ТЭ ⋅ Δ t ср ) ;
компактности, м2/м3,
k FV = F / VТЭ .
Наряду с перечисленными показателями эффективности ТА используются следующие экономические показатели: капитальные вложения к; цена
Цта; себестоимость КЭТА; эксплуатационные затраты Э; приведенные затраты
З; себестоимость передачи теплоты КПТ; газовый экономический эффект ЭГ;
коэффициент экономической эффективности Эк; народно–хозяйственный доход Днх.
Контрольные вопросы
1.
Какие основные функциональные и конструктивные признаки
положены в основу классификации теплообменных аппаратов?
2.
Назовите основные способы компенсации возникающих в ТА
термических напряжений.
3.
Какие схемы тока теплоносителей в ТА существуют?
4.
Каковы устройство и основные характеристики кожухотрубных
5.
Какие основные способы интенсификации теплообмена в ТА?
6.
Каковы устройство и основные характеристики пластинчато-
ТА?
ребристых ТА?
7.
Назовите типы и характеристики пластинчато-ребристых поверх-
ностей?
60
8.
Какие преимущества и недостатки имеют ТА из полимерных ма-
териалов по сравнению с ТА из металлов?
9.
Каковы устройство и основные характеристики пластинчатых
10.
Каковы устройство и основные характеристики регенеративных
11.
Каким требованиям должны отвечать теплоносители?
12.
Назовите показатели эффективности ТА.
ТА?
ТА?
61
2. ТЕПЛОВОЙ И ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ
КОЖУХОТРУБНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
2.1. Основные положения и расчетные соотношения теплового расчета
теплообменного аппарата
Общие рекомендации по выполнению расчетов
Перед началом проектирования необходимо уточнить исходные данные и содержание задания, изучить условия эксплуатации и сметные возможности по капитальным затратам и на основании проведенного анализа
выбрать принципиальную конструкцию будущего аппарата.
Для расчета предпочтительнее пользоваться теоретическими формулами, приведенными к инженерному виду, а не эмпирическими, пригодными
только для определенных условий.
Сложный и ответственный расчет должен сопровождаться, а еще лучше предваряться, грубой прикидочной оценкой порядка искомой величины.
Наиболее часто ошибки в расчетах являются следствием неверных предпосылок, отклонений метода расчета от действительного хода описываемого
процесса, ошибок в размерностях физических величин и неправильных отсчетов знаков на счетных инструментах.
Широкое использование стандартов, технических условий и нормалей
ускоряет проектирование, изготовление и эксплуатацию ТА.
62
Все применяемые в проекте единицы измерения должны соответствовать Международной системе единиц СИ.
Стоимость проектирования составляет незначительную часть стоимости самого ТА, поэтому не следует ограничивать совершенствование аппарата при проектировании.
Виды расчетов теплообменного аппарата
В инженерной практике чаще всего используются два типа тепловых
расчетов ТА: проектный и поверочный.
Проектный тепловой расчет связан с проектированием новых ТА и
имеет конечной целью определение размеров теплопередающей поверхности, обеспечивающей необходимую теплопроизводительность при заданных
температурах и расходах рабочих сред. Для выполнения проектных расчетов,
исходя из опыта эксплуатации существующих ТА или на основе опытноконструкторских испытаний, необходимо выбрать тип аппарата, его конструктивную схему, схему относительного движения потоков теплоносителей,
материалы для изготовления отдельных конструктивных элементов.
Кроме того, приходится довольно произвольно задаваться некоторыми
величинами. К ним относятся характерные размеры теплопередающей поверхности (например, диаметр труб и их материал), скорость движения рабочих сред, участвующих в теплообмене, ориентировочные значения гидравлических сопротивлений и т.п. В связи с этим проектирование ТА требует
большого числа вариантных расчетов.
При проведении проектных расчетов детализируют конструкцию ТА,
компонуемую, как правило, из стандартизированных или нормированных деталей, узлов, секций, а также рассчитывают массовые, габаритные, гидравлические, экономические и другие показатели эффективности.
Тепловой расчет, в результате которого требуется определить тепловую производительность, концевые температуры и давления теплоносителей
в ТА, конструкция и поверхность которого известны, называется поверочным
63
расчетом.
Такие расчеты проводятся также, когда необходимо выяснить возможность использования серийно выпускаемых ТА в условиях, отличных от расчетных.
Проектно-поверочный расчет последовательно объединяет в одном
расчетном цикле проектный и поверочный расчеты. Он необходим, когда
площадь требуемой поверхности теплопередачи ТА, определенную в проектном расчете, увеличивают для резервирования или запаса, а также в случае
округления рассчитываемых конструктивных размеров до установленных
нормами, что может привести к увеличению или уменьшению площади проектируемого аппарата.
Исследовательские расчеты выполняются на основе проектных и поверочных расчетов для оптимизации термодинамических, энергетических,
конструктивных или экономических показателей ТА, а также с целью корректировки каких-либо уравнений, используемых в реализуемой расчетной
модели ТА по экспериментальным данным, и выявления влияния различных
физических величин или условий эксплуатации на показатели эффективности ТА.
Как правило, при проведении исследовательских расчетов выполняются десятки и сотни расчетов по специальному плану, разработанному согласно основным положениям математической теории планирования экспериментов.
В задачу гидромеханического расчета ТА входит определение гидравлических сопротивлений и энергетических затрат на обеспечение заданного
расхода рабочих сред.
Скорости движения рабочих сред при этом выбирают такими, чтобы
потери давления не превышали допустимых значений, определяемых проектным заданием. Последнее обстоятельство часто вынуждает задаваться
достаточно низкими значениями скоростей газа (относительные затраты
энергии на прокачку жидкостей, как правило, невелики). Естественно, что
64
малые скорости газообразных сред вместе с их плохой теплопроводностью
приводят к низким тепловым нагрузкам ТА. Это вынуждает увеличивать поверхность теплообмена.
Задачей расчета прочности деталей ТА является определение минимально необходимых размеров деталей, обеспечивающих их прочность в течение всего времени эксплуатации ТА.
Динамический расчет проводится для определения характеристик ТА
на переменных режимах.
Перечисленные виды расчетов по-разному связаны между собой.
Тепловой расчет – основа всех других расчетов. Он дает необходимые
для них исходные данные. В то же время, как правило, результаты гидравлического и прочностного расчетов вынуждают вносить изменения в ранее
проведенный тепловой расчет.
Все другие виды расчетов, хотя и проводятся на основе результатов теплового, гидравлического и прочностного расчетов, практически могут выполняться самостоятельно.
Расчетные модели теплообменного аппарата
Модели с сосредоточенными параметрами используются в тех случаях,
когда пространственные изменения удельной теплоемкости cp, вязкости µ,
коэффициента теплопроводности λ, теплоотдачи α и теплопередачи k не анализируются и перечисленные характеристики и свойства считаются однородными во всем объеме ТА. Они распространены в интегральных расчетах
ТА (расчетах ТА в целом), которые необходимы на всех стадиях его проектирования.
В тех случаях, когда cp, µ, λ, α, k и другие характеристики существенно
изменяются в объеме ТА, используют модели с распределенными параметрами. Они учитывают детальные изменения режима переноса теплоты в пределах ТА.
Модели ТА с сосредоточенными параметрами проще, чем модели с
65
распределенными параметрами, но последние более точны, поскольку позволяют рассматривать ТА как очень большое число сложно соединенных между собой микротеплообменников, в пределах которых cp, µ, λ, α, и k можно с
большой вероятностью принимать постоянными.
Модели с распределенными параметрами находят широкое применение
главным образом при выполнении исследовательских расчетов для повышения их точности.
Уравнения теплового баланса и теплопередачи
При отсутствии тепловых потерь уравнение теплового баланса для ТА
имеет вид
Q = G1cp1 (t1' −t1" ) = G2cp2 (t2' −t2" ) , Вт
(2.1)
где G1, cp1 и G2, cp2- массовые расходы и удельные теплоемкости греющего и
нагреваемого теплоносителей; t1', t1" и t2', t2" - температуры греющего и нагреваемого теплоносителей на входе в ТА и на выходе из него (концевые
температуры).
Удельная теплоемкость cp в общем случае зависит от температуры. В
практических расчетах в рамках модели с сосредоточенными параметрами в
уравнение (2.1) подставляют средние значения теплоемкостей в интервале
температур от t1' до t1".
Уравнение теплового баланса часто используется в другой форме
Q = W1( t1' −t1" ) = W2 ( t2' −t2" ) , Вт
где
(2.2)
W = G ⋅ c p - полные теплоемкости массовых расходов теплоносителей,
Вт/К.
Если принять, что коэффициент теплопередачи k слабо изменяется
вдоль теплопередающей поверхности F, (в большинстве случаев это является
не очень грубым допущением), то уравнение теплопередачи имеет вид:
66
⎛ 1
Q = k⎜
⎝F
∫ Δ tdF
⎞
⎟ F = k Δ t F , Вт
⎠
(2.3)
где k - средний для всей поверхности ТА коэффициент теплопередачи,
Вт/(м2·К);
Δ t − средний температурный напор, К; F − площадь теплопере-
дающей поверхности ТА, м2.
Обычно при проектных расчетах тепловая нагрузка Q известна (она
может быть определена из уравнения теплового баланса) и задача определения площади поверхности F сводится к определению среднего коэффициента
теплопередачи k и среднего температурного напора
Δt .
Коэффициент теплопередачи
Для вычисления коэффициента теплопередачи k необходимо располагать значениями коэффициентов теплоотдачи со стороны греющего α1 и нагреваемого α2 теплоносителей, а также термическими сопротивлениями теплопередающей стенки Rw и загрязняющих отложений Rз1 и Rз2.
Для цилиндрической теплопередающей стенки (трубы) без учета загрязнений коэффициент теплопередачи может быть отнесен к внутреннему
(dв), наружному (dн) или среднему (d в + d н ) / 2 диаметрам:
kв =
1
(
)
2
dв
dн
d в , Вт/ м ⋅ К .
ln
+
+
α 1 2 ⋅ λw d в α 2 d н
1
(2.4)
Здесь kв отнесен к внутреннему диаметру трубы dв . В этом случае в
уравнении теплопередачи (2.3) F = Fв = π ⋅ d в ⋅ l , где l − длина трубы.
kн =
1
1 , Вт/(м2К).
dн
dн
dн
+
+
ln
2 ⋅ λw
α 1d в
dв
α2
Здесь kн отнесен к внутреннему диаметру трубы dн, а
В случаях, когда
(2.5)
F = Fн = π ⋅ dн ⋅ l
dн / dв < 2 с погрешностью не более 4%, коэффициент
67
теплопередачи может быть определен по более простой формуле для плоской
стенки толщиной
k =
δ = (d н − dв ) / 2 :
1
1
α1
2
δ
1 , Вт/(м К)
+
+
λw
α2
(2.6)
Здесь k отнесен к единице поверхности, определяемой по среднему
диаметру трубы. В этом случае F = Fср = π
dн + dв
l.
2
Средний температурный напор
Для простых схем движения теплоносителей (прямоток, противоток)
средний температурный капор определяется по формуле
Δt =
Δ t ′ − Δ t ′′
Δ t ′ , К,
ln
Δ t ′′
где для прямотока:
для противотока:
(2.7)
Δt' = t1' −t2' ; Δt" = t1"−t2" ,
Δ t' = t1' − t 2 " ; Δt" = t1" −t2' .
Во многих ТА имеют место более сложные, чем чистые прямоток или
противоток, схемы взаимного движения теплоносителей. Для этих случаев
средний температурный напор может быть определен по формуле:
Δ t = Δ t пр ⋅ ε t , К,
(2.8)
где Δ t пр − средний напор, определенный для противотока; ε t -поправка, зависящая от вспомогательных величин P и R и от схемы движения теплоносителей.
P=
t 2 " −t 2 '
δt 2
;
=
t1' −t 2 ' Δt max
R =
t1 ' − t1"
δ t1
=
.
t 2" − t 2'
δt2
Значения поправки ε t определяются с помощью графиков.
68
(2.9)
Рис. 2.1. Поправка для прямоточно-противоточной схемы (реверсив)
ный ток:
Например, для прямоточно-противоточной схемы движения теплоносителей (реверсивный ток) значение ε
рис. 2.1.
t
может быть определено из графиков
Концевые температуры
Тепловой эффективностью r называется отношение теплового потока Q
рассматриваемого ТА к тепловому потоку Qид, который может передать
греющий теплоноситель в идеальных условиях, т.е. в случае бесконечно
большого коэффициента теплопередачи в рассматриваемом аппарате или в
случае передачи теплоты в ТА с бесконечно большой площадью поверхности
теплопередачи.
При отсутствии тепловых потерь
η=
Q
W (t '−t ") W (t "−t ')
= 1 1 2 = 2 2 2
Qид Wmin (t1 '−t2 ') Wmin (t1 '−t2 ')
(2.10)
Здесь Wmin- наименьшее (из W1 и W2) значение теплоемкостей массовых расходов теплоносителей.
Число единиц переноса теплоты S (или ЧЕП, или NTU) – один из важ-
ных параметров, характеризующий интенсивность переноса теплоты в ТА.
Чем больше значение S, тем больший тепловой поток имеет аппарат:
69
S=
kF
Wmin
(2.11)
Из формулы (2.10) имеем:
t1 " = t1 '−η
Wmin
(t1 '−t 2 ')
W1
t 2" = t 2 ' + η
(2.12)
Wmin
(t1' −t 2' )
W2
(2.13)
Значения тепловой эффективности
η
могут быть определены по форму-
лам:
для прямотока
⎡ ⎛ W ⎞⎤
1 − exp⎢− S ⎜⎜1 + 1 ⎟⎟⎥
⎣⎢ ⎝ W2 ⎠⎦⎥ ;
η=
W
1+ 1
W2
(2.14)
для противотока
⎡ ⎛ W ⎞⎤
1 − exp⎢− S ⎜⎜1 − 1 ⎟⎟⎥
⎢⎣ ⎝ W2 ⎠⎥⎦
η=
⎡ ⎛ W ⎞⎤
W
1 − 1 exp⎢− S ⎜⎜1 − 1 ⎟⎟⎥
W2
⎢⎣ ⎝ W2 ⎠⎥⎦
.
(2.15)
Для любой схемы движения теплоносителей тепловая эффективность
может быть приближенно оценена по формуле Ф. Трефни:
⎧⎪ ⎡ W
⎤ ⎫⎪
1 − exp⎨− S ⎢1 + 1 (1 − 2 f ϕ )⎥ ⎬
⎪⎩ ⎣ W2
⎦ ⎪⎭
η=
⎤ ⎫⎪
W W
⎪⎧ ⎡ W
1 − (1 − f ϕ ) 1 − 1 f ϕ exp⎨− S ⎢1 + 1 (1 − 2 f ϕ )⎥ ⎬
W2 W2
⎪⎩ ⎣ W2
⎦ ⎪⎭ ,
(2.16)
где fφ – коэффициент схемы тока.
Для прямоточно-противоточной схемы движения теплоносителей (реверсивный ток) fφ = 0,398.
Значения тепловой эффективности η могут быть определены также с
помощью графиков η=f(S, Wmin /Wmax , схема тока), примеры которых приведены
на рис. 2.2, 2.3.
70
а
б
Рис 2.2. Эффективность прямоточного (а) и противоточного (б) теплообменников
Рис. 2.3. Эффективность прямоточно-противоточного теплообменника
Отметим, что для теплообменников с фазовыми переходами теплоносителей, например, испарителей и конденсаторов,
Wmin / Wmax = 0 ,
поскольку, если в
теплообменнике температура одного теплоносителя остается постоянной, то
ее эффективная удельная теплоемкость, а следовательно, и ее расходная теплоемкость по определению равны бесконечности.
71
Определяющие (средние) температуры теплоносителей
Определяющими называются средние температуры t1ср и t2ср по которым
рассчитывают коэффициенты теплоотдачи α1 и α2, необходимые для вычисления коэффициента теплопередачи k. Они должны согласовываться со средним температурным напором
Δt .
Самый простой метод определения t1ср и t2ср основан на концепции линейного изменения температуры теплоносителей вдоль поверхности ТА.
Для теплоносителя, слабо изменяющего свои теплофизические свойства,
например, вследствие небольшого перепада температур δt, определяющую
температуру рассчитывают как среднеарифметическую температуру на входе
данного теплоносителя в ТА и на выходе из него, а определяющую температуру другого теплоносителя находят путем прибавления или вычитания
среднего температурного напора Δ t .
Например, при W1>W2
t1ср =
t1 '+t1 "
; t2ср = t1ср − Δt
2
(2.17)
Этот метод позволяет получать хорошие результаты для ТА с небольшими перепадами температур δt1 и δt2. Для других ТА его можно применять
только в качестве ориентировочного.
Более точные (и более сложные) методы определения учитывают форму
кривых изменения температур и вид зависимости для изменения коэффициента теплопередачи по поверхности ТА.
Температуры поверхностей теплопередающей стенки
Для плоской стенки
tw1 = t1ср −
Q
;
α1F
tw 2 = t2 ср −
Q
α2 F
(2.18)
Здесь Q – тепловой поток, определяемый по формуле (2.3).
Для цилиндрической стенки (трубы) в случае отнесения коэффициента
теплопередачи к внутреннему диаметру трубы
72
t w = t1ср −
в
kв Δt
α1 ,
t w = t 2ср +
н
kв Δt d в
α2 dн
,
(2.19)
Здесь kв определяется по формуле (2.4).
Гидромеханический расчет ТА
Между теплопередачей и потерями давления существует тесная физическая и экономическая связь.
Чем выше скорость движения среды, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для заданной тепловой производительности теплообменник, а следовательно, меньше капитальные затраты.
Но при повышении скорости теплоносителей растет сопротивление потоку и возрастают затраты энергии на прокачку - растут эксплуатационные
расходы.
При проектировании ТА необходимо совместно решать задачу теплообмена и гидравлического сопротивления и найти наивыгоднейшие характеристики.
Основная задача гидромеханического расчета ТА - определение потерь
давления теплоносителей при прохождении через ТА.
Гидравлическое сопротивление в ТА определяется теплофизическими
свойствами теплоносителей, условиями их движения и особенностями конструкции аппарата.
Полный перепад давления, необходимый для движения теплоносителя
через ТА с заданной скоростью, определяется формулой
Δp = ΣΔpT + ΣΔpM + ΣΔp y + ΣΔpc .
(2.20)
Здесь ΣΔpT - сумма сопротивлений трения на всех участках поверхности теплообмена.
73
При течении несжимаемой жидкости и безотрывном обтекании
l ρV 2
,
ΔpT = ξ
d 2
(2.21)
где l- полная длина канала; d - диаметр труб или эквивалентный (гидравлический) диаметр канала; ξ - коэффициент сопротивления трения; ρ и w - средние плотность и скорость.
В соотношении (2.20) ΣΔp M - сумма потерь давления в местных сопротивлениях (сужение и расширение канала, обтекание препятствия и т.д.)
ρV 2
,
Δp M = ς
2
(2.22)
где ς - коэффициент местного сопротивления.
В формуле (2.20) ΣΔp y - сумма потерь давления, обусловленных ускорением потока
Δp y = ρ2V22 − ρ1V12 ,
где ρ1, w1
(2.23)
и ρ2, w2 - плотность и скорость теплоносителя на входе в канал и
выходе из него.
В формуле (2.20) ΣΔpc - суммарное сопротивление самотяги,
возни-
кающей при вынужденном движении теплоносителя на нисходящих и восходящих участках каналов, сообщающихся с окружающей средой
Δp c = ± g (ρ0 − ρ )h ,
где g - ускорение силы тяжести; ρ1 и ρ - средние плотности окружающего
воздуха и теплоносителя; h - расстояние по вертикали между входом и выходом теплоносителя.
Мощность, необходимая для перемещения теплоносителя,определяется
формулой
N=
Δp ⋅ G
, Вт
ρ ⋅ ηк
(2.24)
где ηк – кпд компрессора, насоса или вентилятора.
При выборе оптимальных форм и размеров теплопередающей поверхности ТА принимают наивыгоднейшее соотношение между поверхностью теп74
лообмена и расходом энергии на движение теплоносителей. Добиваются,
чтобы это соотношение было оптимальным, т.е. экономически наиболее выгодным.
Это
соотношение
устанавливается
на
основе
технико-
экономических расчетов.
2.2. Конструктивные и режимные характеристики кожухотрубных ТА
Компоновка труб в трубном пучке
В кожухотрубных ТА с цилиндрическим кожухом трубы могут быть
расположены по сторонам шестиугольников (в вершинах равносторонних
треугольников - треугольная разбивка) или по концентрическим окружностям (концентрическая разбивка), как показано на рис. 2.4.
а
б
в
Рис. 2.4. Размещение труб в трубном пучке: а – по сторонам шестиугольников; б – по концентрическим окружностям; в – мостик между трубами
Шаг между трубами S принимается из условий прочности трубной решетки и из технологических соображений
S = (1,2÷1,4) d н , но не менее
S = di+ 6 мм. При S <1,2 di возникают сложности с креплением труб в трубной решетке.
Общее число труб, заключенных внутри шестиугольника (при треугольной разбивке)
75
n=
3 2
(m − 1) ,
4
(2.25)
где m – число труб на большой диагонали, включая трубу, расположенную в
центре.
При m>7 сегменты между краем трубной решетки и сторонами наружного шестиугольника желательно заполнять трубами.
Размещение труб по концентрическим окружностям производится так,
чтобы был выдержан радиальный шаг S , т.е. расстояние между окружностями, и примерно такой же шаг между трубами по окружности.
Число труб по окружностям, расположенным с шагом, приблизительно
равным S , составляет:
n1 = 2π = 6.28 ≈ 6 ,
n2 = 4π =12.56≈12,
ni =2πi ,
где i- номер окружности.
Общее число труб, размещенных по концентрическим окружностям
n = n1 + n2 ... + ni
(2.26)
.
Шестиугольная (треугольная) разбивка труб при числе шестиугольников m≥6 (при условии заполнения сегментов трубами) выгоднее размещения
труб по концентрическим окружностям (табл. 2.1).
Обычно число труб, размещаемых в трубном пучке, определяется с помощью таблиц.
Следует иметь в виду, что в многоходовых (по трубам) ТА число труб
меньше, чем в одноходовых, вследствие установки перегородок в крышках и
наличия мест, где трубы не могут быть установлены.
Число труб, размещаемых в корпусе аппарата с внутренним диаметром
Dк при расположении труб по вершинам треугольниковвычисляется формулой:
76
Таблица 2.1
Разбивка по ок-
в аппарате, шт.
Общее число труб
ности, шт.
наружной окруж-
в аппарате, шт.
Общее число труб
сегментах
ружностям
Число труб во всех
сегмента
в 3-м ряду
сегмента
во 2-м ряду
сегмента
в 1-м ряду
Число труб, шт
тов, шт.
диагонали, шт.
без учета сигмен-
Разбивка по шестиугольникам
Число труб по
для окружностей, шт.
Число шестиугольников
Число труб в аппарате при разбивке трубной решетки по шестиугольникам и по концентрическим окружностям
1
3
7
-
-
-
-
7
6
7
2
5
19
-
-
-
-
19
12
19
3
7
37
-
-
-
-
37
18
37
4
9
34
-
-
-
-
61
25
62
5
11
91
-
-
-
-
91
31
93
6
13
127
-
-
-
-
127
37
130
7
15
169
3
-
-
18
187
43
173
8
17
217
4
-
-
24
241
50
223
9
19
271
5
-
-
30
301
56
279
10
21
331
6
-
-
36
367
62
341
11
23
397
7
-
-
42
439
69
410
12
25
469
8
-
-
48
517
75
485
13
27
547
9
2
-
66
613
81
566
14
29
631
10
5
-
90
721
87
653
15
31
721
11
6
-
102
823
84
747
16
33
817
12
7
-
114
931
100
847
17
35
919
13
8
-
126
1045
106
953
18
37
1027
14
9
-
138
1165
113
1066
19
39
1141
15
12
-
162
1303
119
1185
20
41
1261
16
13
4
198
1459
125
1310
21
43
1387
17
14
7
228
1615
131
1441
22
45
1519
18
15
8
246
1765
138
1579
23
47
1657
19
16
9
264
1921
144
1723
2
n = Ψ
з
πDк
3 ,47 ⋅ S
2
,
(2.27)
где Ψз - коэффициент заполнения трубной решетки (для одноходовых ТА
обычно Ψз = 1, для многоходовых Ψз = 0,7÷ 0,85). Внутренний диаметр корпуса ТА равен:
77
D к = D' + d н + 2 δ m ,
(2.28)
где D'- наибольший диаметр окружности центров труб при концентрической
разбивке или наибольшая диагональ шестиугольника при треугольной разбивке труб; δm - кольцевой зазор между крайними трубами и внутренней поверхностью корпуса (принимается минимальным, но не менее 6 мм).
В ТА с коробчатым кожухом компоновка труб может быть: коридорной;
шахматной, частным случаем которой является треугольная; с неравномерным поперечным шагом.
Геометрические характеристики трубных пучков
Свободное сечение для прохода теплоносителя при продольном обтекании трубного пучка
S
=
мтр
π
4
(D
− nd
2
к
) ,м2
2
н
(2.29)
Эквивалентный (гидравлический) диаметр
d
э
D
=
D
2
к
к
− nd
+ nd
2
н
,м.
(2.30)
н
При двух ходах в межтрубном пространстве (при наличии продольной
перегородки в кожухе ТА):
dэ =
D к2 − nd н2
2 ⎞
⎛
D к ⎜1 +
⎟ + nd
π ⎠
⎝
, м.
(2.31)
н
Эта формула позволяет определить эквивалентный диаметр при расчете
теплообменного аппарата.
Направление движения теплоносителей
Направление относительного тока обменивающихся теплотой сред выбирают в зависимости от свойств, температуры и давления теплоносителей и
от конструктивной схемы ТА.
Противоточное движение теплоносителей (без фазовых превращений)
всегда должно быть наиболее желательным, так как при прочих равных усло78
виях оно способствует повышению теплопроизводительности Q и уменьшению поверхности аппарата F.
Если по технологическим, конструктивным или компоновочным соображениям направить теплоносители противотоком невозможно, необходимо
стремиться к многократно-перекрестному току с обменом теплотой на общем
противоточном принципе.
Направление тока теплоносителей оказывает влияние не только на общую теплопроизводительность аппарата Q, но и на изменение температур
теплоносителей δt1 и δt2, а увеличение перепадов температуры при неизменной теплопроизводительности приводит к уменьшению расходов теплоносителей G1 и G2 затрат энергии для их транспортировки.
В решении вопроса выбора тока теплоносителей относительно поверхности теплообмена при наружном омывании труб следует руководствоваться
0 ,4
следующим правилом: при отношении Nu / Pr > 0,58 выгоднее продоль-
ное, а при Nu / Pr
0 ,4
< 0 ,58 – поперечное обтекание.
Вопрос о том, какой из теплоносителей направлять в трубы или межтрубное пространство, должен решаться с точки зрения не только интенсификации теплообмена, но и надежности работы ТА. Если теплоноситель вызывает коррозию или механическое повреждение труб, то лучше его пропустить внутрь труб, так как экономичнее выполнить их из материала высокой
стоимости, чем кожух.
В трубы целесообразно направлять теплоноситель с высокой температурой и большим давлением, чем в межтрубном пространстве, что способствует уменьшению механической нагрузки на корпус аппарата и уменьшению
тепловых потерь в окружающую среду, а также более загрязненный, поскольку трубы очистить от загрязнений легче, чем межтрубное пространство.
79
Скорость теплоносителей в трубах и межтрубном пространстве
Скорость теплоносителя V оказывает существенное влияние на теплоотдачу, потери давления, загрязняемость.
Для ламинарного течения: α ∼ V 0 ,3 , Δ p ∼ V , α ∼ Δ p 0 ,3 .
Для турбулентного течения: α ∼ V 0 ,6...0 ,8 ,Δp ∼ V 1,6...1,8 ,α ∼ Δp 0 ,4 .
Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве оказывает существенное влияние на вибрацию труб, возникающих вследствие вихревого возбуждения, возбуждения турбулентными пульсациями, гидроупругих и акустических возбуждений.
Для повышения теплоотдачи и уменьшения загрязнений скорость нужно
увеличивать, а для снижения потерь давления и предотвращения нежелательных последствий вибрации труб – уменьшать.
Ориентировочные значения скоростей теплоносителей, рекомендуемые
на основе опыта эксплуатации рекуперативных ТА различного назначения и
технико-экономических расчетах, приведены в табл. 2.2.
Теплоотдача и сопротивление в трубах
Теплоотдача вычисляется при следующих условиях:
1). Re ≤ 2.400 – ламинарный режим
d ⎞
⎛
Nu = ⎜ 3, 66 3 + 1,61 3 Re Pr в ⎟
l ⎠
⎝
где Nu =
0 ,33
⋅ εT ,
(2.32)
μC p
αd в
ρVd в
4G
;Re =
;Pr =
=
; εT - поправка на неизотермичλ
μ
πd вμ
λ
ность.
Для жидкостей
⎛ μ ⎞
⎟⎟
εT = ⎜⎜
μ
wв
⎝
⎠
0,14
,
где μ - динамический коэффициент вязкости при определяющей температуре
теплоносителя tср; μwв – то же при температуре внутренней поверхности трубы twв. Для газов ε T = 1. В первом приближении l = 100 ⋅ d в
80
Таблица 2.2
Рекомендуемые значения w теплоносителей при вынужденном течении в каналах ТА
Среда
Условия движения
V, м/с
Маловязкая жидкость (во-
Нагнетательная линия
1…3
да,керосин и т.д.)
Всасывающая линия
0,8…1,2
Вязкая жидкость (легкие и тяже-
Нагнетательная линия
0,5…1,0
лые масла, растворы солей)
Всасывающая линия
0,2…0,8
Маловязкая и вязкая жидкости
Самотек
0,1…0,5
Газ при большом напоре
Нагнетательная линия
15…30
компрессора
Газ при небольшом напоре
Нагнетательная линия
5…15
вентилятора, газоход
Незапыленный при атмосферном Газоход
12…16
давлении
Запыленный при атмосферном
Газоход
6…10
Газоход
2…4
-
30…75
100…200
Давление МПа:
0,005…0,02
0,02…0,05
0,05…0,1
0,1
60…75
40…60
20…40
10…25
давлении
Газ при естественной тяге
Водяной пар:
перегретый
сухой насыщенный, разреженный (в конденсатор)
Пары насыщенные (углеводороды и др.)
81
Для турбулентного режима течения теплоносителя справедливо следующее:
2). Re > 2.400 - турбулентный режим:
Nu =
( ξ / 8 ) ⋅ Re⋅ Pr
900
+ 12 , 7 ξ / 8 ( Pr 0 ,66 − 1)
1+
Re
⋅ εT
,
(2.33)
где ξ = (1,81 ⋅ lg Re − 1,64 )−2 .
0 ,11
⎛ Pr ⎞
T
⎟⎟ при wв ≥ 1;
ε
=
Для жидкостей T ⎜⎜
Tcp
⎝ Prwв ⎠
⎛ Pr ⎞
⎟⎟
εT = ⎜⎜
Pr
wв
⎝
⎠
0 ,25
при
Twв
<1 ;
Tcp
Prwв − для Прандтля при Twв.
Для газов ε T = 1 при
⎛T
ε T = ⎜ wв
⎜T
⎝ cp
m
⎞
⎟ при
⎟
⎠
Twв
≤ 1;
Tcp
Twв
>1,
Tcp
⎡
⎛ Twв
⎜
m
=
−
0
,
3
⋅
lg
⎢
где
⎜T
⎢⎣
⎝ cp
⎤
⎞
⎟ + 0,36⎥ .
⎟
⎥⎦
⎠
Коэффициент сопротивления трения определяется при следующих
условиях:
3). Re≤ 2.400 – ламинарный режим
ξT =
64
⋅ εT .
Re
(2.34)
Для жидкостей:
⎛μ ⎞
εT = ⎜⎜ wв ⎟⎟
⎝ μ ⎠
0 ,5
⎛μ ⎞
εT = ⎜⎜ wв ⎟⎟
⎝ μ ⎠
0 ,58
при
Twв
≤1;
Tcp
при
Twв
> 1.
Tcp
Для газов:
82
0 ,81
⎛T ⎞
T
εT = ⎜ wв ⎟ при 0,5 < wв ≤ 1,
⎜T ⎟
Tcp
⎝ cp ⎠
Twв
>1.
Tcp
εT = 1 при
4). 2.400 < Re ≤ 3 ⋅10
ξT =
4
– турбулентный режим:
0 ,316
⋅ εT .
Re 0 , 25
(2.35)
Для жидкостей:
⎛μ ⎞
εT = ⎜⎜ wв ⎟⎟
⎝ μ ⎠
0 ,24
при
Twв
≥1
;
Tcp
Tср
1⎛ μ ⎞
εT = ⎜⎜ 7 − wв ⎟⎟ при
< 1.
6⎝
μ ⎠
Twв
Для газов:
⎛ Tcp ⎞
⎟⎟
εT = ⎜⎜
T
⎝ wв ⎠
0,5
.
5). Re > 3⋅104 – турбулентный режим:
ξT = (1,82 lg Re − 1,64 )−2 ε T ,
где
(2.36)
ε T определяется по формулам п.4.
Теплоотдача и сопротивление при продольном обтекании пучков труб
Теплоотдача: определяется формулой:
Nu = 0 ,023 Re
0 ,8
Pr
0 ,4
{1 + 0 ,91 Re
αd э
ρwd э ⎛⎜ Gd э
Nu
=
=
где
; Re =
⎜ μs
μ
λ
⎝ мтр
⎞
⎟;
⎟
⎠
− 0 ,1
Pr =
отдача и сопротивление в трубах».
83
Pr
0 ,4
[1 −
μcp
ε
λ ,
T
2 exp (− B )]}ε T
,
(2.37)
– по п.2. раздела «тепло-
Для расположения труб по треугольнику и по концентрическим окружностям
2 3
B =
π
2
⎛ S ⎞
⎟⎟ − 1 .
⎜⎜
d
н
⎠
⎝
Коэффициент сопротивления трения для треугольного расположения
труб и расположения труб по концентрическим окружностям определяется
формулой:
⎧⎪
⎛ S
⎞
⎪⎫
ξ T = ⎨ 0 ,57 + 0 ,18 ⎜⎜
− 1 ⎟⎟ + 0 ,53 [1 − exp (− a )]⎬ × ε T ,
⎪⎩
⎪⎭
⎝ dH
⎠
⎧⎪
⎡
⎪⎩
⎣⎢
(2.38)
⎛ S
⎞⎤ ⎫⎪
⎛ S
⎞
S
− 1⎟⎟⎥ ⎬ + 9,2⎜⎜
− 1⎟⎟ при
≤ 1,02 ,
dH
⎝ dH
⎠⎥⎦ ⎪⎭
⎝ dH
⎠
где a = 0,58⎨1 − exp⎢− 70⎜⎜
⎛ S
⎞
− 1 ⎟⎟
a = 0 ,58 + 9 ,2 ⎜⎜
⎝ dH
⎠
S
> 1 ,02 ,
dH
при
εT- по формулам п.4 раздела «теплоотдача и сопротивление в трубах».
Коэффициент местного сопротивления
Коэффициент сопротивления при резком изменении сечения канала
любой формы при числах Рейнольдса Re>104 определяют по графикам (рис.
2.5).
Здесь f0- площадь поперечного сечения канала «малого» сечения; f1 -то
же для канала «большого сечения».
Коэффициенты сопротивления при резком изменении сечения канала
f
при Re < 10 4 определяются с помощью графиков ζm = f ⎛⎜ Re, f ⎞⎟ или зависимо0⎠
⎝
стей ζ m = f (Re ) , где Re = ρw0 d э / μ – скорость в расчетном сечении. За
расчетное сечение принимают меньшее (f0), за определяющий размер - эквивалентный (гидравлический) диаметр dЭ.
84
Рис. 2.5. График для определения ζm при резком изменении поперечного сечения канала
85
2.3. Задания на выполнение теплогидравлического расчета теплообменных аппаратов
Выполнить тепловой и гидравлический расчет кожухотрубного ТА,
предназначенного для нагревания газообразного азота потоком продуктов
сгорания.
Поток продуктов сгорания с массовым расходом G1, давлением на входе P11 и температурой на входе t1' движется внутри труб. Потери давления не
должны превышать Δp1 .
Газообразный азот с массовым расходом G2, давлением на входе P2' и
температурой на входе t2' и температурой на выходе t2" движется в межтрубном пространстве. Потери давления не должны превышать Δp 2 .
Исходные данные для различных вариантов приведены в табл. 2.3.
2.4. Схемы теплогидравлических расчетов теплообменных аппаратов
Схема проектного расчета теплообменного аппарата с использованием
среднелогарифмического температурного набора
Исходные данные:
греющий теплоноситель: G1, t1', P1', ΔP1 (не более);
нагреваемый теплоноситель: G2, t2', P2", ΔP2 (не более).
Примем, что греющий теплоноситель движется в трубах.
86
Таблица 2.3
Исходные данные на выполнение теплового и гидравлического
расчета ТА
Номер
Схема
Компоновка труб
вари-
движения
в пучке
анта
теплоно-
Продукты сгорания
G1,
t1',
кг/с
0
P1',
Азот
ΔP1,
G2 ,
t2',
t2",
0
С
МПа
МПа
кг/с
0
С
Трубы
P2',
ΔP2,
dв,
dн,
С
МПа
МПа
мм
мм
сителя
1-1
Треугольная
2,73
691
1,72
0,028
3,05
-23
74
2,35
0,145
12
13
1-2
Концентрическая
2,63
671
1,72
0,027
2,95
-23
74
2,35
0,14
12
13
0,135
10
11
1-3
Треугольная
2,53
651
1,72
0,026
2,85
-23
74
2,35
Концентрическая
2,43
591
1,72
0,025
2,75
-23
74
2,35
0,13
8
9
1-5
Треугольная
2,33
631
1,72
0,024
2,65
-23
74
2,35
0,125
10
11
1-6
Концентрическая
2,23
611
1,72
0,023
2,55
-23
74
2,35
0,12
8
9
1-7
Треугольная
2,12
591
1,72
0,022
2,45
-23
74
2,35
0,115
8
9
2-1
Треугольная
2,73
691
1,72
0,028
3,05
-23
74
2,35
0,145
12
13
2-2
Концентрическая
2,63
671
1,72
0,027
2,95
-23
74
2,35
0,14
12
13
1-4
Прямоток
Противо-
Треугольная
2,53
651
1,72
0,026
2,85
-23
74
2,35
0,135
10
11
Концентрическая
2,43
591
1,72
0,025
2,75
-23
74
2,35
0,13
8
9
2-5
Треугольная
2,33
631
1,72
0,024
2,65
-23
74
2,35
0,125
10
11
2-6
Концентрическая
2,23
611
1,72
0,023
2,55
-23
74
2,35
0,12
8
9
2-7
Треугольная
2,13
591
1,72
0,022
2,45
-23
74
2,35
0,115
8
9
3-1
Треугольная
2,73
691
1,72
0,028
3,05
-23
74
2,35
0,145
12
13
2-3
2-4
ток
3-2
Реверсив-
Концентрическая
2,63
671
1,72
0,027
2,95
-23
74
2,35
0,14
12
13
3-3
ный ток
Треугольная
2,53
651
1,72
0,026
2,85
-23
74
2,35
0,135
10
11
2,35
0,13
8
9
Концентрическая
2,43
591
1,72
0,025
2,75
-23
74
3-5
Треугольная
2,33
631
1,72
0,024
2,65
-23
74
2,35
0,125
10
11
3-6
Концентрическая
2,23
611
1,72
0,023
2,55
-23
74
2,35
0,12
8
9
3-7
Треугольная
2,13
591
1,72
0,022
2,45
-23
74
2,35
0,115
8
9
3-4
Примечания:
1. Теплофизические свойства продуктов сгорания и азота принять постоянными и равными:
продукты
сгорания:
Cp1=1084
Дж/(кг·К);
λ1=0,054
Вт/(м·К);
μ1=34,7·10-6 H·c/м2; R1=271 Дж/(кг·К);
азот: Cp2= 1079 Дж/(кг·К); λ2=0,025Вт/(м·К); μ2=18,5·10-6 H·c/м2;
R2=297 Дж/(кг·К), где R- газовая постоянная.
2. Материал труб – нержавеюшая сталь, λW=14,4 Вт/(м·К).
3. Потери теплоты и загрязнения поверхностей не учитывать.
87
Последовательность расчета
1. На основе опыта проектирования ТА выбирают:
– схему движения теплоносителей (прямоток, противоток, реверсивный
ток и т.п.);
– диаметры труб dв, dн, материал труб (λw);
– компоновку труб в пучке (расположение труб по вершинам треугольников или по концентрическим окружностям);
– шаг между трубами S.
2. Средняя (определяющая) температура теплоносителя с заданными
концевыми температурами:
)
(
′
″
t 2ср = t 2 + t 2 / 2 .
3. По t2ср находят теплофизические свойства теплоносителя μ2, λ2 , Cp2
определяют последующие параметры.
4. Тепловой поток в ТА определяют формулой:
(
Q = W2 t2″ − t2′
),
где W2 = G2 ⋅ C p 2 .
5. Выходная температура греющего теплоносителя равна:
″ ⎛ ′ Q⎞
t1 = ⎜⎜ t1 − ⎟⎟ ,
W1 ⎠
⎝
где W1 = G1 ⋅ C p1 .
В первом приближении Cp1 определяют по t2'.
6. Средняя (определяющая) температура греющего теплоносителя
(
)
′
″
t1ср = t1 + t1 / 2 .
7. По t1ср находят теплофизические свойства греющего теплоносителя
μ1, λ1 , Cp2.
Расчет с п. 5 повторяется с уточненным значением Cp2.
8. Плотность греющего теплоносителя вычисляют по формуле:
88
P1
,
R1T1cp
ρ1 =
где среднее давление P1 = (P1' + P1" ) / 2. В первом приближении P1=P2'. После
выполнения гидравлического расчета значение ρ1 уточняется.
9. Для теплоносителя, движущегося внутри труб, задают скорость W1
10. Из уравнения неразрывности потока находят потребное число
труб в ТA:
n=
z ⋅ 4 ⋅ G1
,
ρ1 ⋅ π ⋅ d в2 ⋅ V1
где z – число ходов в трубах.
11. С помощью соответствующих формул или таблиц (см. табл. 2.1)
находят фактическое число труб, размещаемых в трубном пучке принятой
конфигурации nф.
12. По фактическому числу труб nф проверяют скорость при движении
теплоносителя в трубах:
V1 =
z ⋅ 4 ⋅ G1
.
ρ1 ⋅ π ⋅ d в2 ⋅ nф
Если скорость W1, неприемлема, расчет с п. 9 повторяется с уточненной
скоростью W2.
13. Числа Рейнольдса и Прандтля для греющего теплоносителя определяют формулами:
Re =
ρ1 ⋅ V1 ⋅ d в
;
μ1
Pr1 =
μ1C p1
.
λ1
14. Определяют число Нуссельта греющего теплоносителя для соответствующего режима течения Nu2.
Первоначально поправка на неизотермичность εT принимается равной 1
(т.е. принимается t1ср = twв). После расчета α1 и α2, определения k и Δt определяют twв и проверяют значение εT. При необходимости расчет числа Nu1
уточняют.
15. Коэффициент теплоотдачи от греющего теплоносителя находят
89
формулой:
α1 =
Nu1 ⋅ λ1
.
dв
16. По фактическому числу труб nф определяют геометрические характеристики трубного пучка: Sмтр, dэ, Dк.
17. Плотность массового потока нагреваемого теплоносителя рассчитывают по формуле:
(ρw)2 =
G2
.
S мтр
18. Плотность нагреваемого теплоносителя равна:
ρ2 =
P2
,
R2T2 cp
где среднее давление P2 = (P2' + P2" ) / 2. В первом приближении P2 = P2' . После выполнения гидравлического расчета значение ρ2 уточняется.
19. Среднерасходная скорость теплоносителя в межтрубном пространстве определяется формулой:
V2 =
( ρw )2
ρ2
,
значение скорости сопоставляется с рекомендуемыми значениями скоростей
в каналах ТА (см. табл. 2.2).
Если скорость окажется неприемлемой, то, изменяя в допустимых пределах диаметры труб, скорость среды в них (W1), а также конструкционные
характеристики компоновки труб (шаг между трубами), можно получить
нужное значение скорости W2. В этом случае расчет повторяется с п.2.
20. Числа Рейнольдса и Прандтля для нагреваемого теплоносителя рассчитывают по формулам:
Re2 =
ρ2 ⋅ V2 ⋅ d э
μ2
;
Pr2 =
μ2 ⋅ C p2
.
λ2
21. Определяют число Нуссельта нагреваемого теплоносителя для
соответствующего режима течения Nu2.
90
Поправку на неизотермичность εT в первом приближении принимают
равной 1 (т.е. принимают t1ср = twн). После определения температуры стенки
twн расчет числа Nu2 уточняют.
22. Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемому теплоносителю вычисляют формулой:
α2 =
Nu 2 λ2
.
dэ
23. Коэффициент теплопередачи, отнесенный, например, к внутренней
поверхности труб kв.
kв =
1
1
d
d
d
+ в ln н + в
α1 2πλ w d в α 2 d н
,
24. По соответствующим формулам или с помощью графиков определяют средний температурный напор Δt .
25. Потребная площадь теплопередающей поверхности с внутренней
стороны труб равна:
Fв =
Q
.
кв ⋅ Δt
26. Рабочая длина труб в одном ходе (расстояние между трубными решетками) определяется формулой:
l=
Fв
.
π ⋅ d в ⋅ nф
27. Вследствие ограниченной точности расчетных соотношений, используемых в тепловом расчете, и ряда неучитываемых факторов на практике увеличивают размеры теплопередающей поверхности (длину труб) на
5…15%, т.е. берут коэффициент запаса kз = 1,05÷1,15.
С учетом коэффициента запаса принимают lф = k з ⋅ l .
28. Фактическая площадь теплопередающей поверхности с внутренней
стороны труб равна:
Fвф = π ⋅ d в ⋅ nф ⋅ lф .
29. Фактический тепловой поток, передаваемый в ТА рассчитывают по
91
формуле:
Qф = k в ⋅ Δt ⋅ Fвф .
30. Вычисляют объем матрицы ТА:
Vм =
π ⋅ Dk 2
4
⋅ lф .
31. Геометрический (kг) и тепловой (kт) коэффициенты компактности
ТА рассчитывают формулами:
kг =
Fвф
Vм
kт =
;
Qф
Vм
.
Расчет ТА по п.п. 2...31 уже может дать представление о правильности
выбранных величин. Если полученное число труб и их длина не соответствуют возможностям создания совершенного с точки зрения надежности и
технологичности ТА, то дальнейшие расчеты по принятому варианту проводить не следует.
Приемлемые значения lф и dв достигаются соответствующим изменением выбранных скоростей или диаметра труб или обеих этих величин вместе с
уточнением ранее проведенных расчетов.
32. Температуры на внутренней и наружной поверхностях труб (со
стороны греющего и нагреваемого теплоносителя) рассчитывают по формулам:
t wв = t1cp −
k в Δt
α1
;
t wn = t 2cp +
k в Δt d в
⋅ .
α2 dн
33. По выбранным скоростям теплоносителей, которые могут быть
близки к скоростям W1 и W2 в аппарате с помощью уравнения неразрывности
определяют проходные сечения патрубков и их диаметры
d п = 1,13
G
.
ρw
92
Гидравлический расчет трактов греющего и нагреваемого теплоносителей
34. Коэффициент сопротивления трения в тракте греющего теплоносителя ξт определяется в соответствии с режимом течения по числу Re1, взятому из теплового расчета.
Поправка на не изотермичность (εт) определяется по температурам T1ср
и Twв вычисленным в тепловом расчете.
35. Потери давления на сопротивление трения определяется формулой:
z ⋅ l ρ1V12
ΔPT 1 = ξT 1 ⋅
⋅
,
dв
2
где z - число ходов в трубах
36. Потери давления на местных сопротивлениях складываются из потерь во входных и выходных патрубках и потерь в переходных камерах и определяются по соотношениям:
ΔPм1вх = ζ вх
ρ1V02
ρV2
; ΔPм1вых = ζ вых 1 0 .
2
2
37. Потери давления на сопротивление ускорения вычисляются формулой:
ΔPy = ρ1"V1" 2 − ρ1 'V ' 2 ,
P1'
;
где ρ =
R1T1'
'
1
z ⋅ 4G
V = ' 21 ;
ρ1πd в nФ
'
1
P1' − ΔPT 2
z ⋅ 4G
; V1'' = '' 2 1 .
ρ =
''
ρ1 πd в nф
R1T1
''
1
Аналогично определяют потери давления в тракте нагреваемого теплоносителя.
Если перепад давления для проектируемого ТА задан и ограничен по
величине, и если гидравлическое сопротивление по трактам греющего и нагреваемого теплоносителей превышают заданные, необходима корректировка геометрических и режимных характеристик ТА, а следовательно, и теплового и гидравлического расчетов, поскольку изменение размеров и скоростей
повлечет изменение коэффициента теплопередачи и необходимой поверхно93
сти теплообмена.
38. Мощность на прокачку теплоносителей по каждому тракту равна:
N=
ΔP ⋅ G
,
ρ ⋅η
где η – кпд компрессора или вентилятора.
39. Производят выбор конструкционных материалов для всех деталей
ТА и расчет их на прочность.
Схема проектного расчета ТА с использованием метода η-S
1. После определения Cp1 и Cp2 (см. п.п. 1…7 описанной схемы расчета)
находят соотношение полных теплоемкостей массовых расходов:
Wmin (G ⋅ C p )min
=
.
Wmax (G ⋅ C p )max
2. Температура греющего теплоносителя на выходе ТА определяется
формулой:
t1'' = t1' −
Q
.
W1
3. Тепловая эффективность ТА равна:
(
(
)
(
)
)
W1 t1' − t '2'
W2 t 2' ' − t1' '
η=
.
=
Wmin t1' ' − t '2' Wmin t1' − t '2'
)
(
⎛ W
⎞
4. С помощью графиков η = f ⎜⎜ S , min ,схема движения ⎟⎟ определяют
⎝ Wmax
⎠
число единиц переноса S.
5. Рассчитывают коэффициент теплопередачи kв по п.п. 1…23 ранее
описанной схемы расчета.
6. Потребная площадь теплопередающей поверхности с учетом коэффициента запаса kз рассчитывается формулой:
Fвф =
SWmin k з
.
кв
94
7. Далее с п. 29 ранее описанной схемы расчета.
Преимущество такой схемы расчета заключается в том, что при этом
отпадает необходимость в определении среднего температурного напора Δt .
Схема поверочного расчета ТА с использованием
среднелогарифмического температурного напора
Заданными являются фактическая площадь теплопередающей поверхности
Fвф
и любая пара температур из набора t1' и t2', t1" и t2".
Расчет выполняется в такой последовательности.
1) Задают значение еще одной концевой температуры; например, если
заданы t1" и t2', то задают значение t1' по условиям эксплуатации или технологии.
2) Определяют значение неизвестной концевой температуры (в нашем
случае t 2'' ) из уравнения теплового баланса
(
)
(
Q =G1C p1 t1' − t1'' = G2C p 2 t '2' − t '2
)
3) Рассчитывают средний температурный напор Δt .
4) Находят коэффициенты теплоотдачи: α1 от греющего теплоносителя
к стенке трубы и α2 от стенки трубы к нагреваемому теплоносителю.
5) Находят коэффициент теплопередачи kв , отнесенный к площади Fвф.
6) По уравнению теплопередачи ( Q = kв ΔtFвф ) определяют требуемую
для обеспечения температур t1'и t1", t2' и t2" площадь поверхности теплообмена
Fв =
(
G1C p1 t1' − t1''
k в Δt
)
=
(
G2 C p 2 t 2'' − t 2''
k в Δt
)
.
7) Определяют коэффициент запаса:
kз =
Fвф
Fв
.
95
Если
кз ≥1,
то расчет заканчивают, если
кз ≤1,
то назначают новые,
скорректированные по результатам выполненного расчета, значения концевых температур и расчет повторяется вновь до получения требуемой величины коэффициента запаса к з .
Гидравлический расчет проводится в той же последовательности, что и
в схеме проектного расчета по пунктам 1…39.
Схема поверочного расчета ТА с использованием метода η-S(NTU)
1. Выполняют расчеты по п.п. 1…5 предыдущей схемы расчета.
2. Определяют число единиц переноса теплоты
S=
к в Fвф
Wmin
3. Находят соотношение теплоемкостей массовых расходов:
Wmin (G ⋅ C p )min
=
Wmax (G ⋅ C p )max
4. Определяют тепловую эффективность ТА:
⎛
⎞
W
η = f ⎜⎜ S , min ,схема движения ⎟⎟ .
⎝ Wmax
⎠
5. Вычисляют тепловой поток (фактический):
(
)
Qф = Wmin ⋅ t1' − t '2' ⋅ η
6. Находят коэффициент запаса:
kз =
Qф
Q
,
где Q – тепловой поток, найденный из уравнения теплового баланса.
Если
kз ≥ 1,
то расчет можно считать законченным.
Если
kз ≤ 1,
то назначают новые, скорректированные значения концевых
температур и расчет повторяется вновь до получения требуемой величины
коэффициента запаса кз.
96
Иногда при поверочном расчете известен коэффициент теплопередачи
к. В этом случае поверочный расчет ТА методом η-S имеет преимущества по
сравнению с методом среднелогарифмического температурного напора, так
как он исключает при расчете последовательные приближения.
97
3. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ АВИАЦИОННОГО КОЖУХОТРУБНОГО
ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА
3.1. Задание на выполнение расчета
Выполнить тепловой и гидравлический расчет кожухотрубного одноходового теплообменного аппарата перекрестного тока, предназначенного для
подогрева топлива, для охлаждения воздуха или масла.
Горячий (теплоотдающий) теплоноситель (воздух, масло) с массовым
расходом G1, давлением и температурой на входе P1 и t1 движется внутри
труб (в трубной полости). Холодный (тепловоспринимающий) теплоноситель
(топливо, воздух) с массовым расходом G2, давлением и температурой на
входе p'2 и t'2 движется в межтрубном пространстве (в межтрубной полости).
Теплообменник имеет форму цилиндра с длиной L и внутренним диаметром кожуха Dк (рис. 3.1). Пучок прямых цилиндрических труб ограничен
двумя плоскими трубными досками и цилиндрическим кожухом.
Геометрические характеристики пучка: L – длина труб с учетом толщины трубных досок; Lтр – длина труб без учета толщины трубных досок; αтр наружный диаметр труб; δтр – толщина стенок труб. Расположение труб в
пучке – шахматное (рис. 3.2); х1 – величина зазора между трубами в направлении, перпендикулярном направлению потока теплоносителя в межтрубной
полости; х2 – величина зазора между трубами соседних рядов; х4 – расстояние между осями соседних рядов по глубине пучка; δmin – величина мини98
мально допустимого зазора между крайними трубами в рядах и наружным
кожухом. Схема движения теплоносителей – перекрестная, одноходовая,
причем в межтрубной полости теплоноситель перемешивается, а в трубной –
нет.
Рис. 3.1. Схема теплообменного аппарата
Рис. 3.2. Схема размещения труб в трубном пучке с шахматной разбивкой
Материал труб, трубных досок и корпуса – нержавеющая сталь: λ=14,4
Вт/(м·К) ; ρ = 7,9 ⋅10 3 кг / м 3 .
Исходные данные для различных вариантов заданий приведены в табл.
3.1. Изложенная в п. 3.2 методика расчета и расчетные зависимости апробированы и используются на Нижегородском производственном объединении
«Теплообменник».
99
Таблица 3.1
Исходные данные для выполнения поверочного расчета ТА
Номер
Теплоносители
Трубная полость
Межтрубная по-
варианта
Геометрические параметры теплообменника
лость
G1,
t1',
P1',
G2,
t2',
0
кг/с
°С
МПа
кг/с
d1пат, d2пат, δтр,
P2',
Dк,
Lтр,
dтр,
X1,
X2,
С
МПа
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
lтр.д,
σmin,
Z(1),
мм
мм
мм
мм
1-1
Топливо-воздушный
0,1
190
0,57
0,35
100
0,04
80
160
5
1,5
1,5
40
15
0,5
3,5
2,0
5,0
1-2
теплообменник
0,15
170
0,75
0,3
90
0,05
85
180
5
2,0
2,0
50
15
0,5
3,5
3,0
5,0
1-3
Первый теплоноси-
0,2
150
0,7
0,25
80
0,06
80
200
6
1,5
1,5
45
15
0,5
3,5
3,0
6,0
1-4
тель-воздух, второй
0,25
130
0,8
0,2
70
0,07
80
150
6
1,5
1,5
40
15
0,5
3,5
3,0
6,0
1-5
–
0,3
110
0,9
0,15
60
0,08
75
130
4
1,0
1,0
45
15
0,3
3,5
2,0
4,0
1-6
-топливо T-1
0,4
100
1,0
0,1
50
0,09
70
120
3
1,0
1,0
45
15
0,2
3,5
2,0
3,0
2-1
Воздухо-
0,6
220
0,9
0,5
40
0,05
160
300
6
3,0
3,0
80
50
0,5
4,0
2,0
6,0
2-2
воздушный радиатор
0,55
210
0,85
0,45
50
0,05
140
280
6
2,5
2,5
70
50
0,5
4,0
2,0
6,0
2-3
Первый теплоноси-
0,5
200
0,8
0,4
55
0,045
120
260
5
2,5
2,5
70
50
0,5
3,5
2,0
5,0
2-4
тель-воздух, второй
0,45
190
0,75
0,35
60
0,04
100
240
5
2,5
2,5
65
45
0,5
3,5
2,0
5,0
2-5
–
0,4
180
0,7
0,3
65
0,035
80
220
4
2,0
2,0
60
40
0,5
3,0
1,5
4,0
2-6
- воздух
0,35
170
0,65
0,2
70
0,03
60
200
3
1,5
1,5
50
40
0,2
3,0
1,5
3,0
3-1
Воздушно-
0,6
150
0,4
0,8
80
0,04
160
300
6
3,0
3,0
25
80
0,5
4,0
3,0
6,0
3-2
маслянный радиатор
0,55
140
0,35
0,75
75
0,045
150
280
6
2,5
2,5
25
80
0,5
4,0
2,5
6,0
3-3
Первый теплоноси-
0,5
130
0,3
0,7
70
0,05
140
260
5
2,5
2,5
25
70
0,5
3,5
2,5
5,0
3-4
тель- масло МС-20,
0,45
120
0,25
0,65
65
0,055
130
240
5
2,0
2,0
20
70
0,5
3,5
2,0
5,0
3-5
второй –
0,4
110
0,2
0,6
60
0,06
120
220
4
1,5
1,5
20
60
0,5
3,0
1,5
4,0
3-6
- воздух
0,35
100
0,15
0,55
55
0,065
110
200
3
1,0
1,0
15
60
0,2
3,0
1,5
3,0
3.2. Расчет геометрических параметров
Площадь проходного сечения патрубков равна:
f c1пат = π ⋅ d12пат / 4 ; Re2 ≤ 2000 .
(3.1)
Гидравлический диаметр каналов в трубной и в межтрубной полостях
находим формулой:
d r1 = d тр − 2 ⋅ δ тр ; d r 2 = d тр .
(3.2)
Вычисляем расстояние между осями труб в поперечном и продольном
направлениях:
x3 = x1 + d тр ;
x4 =
(x2 + d тр )
2
2
⎛ x d тр ⎞
⎟⎟ .
− ⎜⎜ 1 +
2
2
⎝
⎠
(3.3)
Длина теплообменника с трубными досками равна:
L = Lтр + 2 ⋅ lтр ∂ .
(3.4)
Площадь фронтального сечения трубной полости:
Fфр1 = πDk2 / 4 .
(3.5)
Величина максимального расстояния от первого ряда труб до последнего:
Rmax = Dk / 2 − δ min − d тр / 2 − z (1) .
(3.6)
Находим число рядов труб в половине теплообменника (округлить до
целого):
Np= Rmax/x4+1.
(3.7)
Расстояние от оси первого до оси последнего ряда равно:
Rм=(Np – 1)x4.
(3.8)
Если Rм больше Rmax, то принимается следующее значение:
Np=Np – 1.
(3.9)
Расстояние от оси ОY (см. рис. 3.2) теплообменника до оси I – го ряда
труб (I = 1 – Np) вычисляем формулой:
z(I)=z(1)+x4(I – 1).
(3.10)
Длина половины хорды I – го ряда труб равна:
(
)
y (I ) = Dk2 / 4 − z 2 (I )
0 ,5
.
(3.11)
Рассчитаем количество труб в нечетных рядах (в половине ряда):
к тр (I ) = y (I ) / (x1 + d тр ) + 1 ,
(I = 1, 3, 5…).
(3.12)
Вычислим количество труб в четных рядах (в половине ряда):
к тр (I ) = ( y (I ) − x1 / 2 − d тр / 2)/ (x1 + d тр ) + 1 ,
(3.13)
(I=2, 4, 6…).
Полное количество труб в четных рядах (в половине теплообменника)
соответствует:
К 'тр (I ) = К тр (I ) ⋅ 2 .
(3.14)
Полное количество труб в нечетных рядах (в половине теплообменника)
равно:
К'тр ( I ) = К тр ( I ) ⋅ 2 − 1 .
(3.15)
Количество труб в теплообменнике рассчитаем по формуле:
Np
К тр.т = 2∑ К'тр ( I ).
(3.16)
I =1
Затем находим площадь поверхности теплообмена в трубной полости:
F1 = π ( d тр − 2δ тр )Lтр K тр .т ;
(3.17)
площадь поверхности теплообмена в межтрубной полости:
F2 = π ⋅ d тр ⋅ Lтр ⋅ K тр .т ;
(3.18)
площадь фронтального сечения в межтрубной полости
Fфр 2 = Dк K тр .т ;
(3.19)
площадь для прохода теплоносителя в межтрубной полости в I - м ряду
труб
f c 2( I ) = ( 2 ⋅ Y( I ) − K' тр( I ) ⋅d тр ) ⋅ Lтр .
(3.20)
Сечение площади для прохода теплоносителя в межтрубной полости
вычисляем по формуле:
102
Np
f c 2 = [ ∑ f c 2( I ) ] / N p
.
(3.21)
i =1
Площадь для прохода теплоносителя в трубной полости равна:
f c1 = π ( d тр − 2δ тр )2 / 4 K тр .т .
(3.22)
Таким образом, определяем площадь для прохода теплоносителя в трубной и в межтрубной полости.
3.3. Тепловой расчет
При выполнении поверочного расчета в нулевом (начальном) приближении принимается, что температура теплоносителя на выходе из трубной
полости равна температуре на входе в межтрубную полость:
t' '1 = t' 2 .
(3.23)
Средняя температура теплоносителя в трубной полости равна:
t1ср = ( t'1 +t' '1 ) / 2 .
(3.24)
По t 1ср определяются теплофизические свойства теплоносителя при
средней температуре C p1 , μ1 , λ1 (см. приложение, таблица П.1, П.2, П.3, П.4,
П.5, П.6).
Потребная тепловая нагрузка в теплообменнике равна:
Q = G1 ⋅ C p1 ⋅ ( t'1 −t' '1 ) .
(3.25)
В нулевом (начальном) приближении принимается, что температура теплоносителя на выходе из межтрубной полости равна температуре теплоно-
103
сителя на входе в трубную полость
t 2' ' = t1'.
(3.26)
Вычисляем среднюю температуру теплоносителя в межтрубной полости:
t 2ср = ( t 2о" +t' ' 2 ) / 2 .
(3.27)
По t 2ср определяем теплофизические свойства C p 2 , μ 2 , λ2 (см. приложение, таблица П.1, П.2, П.3, П.4, П.5, П.6).
Уточняем температуру теплоносителя на выходе из межтрубной полости:
t' ' 2 = Q /( G1 ⋅ C p1 ) + t' 2 .
(3.28)
Если выполняется условие:
( t 2' ' −t 2' ' ) > 1,
(3.29)
то принимается t 2' ' = t 2' ' и расчет повторяется с формулы (3.26).
Вычисляем водяные эквиваленты теплоносителей в трубной и межтрубной полостях:
W1 = G1 ⋅ C p1 , W2 = G2 ⋅ C p 2 .
(3.30)
Находим наименьшую и наибольшую из величин W1 и W2 .
Определяем отношение водяных эквивалентов:
R = Wmin / Wmax .
(3.31)
Произведем вычисление коэффициентов теплоотдачи.
Массовые скорости теплоносителей равны:
104
( ρv )1 = G1 / f c1 ; ( ρv )2 = G2 / f c 2 .
(3.32)
Рассчитаем число Рейнольдса:
Re1 = ( ρv )1 d r1 / μ1 ; Re2 = ( ρv )2 d r 2 / μ 2 ;
(3.33)
число Прандтля:
Pr1 = μ1 ⋅ C p1 / λ1 ; Pr2 = μ 2 ⋅ C p 2 / λ2 ;
(3.34)
число Пекле для теплоносителей в трубной полости:
Pe1 = Pr1 ⋅ Re1 ;
(3.35)
число Нуссельта в трубной полости:
Nu1 = 0 ,021 ⋅ Re10 ,8 Pr10 ,43 при
Re1 > 10 000 .
(3.36)
Nu1 = 0 ,021 ⋅ Re10 ,8 Pr10 ,43 ϕ при
2 200 ≤ Re1 ≤ 10 000 .
(3.37)
где Re = 2 200, 2 300, 2 500, 3 000, 3 500, 4 000, 5 000, 6 000, 7 000, 8 000,
9 000;
φ = 0,22; 0,35; 0,45; 0,59; 0,7; 0,76; 0,86; 0,91; 0,96; 0,98; 0,99.
Если Re1 < 2 200 и Re⋅
d r1
> 12 , то
Lтр
Nu1 = 1,61 ⋅ (Re⋅
d r1 0 , 333
)
.
Lтр
Если число
Nu1 получается
(3.38)
меньше 3,66, то принимается
Nu1 = 3,66 .
Коэффициент теплоотдачи в трубной полости равен:
α1 = Nu1 ⋅ λ1 / d r1 .
(3.39)
Температуру стенки трубы вычисляем формулой:
tст = (α1 ⋅ t2 ср + α 2 ср ⋅ tср ) / (α1 + α x 2 )
105
(3.40)
где
α x2 − в
нулевом приближении задается равным 100 Вт /(м 2 ⋅ К).
Число Нуссельта в межтрубной полости равно:
Nu 2 = 0,22 ⋅
Re20 ,6
⎛
Pr20 ,33 ⎜⎜
Pr2ср ⎞
⎟⎟
Pr
⎝ 2ст ⎠
Nu 2 = 0 ,33 ⋅ Re20 ,6 Pr20 ,33 (
Pr2ср
Pr2ст
0 ,25
)0 ,25
при
Re 2 ≤ 2 000 .
(3.41)
при
Re 2 ≥ 10 000 .
(3.42)
При переходном режиме 2 000 < Re2 < 10 000
Nu2 = (U 2−U1 )(Re 2 − 2 000) / 8 000 + U1 ,
где
U1 = 0,22 ⋅ 2 000 ⋅ Pr
0,8
0 , 33
2
⎛ Pr ⎞
⋅ ⎜⎜ 2 сp ⎟⎟
⎝ Pr2 ст ⎠
(3.43)
0 , 25
;
⎛ Pr ⎞
U 2 = 0,33 ⋅10 000 0, 6 ⋅ Pr20 ,33 ⋅ ⎜⎜ 2 cp ⎟⎟ .
⎝ Pr2 ст ⎠
Коэффициент теплоотдачи в межтрубной полости вычисляем формулой:
.
α 2 = Nu 2 ⋅ λ 2 / d г 2
(3.44)
Сравниваем полученное значение α 2 с α x 2 . Если разница превышает 10
Вт/(м2 · К), то расчет повторяется с формулы (3.36) при α x 2 = α 2 .
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к поверхности на стороне теплоносителя в трубной полости, равен:
К1 =
1
1 F1 1
+ ⋅
α1 F2 α 2
.
(3.45)
Находим число единиц переноса теплоты:
NTU = K 1 ⋅ F1 / Wmin ;
(3.46)
вспомогательную величину:
106
B = exp(− NTU ⋅ R) .
(3.47)
тепловую эффективность теплообменника:
η = 1 − exp(−(1 ⋅ B) / R) .
(3.48)
Если теплоноситель с меньшим значением водяного эквивалента перемешивается в межтрубной полости, то
Wmin = W2 ,
η = 1 / R ⋅ ( 1 − exp[− R ⋅ ( 1 − exp( − NTU ))] .
(3.49)
Если теплоноситель с меньшим значением водяного эквивалента не перемешивается в трубной полости, то
Wmin = W1 .
Тепловая нагрузка в теплообменнике равна:
Q = Wmin ⋅ (t1' − t2" ) ⋅ η .
(3.50)
Вычисляем температуру теплоносителя на выходе из трубной полости:
t1" = t1' − Q / W1 .
(3.51)
Если выполняется условие t1 − t1 ≤ I , то выполняется гидравлический
расчет. Если условие не выполняется, то расчет повторяется с формулы
(3.24).
107
3.4. Гидравлический расчет
Произведем расчет гидравлических потерь в трубной полости по средней температуре теплоносителя.
Суммарные гидравлические потери равны:
ΔP1 ⋅ ΔP1тр + ΔP1м + ΔP1пат .
(3.52)
Рассчитаем гидравлические потери на трение при движении теплоносителя по трубам:
L (ρv )1
⋅
dr1 2 ⋅ ρ1
2
ΔP1тр = ξ1тр ⋅
, Па;
(3.53)
для воздуха
ρ1 = ( P1 − ΔP1 / 2) /(T1ср ⋅ 286,3) ,
кг / м 3 ,
(3.54)
где ΔP1 в нулевом приближении задается равным нулю.
Коэффициент гидравлического сопротивления трения вычисляем:
по формуле Пуазейля при Re1 ≤ 3000 :
ξ1тр = 64 / Re ;
(3.55)
по формуле Блазиуса при 3000 < Re1 ≤ 100000 :
ξ1тр = 0,3164 / Re10 ,25 ;
(3.56)
по формуле Никурадзе при 100000 < Re1 ≤ 108 :
ξ1тр = 0,0032 + 0,221 / Re10 ,237 .
(3.57)
Гидравлические потери на местные сопротивления при входе в трубное
пространство и выходе из него равны:
ΔP1м = ( ξ1вх
( ρ ⋅ v )12
+ ξ1вых ) ⋅
,
2 ⋅ ρ1
(3.58)
где ξ вх и ξ вых определяются с помощью графика (см. рис. 3.2) по отношению f c1 / Fфр1 .
Гидравлические потери в патрубках подвода и отвода теплоносителя находим по формуле:
108
2
ΔP1пат
⎛ G ⎞ 1 ⎛ ξ рас ξ сум ⎞
⎟⎟.
= ⎜⎜ 1 ⎟⎟ ⋅ ⋅ ⎜⎜
+
f
2
ρ
ρ
1вых ⎠
⎝ c1пат ⎠
⎝ 1вх
(3.59)
Здесь коэффициенты гидравлических сопротивлений находятся с помощью графика (см. рис. 3.2) по отношению f c1пат / Fфр1 ; величины плотности
ρ1вх и ρ1вых вычисляются при температурах входа t1' и выхода t1" , причем для
воздуха – с учетом потерь давления
ρ1вх = P1' /( 286,3 ⋅ Т1' ) ;
ρ1вых = ( P1' − ΔP1 ) /( 286,3 ⋅ T1" )
( )
Если полученное значение ΔP1 отличается от исходного ΔP1 более чем
на 100 Па, то расчет выполняется с формулы (3.54).
Произведем расчет гидравлических потерь в межтрубной полости по
средней температуре.
Вычислим:
суммарные гидравлические потери:
ΔP2 = ΔP2 пол + ΔP2 м + ΔP2 пат ;
(3.60)
гидравлические потери при поперечном омывании пучка труб:
ΔP2 пол
( ρv )22
Па;
= ξ 2 пол ⋅
2 ⋅ ρ2
(3.61)
⎛
ΔP20 ⎞
⎜ P2вх −
⎟
⎜
⎟
2
⎠
для воздуха ρ 2 = ⎝
(286,3 ⋅ T2ср ),
где ΔP2 в нулевом приближении задается равным нулю.
Коэффициент гидравлического сопротивления при поперечном омывании шахматных пучков труб рассчитаем по формулам:
ξ 2 поп = (5,4 + 3,4 ⋅ К р ) ⋅ Re 2−0, 28
при
ξ 2ппо = (4 + 6,6 ⋅ К р ) ⋅ Re −20 , 28
при
x1 + d тр
d тр
x1 + d тр
d тр
>
x4
d тр
;
(3.62)
≤
x4
d тр
.
(3.63)
При расчете одноходового цилиндрического теплообменника
109
Kp = 2 ⋅ Np .
Потери на местные сопротивления при входе в межтрубное пространство и при выходе из него в теплообменнике цилиндрической формы вычисляем по формуле:
ΔP2м = (ξ 2вв + ξ 2ввы ) ⋅
(ρ v) 22
,
2 ⋅ ρ2
(3.64)
где ξ2вх = 1,5 ; ξ2вых = 1; ρ 2 – определяется по средней температуре теплоносителя.
Гидравлические потери в патрубках подвода и отвода теплоносителя в
межтрубной полости теплообменника цилиндрической формы равны:
ξ
⎛ G ⎞ 1⎛ξ
ΔP2 пат = ⎜⎜ 2 ⎟⎟ ⋅ ⎜⎜ рас + суж
⎝ f с2пат ⎠ 2 ⎝ ρ 2вв ρ 2ввы
⎞
⎟⎟ ,
⎠
(3.65)
где ξ рас = 1,5 ; ξ суж = 1 ; величины плотности теплоносителя вычисляем по
температурам входа и выхода, причем для воздуха – с учетом потерь давления:
ρ 2 вх = P2 вх /(286,3 ⋅ Т 2' ) ;
(3.66)
ρ 2 вых = ( P2 вх − ΔP2 ) /( 286,3 ⋅ T2" ) .
(3.67)
Если полученное значение
ΔP2
отличается от исходного
ΔP2'
более чем на
100 Па, то расчет повторяется.
3.5. Расчет массы матрицы теплообмена
Вычисляем
массу трубок:
М тр = K тр.т ⋅ ρ тр ⋅ L ⋅ π ⋅ ((d тр2 ) − (d тр − 2 ⋅ δ тр )) 4 ;
2
(3.68)
массу трубных досок:
М тр.g = K тр.т ⋅ ρ тр ⋅ L ⋅ π ⋅ ((d тр2 ) − (d тр − 2 ⋅ δ тр )) 4 ;
2
(3.69)
массу кожуха:
М к = π ⋅ Dк ⋅ δ к ⋅ L ⋅ ρк ;
(3.70)
массу цилиндрического теплообменника без патрубков:
110
М = M тр + M тр.д. + M к .
(3.71)
Таким образом, определяется масса теплообменника цилиндрического
типа без коллекторов, опорных стоек, патрубков и различных дополнительных устройств для замера температуры, давления и клапанов.
111
4. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА
ПРИ ИМИТАЦИОННОМ МОДЕЛИРОВАНИИ1
Данная глава предназначена для ознакомления студентов с процессом
переноса тепла в одном из наиболее распространенных типов теплообменных
аппаратов − рекуперативном аппарате с однофазными теплоносителями, а
также методом интенсификации теплообмена в трубчатых ТА с помощью
дискретно расположенных кольцевых диафрагм внутри трубы и соответствующих им кольцевых канавок снаружи трубы. Для закрепления знаний
студентам рекомендуется проделать лабораторную работу.
Предлагаемый материал и выдаваемая установкой информация позволяет ознакомиться с принципом работы ТА типа «труба в трубе» в режимах
прямотока и противотока, оценить эффективность ТА в зависимости от геометрических и режимных параметров, определить коэффициенты теплопередачи и теплоотдачи по той стороне аппарата, где теплообмен менее интенсивен. Кроме того, установка позволяет оценить эффективность применения
интенсификации теплообмена.
Используется имитационное моделирование, позволяющее получить
аналогичную информацию, как и в реальном эксперименте, отказавшись от
дорогостоящей контрольно-измерительной аппаратуры, углубить и расширить изучаемые явления, получить более стабильные и наглядные результаты
1
данная глава составлена главным образом на материалах работы[2]
112
и значительно интенсифицировать учебный процесс благодаря мгновенному переходу с одного режима работы установки на другой, при этом
каждый студент может выполнять индивидуальное задание, используя многочисленные варианты, введенные о микроЭВМ.
Оборудование изготовлено Днепропетровским специализированным
конструкторским бюро ВСНПО «Союзучприбор».
Цель предлагаемой лабораторной работы – с помощью численного эксперимента определить зависимость тепловой мощности ТА от схемы
включения,
вида теплоносителя,
геометрических (диаметры наружной и
внутренней труб, длина) и режимных параметров, определить коэффициент
теплопередачи в зависимости от режимных параметров, коэффициент теплоотдачи по одному из теплоносителей методом теплообменника, а также зависимость тепловой мощности аппарата, коэффициентов теплопередачи и теплоотдачи от геометрических параметров турбулизаторов.
4.1. Общие сведения
Теплообменные аппараты используются для передачи тепла от одного
теплоносителя к другому. Теплоноситель, имеющий более высокую температуру и отдающий тепло, называется горячим; теплоноситель, обладающий
более низкой температурой и воспринимающий тепло, – холодным.
Все ТА по способу передачи тепла могут быть разделены на две большие группы: поверхностные и контактные (рис. 4.1). В поверхностных аппаратах теплоносители отделены друг от друга твердой стенкой (такие аппараты
называются рекуперативными) либо поочередно контактируют с одной и той
же стенкой (такие аппараты называются регенеративными). Эту стенку (поверхность) называют поверхностью теплообмена.
113
Теплообменные аппараты
Поверхностные
Рекуперативные
Контактные
Регенеративные
Смесительные
Барботажные
Рис. 4.1. Классификация теплообменных аппаратов
В рекуперативном аппарате одна сторона поверхности теплообмена все
время омывается горячим теплоносителем, другая – холодным. Тепло передается от одного теплоносителя к другому через разделяющую их стенку.
Направление теплового потока в стенке остается неизменным.
В регенеративном аппарате одна и та же поверхность теплообмена попеременно омывается го одним, то другим теплоносителем. В период нагрева
поверхности теплообмена, называемой насадкой регенератора, она контактирует с горячим теплоносителем и аккумулирует тепло, которое в период охлаждения отдает холодному теплоносителю. Направление теплового потока в
стенках аппарата периодически меняется. В качестве насадки в таких аппаратах могут использоваться шары, кольца, мелкие трубы, собранные в плотный
пучок, иногда кирпичная кладка (например, в регенераторах мартеновских
печей). Достоинствами таких аппаратов являются возможность размещения
большой поверхности в единице объема (большая компактность) и осуществимость работы при высоких температурах (при использовании в качестве
насадки высокотемпературных материалов), недостатками – плохая герметичность, неизбежность перемешивания теплоносителей, невозможность работы при высоких давлениях рабочих сред.
В контактных теплообменных аппаратах передача тепла происходит
при непосредственном контакте горячего и холодного теплоносителей, при
этом теплообмен сопровождается массообменом. В аппаратах смесительного
типа горячий и холодный теплоносители перемешиваются и образуют рас114
творы или смеси (примером таких аппаратов могут служить различного типа
скрубберы или смесители горячей и холодной воды, используемые в системах водоснабжения). В аппаратах барботажного типа теплоносители находятся в разных фазах и при контакте обмениваются теплом, практически не
перемешиваясь между собой. Например, в градирнях капли разбрызгиваемой
воды охлаждаются встречным потоком холодного воздуха, а в барботерях
горячий пар охлаждается, поднимаясь через слой жидкости. Аппараты контактного типа не могут применяться, если рабочие среды имеют разные давления или вообще не могут перемешиваться.
Аппараты контактного и регенеративного типов не нашли широкого
применения на практике. Основным типом теплообменников, используемых
в различных областях техники, по-прежнему остаются рекуперативные аппараты, которые и будут дальше рассматриваться.
Рекуперативные теплообменные аппараты можно, в свою очередь,
классифицировать:
1. По взаимному направлению потоков теплоносителей:
- прямоточные (прямоток), когда оба теплоносителя движутся параллельно в одном направлении (см. рис. 1.6, а);
- противоточные (противоток), когда оба теплоносителя движутся в
противоположных направлениях (см. рис. 1.6, б);
- с перекрестный током, когда теплоносители движутся во взаимно
перпендикулярных направлениях, однократно или многократно (см. рис.
1.6, в, д);
- со смешанным током (см. рис. 1.6, г)
- с более сложными схемами различного сочетания прямотока, противотока и перекрестного тока (см. рис. 1.6, е, ж); на рисунке показаны варианты с двумя противоположными ходами и перепуском.
2. По роду теплоносителей:
- аппараты, в которых оба теплоносителя не меняют своего агрегатного
состояния (газо-газовые, жидко-жидкостные, газожидкостные);
115
- аппараты, в которых изменяется агрегатное состояние одного теплоносителя, – конденсаторы (горячего теплоносителя), парогенераторы, испарители (холодного теплоносителя);
- аппараты, в которых изменяются агрегатные состояния обоих
теплоносителей (конденсаторы- испарители).
3. По конструктивному оформлению:
- трубчатые;
- трубчато-ребристые;
- пластинчатые;
- пластинчато-ребристые;
- трубчато-пластинчатые.
Наиболее распространенной конструкцией являются трубчатые аппараты. Поверхность теплообмена таких аппаратов состоит из одной или нескольких труб. Простейший теплообменник (типа «труба в трубе» состоит
всего из одной трубы, которая внутри омывается одним теплоносителем, а
снаружи – другим, протекающим в кольцевом пространстве между теплообменной трубой и кожухом. Если теплообменник состоит из нескольких труб,
то они собираются в трубный пучок с помощью трубных досок. Трубы с
трубными досками заключены в кожух.
Рассмотрим принципы теплового расчета рекуперативных теплообменников с однофазными теплоносителями. Обычно при расчете аппарата определяется либо поверхность теплообмена (конструкторский расчет), либо количество переданного тепла и конечные температуры теплоносителей (поверочный расчет). В основе теплового расчета теплообменных аппаратов лежат
уравнения теплового баланса и теплопередачи.
При стационарном режиме работы, если пренебречь утечками тепла в
окружающую среду, передаваемый в аппарате тепловой поток равен уменьшению энтальпии горячего теплоносителя и увеличению энтальпии холодного теплоносителя:
dQ = −Gгdiг = Gхdiх;
(4.1)
116
Q = Gг (iг′ − iг′′) = Gх (iх′′ − iх′ ) ,
(4.2)
где G – массовый расход теплоносителя, кг/с; i′ и i″ – энтальпии на входе и
выходе из аппарата, Дж/кг, Q – тепловой поток, Вт. Индекс «г» обозначает
горячий теплоноситель, «х» – холодный. Уравнение (4.2) – уравнение теплового баланса.
Если вместо энтальпии ввести теплоемкость при постоянном давлении
cp, воспользовавшись соотношением di = cpdt, то уравнение (4.2) примет вид:
Q = Gг cpг (tг′ − tг′′) = Gх cpх (t х′′ − t х′ ) ,
(4.3)
где cpг и cpх – средние значения теплоемкостей горячего и холодного теплоносителей соответственно в интервалах температур от tг′ до tг′′ и от tх′ до
t ′х′ . Уравнение (4.1) примет при этом вид:
dQ = −Gг cpг dtг = Gх cpг dt х .
(4.4)
Иногда вводится понятие полных теплоемкостей массовых расходов
горячего и холодного теплоносителей:
Wг = Gг cpг ,
(4.5)
Wх = Gх cpх
(раньше величину W называли водяным эквивалентом), Вт/К.
Из вышеприведенных уравнений следует:
Wг t х′′ − t х′
dt
=
=− х
Wх t г′ − t г′′
d tг
,
(4.6)
т.е. отношение изменения температур однофазных теплоносителей обратно
пропорционально отношению их полных теплоемкостей (водяных эквивалентов).
Для элемента поверхности теплообмена dF уравнение теплопередачи в
дифференциальной форме записывается в виде:
dQ= k Δt dF,
(4.7)
где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К); Δt = tг – tх – текущий температурный напор. Суммарный поток тепла через поверхность теплообмена равно:
117
F
Q = ∫ kΔtdF .
(4.8)
0
Для определения Q необходимо знать распределение k и ΔT по поверхности теплообмена. Для однофазных теплоносителей коэффициент теплопередачи обычно изменяется незначительно, поэтому принимается постоянным
по всей поверхности теплообмена. Тогда
F
Q = ∫ ΔtdF = k Δt F ,
(4.9)
0
где средний по поверхности теплообмена температурный напор равен:
Δt =
1F
∫ ΔtdF .
F0
(4.10)
Уравнение (4.9) является уравнением теплопередачи. Оно позволяет
при конструкторском расчете определить поверхность теплообмена F.
Если в теплообменном аппарате коэффициент теплопередачи существенно изменяется на отдельных участках поверхности теплообмена (как, например, для аппаратов с кипением или конденсацией теплоносителя на части
поверхности), вводится средний по поверхности коэффициент k.
Для плоской стенки коэффициент теплопередачи равен:
k=
1
,
1 / α1 + δ / λ + 1 / α 2
(4.11)
где α1, α2 – коэффициенты теплопередачи; δ – толщина стенки; λ – коэффициент теплопроводности материала стенки; а для цилиндрической стенки при
отнесении теплового потока соответственно к внутренней и наружной поверхности равен:
k=
k=
1
d
d
1 d1
+
n⋅ 2 + 1
α1 2λ
d1 α 2 d 2
;
1
d
1 d2 d2
1
⋅
+
n⋅ 2 +
α1 d1 2λ
d1 α 2
(4.12)
,
(4.13)
где α1, α2 – коэффициенты теплоотдачи внутри и снаружи трубы; d1 и d2 –
118
внутренний и наружный диаметры, Вт/(м2·К).
Если d2/d1 < 1,8, то вполне допустимо использование определения k по
формуле для плоской стенки (4.11):
Q = kπd 0 l Δt ,
(4.14)
где d0 = d2 при α1 >> α2; d0 = d1 при α2 >> α1 и d0 = 0,5(d1 + d2) при α1 = α2;
здесь l – длина труб.
Если ввести линейный коэффициент теплопередачи для цилиндрической стенки:
kl =
1
d
1
1
1
+
n⋅ 2 +
α1d1 2λ
d1 α 2 d 2
,
(4.15)
то
Q = kl πl Δt .
(4.16)
Необходимые для определения коэффициента теплоотдачи расчетные
зависимости приводятся в учебниках, монографиях и справочниках.
Определим среднюю разность температур Δt для простейших схем
движения теплоносителей – прямоточной (см. рис. 1.6, а) и противоточной
(см. рис. 1.6, б). Характер изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена определяется схемой движения и соотношением теплоемкостей массовых расходов теплоносителей Wг и Wх (водяных эквивалентов). На рис. 4.2 показаны соответствующие кривые для прямотока и противотока, построенные для постоянного коэффициента теплопередачи вдоль
поверхности теплообмена F. Из рисунка видно, что для теплоносителей с
большей теплоемкостью массового расхода температура вдоль поверхности
теплообмена изменяется слабее.
Для прямотока (рис. 4.3) на участке dF температура горячего теплоносителя понизится на dtг, холодного – повысится на dtх. Согласно уравнению
(4.4) имеем:
dtг = −
dQ
;
Wг
dt х = −
dQ
.
Wх
(4.17)
119
Изменение температурного напора:
⎛ 1
⎛ 1
1 ⎞
1
⎟⎟ dQ = −⎜
d(tг − t х ) = −⎜⎜
+
+
⎜
W
W
G
c
G
х ⎠
хcp
⎝ г
⎝ г p
г
х
⎞
⎟dQ .
⎟
⎠
(4.18)
Используя уравнение (4.3) и выражая dQ через уравнение теплопередачи (4.7), можно получить, с учетом определения среднего по поверхности
температурного напора Δt согласно уравнениям (4.9) и (4.10):
Рис. 4.2. Изменение температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена при прямотоке и противотоке
120
Рис. 4.3. Для определения среднелогарифмического температурного напора
(прямоток)
Δt = Δt лог =
(tг′ − tх′ ) − (tг′′ − tх′′ ) .
(4.19)
t′ − t′
ln г х
tг′′ − t х′′
Выражение (4.19) называется среднелогарифмическим температурным
напором для прямотока.
При противотоке температуры обоих теплоносителей вдоль поверхности теплообмена падают (см. рис. 4.2), и изменение температурного напора
на участке dF равно
⎛ 1
⎛ 1
1 ⎞
1
⎟⎟dQ = −⎜
+
+
d (tг − t х ) = dtг − dt х = −⎜⎜
⎜
⎝ Wг Wх ⎠
⎝ Gг cpг Gх cpг
⎞
⎟dQ .
⎟
⎠
(4.20)
При противотоке температурный напор по ходу горячего теплоносителя уменьшается, если Wг < Wх (см. рис. 4.2), и увеличивается, если Wг > Wх
(см. рис. 4.2). Если же Wг = Wх, то температурный напор вдоль поверхности
теплообмена не изменяется.
Используя уравнения (4.3) и (4.7), получаем
d(t г − t х )
kdF
kdF
= −[(t г′ − t г′′) − (t х′′ − t х′ )]
= −[(t г′ − t х′′ ) − (t г′′ − t х′ )]
tr − tх
Q
Q
.
(4.21)
Учитывая, что температурный напор вдоль поверхности F изменяется
121
от (tг′ − t х′′ ) до (tг′′ − t х′ ) (см. рис. 4.2), при интегрировании уравнения (4.21) получаем:
ln
tг′′ − t х′
kF
= −[(tг′ − t х′′ ) − (tг′′ − t х′ )]
tг′ − t х′′
Q
.
(4.22)
Тогда среднелогарифмический температурный напор при противотоке
равен:
Δt − Δt лог =
(tг′ − t х′′ ) − (tг′′ − t х′ ) .
ln
(4.23)
t г′ − t х′′
t г′′ − t х′
Вместо выражений (4.19) и (4.23) можно дать единую формулу:
Δt лог =
Δtб − Δtм
Δt
ln б
Δtм
,
(4.24)
справедливую как при прямотоке, так и при противотоке. Здесь Δtб – больший температурный напор; Δtм – меньший температурный напор.
Если температура теплоносителей вдоль поверхности теплообмена изменяется незначительно по сравнению с температурным напором, то температурный напор можно определить как среднеарифметический между Δtб и
Δtм:
Δt =(Δtб + Δtм).
(4.25)
Формулу (4.25) используют, если Δtб/Δtм < 2.
При поверочном расчете теплообменного аппарата заданы температуры теплоносителей на входе
tг′
и
t х′ ,
их расходы Gг и Gх, поверхность тепло-
обмена F и коэффициент теплопередачи k, а определяются конечные температуры теплоносителей
t г′′
и
t х′′
и количество переданного тепла Q.
Для прямотока из уравнений (4.3) и (4.19) можно получить:
ln
⎛ 1
1
tг′′ − t х′′
= −⎜
+
⎜G c
tг′ − t х′
G
х cpх
⎝ г pг
⎞
⎟kF
⎟
⎠
или
kF ⎛⎜ Gг c pг
1+
⎜ G х c pх
г pг ⎝
−
tг′′ − tх′′
G c
=1− e
′
′
tг − t х
⎞
⎟
⎟
⎠
−1 .
Откуда, используя уравнение (4.3), получаем выражение для изменения тем122
ператур горячего и холодного теплоносителей:
tг′ − tг′′ = (tг′ − t х′ )
1− e
t х′′ − t х′ = (tг′ − t х′ )
−
⎞
⎟
⎟
⎠
kF ⎛⎜ Gг cpг
1+
Gг cpг ⎜⎝ Gх cpх
Gc
1 + г pг
Gх cpх
1− e
−
kF ⎛⎜ Gг cpг
1+
Gг cpг ⎜⎝ Gх cpх
1+
⎞
⎟
⎟
⎠
Gх cpх
Gг cpг
;
(4.26)
.
(4.27)
При расчете промежуточных температур tг и tх в уравнения (4.26) и
(4.27) вместо F подставляется текущее значение площади поверхности Fх, отсчитываемое от входа теплоносителей.
Для противотока из уравнений (4.3) и (4.22) получаем:
kF ⎛⎜ Gг c pг
1−
⎜ G х c pх
г pг ⎝
−
tг′′ − tх′
G c
=e
′
′
′
tг − t х
⎞
⎟
⎟
⎠
.
Окончательные выражения для изменения температур теплоносителей
имеют вид:
tг′ − tг′′ = (tг′ − t х′ )
t х′′ − tх′ = (tг′ − t х′ )
1− e
−
kF ⎛⎜ Gг cpг
1−
Gг cpг ⎜⎝ Gх cpх
⎞
⎟
⎟
⎠
kF ⎛⎜ Gг cpг
1−
⎜ Gх cpх
г pг ⎝
−
Gc
Gc
1 − г pг ⋅ e
Gх cpх
1− e
−
kF ⎛⎜ Gг cpг
1−
Gг cpг ⎜⎝ Gх cpх
Gх cpх
−e
Gг cpг
−
⎞
⎟
⎟
⎠
kF ⎛⎜ Gг cpг ⎟⎞
1−
Gг c pг ⎜⎝ Gх cpх ⎟⎠
⎞
⎟
⎟
⎠
;
(4.28)
.
(4.29)
При определении промежуточных температур tr и tх в противоточных
теплообменниках F заменяется на Fх только в числителе уравнений (4.28) и
(4.29), причем Fх отсчитывается от входа горячего теплоносителя.
Если температура теплоносителей вдоль поверхности теплообмена изменяется незначительно (Δtб/Δtх < 2), то можно принять линейным ее распределение по длине, а средний температурный напор, определенный по уравнению (4.25), будет:
Δt =
Δtб + Δtм ⎛ tг′ + tг′′ tх′ + tх′′ ⎞
=⎜
−
⎟.
2
2 ⎠
⎝ 2
(4.30)
123
Определив t r′′ и t ′х′ из уравнения теплового баланса (4.3), получим:
⎛ 1
1
Δt = (t г′ − t х′ ) − ⎜
+
⎜ 2G c
⎝ г pг 2Gх cpх
⎞
⎟⋅Q.
⎟
⎠
(4.31)
Подставив это выражение для Δt в уравнение теплопередачи (4.9) и
решив его относительно Q, получим:
Q=
t г′ − t х′
1
1
1
+
+
kF 2Gг cpг 2Gх cpх
.
(4.32)
Знание величины Q позволяет найти температуры на входе t г′′ и t ′х′ .
Для сравнения прямотока с противотоком возьмем количество переданного тепла при одинаковых kF,
Gг cpr , Gх cpх , tг′ ,
tх′ (рис. 4.4).
Рис. 4.4. Зависимость отношения предельных тепловых потоков при прямотоке и противотоке Qпрям/Qпрот от Wг/Wх и kF/Wг
Из графика видно, что эти схемы равноценны только при очень больших и очень малых значениях Wг/Wх (практически при Wг/Wх < 0,5 и Wг/Wх >
10) или при очень малых значениях kF/Wг (меньше 0,1). Первое условие соответствует малому изменению температуры одного из теплоносителей, во
втором случае температурный напор значительно больше изменения темпе124
ратуры теплоносителя. Во всех остальных случаях при прочих равных условиях при противотоке передается больший тепловой поток, поэтому с данной
точки зрения противоточная схема является предпочтительной. Следует также обратить внимание на то, что только при противотоке можно получить t ′х′ >
t г′ (при прямотоке это в принципе невозможно).
Однако при противотоке температура поверхности теплообмена вблизи
входа горячего теплоносителя оказывается более высокой, чем при прямотоке. При высоких температурах горячего теплоносителя данное обстоятельство приходится учитывать.
К современным теплообменным аппаратам предъявляются повышенные
требования по компактности, габаритам и массе. При заданных значениях
тепловой мощности, расходов теплоносителей и гидравлических сопротивлений уменьшить габариты и массу аппаратов можно либо за счет увеличения
коэффициентов теплопередачи, либо более плотной компоновкой (уменьшение диаметра труб и расстояния между ними). Но плотная компоновка ограничивается технологическими требованиями, поэтому возможности этого
способа практически исчерпаны. Остается только уменьшение габаритных
размеров и массы аппарата за счет интенсификации теплообмена.
Известно много методов интенсификации теплообмена. Среди них особое место занимает закрутка потока в трубах с помощью различного рода
винтовых вставок (закрученные ленты, шнеки) по всей длине трубы или на ее
части, тангенциального подвода теплоносителя в трубу, лопаточных заверителей, расположенных на входе или периодически. Кроме того, для интенсификации используются также криволинейные каналы (змеевиковые и спиральные). В ряде случаев для интенсификации теплообмена можно применять
наложение на вынужденное течение колебаний расхода. При наличии в канале акустического резонанса теплоотдача существенно увеличивается в зоне
пучности скорости стоячей волны. При этом заметно возрастает и средняя
теплоотдача.
Однако наиболее реальным, доступным и высокоэффективным способом
125
интенсификации теплообмена является искусственная турбулизация потока.
При умеренном росте гидравлического сопротивления она значительно увеличивает коэффициент теплоотдачи. Рассматриваемый метод интенсификации теплообмена основан на детальном изучении структуры турбулентного
течения в каналах.
На рис. 4.5 показано распределение вдоль радиуса трубы r безразмерных температур θ, скорости wх(r)/w0, плотности теплового потока q(r)/qw,
массовой скороcти ρwx/(ρw)0 и коэффициента турбулентного переноса импульса μт/μ при течении в трубе газа.
Рис. 4.5. Распределение параметров вдоль радиуса трубы при течении газа с
Rew = 4,3·104; Pr = 0,7: 1 – нагревание воздуха при Tw = 1000 К, Tf = 154 К; 2 –
охлаждение воздуха при Tw = 300 К, Tf = 902 К; 3 – изотермическое течение
126
Так как
q = (λ + λ т )
∂t
,
∂r
(4.33)
Где λ – коэффициент теплопроводности; λт – коэффициент турбулентной теплопроводности), а коэффициент теплоотдачи равен:
α=
qw
,
tw − t f
(4.34)
среднемассовая температура потока равна:
r0
T f = t f + 273,15 =
∫ ρc pTwrdr
0
r0
,
(4.35)
∫ ρc p wrdr
0
то нетрудно заключить, что наибольшее влияние на α окажет увеличение λт в
непосредственной близости от стенки. В пристенном слое толщиной
(0,05…0,1)r0 среднее значение коэффициента турбулентной теплопроводности λт не превышает 10% от максимального при данном числе Рейнольдса, а
тепловой поток близок к максимальному. Поэтому в пристенном слое толщиной (0,05…0,1)r0 или высотой y = y ν τ w / ρ ≈ 60 ÷ 160 (y – расстоя+
ние от стенки; ν – коэффициент кинематической вязкости; τw – касательное
напряжение на стенке) расходуется 60...70% располагаемого температурного
напора. Чем больше число Прандтля, тем на более узкий пристенный слой
целесообразно воздействовать. Следовательно, наибольшей интенсификации
теплоотдачи можно добиться, увеличивая λт именно в таких пристенных сло127
ях. В то же время ясно, что дополнительная турбулизация ядра потока (где λт
велико, а q << qw) мало увеличит теплоотдачу, хотя и приведет к большому
росту гидравлических потерь.
Эффективным методом интенсификации теплоотдачи является создание
в пристенной области отрывных зон. Наилучшие результаты получаются при
дискретной турбулизации потока на стенках каналов, причем источниками
турбулентных вихрей должны служить плавно очерченные выступы или канавки с высотой y+ = 60 ÷ 50. Их не рекомендуется располагать слишком часто (t/h = 5 ÷ 10, где h – шаг, а t – высота турбулизатора), так как возникающие
при этом за турбулизатором пульсации не успеют заметно затухнуть на пути
к следующему турбулизатору и будут диффундировать в ядро, увеличивая
тем самым интенсивность пульсаций. Подобное явление имеет место в шероховатых трубах и ведет к значительному росту гидравлических потерь при
небольшом повышении теплоотдачи.
Если же увеличить расстояние между турбулизаторами, то дополнительно возникшие в зоне вихри и генерируемые при их периодическом разрушении турбулентные пульсации переносятся потоком близко к стенке, повышая λт только около нее, а значит, интенсификация теплоотдачи будет достигнута ценой минимальных гидравлических потерь. При слишком большом
(t/h = 50 ÷ 100) расстоянии между турбулизаторами дополнительная турбулентность успевает заметно затухнуть на некотором расстоянии от турбулизатора, и остальной участок канала до следующего турбулизатора по структуре потока будет мало отличаться от гладкого канала.
Максимальное увеличение теплоотдачи Nu/Nuгл и гидравлического сопротивления ξ/ξгл по сравнению с гладкой поверхностью достигается при t/h
≅ 10, причем максимум Nu/Nuгл не зависит от формы турбулизатора, а мак-
симум ξ/ξгл сильно зависит (он минимален при плавной форме турбулизатора).
Для трубчатых теплообменных аппаратов в каналах любого поперечного сечения часто используют следующий рациональный метод интенсифика128
ции теплообмена. На наружной поверхности теплообменных труб накаткой
наносят периодически расположенные кольцевые канавки (рис. 4.6). При
этом на внутренней поверхности труб образуются кольцевые диафрагмы с
плавной конфигурацией. Диаграммы и кольцевые канавки турбулизируют поток в пристенном слое и обеспечивают интенсификацию теплообмена как
снаружи, так и внутри труб. При этом не увеличивается наружный диаметр
труб, что позволяет использовать их в тесных пучках и не менять существующей технологии сборки трубчатых ТА. Данные поверхности теплообмена
применяются в трубчатых аппаратах, работающих на газах и жидкостях, а
также при кипении и конденсации теплоносителей.
Рис. 4.6. Профиль теплообменных труб с накаткой
Возникающие на таких поверхностях отрывные зоны как источники вихревых структур формируют неустойчивость вязкостных течений, расширяя тем самым переходную область (Re = 2 000 ÷ 5 000), в которой достигаются наиболее эффективные соотношения между ростом коэффициента теплоотдачи и
гидравлического сопротивления (Nu/Nuгл = 2,83 при ξ/ξгл = 2,85). На основе
выявленного механизма взаимодействия искусственных турбулизаторов с
потоком в области перехода и слаборазвитой турбулентности установлено,
что рациональная интенсификация достигается в этих условиях при достаточно больших высотах диафрагм ( d1′ / d1 = 0,92) и оптимальном шаге t/d1 =
1. В определенном диапазоне соответствующих размеров и расположений
турбулизаторов рост теплоотдачи больше роста гидравлического сопротивления по сравнению с аналогичным гладким каналом.
129
Использование практически реализуемого соотношения Nu/Nuгл < ξ/ξгл
позволяет при заданных значениях тепловой мощности и гидравлического
сопротивления теплообменника уменьшить не только объем аппарата, но и
площадь его поперечного сечения. Применение данного метода интенсификации позволяет уменьшить объем теплообменного аппарата примерно в 2
раза при неизменных значениях тепловой мощности и мощности на прокачку
теплоносителя. Значительный эффект наблюдается в переходной области.
При этом объем теплообменного аппарата может быть уменьшен в 2,5 раза.
Область с Nu/Nuгл > ξ/ξгл имеет место и при продольном обтекании
пучков труб с кольцевыми канавками, вплоть до Nu/Nuгл = 1,4 ÷ 1,5 при относительном шаге размещения труб в пучке S/d2 = 1,2. При этом объем аппарата может быть снижен на одну треть. Накатка труб с различными соотношениями между глубиной канавок снаружи и высотой диафрагм внутри труб
позволяет получить оптимальную интенсификацию теплоотдачи по обеим
поверхностям теплообмена при различных шагах размещения труб в пучке
(S/d2 = 1,05 ÷ 1,5).
Опытные данные по средней теплоотдаче при нагревании и охлаждении газов обобщаются следующими зависимостями:
при d1′ / d1 = 0,88 ÷ 0,98, t/d1 = 0,25 ÷ 0,8*
⎡ − 18,2(1 − d1′ / d1 )1,13 ⎤ ⎫⎪
⎡ lg Re f − 4,6 ⎤ ⎧⎪
Nu
= ⎢1 +
⎥⎬ ;
⎥ ⎨3 − 2exp ⎢
Nu гл ⎣
35
(t / d1 ) 0, 326
⎦ ⎪⎩
⎣
⎦ ⎪⎭
(4.36)
при d1′ / d1 = 0,88 ÷ 0,98, t/d1 = 0,8 ÷ 2,5:
⎡ lg Re f − 4,6 ⎤ ⎡⎛
⎞ d1′ ⎛
Nu
t
t ⎞⎤
= ⎢1 +
⎥ ⎢⎜⎜ 3,33 − 16,33 ⎟⎟ + ⎜⎜17,33 − 3.33 ⎟⎟⎥ ;
Nu гл ⎣
d1
d1 ⎠⎥⎦
30
⎦ ⎢⎣⎝
⎠ d1 ⎝
при d1′ / d1 = 0,90 ÷ 0,97, t/d1 = 0,5 ÷ 10:
130
(4.37)
Nu
⎡ lg Re w − 4,6 ⎤⎛⎜ 1,14 − 0,28 1 − d1′ / d1
= ⎢1 +
⎥⎜
7,45
1,14
Nu гл ⎣
⎦⎝
⎞ ⎡ 9 − (1 − d ′ / d ) ⎤
1
1
⎟exp ⎢
⎥.
0 , 58
⎟
(
)
/
t
d
1
⎣
⎦
⎠
(4.38)
В уравнениях (4.36) и (4.37) число Рейнольдса Ref определяется по
среднемассовой температуре п о т о к а, а число Rew в уравнении (4.38) – по
средней температуре стенки.
В уравнениях (4.36) и (4.37) Nuгл находится по следующим выражениям:
при нагревании газов:
Nuгл = 0,0207Re0,8·Pr0,43,
(4.39)
где определяющей является средняя по длине трубы температура стенки;
при охлаждении газов:
Nuгл = 0,0192Re0,8 · Pr0,43,
(4.40)
где определяющей является средняя по длине трубы температура стенки, или
Nuгл = 0,0018Re0,8,
(4.41)
здесь определяющей является среднемассовая по длине трубы температура
газов.
Уравнения (4.36) – (4.38) справедливы при Re = 104 ÷ 4·105.
Средняя теплоотдача для капельных жидкостей при t/d1 = 0,5 и d1′ / d1 ≥
0,94 (Re > Re″) составляет:
⎛ d ′ ⎞⎤
Nu ⎡
= ⎢100 − ⎜⎜1 − 1 ⎟⎟⎥
Nu гл ⎢⎣
⎝ d1 ⎠⎥⎦
0 ,445
,
(4.42)
131
где
Nuгл = 0,0216Re0,8 · Pr0,445.
(4.43)
Здесь составляющей является среднемассовая температура жидкости
по длине трубы.
Значение Re″, при котором рост Nu/Nuгл с увеличением Re прекращается, равно:
Re′′ =
3150
(1 − d1′ / d1 )1,14 ⋅ Pr 0,51 .
(4.44)
4. В кольцевом канале рост теплоотдачи за счет турбулизации потока
кольцевыми канавками определяется выражением:
⎡
⎛ Nu ⎞
⎛
d − d 2′ ⎞⎤⎛
t ⎞
⎜⎜
⎟⎟ = 1 + 0,64 ⎢1 − exp⎜⎜17,9 2
⎟⎟⎥⎜⎜1 − 0,274
⎟⎟ ,
−
−
Nu
d
d
d
d
⎢⎣
гл ⎠
3
2 ⎠⎥
3
2 ⎠
⎝
⎝
⎦⎝
справедливым для
(4.45)
d 2 − d 2′
t
= 0 ÷ 0 ,316 ;
= 0 ,22 ÷ 2 ; Re > 2·104, где d2 –
d3 − d 2
d3 − d 2
наружный диаметр внутренней трубы; d 2′ – диаметр кольцевой канавки; d3 –
внутренний диаметр наружной трубы.
132
4.2. Описание экспериментальной установки
Экспериментальная установка (рис. 4.7) размещена на специальном
столе и состоит из макета теплообменного аппарата 9, блока управления и
контрольно-измерительных приборов 5, процессора 6 с клавиатурой 7 и телевизионного монитора 8.
Рис. 4.7. Общий вид экспериментальной установки: 1 – секция предварительного нагрева (температуры) теплоносителей; 2 – секция расхода горячего теплоносителя; 3 – секция расхода холодного теплоносителя;
4 – секция
температуры; 5 – блок управления и контрольно-измерительных приборов; 6
– процессор ПЭВМ; 7 – клавиатура ПЭВМ; 8 – монитор ПЭВМ; 9 – макет теплообменного аппарата
Блок управления и контрольно-измерительных приборов 5 состоит из
четырех секций: секции 1 предварительного нагрева (температуры) теплоносителей; секции 2 расхода горячего теплоносителя; секции 3 расхода холодного теплоносителя; секции 4 температуры. Блок управления и контрольноизмерительных приборов показан на рис. 4.8.
Секция 1 включает в себя ручки «гор.» и «хол.» регулирования предварительного нагрева и соответственно температуры горячего и холодного теплоносителей на входе в аппарат. В секции 2 находится в себя ручка «гор.» ре133
гулирования расхода (изменением положения регулирующей задвижки) и соответственно температуры горячего теплоносителя на входе в аппарат. В
секции 3 – ручка «хол.» регулирования расхода (изменением положения регулирующей задвижки) и соответственно температуры холодного теплоносителя на входе в аппарат. Секция 4 в данной работе не используется.
Рис. 4.8. Фотография блока управления и контрольно-измерительных
приборов
134
На данной установке применен метод имитационного моделирования.
Рабочая программа исследования вводится в память микропроцессора. Программа имеет шифр ТП-014. Одним из основных управляющих органов при
проведении исследования является клавиатура 7 с телевизионным монитором
8, с помощью которых ведется диалог с ЭВМ, выбираются схемы течения в
теплообменном аппарате типа «труба в трубе», вводятся основные режимные
параметры установки. Интерфейс программы на мониторе компьютера показан на рис. 4.9.
Рис. 4.9. Интерфейс программы имитационного моделирования со схемой
теплообменного аппарата с системой регулирования и измерений
Рабочий участок создан по аналогии с реальным. Схема участка отображается на телевизионном мониторе (см. рис. 4.9). Он состоит из внутренней трубы, по которой течет горячий теплоноситель, и концентрично с ней
расположенной наружной трубы. В кольцевом зазоре течет холодный теплоноситель. В качестве теплоносителей по обеим сторонам можно выбирать
воздух или воду.
135
Расположенный на установке макет теплообменника имеет следующие
геометрические размеры: внутренний диаметр теплообменной трубы d1 =
0,014 м, наружный диаметр теплообменной трубы d2 = 0,016 м, внутренний
диаметр наружной трубы d3 = 0,034 м, длина l = 1,01 м. При исследовании
теплообменного аппарата можно менять его геометрические параметры в
следующих пределах: d1 = 0,006 ÷ 0,022 м; d2 = 0,008 ÷ 0,024 м; d3 = 0,01 ÷
0,04 м; l = 0,3 ÷ 5 м.
При исследовании теплообменника, в котором на трубе размещены
кольцевые турбулизаторы, необходимо также задать диаметр кольцевых
диафрагм d1′ , диаметр кольцевых канавок d 2′ , шаг размещения диафрагм и
канавок t.
Горячий и холодный теплоносители попадают в теплообменник, пройдя регулирующую задвижку и диафрагмы расходомера. Возможна подача горячего и холодного теплоносителей в одном направлении по схеме прямотока и в противоположных направлениях по схеме противотока.
Исходные данные для проведения имитационных испытаний задаются
в окне «Параметры» интерфейса программы (см. рис. 4.9). В открывшемся
окне «Параметры» с помощью клавиатуры и компьютерной мыши задаются
необходимые условия проведения эксперимента (рис. 4.10).
Рис.4.10. Интерфейс окна «Параметры» программы имитационного моделирования
136
Предусматриваются измерения следующих параметров: перепад давлений на диафрагме горячего теплоносителя ΔPг; перепад давлений на диафрагме холодного теплоносителя ΔPх; давление перед диафрагмой горячего
теплоносителя Pг (для воздуха); давление перед диафрагмой холодного теплоносителя Pх; эдс термопары перед диафрагмой горячего теплоносителя Eг
(для воздуха); эдс термопары перед диафрагмой холодного теплоносителя Eх
(для воздуха); эдс термопары на входе горячего теплоносителя в теплообменнике Eг′ ; эдс термопары на выходе горячего теплоносителя из теплообменника E г′′ ; эдс термопары на входе холодного теплоносителя E ′х ; эдс термопары на выходе холодного теплоносителя E ′х′ . Давление и перепады давлений измерены в кгс/м2, эдс термопар – в мВ. Перевод показаний термопар в
°С производится по градуировочной таблице хромель-копелевых термопар.
4.3. Порядок проведения опытов
После включения установки в сеть и запуска рабочей программы ТП014 на телевизионном мониторе высвечивается тема лабораторной работы и
студент вступает в диалог с микроЭВМ.
В рекомендуемом диапазоне основных режимных параметров по заданию преподавателя в окне «Параметры» (см. рис. 4.10) программы выбирается один из вариантов предстоящего опыта и с помощью клавиатуры вводятся
геометрические параметры теплообменника; вид теплоносителя по горячей и
холодной сторонам (воздух или вода); схема течения (прямоток, противоток).
По окончании набора параметров и контроля их ввода на экране монитора
высвечивается схема экспериментальной установки с отображением направления течения теплоносителей и расположением измерительных устройств.
После этого на пульте установки (см. рис. 4.7) включается тумблер
питания измерительных приборов и можно приступить к исследованию рабочего процесса. С помощью ручки «гор.» в секции 2 (см. рис. 4.7) устанавливается расход горячего теплоносителя путем изменения положения регу137
лирующей задвижки ВН1 (см. рис. 4.9) и соответственно изменяется давление перед диафрагмой Рг и перепад давления на диаграмме ΔPг, что отображается на интерфейсе программы (см. рис. 4.9). С помощью ручки «хол.» в
секции 3 (см. рис. 4.7) устанавливается расход холодного теплоносителя изменением положения регулирующей задвижки ВН2 (см. рис. 4.9) и соответственно изменяется давление перед диафрагмой Рх и перепад давления на
диаграмме ΔPх, что также отображается на интерфейсе программы (см. рис.
4.9). Плавным вращением ручек «гор.» и «хол.» регулятора нагревательного
устройства секции 1 (см. рис. 4.7) устанавливается заданное значение термоЭДС термопар, установленных на входе по горячей и холодной стороне ( Ег′
и Е х′ ).
Регистрация измеренных величин производится по индикаторным приборам, показания которых дублируются на телевизионном мониторе. Результаты экспериментов заносятся в протокол испытаний (табл. 4.1).
Таблица 4.1
Протокол эксперимента
Номер Схема Горячий Холодный
режима вклю- теплоно- теплоночения ситель
ситель
Номер
режима
Параметры давления,
кгс/м2
Pх
Pг
ΔPг
ΔPх
Геометрические параметры, м
d3
d1
d2
t
l
d1′
d 2′
Ег
Параметры температуры,
мВ
Ех
Ег′
Е х′
Ег′′
Е х′′
С помощью регуляторов расхода и нагрева теплообменник переводится
на следующий тепловой режим и аналогичным образом снимаются необходимые показания.
По окончании проведения опытов на заданных режимах производится
перевод всех регуляторов в исходное положение.
138
4.4. Обработка результатов измерений
Обработка производится в следующей последовательности:
1. Определяется температура перед диафрагмами Tг и Tх на входе в аппарат Tг′ и Tх′ , на выходе Tг′′ и Tх′′ по таблице эдс термопар «хромель-копель»
(приложение, табл. П. 7) или по приближенной зависимости:
T = 273,15 + E/0,0695,
(4.46)
где E – эдс соответствующей термопары в мВ, [T] = 1 К.
2. Вычисляются расходы горячего и холодного теплоносителей.
При использовании в качестве теплоносителя воды ее расход определяется для горячей и холодной сторон уравнениями:
Gг = 0 ,0723 ΔPг ;
(4.47)
G х = 0 ,0723 ΔPх ,
(4.48)
где перепады давлений ΔPг и ΔPх выражены в кгс/м2, [G] = 1 кг/с.
При использовании в качестве теплоносителей воздуха его расходы соответственно будут:
Gг = 0 ,472 ⋅ 10 −3 ρ г ΔPг = 0 ,472 ⋅ 10 −3 Pг RTг ⋅ ΔPг ;
(4.49)
Gх = 0 ,472 ⋅ 10−3 Pх RTx ⋅ ΔPх ,
(4.50)
где перепады давлений ΔPг и ΔPх выражены в кгс/м2; ρг – плотность воздуха
перед диафрагмой в кг/м3; Pг, Pх – давление воздуха перед диафрагмами в
кгс/м2; Tг, Tх – температуры воздуха перед диафрагмами в К; R – газовая постоянная для воздуха (R = 29,3 кг⋅м/(кг·К)).
3. По уравнениям (4.19), (4.23) и (4.24) определяются среднелогарифмические температурные напоры.
4. Вычисляется тепловой поток, передаваемый в аппарате:
Qх = Gх c pх ( Tх′′ − Tх′ ) ;
(4.51)
Qг = Gг c pг ( Tг′ − Tг′′ ) ,
(4.52)
где теплоемкости теплоносителей c pг и c pх определяются по средним тем139
пературам T г = 0,5( Tг′ + Tг′′) ; T х = 0 ,5( Tх′ + Tх′′ ) соответственно.
5. Определяется значение коэффициента теплопередачи:
k=
Qх
ΔT лог ⋅ Fх ,
(4.53)
если холодный теплоноситель имеет меньший коэффициент теплоотдачи
(холодный теплоноситель – воздух), или выражением:
k=
Qг
ΔT лог ⋅ Fг
,
(4.54)
если горячий теплоноситель имеет меньший коэффициент теплоотдачи.
Здесь Fх = πd 2l , Fг = πd1l . Если коэффициенты теплоотдачи соизмеримы
(для теплообменника «вода – вода» или «воздух – воздух»), поверхность теплообмена определяется по среднему диаметру.
6. По уравнениям (4.5) определяются полные теплоемкости массовых
расходов теплоносителей Wг и Wх.
7. Подсчитывается коэффициент тепловой эффективности теплообменного аппарата в каждом из режимов как отношение действительно переданного теплового потока к максимально возможному:
η=
Qх
Qх
.
=
Qх
Wх (Tг′ − Tх′ )
(4.55)
пред
8. Определяется число единиц переноса теплоты (безразмерный коэффициент теплопередачи):
N=
kFх
.
Wх
(4.56)
9. В соответствии с конкретным заданием, полученным от преподавателя, определяется изменение величин ΔT лог , k, η, N в зависимости от вида
теплоносителя, схемы течения, величин Gг, Gх, Tг′ , Tх′ , а также геометрических параметров аппарата d1, d2, d3, l. Необходимо построить графики изменения величин ΔT лог , k, η, N в зависимости от изменяющихся в эксперименте
величин и проанализировать полученные результаты.
140
10. Если в теплообменнике с одной из сторон стенки один из коэффициентов теплоотдачи известен и значительно меньше другого (например, в
теплообменнике «вода – воздух» коэффициент теплоотдачи по воздуху значительно меньше, чем коэффициент теплоотдачи по воде), то, используя метод расчета теплообменника по формулам (4. 15), (4. 16) и считая известным
kl , можно определить коэффициент
значение коэффициента теплопередачи
теплоотдачи по другой стороне. Если, например, в рассматриваемом аппарате типа «труба в трубе» горячим теплоносителем является вода, а холодным –
воздух, то коэффициент теплоотдачи по воздуху равен:
d
1
1
1
1
ln 2 ,
= −
−
α х d 2 k l α г d1 2λ w d1
где
(4.57)
kl определяется по уравнению (4. 16), коэффициент теплоотдачи по во-
де αг из соотношения
α d
0,4 ⎛ Prг
⎜
Nu г = г 1 = 0,023Re 0,8
Pr
г
г ⎜
λг
⎝ Prw
где Re г =
⎞
⎟⎟
⎠
0 , 25
,
(4.58)
4Gг
; μг, λг, Prг определяются по средней температуре горячей воды
πd1μ г
T г = 0 ,5( Tг′ + Tг′′ ) ; Prw определяется по температуре стенки Tw. В первом при-
ближении принять Tw ≅ T г . Коэффициент теплопроводности материала стенки принять λw = 20 Вт/(м·К).
Если в аппарате горячим теплоносителем является воздух, а холодным
вода, то коэффициент теплоотдачи по горячей стороне αг может быть определен с использованием уравнения (4.15), где коэффициент теплоотдачи по
воде αх определяется выражением:
⎛d
α d
Nu = х э = 0,86⎜⎜ 2
λх
⎝ d3
⎞
⎟⎟
⎠
−0,16
⎛ d2 ⎞
, Nu ср = 0,86⎜⎜ ⎟⎟
⎝ d3 ⎠
−0,16
⎛ Pr ⎞
⋅ 0,023Re Pr ⎜⎜ х ⎟⎟
⎝ Prw ⎠
0,8
х
0,4
х
0,11
,
(4.59)
где dэ = d3 – d2 – эквивалентный диаметр для кольцевого канала;
141
Re х =
4 Gх
; μх, λх, Prх определяются по средней температуре холодной
π(d 3 + d 2 )μ х
воды T х = 0 ,5( Tх′ + Tх′′ ) ; Prw определяется по температуре стенки Tw. В первом
приближении принять Tw = T х .
11. Результаты обработки опытных данных сводятся в табл. 4.2 – 4.4.
Таблица 4.2
Номер Tг
режи- К
ма
Tх
Tг′
Tх′
Tг′′
Tх′′
К
К
К
К
К
Gг
Gх ΔT лог
кг/с кг/с
К
Qх
c pх
c pг
Qг
Вт Дж
Вт
Дж
кг ⋅ °С
кг ⋅ °С
1
2
·
·
·
Таблица 4.3.
Номер
режима
k
Wг
Wх
η
N
kl
μг
μх
λг
λх
Вт
м2 ⋅ К
Вт
К
Вт
К
-
-
Вт
м⋅К
Вт
⋅ 106
2
м
Вт
м⋅К
Prг
Prх
-
Reг
Reх
-
1
2
·
·
Таблица 4.4.
Номер
режима
Prwг
Prwх
-
Nuг
Nuх
-
αг
αх
αх
αг
μх
μг
λх
λг
Вт
м⋅К
Вт
м⋅К
Вт
⋅ 106
2
м
Вт
м⋅К
Nuх
Nuг
-
Reх
Reг
-
Nuхр
Nuгр
-
1
2
·
·
Верхняя строка в табл. 4.4 соответствует определению αх методом расчета теплообменника по формулам (4. 15), (4. 16), нижняя − определению αг.
12. Для варианта определения αх строится зависимость Nuх от Reх и
142
проводится сопоставление полученных величин с расчетной зависимостью
для кольцевых каналов с обогреваемой внутренней трубкой:
⎛d ⎞
Nu х = 0,0176Re ⎜⎜ 3 ⎟⎟
⎝ d2 ⎠
0,16
0,8
x
⎛ Tw ⎞
⎜⎜ ⎟⎟
⎝ Tx ⎠
−0,5
.
(4.60)
Для варианта определения αг строится зависимость Nuг от Reг и проводится сопоставление полученных величин с расчетной зависимостью для
трубы:
Nu г = 0 ,0202 Re 0г ,8 .
(4.61)
13. При исследовании работы теплообменного аппарата, в котором
применена интенсификация теплообмена, необходимо сопоставить полученные в п. 9 зависимости с аналогичными зависимостями для теплообменника
без интенсификации теплообмена при одинаковых значениях задаваемых параметров Gг, Gх, Tг′ , Tх′ , d1, d2, d3, l.
14. При определении коэффициентов теплоотдачи по горячей стороне в
аппарате с интенсификацией сопоставить полученные значения Nuг с расчетной зависимостью для теплоотдачи гладкой трубы Nuггл (4.61) и определить
отношение
Nu г Nu г
гл
в зависимости от Reг и безразмерных геометрических па-
раметров d1′ d1 и t/d1. Построить соответствующие графики и сопоставить
полученные результаты с эталонными значениями, приведенными в приложении (табл. П. 8).
При Re = const и t/d1 = const построить зависимость Nu г Nu г от
гл
d1′ d1 . Используя данные табл. П. 8, на том же графике нанести зависимость
отношения коэффициентов гидравлического сопротивления ξ ξ гл . Определить области значений параметров, где Nu г Nu г гл > ξ ξ гл и Nu г Nu г
гл
< ξ ξгл .
15. При определении коэффициента теплоотдачи по холодной стороне
в аппарате с интенсификацией теплообмена сопоставить полученные значе143
ния Nuх с расчетной зависимостью
Nu х для теплоотдачи кольцевого канала
гл
с гладкими стенками (4.60) и определить отношение
Nu х Nu х
симости от Reх и безразмерных геометрических параметров
гл
в зави-
d 2 − d 2′
d3 − d 2
и
tх
. Построить соответствующие графики и сопоставить полученные реd3 − d 2
зультаты с эталонной зависимостью (4.45).
Контрольные вопросы
1. Какие величины характеризуют качество работы теплообменного
аппарата?
2. Что такое коэффициент теплопередачи?
3. Какие преимущества имеет противоточная схема по сравнению с
прямоточной схемой?
4. Что нужно сделать, чтобы уменьшить погрешность определения коэффициента теплопередачи?
5. Что нужно сделать, чтобы заметно уменьшить погрешность определения коэффициента теплоотдачи методом теплообменника?
6. Как изменить режим работы теплообменного аппарата?
7. Как влияет увеличение температуры горячего теплоносителя на входе на тепловую мощность аппарата и температуры теплоносителей на выходе
из аппарата?
8. Как влияет увеличение расхода холодного теплоносителя на тепловую мощность аппарата и температуры теплоносителей на входе?
9. Показать, как изменится распределение температур горячего и холодного теплоносителей по длине канала для прямотока и противотока.
10. Каким способом можно увеличить коэффициент теплопередачи теплообменного аппарата?
144
11. Почему при организации интенсификации теплообмена в каналах
целесообразно турбулизировать пристеночные слои жидкости?
145
5. ИСПЫТАНИЕ ТЕПЛООБМЕННИКА
Цель работы: Ознакомиться с устройством и работой некоторых специальных видов теплообменников, а также с методикой испытания теплообменника.
Задание:
1. Изучить разделы теории теплообмена, связанные с теплообменниками.
2. Ознакомиться с выставочными промышленными теплообменниками
и теплообменными поверхностями. Определить типы ТА, количество ходов
теплоносителей.
3. Провести испытание теплообменного аппарата. Определить его характеристики.
4. Решить аттестационную задачу.
5. Составить отчет по выполненной работе.
5.1. Классификация теплообменных аппаратов
Теплообменными аппаратами (теплообменниками) называются устройства, предназначенные для передачи теплоты от одного теплоносителя к другому для осуществления различных тепловых процессов (нагревания, кипения, конденсации и т.д.).
Теплоноситель, имеющий более высокую температуру, называется
первичным (горячим), а обладающий более низкой температурой и воспринимающий тепло – вторичным (холодным).
Все теплообменные аппараты по способу передачи теплоты могут быть
разделены на две большие группы: поверхностные и контактные.
146
В контактных теплообменных аппаратах передача теплоты происходит
при непосредственном контакте двух теплоносителей: горячего и холодного.
При этом теплообмен может сопровождаться массообменом. Контактные теплообменники подразделяются на смесительные и барботажные.
В аппаратах смесительного типа нагретые и менее нагретые теплоносители перемешиваются и образуют растворы или смеси.
В аппаратах барботажного типа более нагретый теплоноситель прокачивается через массу менее нагретого, или наоборот, при этом теплоносители
не смешиваются.
В поверхностных теплообменниках оба теплоносителя отделены один
от другого твердой стенкой или поочередно контактируют с одной и той же
стенкой, которая участвует в процессе теплообмена и образует так называемую поверхность теплообмена.
Поверхностные теплообменники разделяются на рекуперативные и регенеративные.
В рекуперативных аппаратах процессы теплообмена обычно стационарные: одна сторона поверхности теплообмена все время омывается горячим теплоносителем, а другая сторона – холодным. Тепло от одного теплоносителя к другому передается через разделяющую их стенку из теплопроводного материала. Направление теплового потока в стенке остается неизменным.
В регенеративных аппаратах одна и та же поверхность теплообмена
попеременно омывается то одним, то другим теплоносителем. При контакте с
первичным теплоносителем в стенках аккумулируется тепло, которое в период охлаждения отдается вторичному теплоносителю. Направление теплового
потока в стенках периодически меняется.
Наибольшее распространение в авиации и других областях техники получили рекуперативные теплообменники. Они могут быть классифицированы по следующим признакам:
1) по роду теплоносителей в зависимости от их агрегатного состояния
147
(рис. 5.1);
2) по конфигурации поверхности теплообмена: трубчатые аппараты с
прямыми трубками, с U-образным трубным пучком, пластинчатые, змеевиковые, ребристые;
3) по компоновке поверхности нагрева: тип «труба в трубе»; кожухотрубчатые аппараты; оросительные аппараты (не имеющие ограничивающего
корпуса).
Рекуперативные теплообменники
Парожидкостные
Жидкостножидкостные
Газожидкостные
Газогазовые
Парогазовые
Рис. 5.1. Классификация ТА по агрегатному состоянию теплоносителей
Все ТА поверхностного типа можно классифицировать по виду взаимного направления потоков теплоносителей:
1) прямоточные (прямотоки), когда оба теплоносителя движутся параллельно в одном направлении (см. рис. 1.6, а);
2) противоточные (противоток), когда оба теплоносителя движутся в
противоположных направлениях (см. рис. 1.6, б);
3) с перекрестным током – теплоносители движутся во взаимноперпендикулярных направлениях. Перекрестный ток может быть однократным (см. рис. 1.6, в) и многократным (см. рис. 1.6, д);
4) с более сложными схемами различного сочетания прямотока, противотока и перекрестного тока (см. рис. 1.6, е, ж).
К рекуперативным теплообменникам можно отнести также теплообменники с промежуточным теплоносителем. В теплообменниках с принудительной циркуляцией промежуточного теплоносителя имеется замкнутый
контур, через который насосом прокачивается жидкость. Часть этого контура
расположена в зоне горячего теплоносителя, часть – в зоне холодного. Эти
148
зоны могут находиться на некотором расстоянии одна от другой.
Разновидностью теплообменника с промежуточным теплоносителем
является теплообменник на тепловых трубах, представляющий собой пучок
тепловых труб, разделенных герметичной перегородкой на горячую и холодную зоны теплообменника (рис. 5.2). В отличие от обычного теплообменника, промежуточный теплоноситель в нем изменяет фазовое состояние (процессы испарения и конденсации). Роль насоса здесь выполняют капиллярная
структура либо силы гравитации.
Рис. 5.2. Тепловая труба: 1 - тонкостенный металлический сосуд;
2 – капиллярно-пористый материал – фитиль; 3 – внутренний объём, свободный от фитиля, является паровым каналом
5.2. Основные положения теплового расчета
Рассмотрим изменение температуры первичного (горячего) и вторичного (холодного) теплоносителей в теплообменном аппарате рекуперативного типа (рис. 5.3). За начало координат принято сечение, через которое втекает теплоотдающая жидкость. По оси абсцисс отложена длина трубы или поверхность теплопередачи F, а по оси ординат – температуры жидкостей; индексами 1 и 2 отмечаются температуры и другие параметры соответственно
горячего и холодного теплоносителя. Параметры теплоносителей на входе и
149
выходе из теплообменного аппарата отмечаются одним и двумя штрихами.
Рис. 5.3. Изменение температуры теплоносителей в рекуперативном ТА:
а – при прямоточном движении теплоносителей без фазовых превращений;
б – при противоточном движении теплоносителей без фазовых превращений
При прямотоке (см. рис. 5.3, а) на входе в теплообменный аппарат разность температур между жидкостями имеет наибольшее значение. При движении жидкостей в теплообменном аппарате разность температур между ними быстро уменьшается, так как жидкости движутся в одном направлении.
Температура теплоотдающей жидкости понижается, а температура тепловоспринимающей жидкости увеличивается.
При прямотоке температура тепловоспринимающей жидкости не может подняться выше температуры теплоотдающей жидкости на выходе из
теплообменного аппарата.
При противотоке (см. рис. 5.3, б) температура охлаждаемой жидкости в
теплообменном аппарате понижается более интенсивно, так как горячая жидкость встречает все более и более холодную охлаждающую жидкость, поэтому при противотоке можно нагреть охлаждающую (тепловоспринимающую)
жидкость выше температуры выходящей охлаждаемой (теплоотдающей)
жидкости, т.е. в этом случае возможно t 2′′ >> t1′′ .
Разность температур между обеими теплообменивающимися жидкостями не изменяется очень резко, как это наблюдается при прямотоке. Среднее значение температурного напора
150
Δt вх − Δt вых
Δt
ln вх
Δt вых
Δt =
(5.1)
при противотоке получается больше, чем при прямотоке (величины Δtвх и
Δtвых в случае прямотока и противотока обозначены на рис. 5.3). Поэтому при
одной и тоже площади рабочей поверхности F величина теплового потока от
горячего теплоносителя к холодному больше при противотоке, чем при прямотоке:
F
Q = ∫ ΔtdF = k Δt F ,
(5.2)
0
здесь k – коэффициент теплопередачи.
При опытном исследовании теплообменника величина Q может быть
определена по изменению энтальпии теплоносителей:
Q1 = G1c p1 (t1′ − t1′′) = G2c p 2 (t2′′ − t2′ ) = Q2 .
(5.3)
Здесь G1 и G2 – массовые расходы теплоносителей; сp1 и сp2 – их теплоемкости. Реально Q1 больше Q2 из-за потерь тепла через внешний кожух теплообменника. Отношение количества теплоты, воспринятой холодным теплоносителем, к количеству теплоты, отданной горячим теплоносителем, называется коэффициентом тепловых потерь.
Тепловой расчет теплообменника может быть выполнен с использованием понятия тепловой эффективности, представляющей собой отношение
теплового потока Q рассматриваемого теплообменника к тепловому потоку
Qид, который может передать греющий теплоноситель в идеальных условиях,
т.е. бесконечно большого коэффициента теплопередачи или передачи теплоты в теплообменнике с бесконечно большой площадью поверхности теплопередачи:
η=
W (t ′ − t ′′)
W (t ′′ − t ′ )
Q
= 1 1 1 = 2 2 2 .
Qид Wmin (t1′ − t 2′ ) Wmin (t1′ − t 2′ )
(5.4)
Здесь, W1 = G1c p 1
W2 = G2 c p 2
151
– полные теплоемкости массовых расходов теплоносителей; G1 и G2 – массовые расходы теплоносителей; Cp1 и Cp2 – удельные изобарные теплоемкости теплоносителей; Wmin – минимальное значение из W1 и W2.
Для однократного перекрестного тока, когда оба теплоносителя абсолютно не перемешаны
[
]
η1 = 1 − exp{ exp(− S 0 ,78 A) − 1 RS 0 ,22 },
(5.5)
где A = Wmin/Wmax, R = Wmax/Wmin – функции полных теплоемкостей массовых
расходов; S = kF/Wmin – число единиц переноса теплоты в теплообменнике, k
– коэффициент теплопередачи; F – площадь теплопередающей поверхности.
Для двукратного перекрестного тока с противоточным включением ходов
⎡⎛ 1 − η ⎞ 2 ⎤
1
⎟⎟ − 1⎥
η2 = ⎢⎜⎜
⎢⎣⎝ 1 − Aη1 ⎠
⎥⎦
⎡ ⎛ 1 − η ⎞2 ⎤
1
⎟⎟ − 1⎥ .
⎢ A⎜⎜
⎢⎣ ⎝ 1 − Aη1 ⎠
⎥⎦
(5.6)
Вычислив тепловую эффективность η2, с помощью выражения (5.7)
можно определить:
тепловой поток, передаваемый в теплообменнике:
Q = η2Wmin (t1′ − t 2′ ) ;
(5.7)
выходные температуры теплоносителей:
t1′′ = t1′ − η 2
Wmin
(t1′ − t 2′ ) ;
W1
(5.8)
t 2′′ = t 2′ + η2
Wmin
(t1′ − t 2′ ) .
W2
(5.9)
Таким образом, по уравнениям (5.7), (5.8) и (5.9) определены тепловой
поток, передаваемый в теплообменнике, и выходные температуры теплоносителей.
152
5.3. Описание теплообменников
Приводим описание некоторых теплообменников.
Масловоздушный радиатор предназначен для охлаждения масла набе-
гающим потоком воздуха и является составной частью многих технических
устройств в авиационной, автомобильной и других областях техники. Состоит из следующих основных частей:
− корпуса с входной и выходной камерами и коллекторами;
− радиаторного элемента с ребристыми поверхностями;
− клапана перепуска масла из входной камеры в выходную.
Масловоздушный радиатор может быть выполнен по схеме перекрестного тока, одноходовой по воздуху, четырех- (рис. 5.4) или двухходовой (рис. 5.5) по маслу.
Корпусом радиатора является сварная коробка с входной и выходной камерами, клапанной полостью и коллекторами, в которых масло
меняет направление движения на 180°. Между входной и выходной камерами и коллектором вварен радиаторный элемент, в котором масло отдает тепло воздуху.
Рис. 5.5. Масловоздушный двухРис. 5.4. Масловоздушный четырехходовой по маслу радиатор
153
ходовой по маслу радиатор
Радиаторный элемент имеет масляные плоские каналы, поверхность
которых увеличена вставкой из фольги с отогнутыми язычками.
Набегающий воздух проходит между каналами. Площадь межканальных проходов увеличена за счет ребер, выполненных из фольги в форме зигзагов. Между входной и выходной камерами имеется перепускной
клапан, который при повышенном давлении на входе отжимается от седла и может перепускать масло со входа сразу на выход. Причиной повышения давления на входе может быть засорение радиаторного элемента.
Масловоздушный радиатор также может быть выполнен по другой
схеме и иметь другую конструкцию. Например, масловоздушный радиатор
с сотовым теплообменным элементом состоит из следующих основных
частей:
- корпуса с входной и выходной камерами и коллекторами;
- сотообразного радиаторного элемента;
- клапана перепуска масла с входа на выход.
Масловоздушный радиатор (рис. 5.6) выполнен по прямоточнопротивоточной схеме, одноходовой по воздуху и многоходовой по маслу.
Рис. 5.6. Масловоздушный радиатор одноходовой по воздуху и многоходовой по маслу (прямоточно-противоточная схема)
154
Корпусом радиатора является цилиндрическая труба с кольцеобразными коллекторами, входной и выходной камерами, клапанной коробкой. Радиаторный элемент состоит из латунных трубочек, через которые проходит воздух. Трубочки шестигранными концами спаяны в 9
секций, которые разделены перегородками с отверстиями для прохода
масла. Масло входит через входную камеру и поступает в кольцеобразный коллектор, через отверстие в корпусе оно проходит в радиаторный
элемент. Смывая трубки, масло охлаждается и поступает в выходной
коллектор через отверстие в корпусе, из коллектора проходит в выходную камеру.
Между входной и выходной камерами имеется перепускной клапан,
который при повышенном давлении на входе отжимается от седла и может
перепускать масло с входа сразу на выход. Причиной повышения давления
на входе может быть засорение радиаторного элемента, в верхней части радиатора имеется заглушка, которая служит для удавления воздуха из радиатора при заполнении системы маслом.
Фотографии масловоздущных радиаторов, имеющихся в лаборатории,
приводятся на рис.5.7 – 5.10.
Рис. 5.7. Масловоздушный пластинчато-ребристый теплообменный аппарат четырехходовый по маслу
155
Рис. 5.8. Масловоздушный пластинчато-ребристый теплообменный аппарат двухходовый по маслу (тип
1734)
Рис. 5.9. Масловоздушный пластинчато-ребристый теплообменный аппарат двухходовый по маслу (тип
2196)
Рис. 5.10. Многоходовый масловоздушный радиатор с сотовыми теплообменными элементами
Турбохолодильная установка (ТХУ) предназначена для охлаждения ка-
бины при полете на сверхзвуковых скоростях, а также для обогрева кабины
при полете на больших высотах. Состоит из следующих основных частей
(рис. 5.11):
- турбохолодильника с вентилятором;
- радиатора с входной и выходной камерами и коллекторами;
- патрубка с ограничителем давления.
Рис. 5.11. Турбохолодильная установка
156
Турбохолодильник служит для дальнейшего охлаждения воздуха,
поступающего из радиатора, вращает вентилятор, который всасывает атмосферный воздух. Имеет следующие части:
– корпус с сопловыми лопатками турбины, направляющим аппаратом
вентилятора и системой смазки опоры вала;
– вал с консольно насаженными ротором турбины и крыльчаткой вентилятора;
– крышку турбины для подвода воздуха;
– крышку вентилятора для отвода потока с закруткой.
Радиатор служит для охлаждения воздуха, поступающего из компрессора, воздухом, всасываемым вентилятором из атмосферы, и имеет следующие части:
– двухсекционный корпус с входной и выходной камерами и коллекторами;
– радиаторный элемент;
– сетку на входе охлаждающего воздуха.
Радиатор выполнен по схеме (рис. 5.12) перекрестного тока, двухходовой по охлаждающему и охлаждаемому воздуху.
Радиатор от аналогичной турбохолодильной установки представлен на
стенде отдельно. Имеет следующие основные части:
– корпус;
– радиаторный элемент с ребристыми поверхностями.
Радиатор ТХУ выполнен по схеме перекрестного тока, одноходовой по
охлаждающему и охлаждаемому воздуху.
Рис. 5.12. Схема двухходового перекрестного тока
157
Корпусом радиатора является сварная трехсекционная коробка с выштамповками. В межсекционном пространстве находятся болты, которые
стягивают стенки корпуса. Усиление корпуса выштамповками и болтами необходимо для того, чтобы не было разрыва или деформации корпуса, так как
воздух, отбираемый из компрессора, имеет достаточно высокую температуру
и давление. Между секциями корпуса вварен радиаторный элемент, где воздух, отбираемый из компрессора, охлаждается атмосферным воздухом. Площадь теплообмена радиаторного элемента увеличена ребрами, выполненными из фольги в форме зигзагов.
Патрубок с ограничителем давления (макет ТХУ) предназначен для
подвода воздуха из компрессора, а также регулировки давления. Состоит из
следующих частей:
– патрубка с фланцами и кронштейнами;
– дроссельной заслонки, которая перекрывает проходное сечение при
повышении давления;
– механизма поворота дроссельной заслонки.
Принцип работы ТХУ состоит в следующем. Охлаждаемый воздух,
всасываемый вентилятором, через стенку попадает в первую половину радиатора, затем в коллекторе меняет свое направление на 180°, проходит через
вторую половину и удаляется вентилятором.
Охлаждаемый воздух, подаваемый из компрессора с достаточно высоким давлением и температурой, проходит через дроссельную заслонку ограничителя давления, попадает в первую половину радиатора, затем в коллекторе меняет направление на 180°, проходит через вторую половину, а из нее
попадает в турбину, где при расширении еще больше охлаждается. После
этого воздух с пониженным давлением и температурой поступает в кабину.
При достаточно низкой температуре охлаждаемый воздух может сразу поступать в кабину, минуя турбохолодильник.
Жидкостно-воздушные испарители. Примером, когда теплоноситель
меняет свое агрегатное состояние, является водовоздушный испаритель,
158
предназначенный для испарения воды. Состоит из следующих основных частей (рис. 5.13):
– корпуса 1 с заливной горловиной и патрубком выхода паров воды;
– испарительного элемента 2 с воздушньми патрубками коллекторами;
– резинового мешка 3.
Водовоздушный испаритель (рис. 5.13) предназначен для испарения залитой воды горячим воздухом, проходящим через двухходовый испарительный элемент.
Корпус 1 водовоздушного радиатора-испарителя представляет собой
сварную коробку с залитой горловиной, выходным патрубком для паров воды, сливным штуцером и приваренным фланцем для паров воды, сливным
штуцером и приваренным фланцем для установки испарительного элемента.
а
б
Рис. 5.13. Схема (а) и фотография водовоздушного испарителя (б)
Испарительным элементом 2 являются U-образные латунные трубочки, которые приварены к фланцу. Воздух поступает через входной патрубок-коллектор в испарительный элемент, отдает тепло воде и удаляется
через выходной патрубок-коллектор, испарившаяся вода поступает к потребителю.
159
Аналогичный принцип действия имеет аммиачно-воздушный испаритель, схема и фотография которого представлена на рис. 5.14. Компактность
таких аппаратов составляет 400…600 м2/м3.
а
б
Рис. 5.14. Аммиачно-воздушный испаритель: а – схема; 1 – корпус, 2 –
испарительные элементы, 3 – сепаратор капель, 4 – сетка; б – общий вид
Вращающийся регенератор малоразмерного газотурбинного двигателя (ГТД). Теплообменные аппараты, использующиеся для утилизации
(возвращения в цикл) теплоты выхлопных газов газотурбинных установок,
называются регенераторами. В малоразмерных ГТД (транспортных, вертолетных, танковых) может использоваться вращающийся дисковый регенератор (рис. 5.15).
Вращающийся дисковый регенератор предназначен для подогрева сжатого в компрессоре воздуха за счет тепла выхлопных газов. Подогретый воздух поступает в камеру сгорания ГТД и для достижения расчетной температуры на выходе из камеры сгорания требуется сжигать меньшее количество топлива, чем в двигателе без регенерации. При этом экономичность ГТД повышается на 20…35%.
Вращающийся дисковый регенератор имеет жесткий металлический
каркас, образованный верхней 1 и нижней 2 пластинами с отверстиями, цилиндрическими стаканами (трубками) 3, центральной 4 и периферийной 5
обечайками. В ячейки, образованные стаканами, устанавливаются теплоакку160
мулирующие элементы 6, проницаемые для воздуха, которые могут быть выполнены из металлической сетки, стальных или керамических пластин и т.д.
Во время работы ГТД регенератор вращается с частотой 15…25 об/мин.
При этом в газовом тракте элементы нагреваются, охлаждая проходящие выхлопные газы, а в воздушном тракте элементы отдают тепло проходящему через них воздуху.
Дисковый вращающийся регенератор с внутренними керамическими
насадками показан на рис. 5.16.
Рис. 5.15. Вращающийся дисковый регенератор
Другие теплообменные аппараты различного назначения, показаны
на рис. 5.17-5.24.
Рис.5.16. Дисковый вращающийся регенератор с внутренними керамическими насадками
161
Рис. 5.18. Авиационный воздухоРис.5.17. Авиационный топливовоздушный теплообменник системы
масляный теплообменник (тип 4700 Т)
кондиционирования воздуха
Рис. 5.19. Трубчатый масловодяной
теплообменник с пластмассовой мат- Рис.5.20. Теплообменник «воздух –
рицей для сельскохозяйственных ма- продукты сгорания» для регенарации энергии продуктов сгорания
шин (фирма «Катерпиллер»)
Рис.5.21. Теплообменник-отопитель
автомобиля «ВАЗ»
Рис. 5.22. Изооктано-азотный радиатор
162
Рис. 5.24 Водо-воздушный радиатор
Рис. 5.23. Авиационный топливовоздушный теплообменник
Трубчатые элементы пластмассовых теплообменников показаны на
рис. 5.25.
Рис. 5.25. Трубчатые элементы пластмассовых теплообменников
На рисунках5.7 – 5.25 представлены различные типы теплообменных
аппаратов, как по назначению и по конструктивному исполнению, так и использованию различных материалов
5.4. Описание экспериментального стенда
В качестве исследуемого ТА используется водо-воздушный радиатор
системы охлаждения двигателя ВАЗ-1111 (рис. 5.26): двухходовый по воде
при поперечном обтекании воздухом оребренных трубок. Сердцевина радиатора имеет размеры 300х326х20 мм.
Рис.5.26. Радиатор системы охлаждения двигателя ВАЗ-1111
163
Фотография и схема экспериментальной установки показаны на рис.
5.27. Установка включает в себя аэродинамическую трубу, исследуемый радиатор, вентилятор с электродвигателем, систему подачи воды и измерительную систему.
Аэродинамическая труба, работающая по принципу всасы-
вания, представляет собой канал квадратного сечения (136х136 мм). Стенки
канала изготовлены из органического стекла. Входное устройство, спрофилированное по формуле Витошинского, обеспечивает равномерный прямоугольный профиль скоростей в трубе, что позволяет определить скорость и
расход воздушного потока по величине измеряемого трубкой Пито динамического напора Pд2. Скорость воздушного потока регулируется с помощью
шибера.
а
б
Рис. 5.27. Фотография (а) и схема (б) экспериментального стенда: АТ – аэродинамическая труба; Б – бак; В – вентилятор; ВУ – входное устройство; МДД
– малогабаритный датчик давления; Н – насос, СВ – водяной счетчик; ТА –
теплообменный аппарат; УП – устройство переключения; Ш –шибер; ЭНэлектронагреватель; МВ – манометр воздушный
164
Вода поступает из бака и посредством насоса нагнетается в радиатор
через водяной счетчик. Вода после радиатора сливается обратно в бак. Для
получения увеличения температуры воды в баке размещен электронагреватель ЭН. Температура воды в баке поддерживается постоянной благодаря автоматическому регулированию мощности нагревателя. Бак покрыт термоизоляцей.
Система измерения температур состоит из четырех термопар типа ТХК,
показания которых выводятся на потенциометр. Измеряются температуры
воды и воздуха на входе (соответственно t1′ и t2′ ) и выходе (соответственно t1′′
и t 2′′ ) радиатора.
Перепад давления воды ΔP1 при прохождении через радиатор измеряется малогабаритным датчиком давления МДД, изменение сопротивления
которого определяется посредством омметра R1.
Вакуумметрическое давление воздуха на входе ( Pв2′ ) и выходе ( Pв′′2 ) радиатора, а также динамический напор в аэродинамической трубе Pд2 измеряются с помощью манометра воздушного МВ типа Прома-ИДМ и устройства
переключения.
Расход воды определяется по регистрируемому секундомером времени
τ прохождения 0,001 м3 по показаниям водяного счетчика типа СГВ-15.
5.5. Методика проведения испытания
Испытания проводятся в следующей последовательности:
1) воздушная магистраль
установлением определенного положения
шибера выводится на заданный режим по расходу;
2) жидкостная магистраль выводится на заданный режим по показаниям температур;
3) после установления стационарного режима проводится регистрация
значений t1′ , t2′ , t1′′ , t2′′ , R1 (ΔP1), Pв2′ , Pв′′2 , Pд2, τ.
165
Результаты измерений записываются в табл. 5.1.
Таблица 5.1
Атмосферное давление Pa=…
мм рт. ст.=…
Вода
Па
воздух
t1′ ,
t1′′ ,
R1 (ΔP1) ,
τ,
t2′ ,
t 2′′ ,
Pв2′ ,
Pв′′2 ,
Pд2,
мВ
мВ
Ом
сек
мВ
мВ
кПа
кПа
кПа
№
1
5.6. Обработка результатов экспериментов
1. С помощью табл. П.7 (см. Приложение) осуществляется перевод показаний температур t1′ , t2′ , t1′′ , t 2′′ в °С.
2. Рассчитывается средний температурный напор для случая многократного перекрестного тока:
при R0 ≠ 1
Δt =
− PR(t1′ − t 2′ )
⎡
⎤
⎢
⎥
R −1
⎢
⎥
m ⋅ ln 1 + R ⋅ ln
1/ m
⎢
1
PR
−
⎞ ⎥
⎛
R−⎜
⎢
⎟ ⎥
⎝ 1− P ⎠ ⎦
⎣
,
(5.10)
при R0 = 1
Δt =
− P(t1′ − t 2′ )
⎡
⎛
⎞⎤
P
⎟⎟⎥
m ⋅ ln ⎢1 + ln⎜⎜1 −
⎝ m(1 − P ) + P ⎠⎦
⎣
.
(5.11)
Здесь:
166
R=
t ′′ − t ′
t1′ − t1′′
, P = 2 2 , m = 2 – число ходов.
t 2′′ − t 2′
t1′ − t 2′
3. Определяется расход воды:
G1 =
V0ρ1
, кг/с,
τ
(5.12)
где ρ1 – плотность воды при температуре t1′ (см. приложение, табл. П.6),
V0=0,001 м3 – контрольный объем воды, проходящий за время τ.
4. По уравнению идеального газа рассчитывается плотность воздуха на
входе в радиатор:
ρ′2 =
Pa − Pв′2
P2′
=
,
R 2T2′ R (t 2′ + 273)
кг/м3.
(5.13)
Здесь параметры давления в Па, R = 287 Дж/(кг⋅К) – газовая постоянная
воздуха.
5. На основе показаний динамического напора, измеряемого трубкой
Пито, определяется скорость воздушного потока на входе в радиатор:
W2′ =
2(Pд2 − Pв2′ )
, м/с.
ρ′2
(5.14)
Параметры давления в Па.
6. Массовый расход воздуха определяется из уравнения неразрывности:
G1=ρ1W1Fат, кг/с,
(5.15)
где Fат=0,018 м2 – площадь поперечного сечения аэродинамической трубы.
167
7. Вычисляется тепловой поток, передаваемый в аппарате:
Q1 = G1c p1 ( t1′ − t1′′ ) ;
Q2 = G2 c p 2 ( t 2′′ − t 2′ ) ,
(5.16)
где теплоемкости теплоносителей c pг и c pх определяются по средним температурам t 1 = ( t1′ + t1′′ ) / 2 ; t 2 = ( t 2′ + t 2′′ ) / 2 , представленным в табл. П.5 и П.6
(см. Приложение).
8. Определяется значение среднего коэффициента теплоотдачи:
k=
Q2
,
Δt ⋅ F2
(5.17)
где F2=1,34 м2 – поверхность теплообмена со стороны холодного теплоносителя (воздуха в межтрубном пространстве с учетом эффективности оребрения).
9. Подсчитывается коэффициент тепловой эффективности теплообменного аппарата в каждом из режимов как отношение действительно переданного теплового потока к максимально возможному:
η=
Q2
Q2
=
Q2
G2 c p 2 ( t1′ − t 2′ ) .
(5.18)
пред
10. Определяется число единиц переноса теплоты (безразмерный коэффициент теплопередачи):
NTU =
kF2
G2 c p 2
.
(5.19)
168
11. Вычисляется мощность на прокачку горячего теплоносителя (воды):
N1 =
G1ΔP1
, Вт,
ρ1η1
(5.20)
где перепад давления воды ΔP1=(70 – 0,0575⋅R1)⋅R01, Па,
здесь R01=1218 Ом – сопротивление малогабаритного датчика давления при
отсутствии перепада давления, кпд насоса η1=0,9. Плотность воды ρ1 определяется по средней температуре t 1 = ( t1′ + t1′′ ) / 2 (см. Приложение, табл. П.6).
Рассчитывается мощность на прокачку холодного теплоносителя (воздуха):
N2 =
G2 ΔP2 G2 ( P2′ − P2′′ )
, Вт,
=
ρ′2 η2
ρ′2 η2
(5.21)
кпд вентилятора η2=0,8.
Задача для самостоятельного решения
В маслоотделителе температура масла изменяется от t1′ до t1′′ , а воды –
от t2′ до t 2′′ . Определить среднелогарифмический температурный напор при
прямотоке и противотоке и соотношение между ними: Δtср прямоток / Δtср
противоток. Исходные данные приведены в табл. 5.2.
169
Таблица 5.2
№ п/п
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
t1′
59
73
60
72
61
71
62
70
63
69
64
68
t1′′
50
64
51
63
52
63
53
61
54
60
55
59
t2′
9
23
10
22
11
21
12
20
13
19
14
18
t 2′′
18
32
19
31
20
30
21
29
22
28
23
27
Таким образом, на основе табличных данных определяется среднелогарифмический температурный напор при прямотоке (см. рис. 4.19) и противотоке
(см. рис. 4.23) и соотношение между ними: Δtср прямоток / Δtср противоток.
Контрольные вопросы
1. Какие технические устройства называются теплообменными аппаратами?
2. Поясните принципиальную разницу между поверхностными и контактными теплообменниками.
3. Какие средства интенсификации теплообмена применимы в изученных теплообменниках?
4. Какое назначение в изученных теплообменниках имеют клапаны перепуска?
5. Какой режим течения жидкостей имеет место в опытном теплообменнике?
6. Как измеряется на установке расход воздуха?
7. Как измеряется на установке расход жидкости?
8. Какая схема движения (прямоток, перекрестный ток, противоток)
обеспечивает наибольший температурный напор?
170
ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица П. 1
Теплофизические свойства топлива Т-1
t
o
C
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
20
30
40
50
100
200
ρ
кг/м3
875
867,5
860
852,5
845
837,5
830
822,5
815
807,5
800
750
670
λ
Вт/(м·К)
0,1180
0,1170
0,1154
0,1140
0,1125
0,1110
0,1096
0,1082
0,1066
0,1053
0,1037
0,1020
0,0830
Cp
Дж/(м·К)
1469,6
1515,6
1565,9
1611,9
1657,9
1708,2
1754,3
1804,5
1850,6
1900,8
1951,0
2185,5
2625
ν·106
м2/с
21,6
11,9
6,98
4,86
3,65
2,86
2,32
1,93
1,63
1,41
1,23
0,685
0,37
μ
Па·с
18,9
9,8
6,0
4,14
3,08
2,39
1,92
1,59
1,33
1,14
0,98
0,51
0,245
Таблица П. 2
Теплофизические свойства топлива ТС-1
t
o
C
-40
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
200
ρ
кг/м3
825
799
791
784
775,6
767,9
760,3
752,6
744,9
737,2
729,5
721,5
714,5
636
λ
Вт/(м·К)
0,123
0,1182
0,1166
0,1150
0,1134
0,1118
0,1102
0,1086
0,1069
0,1053
0,1037
0,1021
0,1005
0,084
Cp
Дж/(м·К)
1750
1865,3
1900,9
1942,8
1982,5
2024,4
2066,3
2108,2
2150
2191,9
2233,8
2275,6
2315,4
2720
171
ν·106
м2/с
5,15
2,29
1,61
1,41
1,262
1,101
0,970
0,856
0,767
0,698
0,639
0,595
0,561
0,33
μ
Па·с
4,25
1,83
1,27
1,11
0,98
0,84
0,74
0,64
0,57
0,51
0,47
0,43
0,40
0,21
Приложение П. 3
Теплофизические свойства масла МС-20
ρ,
кг/м3
930
909,3
903,6
897,9
892,3
886,6
881,0
875,5
869,6
864
858,5
852,5
847,0
841,5
835,5
830
824,5
818,7
788
t,
ο
C
-40
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
200
t,
ο
C
-40
-30
-20
-10
0
20
40
50
60
80
100
120
140
150
200
Pr
μ⋅103,
Па⋅с
100000
23423,5
332000
6876,5
100000
2433,3
36200
1003,8
15400
466,4
7310
236,2
3780
131,3
2140
78,8
1320
50,2
860
33,8
590
23,2
424
17,3
315
13,0
244
10,2
194
8,05
157
6,53
130
5,40
110
2,0
45
Приложение П. 4
Теплофизические свойства масла МК-8
Cp,
Дж/(кг⋅К)
1860
1951,1
1980,5
2009,76
2043,3
2072,6
2106,1
2135,4
2164,7
2198,2
2227,5
2260,9
2290,3
2319,5
2353,1
2382,4
2420,1
2445,3
2600
ρ,
кг/м3
920,7
914,1
907,4
900,8
894,2
880,8
867,5
860,8
854,1
840,8
827,4
814
800,7
794
762
λ,
Вт/(м⋅К)
0,1395
0,1365
0,1355
0,1344
0,1334
0,1323
0,1314
0,1304
0,1293
0,1283
0,1272
0,1262
0,1253
0,1242
0,1232
0,1221
0,1211
0,120
0,115
Cp,
Дж/(кг⋅К)
1657
1695
1733
1771
1847
1923
1961
1999
2075
2151
2227
2303
2341
2520
172
ν⋅106,
м2/с
107526
25760
7610
2710
1125
526
268
150
90,6
58,1
39,4
27,2
20,4
15,5
12,15
9,70
7,92
6,59
2,54
λ,
Вт/(м⋅К)
0,1244
0,1230
0,1217
0,1203
0,1189
0,1163
0,1137
0,1124
0,1111
0,1085
0,1059
0,1033
0,1007
0,0994
0,925
ν⋅106,
м2/с
5450
1431
462
186
86,2
26,8
11,8
8,48
6,36
4,02
2,73
2,04
1,74
1,41
0,66
μ⋅103,
Па⋅с
5017,8
1308,1
419,2
167,5
77,1
23,6
9,53
7,30
5,43
3,38
2,26
1,66
1,40
1,12
0,50
Таблица П. 5
Теплофизические свойства сухого воздуха при атмосферном давлении
t, °С
Cp, Дж/кг⋅К
λ, Вт/м⋅К
μ⋅10-6, Н2⋅с/м2
0
1011
0,0237
17,456
20
1012
0,0251
18,240
40
1014
0,0265
19,123
60
1017
0,0279
19,907
80
1019
0,0293
20,790
100
1022
0,0307
21,673
200
1035
0,0370
25,893
300
1047
0,00429
29,322
Таблица П. 6
Теплофизические свойства воды на линии насыщения
t, °С
Cp, Дж/кг⋅К
λ, Вт/м⋅К
μ⋅10-6, Н2⋅с/м2
Pт
0
4226
0,558
1788
13,67
10
4191
0,574
1306
9,52
20
4183
0,599
1004
7,02
30
4174
0,618
801,5
5,42
40
4174
0,635
653
4,31
50
4174
0,648
549
3,54
60
4179
0,669
410
2,93
70
4187
0,668
406
2,55
80
4195
0,674
355
2,21
173
Таблица П. 7
Градуировка хромель-копелевых термопар
t,
°С
+1
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
0
0,00
0,65
1,31
1,98
2,66
3,35
4,05
4,76
5,48
6,21
6,95
7,69
8,43
9,18
9,93
10,69
11,46
12,24
13,03
13,84
14,66
1
0,07
0,72
1,38
2,05
2,73
3,42
4,12
4,83
5,56
6,29
7,03
7,77
8,50
9,25
10,00
10,77
11,54
12,32
13,11
13,92
14,74
2
0,13
0,78
1,44
2,12
2,80
3,49
4,19
4,90
5,63
6,36
7,10
7,84
8,58
9,53
10,08
10,85
11,62
12,40
13,19
14,00
14,82
3
0,20
0,85
1,51
2,18
2,87
3,56
4,26
4,98
5,70
6,43
7,17
7,91
8,65
9,40
10,16
10,92
11,69
12,48
13,27
14,08
14,90
4
0,26
0,98
1,57
2,25
2,94
3,63
4,33
5,05
5,78
6,51
7,25
7,99
8,73
9,48
10,23
11,00
11,77
12,55
13,36
14,16
14,98
174
5
0,33
0,98
1,64
2,32
3,00
3,70
4,41
5,12
5,85
6,58
7,32
8,06
8,80
9,55
10,31
11,08
11,85
12,63
13,44
14,25
15,06
6
0,39
1,05
1,70
2,38
3,07
3,77
4,48
5,20
5,92
6,65
7,40
8,13
8,88
9,63
10,38
11,15
11,93
12,71
13,52
14,34
15,14
7
0,46
1,11
1,77
2,45
3,14
3,84
4,55
5,27
5,99
6,73
7,47
8,21
8,95
9,70
10,46
11,23
12,00
12,79
13,60
14,42
15,22
8
0,52
1,18
1,84
2,52
3,21
3,91
4,62
5,34
6,07
6,80
7,54
8,28
9,03
9,78
10,54
11,31
12,08
12,87
13,68
14,50
15,30
9
0,59
1,24
1,91
2,59
3,28
3,98
4,69
5,41
6,14
6,87
7,62
8,35
9,10
9,85
10,61
11,38
12,16
12,95
13,76
14,58
15,38
Таблица П. 8
Отношения Nu г Nu г гл и ξ ξ гл в зависимости от Re и d 1′ d 1 ,
полученные при течении воздуха в трубах
d1′ d1
Re = 104
Re = 2·104
Nu
Nu гл
ξ
ξгл
Nu
Nu гл
ξ
ξгл
1
0,99
0,97
0,96
0,95
0,94
0,93
0,92
0,91
0,90
0,89
0,88
1
1,28
1,80
1,98
2,14
2,30
2,43
2,54
2,60
2,65
2,65
-
1
1,45
2,36
2,84
3,28
3,80
4,20
4,70
5,20
5,80
6,32
-
1
1,30
1,80
2,00
2,20
2,35
2,50
2,64
2,75
2,80
2,85
2,87
1
1,36
2,20
2,76
330
3,85
4,36
5,00
5,60
6,30
7,10
-
1
0,99
0,98
0,97
0,96
0,95
0,94
0,93
0,92
0,90
0,89
0,88
1
1,23
1,50
1,70
1,88
2,05
2,20
2,32
2,40
2,54
2,58
2,58
1
1,34
1,68
1,04
2,40
2,90
3,45
4,00
4,70
6,30
7,30
8,50
1
1,28
1,52
1,75
1,92
2,08
2,26
2,40
2,54
2,69
2,70
2,72
1
1,12
1,40
1,70
2,10
2,90
3,60
4,50
5,30
7,20
8,20
9,23
1
0,99
0,98
0,97
0,96
0,95
0,94
0,93
0,92
0,91
0,90
0,89
0,88
0,87
0,86
1
1
1,13 1,05
1,27 1,10
1,41 1,15
1,57 1,25
1,69 1,40
1,81 1,80
1,93 2,44
2,07 3,05
2,17 3,72
2,27 4,52
2,38 5,62
2,48 7,00
2,54 10,00
2,62
1
1,13
1,25
1,40
1,55
1,65
1,82
1,95
2,09
2,21
2,38
2,48
2,60
2,70
2,81
1
1,07
1,15
1,20
1,30
1,46
1,72
2,08
2,80
3,76
4,80
5,90
7,30
9,95
-
Re = 4·104
Re = 103
ξ
Nu
Nu
Nu гл ξгл Nu гл
t/d1 = 0,25
1
1
1
1,32 1,32 1,35
1,85 2,20 1,88
2,08 2,74 2,10
2,28 3,35 2,28
2,43 4,10 2,43
2,58 4,86 2,58
2,68 5,66 2,70
2,77 6,40 2,78
2,80 7,16 2,82
2,80 8,10 2,82
2,82
2,80
t/d1 = 0,5
1
1
1
1,22 1,16 1,25
1,45 1,40 1,48
1,65 1,80 1,74
1,86 2,30 1,92
2,06 3,04 2,12
2,24 3,80 2,22
2,38 4,60 2,37
2,50 5,45 2,49
2,68 7,28 2,67
2,70 8,50 2,70
2,70 10,50 2,70
t/d1 = 1,0
1
1
1
1,15 1,08 1,15
1,30 1,16 1,34
1,45 1,27 1,54
1,61 1,50 1,70
1,73 1,82 1,85
1,86 2,30 1,97
1,98 2,94 2,05
2,13 3,50 2,21
2,23 4,30 2,32
2,35 5,50 2,41
2,45 6,90 2,52
2,58 8,25 2.60
2,66 10,00 2,67
2,72
2,75
175
ξ
ξгл
Re = 2·103
Nu
Nu гл
ξ
ξгл
Re = 4·103
Nu
Nu гл
ξ
ξгл
1
1,20
2,15
2,68
3,32
4,15
5,20
6,24
7,35
8,22
9,20
-
1
1
1
1
1,37 1,20 1,38 1,17
1,95 2,08 2,05 2,05
2,15 2,74 2,25 2,70
2,37 3,40 2,45 3,50
2,56 4,20 2,63 4,45
2,68 5,15 2,79 5,45
2,78 6,18 2,92 6,60
2,84 7,40 3,00 7,80
2,88 8,80 3,08 9,08
2,92 10,30 3,12 10,56
3,16
2,96
1
1,20
1,48
1,84
2,36
3,05
3,90
5,00
6,16
8,56
9,90
11,50
1
1
1,28 1,20
1,55 1,45
1,80 1,88
2,04 2,50
2,21 3,22
2,38 4,08
2,50 4,92
2,61 5,90
2,77 8,13
2,81 9,65
2,85 10,50
1
1,11
1,27
1,45
1,72
2,02
2,39
2,85
3,45
4,38
5,60
6,80
8,30
10,00
-
1
1,16
1,40
1,55
1,70
1,82
1,96
2,08
2,20
2,32
2,40
2,50
2,60
2,68
2,75
1
1,07
1,28
1,53
1,85
2,20
2,61
3,07
3,52
4,04
4,76
5,80
7,20
9,50
-
1
1
1,32 1,08
1,61 1,37
1,88 1,73
2,10 2,25
2,28 2,97
2,45 3,81
2,61 4,80
2,74 5,78
2,92 8,30
2,98 9,80
3,00 11,60
1
1,12
1,28
1,43
1,60
1,75
1,90
2,08
2,21
2,35
2,47
2,57
2,66
2,74
2,80
1
1,08
1,20
1,40
1,65
1,95
2,40
2,90
3,40
4,13
4,08
6,20
7,45
9,00
-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.
Бажан П.И. и др. Справочник по теплообменным аппаратам. –
М.: Машиностроение, 1989. – 366 с.
2.
Исследование работы теплообменного аппарата при имитацион-
ном моделировании: Методическое пособие к лабораторной работе / Авт. –
сост. Г.А. Дрейцер. – М.: Изд-во МАИ, 2001. – 34 с.
3.
Архаров А.М., Архаров И.А., Афанасьев В.Н. и др. Теплотехника:
Учебник для вузов / Под общ. ред. А.М. Архарова и В.Н. Афанасьева. – 2-е
изд., перераб. и доп. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. – 712 с.
4.
Григорьев В.А., Крохин Ю.И. Тепло- и массообменные аппараты
криогенной техники: Учебное пособие для вузов. – М.: Энергоиздат, 1982. –
312 с.
5.
Дрейцер Г.А. Компактные теплообменные аппараты. – М.: МАИ,
1986. – 74 с.
6.
Справочник по теплообменникам. В 2-х т.: Пер. с англ./Под ред.
Б.С. Петухова и В.К. Шикова. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – Т.1, 560 с.; Т.2,
352 с.
7.
Исаченко В.П., Осипов В.А., Сукомел И.С. Теплопередача. – М.:
Энергоиздат, 1981. – 417 с.
8.
Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. Интенсификация теплооб-
мена в каналах – 2-е изд. – М.: Машиностроение, 1981. – 205 с.
9.
Кириллов П.Л., Юрьев Ю.С., Бобков В.П. Справочник по тепло176
гидравлическим расчетам (ядерные реакторы, теплообменники, парогенераторы). – М.: Энергоиздат, 1984. – 296 с.
10.
Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Байгалиев Б.Е. Теплогидравли-
ческий расчет и проектирование оборудования с интенсифицированным теплообменом. – Казань: Изд-во КГТУ, 2004. – 432 с.
177
ОГЛАВЛЕНИЕ
стр.
ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………
3
ПРИНЯТЫЕ CОКРАЩЕНИЯ………………………………………
6
1. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ
7
1.1. Классификация теплообменных аппаратов
7
1.2. Кожухотрубные теплообменные аппараты
18
1. 3. Секционные теплообменные аппараты и аппараты «труба в
трубе»
29
1.4. Змеевиковые теплообменные аппараты
30
1.5. Трубчатые теплообменные аппараты для охлаждения воздуха
и охлаждаемые воздухом
32
1.6. Теплообменники из полимерных материалов
37
1.7. Интенсификация теплообмена в трубчатых теплообменниках
39
1.8. Пластинчато-ребристые теплообменники
43
1.9. Пластинчатые теплообменники
49
1.10. Регенеративные теплообменные аппараты
52
1.11. Теплоносители
57
1.12. Показатели эффективности теплообменных аппаратов
59
2. ТЕПЛОВОЙ И ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ
КОЖУХОТРУБНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
62
2.1. Основные положения и расчетные соотношения теплового
расчета теплообменного аппарата
62
2.2. Конструктивные и режимные характеристики кожухотрубных
ТА
75
2.3. Задания на выполнение теплогидравлического расчета теплообменных аппаратов
86
3. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ АВИАЦИОННОГО
КОЖУХОТРУБНОГО ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА
178
98
3.1. Задание на выполнение расчета
98
3.2. Расчет геометрических параметров
101
3.3. Тепловой расчет
103
3.4. Гидравлический расчет
108
4.
ИССЛЕДОВАНИЕ
РАБОТЫ
ТЕПЛООБМЕННОГО
АППАРАТА
ПРИ ИМИТАЦИОННОМ МОДЕЛИРОВАНИИ
112
4.1. Общие сведения
113
4.2. Описание экспериментальной установки
133
4.3. Порядок проведения опытов
137
4.4. Обработка результатов измерений
139
5. ИСПЫТАНИЕ ТЕПЛООБМЕННИКА
146
5.1. Классификация теплообменных аппаратов
146
5.2. Основные положения теплового расчета
149
5.3. Описание теплообменников
153
5.4. Описание экспериментального стенда
163
5.5. Методика проведения испытания
165
5.6. Обработка результатов экспериментов
166
ПРИЛОЖЕНИЕ
171
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
176
179
БАЙГАЛИЕВ Борис Ергазович
ЩЕЛЧКОВ Алексей Валентинович
ЯКОВЛЕВ Анатолий Борисович
ГОРТЫШОВ Павел Юрьевич
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
Учебное пособие
Под редакцией Ю.Ф. Гортышова
Редактор Л.М. Самуйлина
Технический редактор С.В. Фокеева
Компьютерная верстка – С.В. Филаретов
Подписано к печати 16.10.12.
Формат 60×84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.
Печ. л. 11,25. Усл. печ. л. 10,46. Уч.-изд. л. 10,31.
Тираж 300. Заказ Б115/А158.
Издательство Казанского государственного технического университета
(КНИТУ-КАИ)
Типография КНИТУ-КАИ. 420111, Казань, к,Маркса, 10
180