Теплообменник усовершенствования с точки зрения экономики. Теплообменные аппараты и оборудование

Маскинская, Анна Юрьевна

Ученая cтепень:

Кандидат технических наук

Место защиты диссертации:

Код cпециальности ВАК:

Специальность:

Промышленная теплоэнергетика

Количество cтраниц:

Введение.

Глава 1 Обзор литературы.

Глава 2 Экспериментальное исследование в канале с лунками на нижней поверхности.

2.1 Описание экспериментальной установки.

2.2 Методика проведения эксперимента для определения температуры и коэффициента теплоотдачи.

2.2.1 Обработка результатов эксперимента по теплообмену.

2.3 Измерения перепадов давления в канале.

Глава 3 Расчёт тепловых и гидродинамических характеристик для различных видов теплообменных каналов с лунками.

3.1 Математическая модель расчёта теплообменных аппаратов .

3.2 Модель канала теплообменного аппарата.

3.3 Модель канала с лунками на нижней стороне канала.

3.3.1 Сравнение данных численного моделирования с экспериментом.

3.4 Развитое течение в канале со сменной пластиной из асбеста.

Глава 4 Анализ экспериментальных данных.

Глава 5 Применение луночных рельефов в теплообменных аппаратах промышленной теплоэнергетики.

4* 5.1 Пластинчатый теплообменник с луночным рельефом.

5.1.1 Расчёт противоточного воздухо-воздушного пластинчатого теплообменника.

5.2 Расчёт солнечного коллектора.

5.3 Расчёт рекуператора.

5.3.1 Тепловой баланс печи.

5.3.2 Пример расчёта рекуператора.

Введение диссертации (часть автореферата) На тему "Повышение эффективности теплообменных аппаратов за счет интенсификации теплообмена на поверхности с лунками"

Теплообменные аппараты занимают важное место в промышленной теплоэнергетике и составляют исключительно многочисленную группу теплосилового оборудования, занимая значительные производственные площади и превышая зачастую 50% стоимости общей комплектации не только в теплоэнергетике, но и химической, нефтеперерабатывающей промышленности и ряде других отраслей. Следовательно, для решения такой актуальной проблемы для промышленной теплоэнергетики как рациональное использование топливно-энергетических ресурсов необходимо создание нового экономичного оборудования: снижение его металлоёмкости и габаритов, повышение эффективности и надёжности его работы.

Для достижения поставленных целей улучшения характеристик теплоэнергетического оборудования необходимо разрабатывать новые конструкции теплообменных аппаратов: увеличивать эффективность теплообменных поверхностей, применять современные подходы к проектированию теплообменных аппаратов, создавать новые технологии их производства.

Поэтому правильный выбор теплообменников и их теплообменных поверхностей представляется исключительно важной задачей.

К настоящему времени среди используемого теплообменного оборудования можно выделить два наиболее распространенных типа аппаратов - кожухотрубные и пластинчатые.

В теплообменниках существуют различные способы интенсификации теплообмена: установка оребрения, нанесение шероховатости или серии углублений, выступы различной формы, лунки и т.д.

Обычно все методы интенсификации теплообмена связаны с ростом гидравлического сопротивления. При этом повышение эффективности теплообмена на 30-40% ведет к росту сопротивления на 40-60%. Следовательно, важной представляется задача поиска геометрий теплообменных поверхностей которые обладали наибольшим значением коэффициента теплоотдачи при минимально возможном значении коэффициента гидравлического сопротивления (мощности, затрачиваемой на прокачку теплоносителя).

Вихревой способ интенсификации теплообмена, к которому относятся сферические лунки, является одним из самых перспективных, поскольку при его реализации существует опережающий рост относительного коэффициента теплоотдачи по сравнению с ростом относительного коэффициента сопротивления. Дополнительные преимущества этого способа интенсификации заключаются в следующем - при нанесении лунок на поверхность требуется простая технология (особенно для лунок полусферической формы). Нанесение лунок не увеличивают вес конструкции, кроме этого при тонких стенках на противоположной поверхности стенки образуются выступы, что приводит к увеличению коэффициента теплообмена и на этой стороне стенки.

Для того чтобы отдать предпочтение тому или иному способу интенсификации надо сопоставить их по энергетической эффективности.

Для сопоставления теплообменных поверхностей по их энергетической эффективности существуют различные методики. В работе приведен подробный обзор подобных методик, из которого ясно, что характер сопоставления зависит от поставленной задачи. Кроме этого, очевидно, следует разделять сопоставление теплообменных аппаратов, теплообменных поверхностей и элементов теплообменных поверхностей.

Для теплообменного аппарата, в целом, количество переменных, определяющих его эффективность, довольно велико. Например, для компактного теплообменника наибольшую роль играет способ размещения интенсифицирующих элементов на поверхности, расстояния между ними, геометрические характеристики.

8В основе всех многочисленных методик, для сравнительной оценки эффективности поверхностей теплообмена, заложены методические основы, предложенные М.В. Кирпичевым и A.A. Гухманом .

М.В. Кирпичев в работе ввел в рассмотрение понятие эффективности Е = Q/N для оценки тепловых и гидродинамических качеств поверхности.

Методический подход М.В. Кирпичева получил довольно широкое развитие при решении многих задач по сопоставлению поверхностей теплообмена. Наложение ряда условий, при сопоставлении поверхностей по Е, приводит к тому, что метод М.В. Кирпичева трансформируется в метод A.A. Гухмана . Это свидетельствует о том, что критерий Е не противоречит остальным характеристикам поверхностей теплообмена, а является составной частью в ряде различных характеристик.

В работе предложен метод, который, позволяет отказаться от приравнивания двух критерием из KV(KF), Kq, и Kn единице. Благодаря этому можно наглядно показать повышение передаваемой тепловой мощности при снижении затрат на прокачку теплоносителя и уменьшении объёма теплообменника, либо, в зависимости от предъявляемых по условию эксплуатации требований, оценить возможность улучшения по одному показателю, пренебрегая качеством других. В предлагаемом методе сравнения показатели степени числа Рейнольдса в критериальных уравнениях для определения числа Нуссельта и коэффициента сопротивления в исследуемой и эталонной поверхностях могут не совпадать, в отличие от метода , в котором они должны быть равны, что является дополнительным преимуществом, так как эти показатели меняются при изменении способа интенсификации теплообмена. В этом методе, в отличие от большинства предложенных, сравниваются не площади поверхности теплообмена F, а объёмы теплообменников V, то есть рассматривается коэффициент Ку, что представляется более целесообразным. Как было указано метод основан на использовании критериев эффективности по тепловой мощности Kq = Q!Qэ, мощности, затрачиваемой на прокачку теплоносителей ^ = N/N3, и объему теплообменников Ку = У/Уз.

Зависимость, связывающая критерии эффективности Кд, Км, Ку, имеет следующий вид :

Кп = Ыи(Яе) / N11 э (Яе) <р<. с1 ,р ----- . . „ -------ЛАгЛК

Ке)/^Э(Ке)]"

Где индекс "э" относится к эталонной поверхности (теплообменному аппарату). Черта над величиной означает отношение рассматриваемого значения к значению в эталонном теплообменнике. (рр = Рж/Г - коэффициент живого сечения; ф^ = БсИУ-коэффициент компактности.

Это соотношение получено при следующих условиях:

Диапазоны изменения температур и температурные напоры в рассматриваемом и эталонном теплообменниках близки;

Значения физических свойств каждого теплоносителя в обоих теплообменниках полагаются равными;

Число Нуссельта и коэффициент гидравлического сопротивления в эталонном теплообменнике описываются степенными зависимостями от числа Рейнольдса: = СмЯеэ, = ОДеэ; при этом р = т/(3-к).

Критерий эффективности К й <Р5

Для оценки Кд = 4 " э КГЫК\,р примем Кы, Ку, ср5, Фг и

Ке)/ дДКе)] ^

Тогда К - Ки(Ке)/Ки-(Ке) гле * = тКЪ-кЛ Ка ~ (Яе)]" " * Р С

Из работы т=0.8, к=0.25, следовательно,/? = 0.29.

Число Нуссельта для поверхности с лунками приближённо можно получить из следующей зависимости:

0.061 Ке°"74==0.061 (2-105)°"74=510.61

Для течения в канале (эталонная поверхность):

Шэ=0.023"Ке08Рг0"4=0.023"(2"105)0"8(0.71)°"4=347.19

Соответственно, для коэффициентов сопротивления:

0.364"Ке"0"18=0.3 64(2" 105)"0"18=0.0404 э=0.316 Яе"0 25=0.316(2" 105)"025=0.015

Тогда, показатель эффективности: ^(Ке)/Ки,(Ке)=(51() 61/347Л9)/ 0404/() Ш5 0.29=:1Л

Если же воспользоваться данными из работы , то к Ыи(Ке)/Ыиэ(Ке)1 523 0 [£(11е)/

На Рис.1 и Рис.2 представлены зависимости для тепловой эффективности и относительного числа Нуссульта в зависимости от относительного коэффициента сопротивления.

На Рис.1 приведена зависимость отношения чисел Нуссельта к сопротивлению трения от безразмерного сопротивления трения для различного вида интенсификации теплообмена . Отношение безразмерного коэффициента теплоотдачи к безразмерному коэффициенту сопротивления в степени 1/3 в зарубежной литературе называют тепловой эффективностью и обозначают ТР. На графике приведены данные таких интенсификаторов теплообмена как: прямоугольные ребра, круглые ребра, вращающиеся камеры, лунки, нанесенные на одну сторону теплообменной поверхности, на обе стороны, а также углубления, полученные в результате образования лунок на обратной стороне теплообменной поверхности (выступы), поверхностная шероховатость и гладкая теплообменная поверхность. Видно, что тепловая эффективность при использовании лунки является наиболее предпочтительной по сравнению с другими видами интенсификаторов. ив/ (№0) 3.0 тт

2.0 д - Чунки-высщт а 0 Пунки-.туикы

012 10 20 30 40 50 60 70 80

Рис.1. Зависимость тепловой эффективности от безразмерного коэффициен та сопротивления для различных способов интенсификации теплообмена

На Рис.2 кроме выше перечисленных интенсификаторов теплообмена отмечена область влияния шероховатости, кольцевые выступы, а также отмечена аналогия Рейнольдса.

Л Ifyttxu-etHxityma Лунки-луики

15 CJ Гладкий каши

1-/7 flKATAfW Pi ttHAlbOCil ii-fi - оАгасть слияния па-рол они ntoaiitf о каятгеъи сыстуяы М.

Рис.2. Зависимость безразмерного числа Нуссельта Nu/Nu« от безразмерного коэффициента сопротивления £;/£,« для различных способов интенсификации теплообмена

Из графика видно, что безразмерный коэффициент теплоотдачи для лунок, нанесенных с одной стороны теплообменной поверхности, а также частично и с двух сторон лежат выше линии аналогии Рейнольдса, то есть коэффициент теплоотдачи возрастает значительнее коэффициента сопротивления трения, что предопределило интерес к этой проблеме .

Надо отметить, что в работах различных авторов приводятся разные цифры по увеличению относительного коэффициента теплоотдачи и коэффициента сопротивления. В работах и (узкие каналы) указывается величина до 2.5 раз. В работе отмечено, что другие исследования ставят эти результаты под сомнение и говорят, что интенсификация с помощью лунок имеет тот же характер, что и интенсификация с помощью ребер, штырьков, выступов . С этим сразу можно не согласится, если посмотреть на график, где приведены данные по этим способам интенсификации. В этой же работе со ссылкой на обзор кажущиеся противоречия объясняются тем, что гидродинамика и теплообмен при обтекании лунок зависят от многих факторов, как режимных, так и конструктивных.

Каналы со сферическими выемками устойчиво применяются в современной промышленной практике - в авиатехнике, энергетике. Более того, каналы со сферическими выемками включены в нормы проектирования, регламентирующие производство новых водо-водяных теплообменников ЦКТИ для систем теплоснабжения. Для подогревателей типа ПВМР, изготавливаемых на АООТ "НПО ЦКТИ", тепловая эффективность в сравнении с выпускаемыми аппаратами по ГОСТ 27590 (с перегородками в пучках) при гладких трубках в пучках примерно на 30-35%, а в случае применения профильно-витых трубок или трубок, имеющих на поверхности формованные сфероидальные лунки, - на 50-60%. В этих теплообменниках с каналами со сферическими выемками поверхность теплообмена сокращается на 50% по сравнению с гладкотрубным аппаратом . Можно также привести примеры применения лунок для теплообменных поверхностей пластинчатых теплообменников систем отопления и кондиционирования , коллекторов гелиоустановок, рекуператоров в металлургической промышленности, конвективных секции подогревателей при сжигании газа в химической промышленности .

Однако для широкого рационального, экономически оправданного применения каналов со сферическими выемками на практике необходимы достоверные методы теплогидравлического расчета интенсифицированных аппаратов.

Актуальность работы: Вихревой способ интенсификации теплообмена, к которому относятся сферические лунки, является одним из перспективных, поскольку при его реализации существует опережающий рост относительного коэффициента теплоотдачи по сравнению с ростом относительного коэффициента сопротивления. Дополнительные преимущества этого способа интенсификации заключаются в следующем: при нанесении лунок на поверхность требуется сравнительно простая технология, нанесение лунок не увеличивают вес конструкции, .при тонких стенках на противоположной поверхности стенки образуются выступы, что приводит к увеличению коэффициента теплообмена и на этой стороне стенки.

Актуальность работы определяется тем, что все ранее опубликованные работы по исследованию этого способа интенсификации выполнены для развитого режима течения, поэтому в работе, в первую очередь, исследуются тепловые и гидродинамические характеристики на начальном участке, а также оценивается влияние этого способа интенсификации на характеристики пластинчатых и кожухотрубных теплообменников.

Целью диссертационной работы является разработка метода расчета теплообменников промышленной теплоэнергетики (пластинчатых и трубчатых рекуператоров) и оценка повышения их эффективности при нанесении лунок на теплопередающую поверхность. Для этого необходимо решить следующие задачи:

1. Провести экспериментальные исследования на начальном участке канала и получить данные по распределению температуры на поверхности пластины (с использованием тепловизионного метода), на которой нанесены лунки при различном их расположении;

2. Провести расчеты сопряженной задачи на модели рабочего участка при начальном и развитом режиме течения с целью апробирования метода расчета локальных характеристик в канале с лунками;

3. Получить некоторые обобщающие соотношения и провести расчеты для двух типов теплообменных аппаратов и определить количественные данные по повышению их эффективности.

Научная новизна:

1. Экспериментально на начальном участке прямоугольного канала с лунками, расположенными на нижней стенке для Ие =105-КЗ"105 показан опережающий рост коэффициентов теплоотдачи по сравнению с потерями давления = 1.46 -^ = 1.17, а "АР и-гл гл

2. Получены аппроксимационные зависимости для расчета коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления при различном расположении лунок с учётом степени турбулентности и относительной глубины лунок для начальных участков, а также глубины лунок и относительной высоты канала для развитого режима течения.

3. Обобщены экспериментальные данные для труб с выступами и лунками в диапазоне чисел Рейнольдса (Яе = 4"103-КМ04), отношения глубины к диаметру лунок (8/Е)=0.1-Ю.4) при их поперечном обтекании.

Достоверность. Приведенные в диссертационной работе научные данные и выводы базируются на проведенных численных и экспериментальных исследованиях, а также на сопоставлении результатов исследования с результатами других авторов .

Практическая ценность. Разработанные расчетные программы (написанные в среде МаШСАБ, Феникс Ридер) могут быть использованы для проведения проектных расчетов систем кондиционирования, теплоснабжения различных объектов, а также для высокотемпературных установок. Полученные зависимости могут быть использованы при проектировании кожухотрубных, пластинчатых теплообменников и коллекторов.

Заключение диссертации по теме "Промышленная теплоэнергетика", Маскинская, Анна Юрьевна

1. Анализ данных по вихревому способу интенсификации теплообмена, к которому относятся лунки показал, что в литературе представлены данные только для развитого режима течения и в связи с этим в работе проведены экспериментальные исследования температур стенки и воздуха на начальном участке прямоугольного канала с гладкими стенками и канала с лунками при их различном расположении при помощи тепловизора ИРТИС-200 и термопар, а также по перепаду давления и определены коэффициенты теплоотдачи. Смоделирован рабочий участок экспериментальной установки с помощью вычислительной программы РНОЕМСБ версии 3.5 и проведены расчеты сопряженной задачи по определению скоростей, температур и перепаду давлений в канале с лунками и без них при режимных параметрах, отвечающих условиям проведения эксперимента.

2. Результаты экспериментальных исследований показали увеличение коэффициентов теплоотдачи для начального участка в канале с лунками относительно гладкого канала в 1.46 раза, в то же время как отношение перепада давления в канале с лунками и без них составило - 1.17. В результате численного моделирования были получены данные по отношению

УлР =1.277. Видно, что согласование экспериментальных и численных гл данных по отношению коэффициентов теплоотдачи составило 9.6% , по перепаду давлений в канале 8.4%, что позволяет считать метод с использованием уравнений неразрывности, движения, энергии и К-Е модели может быть использован для проведения проектных расчетов в аналогичных каналах.

3. Сравнение одномерной и трехмерной постановки задачи для начального и развитого гидродинамического течения показало, что для течения в канале это расхождение не превышает 10%. коэффициентов теплоотдачи и перепаду давлений в канале:

4. Проведено обобщение экспериментальных данных по коэффициентам теплообмена и сопротивления для плоских каналов при различных расположениях лунок с учётом степени турбулентности и относительной глубины лунок для начальных участков, а также глубины лунок и относительной высоты канала для развитого режима течения при отношении

Н 1 о высоты канала к диаметру лунки, лежащего в диапазоне - = 1 ч- 2.

5. На основании полученных данных проведена оценка увеличения КПД плоского коллектора (на 10.7%) при нанесении лунок на его поверхность и увеличения эффективности пластинчатых теплообменников (на 18.8%).

6. Для кожухотрубных теплообменников проведены расчеты по уменьшению габаритов (на 17%) при сохранении расхода топлива и степени подогрева воздуха (по сравнению с гладкими трубами), а также проведены расчеты при увеличении подогрева воздуха, что приводит к уменьшению расхода природного газа (на 14.6%) при неизменных геометрических параметрах рекуператора.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Маскинская, Анна Юрьевна, 2004 год

1. Калафати Д.Д., Попалов В.В. Оптимизация теплообменников по эффективности теплообмена. М.: Энергоатомиздат, 1986.

2. Кирпичёв М.В. О наивыгоднейшей форме поверхностей нагрева // Известия энергетического института им. Г.М. Кржижановского , 1944.-Т.12. -с.5-8.

3. Гухман А.А., Интенсификация конвективного теплообмена и проблема сравнительной оценки теплообменных поверхностей // Теплоэнергетика, 1977.-№4.-С. 5-8.

4. Валуева Е.П., Доморацкая Т.А. Оценка теплогидравлической эффективности рекуперативных теплообменных аппаратов // Теплоэнергетика, 2002.- №3.- С. 43-48.

5. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Копп И.З., Мякочин А.С. Эффективные поверхности теплообмена. М.:Энергоатомиздат, 1998.

6. Почуев В.П., Луценко Ю.Н., Мухин А.А. Теплообмен в охлаждаемых лопатках высокотемпературных газовых турбин // Труды первой Российской национальной конференции по теплообмену. 1994. Т.8. С.178-181.

7. Ligrani P. М., Oliveira М.М., Blascovich Т. Comparison of Heat Transfer Augmentation Techniques, AIAA Journal, Vol.41, №3, March 2003

8. Дрейцер Г.А. Критический анализ современных достижений в области интенсификации теплообмена в каналах // Труды 2-ой Российской национальной конференции по теплообмену (РНКТ 2). Т.6. Интенсификация теплообмена. М.: Изд-во МЭИ . 1998. С. 55-59.

9. MIF-2004 Электронный ресурс.: Статьи с Минского Международного форума по тепломассообмену. Секция №1, 1-69. Минск, 2004.- 1 электрон, опт. диск (CD-ROM). - Загл. с титул, экрана.

10. Леонтьев А.И., Олимпиев В.В., Дилевская Е.В., Исаев С.А. Существо механизма интенсификации теплообмена на поверхности со сферическими выемками. // Известия АН. Энергетика. 2002. №2., с.117-135.

11. Пермяков В.А., Пермяков К.В., Якименко А.Н., Нейбургер А.Н. К вопросу выбора типа водо-водяных подогревателей для систем теплоснабжения. -Промышленная энергетика, 1997, №4, с.37-44.

12. Компания Tranter. Теплообменники Maxchanger // Пластинчатые теплообменники Электронный ресурс.- Режим доступа: www.tranterphe.com/phe/maxchanger/maxchanger.htm.

13. Yaroslav Chudnovsky, Harry S. Kurek, Aleksandr Koslov. Dimpled Tube Technology for Heat Transfer Enhancement in Chemical Industry Process Heaters. ASME Paper No 95-GT-59, ASME 40th Intl. Gas Turbine and Aero Congress, 1995, Houston, pp. 1 -10.

14. Новый способ интенсификации конвективного теплообмена: Отчет ЦКТИ им. И.И.Ползунова. Руководитель темы Н.А.Скнарь. Инв. N6323/0-1388. -Л., 1952. -134с.

15. Фастовский В.Г., Петровский Ю.В. Теплоотдача и сопротивление при течении воздуха в пакете из листов с полусферическими выступами. // Теплоэнергетика. -1959. -N1. -с.14-16.

16. Афанасьев В.Н., Леонтьев А.И., Чудновский Я.П. Трение и теплообмен на поверхностях, профилированных сферическими углублениями: Препр. МГТУ им. Н.Э.Баумана N 1-90. М.: Изд-во МГТУ, 1990, 118 с.

17. Kimura Т., Tsutahara М. Fluid dynamic effects of grove on circular cylinder surface. // AIAA Journal -1991. -v.29.-N12.-p.2062-2068.

18. Moon S. W., Lau S. С., Turbulent Heat Transfer Measurements on a Wall Concave and Cylindrical Dimples in a Square Channel, Proceedings of ASME GT-2002-30208, ASME Turbo Expo 2002, Amsterdam.

19. Juin Chen, Hans Muller-Steinhagen, Geoffrey G. Duffy. Heat transfer enhancement in dimpled tubes. // Applied Thermal Engineering 21(2001), pp.535-547.

20. Исаев С.А., Леонтьев А.И., Баранов П. А. Идентификация самоорганизующихся структур при численном моделировании турбулентного обтекания лунки на плоскости потоком несжимаемой жидкости // Письма в ЖТФ . 2000. Т.26. Вып.1. С.28-35.

21. Исаев С.А. численное моделирование вихревого теплообмена в организованных и самоорганизующих отрывных течениях // Труды XIII Школы-семинара молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И.Леонтьева. 2001. Том 1. С.28-31.

22. Haugen R.L. and Dhanak A.M. Heat transfer in turbulent boundary layer separation over a surface cavity. // Trans. Am. Soc. Mech. Engrs, Series C, Int. J. Heat Mass Transfer 89. 1967, pp.335-340.

23. Yamamoto H., Seki N., and Fukusako S. Forced convection heat transfer on heated bottom surface of a cavity. // Trans. Am. Soc. Mech. Engrs, Series C, Int. J. Heat Mass Transfer 101. 1979, pp.475-479.

24. Richards R.F., Young M.F. and.Haiad J.C. Turbulent forced convection heat transfer from a bottom heated open surface cavity. // Int. J. Heat Mass Transfer. Vol.30, No.11, pp.2281-2287, 1987.

25. Александров A.A, Горелов Г.М., Данильченко В.П., Резник B.E. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при обтекании поверхности с развитой шероховатостью в виде сферических углублений. // Промышленная теплотехника 1989, т.11, N "6, с. 57-61.

26. Дикий В.А., Легкий В.М. Оптимизация геометрических параметров каналов с полусферическими выступами. // Промышленная теплотехника. -1989. -Т.П. -N5. -с.107-109.

27. Беленький М.Я., Готовский М.А., Леках Б.М. Экспериментальное исследование тепловых и гидравлических характеристик теплообменных поверхностей, формованных сферическими лунками. // Теплофиз. высоких тем. -1991. -т.29, N-6, с. 1142-1147.

28. Величко В.И., Пронин В.А. Интенсификация теплоотдачи и повышение энергетической эффективности конвективных поверхностей теплообмена //М.: Изд-во МЭИ, 1999.

29. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел A.C. Теплопередача. М.: Энергия, 1975.

30. Новая энергетическая политика России. - М.: Энергоатомиздат, 1995, 512 с.

31. Патанкар С. Численные методы решения задач теплообмена и динамики жидкости. М.: Энергоатомиздат, 1984.-152с.

32. Сполдинг Д.Б. Конвективный массоперенос: Пер. с англ. Шульмана З.П.-М.-Л. Энергия, 1965.-384с.

33. Хмельницкий Р.З. Стальные рекуператоры. Расчет и основы проектирования. М.:-МЭИ, 1975.

34. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя: Пер. с нем. Г.А. Вольперта , М.: Наука, 1974.-712с.

35. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник / Под общ. ред. В.А. Григорьева , В.М. Зорина 2-е изд., перераб.-М.: Энергоатомиздат, 1991.-588 с.

36. MIF-2004 Электронный ресурс.: Статьи с Минского Международного форума по тепломассообмену. Секция №1, 0-01. Минск, 2004.- 1 электрон, опт. диск (CD-ROM). - Загл. с титул, экрана.

37. Кейс В.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники. М.: Энергия, 1967.

38. Бажан П.И., Каневец Г.Е., Селиверстов В. М. Справочник по теплообменным аппаратам. М: Машиностроение, 1989.

39. Цветков Ф.Ф., Григорьев Б.А. Тепломассообмен. М.: Изд-во МЭИ, 2001.

40. Петухов Б.С., Шиков В.К. Справочник по теплообменникам: Т.1, М: Энергоатомиздат, 1987.

41. Local Heat Transfer and Flow Structure On and Above a Dimpled Surface in a Channel. G.I. Mahmood, M.L. Hill, D.L. Nelson, P.M. Ligrani, H.-K. Moon, and B. Glezer, ASME Transactions-Journal of Turbomachinery, Vol. 123, No. l,pp. 115-123, January 2001

42. Schukin A. V., Koslov, A. P., and Agachev. R. S., Study and Application of Hemispherical Cavities for Surface Heat transfer Augmentation. ASME Paper No 95-GT-59, ASME 40th Intl. Gas Turbine and Aero Congress, 1995, Houston.

43. Mahmood G. I., Hill M. L., Nelson D. L., Ligrani P. M., Moon H. K., and Glezer B. Local Heat Transfer and Flow Structure on and Above a Dimpled Surface in a Channel. ASME TurboExpo, 2000, Munich.

44. Bearman P. W. and Harvey J. K., Control of Circular Cylinder Flow by the Use of Dimples. AIAA Journal, Vol. 31, No 10, 1993, pp. 17531756.

45. Щукин А.В., Козлов А.П., Чудновский Я.П., Агачев Р.С. Интенсификация теплообмена сферическими выемками. Обзор // Известия РАН. Энергетика. 1998. №3, с.47-64.

46. Сеничкин Б.К., Матвеева Г.Н. Тепловые расчеты нагревательных печей. 4.2: Учеб. пособие. Магниторогск: МГТУ им. Г.И. Носова , 2004. 77 с.

47. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках,- М. : Наука, 1982.

48. Назмеев Ю.Г. Теплообмен при ламинарном течении жидкости в дискретно-шероховатых каналах. М.: Энергоатомиздат, 1998.376 с.

49. Кесарев В.А., Козлов А.П., Структура течения и теплообмен при обтекании полусферического углубления турбулизированным потоком воздуха. Вестник МГТУ. Сер. Машиностроение, 1993, №1, с. 106-115.

Обратите внимание, представленные выше научные тексты размещены для ознакомления и получены посредством распознавания оригинальных текстов диссертаций (OCR). В связи с чем, в них могут содержаться ошибки, связанные с несовершенством алгоритмов распознавания.
В PDF файлах диссертаций и авторефератов, которые мы доставляем, подобных ошибок нет.

Возможны различные виды оценки ТА. Одними из важнейших для практики являются экономические оценки в денежном выражении – через затраты на изготовление (приобретение) и эксплуатацию аппарата. Но их расчёт сложен, а значение зависит не только от конструкции ТА, но также от различных условий изготовления и эксплуатации, вплоть до общей экономической ситуации – цен на энергоносители, на землю и т.п. С инженерной точки зрения интересны технические критерии оценки, на которых и основываются экономические оценки.

Одним из главных видов оценки является критерий Кирпичёва

где – тепловой поток, передаваемый в ТА, Вт,

– мощность, затрачиваемая на прокачку теплоносителей через ТА, , Вт.

Величину можно считать энергетической эффективностью, или, ещё точнее, энергетической экономичностью. Чем больше значение , тем лучше теплообменник. Однако ясно, что судить о качестве, совершенстве теплообменников по значению правомерно только, если сравниваемые ТА решают одинаковую задачу, то есть работают на одинаковых теплоносителях в одинаковых температурных режимах, а именно теплоносители имеют одинаковые входные и выходные температуры. Достоинство в том, что он позволяет сравнивать ТА с разными расходами, с разной производительностью.

Используются и иные критерии энергетической эффективности, но они имеют более узкое, специальное применение, например, для оценки эффективности интенсификации.

Кроме энергетической экономичности, бывает нужно оценивать и другие характеристики. Например, размеры и масса (материалоёмкость) аппарата оцениваются параметрами , Вт/м 3 (компактность), и , Вт/кг, где – объём, занимаемый ТА, – его масса.

Для увеличения технической эффективности, например, кожухотрубчатых рекуперативных ТА выгодно применять трубы малого диаметра, размещая их в пучке с возможно меньшим шагом. Но уменьшение диаметра менее 12 мм существенно затрудняет эксплуатацию (чистку и ремонт) и изготовление, и в промышленных ТА применяют чаще всего трубы с диаметром 12÷16 мм. Поэтому, наряду с выбором эффективной схемы аппарата, необходимо применять оребрение поверхностей, интенсификацию теплообмена и т.д.

При увеличении скорости прокачки, применении оребрения или интенсификаторов одновременно с повышением обычно возрастает . Задача определения параметров ТА, обеспечивающих наиболее выгодные значения критериев эффективности (например, ), является основной задачей проектирования. Её можно рассматривать как оптимизационную задачу.

Контрольные вопросы

1. Приведите примеры теплообменных аппаратов (ТА).

2. Виды классификации ТА, их содержание.

3. Рекуперативные, регенеративные и смесительные ТА.

4. Классификация ТА по направлению потоков.

5. Характер распределения температур теплоносителей в прямоточных и противоточных ТА (нарисуйте графики).

6. Уравнение теплового баланса в ТА (через расходы и температуры теплоносителей).

7. Общий вид уравнения теплопередачи в ТА.

8. Смысл введения среднелогарифмического температурного напора при расчете ТА. Отличается ли формула напора для прямоточного и противоточного ТА?

9. Особенности проверочного и проектировочного расчета рекуперативного ТА. Какой из них сложнее?

10. Какая схема ТА эффективнее – прямоточная или противоточная?

11. Виды сопротивлений движению теплоносителей, чем они обусловлены?

12. Общий вид формул для расчета сопротивлений трения и местных сопротивлений.

13. Как можно оценить эффективность ТА?

14. Как повысить эффективность ТА?

Наличие теплообменников в криогенной системе связано с возникновением потерь, приводящих к дополнительным затратам. Потери эти обусловлены недорекулярацией ∆Т ; гидравлическими сопротивлениями аппарата ∆ p , теплопритоками q ос из окружающей среды и другими факторами. Существенную роль играют также масса и габариты аппаратов. Существуют различные способы оценки качества теплообменного аппарата. Одним из способов оценки эффективности теплообменника является температурный КПД.

где Q д - количество теплоты, действительно передаваемое; Q max - максимально возможное при ∆Т=0 .

Для двухпоточного теплообменника температурный КПД определяется по формуле:

, (118)

где
;
;W min - наименьшие из эквивалентных тепловых потоков; G п - массовый расход прямого потока; G об - массовый расход обратного потока; C p п - изобарная теплоемкость прямого потока; C p об - изобарная теплоемкость обратного потока.
(всегда).

Обычно для криогенных теплообменников
0,94 0,97.

Для характеристики теплообменников используют такое понятие, как число единиц переноса теплоты.

Число единиц перепада теплоты рассчитывается по формуле:

. (119)

Исходя из уравнений теплообмена для усредненных параметров, определяем количества теплоты, отводимой потоком,

Q = k cp F ∆ T cp = G C p ( T ” - T ’) ; (120)

и число единиц переноса теплоты:

. (121)

Таким образом, число NTU характеризует отношение наибольшего температурного перепада по длине аппарата ( T ” – T ‘) к средней разности температур потоков ∆Т ср .

Более высоким значением NTU соответствуют теплообменники с большим . Для криогенных теплообменниковNTU = 10  50 .

Величина иNTU только частично характеризуют теплообменный аппарат, не учитывают его массу и габариты, величины газодинамических потерь, поэтому применяют такой показатель, как удельная площадь поверхности к единице объема, которая определяется по формуле:

, (122)

где F - площадь теплообменной поверхности со стороны одного из потоков; V - объем теплообменника.

Для криогенных теплообменников S T = 200  6000 м 2 /м 3

10.4. Теплоизоляция криогенных систем

Криогенные установки, емкости с жидкими криоагентами, трубопроводы, криостатируемые объекты функционируют при температурах гораздо более низких, чем температура окружающей среды, поэтому необходимо обеспечить защиту их от теплопритоков извне. Поскольку наличие теплопритоков приводит к дополнительным затратам мощности, а также к необратимым потерям жидкого криопродукта при хранении, необходимо сводить их к минимуму. Так, для компенсации теплопритока из окружающей среды 1 Вт к криогенной системе, работающей при температуре жидкого гелия 4,2 К , необходима мощность 500 Вт .

Теплоприток 1 Вт к хранилищу жидкого гелия приводит к испарению за 1 час 1,4 литров гелия. В связи с этим к применяемой теплоизоляции предъявляют повышенные требования.

Для уменьшения теплопроводности теплоизоляции применяют изоляцию из материалов с дисперсной структурой, вакуумную теплоизоляцию, экранирование излучения.

Тепловую изоляцию, находящуюся под атмосферным давлением, применяют для систем, работающих при Т>80К , главным образом для ВРУ эта теплоизоляция характеризуется низкой стоимостью, простотой эксплуатации, относительной невысокой эффективностью. В качестве теплоизолирующей среды применяют волоконные, порошкообразные и ячеистые материалы. Теплопроводность таких материалов составляет 0,02–0,05 Вт/(м  К) .

Перенос теплоты в теплоизоляции данного типа осуществляется по твердому телу (зернам, волокнам, оболочкам ячеек), также в теплоизоляции такого типа имеет место конвективный перенос теплоты газом, заполняющим свободный объем.

Теплообмен излучением в такой теплоизоляции не учитывают, т.к. теплопритоки от излучения по сравнению с другими видами теплообмена, очень незначительны.

Данный тип теплоизоляции нельзя применять при температурах ниже 80 К , т.к. при таких температурах начинается конденсация атмосферного воздуха на теплообменной поверхности, что резко ухудшает её теплоизоляционные свойства.

Для более низких температур применяют различные виды вакуумной теплоизоляции. Основная идея применения вакуума для теплоизоляции заключается в том, что перенос теплоты вследствии теплопроводности и конвекции практически исключается. Существует три вида вакуумной теплоизоляции: высоковакуумная, вакуумно-порошковая, вакуумно-многослойная.

Вакуумную теплоизоляцию применяют главным образом в сосудах Дьюара.

В общем случае теплоту Q , передаваемую изоляцией любого вида, упрощенно представляют в следующем виде:

Q = Q T + Q K + Q Л , (123)

где Q T - теплота, переносимая по твердому скелету теплоизоляционного материала по тепловым мостам; Q K - теплота, передаваемая вследствие теплопроводности и конвекции газа, заполняющего теплоизоляцию; Q Л - теплота, передаваемая излучением.

В вакуумной теплоизолирующей полости между двумя поверхностями с температурами T 0 и Т х создается вакуум около 10 -4 Па .

Теплота Q T , передаваемая по твердому телу, сохраняется только в местах соединения теплой и холодной поверхностей (по «тепловым мостам»). «Тепловые мосты» имеют особую конструкцию, их выполняют из материалов с низкой теплопроводностью, что сводит к минимуму Q T .

Перенос теплоты газом определяется перемещением молекул газа, остающихся в изолированной полости даже при высоком вакууме. В разряженной среде механизм переноса теплоты иной, чем при высоком давлении, конвекция и теплопроводность в обычном понимании этого термина отсутствуют.

Для вакуумных полостей, в которых находятся молекулы воздуха при давлениях ниже р<10 -2 Па. Конвективный перенос тепла составит:

Q 2 = 0,93р(Т 0 – Т х ) F x . (124)

Перенос теплоты излучением Q Л вносит основной вклад в теплоприток. Эта составляющая определяется переносом энергии от теплой к холодной поверхности электромагнитным излучением в инфракрасной области спектра.

Излучательная способность Q Л поверхности характеризуется степенью черноты, которая находится по формуле:

, (125)

где E и E s - плотности потока излучения данной и абсолютно черной поверхности.

Плотность потока излучения абсолютно черной поверхности определяется по формуле:

, (126)

где =5,7 ּ10 -8 Вт/м 2 К 4 - постоянная излучения абсолютно черного тела.

Значения зависят от температуры и состояния поверхности материала.

Поток излучения между замкнутыми поверхностями с температурами Т 0 и Т х определяют по формуле Стефана-Больцмана:

, (127)

где
- приведенный коэффициент черноты.

Лучистый поток можно значительно снизить путем установки экранов между поверхностями F 0 и F x .

Для свободно установленных экранов при одинаковом коэффициенте черноты граничных поверхностей и экранов и при условии F 0 = F x суммарный приведенный коэффициент черноты рассчитывается следующим образом:

, (128)

где n - количество экранов.

Принципы такого рода экранирования излучения реализован в самом эффективном виде теплоизоляции - вакуумно-многослойной теплоизоляции. Вакуумно-многослойная теплоизоляция состоит из большого числа слоев с низкой излучательной способностью, которые служат экранами, отражающими тепловое излучение. Эти экраны разделены теплоизоляционными прокладками. В качестве экранов применяют алюминиевую фольгу и стеклоткань. В теплоизолирующем пространстве поддерживается р=10 -3 – 10 -4 Па .

Эффективная теплопроводность через такую стенку может составлять
= 0,03  0,04 мВт / (м  К) .

Вакуумно-порошковая теплоизоляция широко применяется в криогенной технике и характеризуется высокой эффективностью. В порошковых материалах при атмосферном давлении около 90% теплоты переносится газом. Помещение порошков в вакуумированную полость резко снижает их теплопроводность.

Наряду с порошками в вакууме можно применять волоконные материалы (стекловату, минвату).

Применение вакуумно-порошковой изоляции эффективно по следующим причинам: этой изоляцией можно заполнить полости сложной геометрической формы; изоляция под вакуумом исключает возможность ее увлажнения, что обеспечивает стабильность теплопроводности; такая изоляция недорогая, не требует высокого вакуума.

Основной механизм переноса теплоты вакуумированных изоляционных порошках - излучение, которое ослабляется в порошках посредством поглощения и рассеяния его частицами изоляционного материала.

С целью уменьшения теплопереноса излучением к изоляционным порошкам добавляют металлические порошки, обеспечивающие многократное экранирование. такой теплоизоляции может составлять до0,3 мВт / (м·К) .

Контрольные вопросы и задания:

Назовите особенности теплообмена в криогенных системах.

Назовите принципы классификации теплообменных аппаратов криогенных систем.

В чем отличие рекуперативных теплообменников от регенеративных?

Чем обусловлено преимущественное применение теплообменников регенеративного типа в воздухоразделительных установках?

Какими критериями характеризуется эффективность криогенных теплообменников?

Что характеризует NTU ?

Какие виды теплоизоляции используют в криогенных системах?

Почему теплоизоляцию, находящуюся под атмосферным давлением, нельзя использовать при температурах ниже минус 80 K ?

За счет чего осуществляется механизм переноса теплоты в высоковакуумной теплоизоляции?

Какими способами уменьшают теплопритоки от излучения в вакуумированых полостях?

Что такое вакуумная порошковая изоляция?

Что такое вакуумная многослойная теплоизоляция?

Пояснительная записка

К практической работе № 8

Дисциплина: «Основы гидравлики и теплотехники»

Тема: «Расчет теплообменных аппаратов »

Цель работы: визуальное знакомство с устройством и работой теплообменных аппаратов, проведение расчетов.

Теплообменником называется аппарат, предназначенный для сообщения теплоты одному из теплоносителей в результате от­вода его от другого теплоносителя. Процесс подвода и отвода теплоты в теплообменнике может преследовать различные техно­логические цели: нагревание (охлаждение) жидкости или газа, превращение жидкости в пар, конденсацию пара и т. д.

По принципу действия теплообменники делят на рекуператив­ные, регенеративные и смесительные.

Рекуперативными назы­вают теплообменники, у которых передача теплоты от одного теплоносителя к другому осуществляется через разделяющую их твердую стенку. В автомобильных ДВС используют в основном рекуперативные теплообменники, которые применяют для охлаждения моторного масла, жидкости системы охлаждения, воздуха, поступающего в цилиндры двигателя, и других целей. На рис.14 приведена схема водомасляного теплообменника, которая часто реализуется при проектировании охладителей масла для смазочных систем дизелей.

Рис.14. Схема простейшего кожухотрубного рекуперативного теплообменника для передачи теплоты от одного теплоносителя (I) к другому (II).

Регенеративными называют теплообменники, у которых горячий теплоноситель соприкасается с твердым телом (керамической или металлической насадкой) и отдает ему теп­лоту,в последующий период с твердым телом соприкасается «холодный» теплоноситель, который и воспринимает теплоту, аккумулированную телом.

В металлургической промышленности регенеративные тепло­обменники с давних пор применяют для подогрева воздуха и горючих газов. Аккумулирующую насадку в теплообменнике делают из красного кирпича. Особенностью регенераторов яв­ляется то, что процесс теплопередачи в них является нестационарным. По­этому технические расчеты регенеративных теплообменников вы­полняют по усредненным температурам во времени.

Смеситель­ными называются теплообменники, у которых передача теплоты от одного теплоносителя к другому осуществляется их непосред­ственным соприкосновением, следовательно, сопровождается пол­ным или частичным обменом вещества. Такие аппараты применяют для охлаждения и нагревания газов с помощью воды или для охлаждения воды воздухом в газовом производстве, при кондиционировании воздуха, при конденсации пара и т. д.

Несмотря на большое разнообразие теплообменных аппаратов, основные положения для их расчета остаются общими.

При расчете теплообменников обычно встречаются два случая:

1) конструктивный расчет, когда известны параметры теплоносителей на входе и выходе и расходы теплоносителей (или расход теплоты). Выбрав предварительно конструкцию теплообменник, расчетом, определяют поверхность теплообмена;

2) проверочный расчет, когда известны поверхность теплообмена и конструкция аппарата и частично известны параметры их на входе. Расчетом находят неизвестные параметры (например, параметры на выходе), расходы теплоносителей или другие характеристики аппарата (например, КПД).

В обоих случаях основными расчетными уравнениями служат: уравнение теплового баланса:

Q = m 1 с 1 (t" 1 – t"" 1 )= m 2 с 2 (t" 2 - t"" 2 ) (40)

и уравнение теплопередачи:

Q = kF (t 1 – t 2 ).

В этих уравнениях и далее индекс 1 означает, что величины относятся к горячей жидкости, а индекс 2 -к холодной. Темпера­тура на входе обозначена одним штрихом, а на выходе - двумя; т - массовый расход жидкости; с - теплоемкость жидкости.

При выводе расчетных формул теплопередачи не учитывалось изменение температуры теплоносителей. В теплообменниках го­рячая среда охлаждается, а холодная нагревается, в связи с чем изменяется и температурный напор Δt. В таких условиях урав­нение теплопередачи можно применять лишь для элемента по­верхности dF, т. е.:

dQ = kΔtdF. (41)

Кроме того, необходимо учитывать зависимость коэффициента теплопередачи k от изменения температуры рабочих жидкостей. Большей частью такой учет сводится к отнесению коэффициента теплопередачи к средним температурам теплоносителей, иногда коэффициент теплопередачи находят по температурам теплоно­сителей в начале и в конце поверхности нагрева. Если получен­ные значения k" и k"" незначительно отличаются один от другого, то за среднее значение коэффициента теплопередачи берут среднеарифметическое значение: k = (k"+ k"" )/2.

При значительном раз­личии величин k" и k"" поверхность нагрева разделяют на отдель­ные участки, в пределах которых значения k меняются мало, и для каждого участка определяют коэффициент теплопередачи.

Общее количество теплоты, переданное через всю поверхность F , определяют интегрированием выражения (41):

, (42)

где Δt m - среднелогарифмическое значение температурного напора по поверхности:

. (43)

Если температура теп­лоносителей вдоль поверх­ности нагрева изменяется незначительно, то при расчете можно использовать среднеарифметический напор:

m = Δt ср.ариф. = 0,5(t"+ t"" )

Среднеарифметический напор Δt ср.ариф всегда больше средне-логарифмического Δt m , но при Δt"/Δ t"" > 0,5 они отличаются один от другого меньше, чем на 3%.

В тепловых расчетах большое зна­чение имеет понятие так называемого водяного эквивалента теплоносителя W, которое определяет собой количество воды, экви­валентное по теплоемкости секундному расходу рассматриваемой жидкости, т. е.

W = mc p . (44)

С учетом водяного эквивалента уравнение (40) теплового баланса преобразуется к виду:

Таким образом, отношение изменения температуры теплоносителей обратно пропорционально отношению их водяных эквивалентов.

Характер изменения температур теплоносителей вдоль поверх­ности нагрева зависит от схемы их движения и соотношения ве­личин водяных эквивалентов. Если в теплообменнике горячая и холодные жидкости проте­кают параллельно и в одном направлении, то такая схема дви­жения называется прямоточной (рис. 15, а ).

Рис.15. Схемы движения рабочих жидкостей в теплообменниках.

При противотоке жидкости движутся параллельно, но в противоположные стороны (рис. 15, б ). В схеме перекрестного тока жидкости движутся в перекрещивающихся направлениях (рис. 15, в). Кроме перечис­ленных простых схем движения жидкостей, могут быть сложные, сочетающие в себе различные комбинации элементов простых схем (рис. 15, г и д).

На рис. 16, где по оси абсцисс отложена величина поверх­ности нагрева F , а по оси ординат температура, показаны четыре характернее пары кривых изменения температуры вдоль поверх­ности нагрева в зависимости от схемы течения (прямоток, про­тивоток) и величин водяных эквивалентов теплоносителей W 1 и W 2 .

Как видно из графиков, большее изменение температуры Δt" = t" - t" имеет жидкость, у которой водяной эквивалент меньше, что соответствует уравнению (45).

Рис. 16. Характер изменения температур теплоносителей при схемах прямотока и противотока.

Из рассмотрения графиков можно сделать следующие выводы:

1. Для прямотока конечная температура холодной жидкости
всегда ниже конечной температуры горячей жидкости;

2. Температурный напор вдоль поверхности при прямотоке изменяется значительнее, и среднее его значение меньше, чем при противотоке, поэтому, как следует из формулы (42), при прямотоке передается меньшее количество теплоты, чем при противотоке.

3. Схемы прямотока и противотока можно считать равноцен­ными, если температура хотя бы одного из теплоносителей постоянна. Так получается при кипении жидкостей и при конденсации паров, или когда величина водяного эквивалента одного из теплоносителей настолько велика, что его температура изменяется незначительно.

4. При противотоке конечная температура холодной жидко­сти t"" 2 может быть выше конечной температуры горячей, т. е. при одной и той же начальной температуре холодной жидкости при противотоке ее можно нагреть до более высокой температуры.

Таким образом, с теплотехнической точки зрения всегда сле­дует отдавать предпочтение противотоку, если какие-либо другие причины (например, конструктивные) не заставляют применять схему прямотока.

Пожалуй, единственным недостатком схемы противотока яв­ляются более тяжелые температурные условия для материала стенок теплообменника, так как отдельные участки со стороны входа горячей жидкости омываются с обеих сторон жидкостями с максимальной температурой.

Как указывалось выше, при проверочном расчете необходимо рассчитать конечные температуры теплоносителей t"" 1 и t"" 2 и коли­чество переданной теплоты. В этом случае для приближенной оценки можно пользоваться зависимостями:

.

Эффективность теплообменного аппарата

Эффективность процесса в теплообменнике оценивает коэф­фициентом полезного действия η , характеризующим долю теплоты горячей жидкости, использованную для подогрева хо­лодной жидкости:

где Q 1 - количество теплоты, воспринятой холодной жид­костью;

Q pacn. - располагаемое количество теплоты горячей жид­кости.

Для теплообменников автотранспортных средств важное значение имеют весовые и габаритные характеристики аппаратов. Компактность конструкции теплообменника можно оценить удельной поверхностью нагрева β , которая представляет собой площадь рабочей поверхности, приходящуюся на единицу объема аппарата: β уд = F раб. /V охл . .

Эффективность теплообменника зависит от конструктивной структуры поверхности охлаждения, которая оценивается коэффициентом оребрения ξ ор. = F охл /F жид , где F охл - площадь поверхности, охлаждаемая воздухом; F жид - площадь поверхности охлаждения, омываемая водой.

При выборе вида теплоносителя должны быть учтены его теплофизические свойства, стоимость, возможность коррозии стенок и т. п. Например, при выборе тосола или воды следует иметь в виду, что при удобстве применения тосола (низкая температура замерзания), он обладает более низкими теплофизическими свойствами, чем вода, что снижает эффективность теплообменного аппарата (радиатора).

Для повышения компактности и снижения веса теплообменных аппаратов используются различные средства интенсификации теп­лообмена.

Эффективным средством повышения компактности теплообменного аппарата является постановка ребер на его поверхностях, ко­торая может использоваться как в пластинчатых, так и в трубчатых теплообменных аппаратах. На рис. 17, а изображен пластинчатый теплообменник с плоскими непрерывными ребрами, а на рис. 17, б -теплообменник с ребристыми трубами овального сечения.

Ребра обычно выполняются из медных или алюминиевых тонких листов и надежно припаиваются к основной поверхности. Они могут быть гладкими или рифлеными. Ребра могут выполняться в виде отдельных пластинок, которые располагаются в канале пластинча­того теплообменника в шахматном или коридорном порядке.

Рис.17. Фрагменты пластинчатого теплообменника с плоскими непрерывными ребрами (а) и теплообменника с ребристыми овальными трубами (б).

В настоящее время для двигателей автомобилей наиболее широко используют трубчато-пластинчатые и трубчато-ленточные конструкции радиаторов (рис. 18).

Рис.18. Сердцевины охлаждающих решеток радиатора:

а – трубчато-пластинчатого; б – трубчато-ленточного.

При изготовлении охлаждающих решеток трубчато-пластинчатых радиаторов используются трубки (шовные или цельнотянутые, которые изготовляют из алюминиевого сплава, латунной меди Л-68 или Л-90 толщиной до 0,15 мм ) (рис. 19). Пластины opeбрения выполняются плоскими или волнистыми из того же материла, что и трубки. В трубчато-ленточных конструкциях ленту изготавливают из меди М-3 толщиной 0,05...0,1 мм .

В трубчато-пластинчатых радиаторах охлаждающие трубки могут располагаться по отношению к потоку охлаждающего воздуха в ряд, в шахматном порядке и в шахматном прядке под углом (рис.20).

Рис.19. Трубки радиаторов:

а – медные паяные; б – сварные из алюминиевого сплава.

Рис.20. Элементы охлаждения решеток трубчато-пластинчатых радиаторов:

а – рядное расположение трубок; б – шахматное расположение; в – то же под углом к воздушному потоку; г – охлаждающая пластина с отогнутыми просечками.

В трубчато-ленточных радиаторах (рис.21) охлаждающие трубки практически не отличаются по своей конструкции от трубок, применяемых в трубчато-пластинчатых радиаторах, но располагаются они только в ряд. Для увеличения турбулизации воздушного потока на лентах выполняют либо фигурную выштамповку (рис.21,б ), либо отогнутые просечки.

Компактность конструкции современных автомобильных теплообменников, оцениваемая величиной удельной поверхности нагрева β уд , соответствует 440…850 м 2 /м 3 . Коэффициент оребрения для этих теплообменников варьируется в пределе: ξ ор. = 5…11,5.

Рис.21. Элементы трубчато-ленточного радиатора:

а - охлаждающая решетка радиатора; б – охлаждающая лента с фигурной выштамповкой; 1 – охлаждающая лента; 2 – жидкостная охлаждающая трубка.

Пример. В теплообменном аппарате жидкость с водяным эквивалентом W 1 = 116 вт/град охлаждается от t" 1 = 120°С до t"" 1 = 50°С водой при температуре t" 2 = 10°С, для которой W 2 = 584 вт/град . Определить потреб­ную поверхность нагрева при схемах прямотока и противотока, если коэф­фициент теплопередачи k = 2336 вт/(м 2 ·град).

Конечная температура воды с учетом зависимости (45).

Cтраница 1

Эффективность работы теплообменника зависит от степени чистоты поверхности теплообмена.  

Для повышения эффективности работы теплообменника применяются также поперечные перегородки 7 сегментного типа (см. рис. X.  

Нетрудно связать затронутый здесь вопрос эффективности работы теплообменника с необходимостью учета температурного перепада & при анализе теплового процесса в замкнутом контуре. Ясно, что для идеального теплообменника (00 - 0, что возможно при т0 - v 0) такой учет не требуется.  

Ценность частичной рециркуляции продукта, как способа повышения эффективности работы теплообменника, подтверждена практикой.  

Положительное отклонение расстояния между решетками уменьшает S, но сокращает число труб в трубном пучке и снижает эффективность работы теплообменника.  

Отделитель жидкости (рис. 57) служит для отделения капель жидкости, увлекаемой паром из аммиачных теплообменников, а также для питания теплообменников жидким аммиаком, так как непосредственное поступление аммиака после дроссельного вентиля приводит к снижению эффективности работы теплообменника вследствие появления значительного количества паров, образующихся при дросселировании.  

При обжиге цемента во вращающихся печах по тракту возврата улавливаемой пыли широко используются циклонные теплообменники. Нередко на рабочих поверхностях циклонов и газоходов образуются твердые пылевые отложения, вследствие чего снижается эффективность работы теплообменника, уменьшаются объем отсасываемого газа, поверхность и время контакта запыленных газов с сырьем.  

Будем иметь в виду, что возможность повышения тепловой нагрузки теплообменника путем рециркуляции продукта не является безусловной. Хотя повышение скорости продукта при движении его через теплообменник сопровождается заметным увеличением коэффициента теплопередачи, последнее не всегда может дать положительный результат в части повышения эффективности работы теплообменника из-за действия факторов, вызывающих противоположный эффект.  

Первым критерием удовлетворительной работы тсп-лообменного аппарата является выполнение требований по рабочим параметрам: требуемая мощность аппарата должна обеспечиваться во время работы от одного профилактического ремонта до другого при заданных ограничениях по перепаду давлений и независимо от увеличения отложений на поверхности. Поэтому требования к рабочим характеристикам выполняются на практике далеко не всегда. С этой точки зрения для количественных оценок слишком мало как статистических данных о работе отдельных аппаратов, так и сведений о влиянии эффективности их работы на другие процессы производства. Следовательно, конструктор с помощью расчета, принимая во внимание влияние эффективности работы теплообменника на другие процессы производства, должен гарантировать с обоснованной вероятностью надежную работу аппарата.  

Если теплообменник работает при частичном заливе конденсата, регулирующие воздействия можно вносить изменением расхода конденсата. Это влечет за собой изменение уровня конденсата в теплообменнике. При этом перераспределяются поверхности теплообмена между конденсирующимся паром и продуктом, с одной стороны, и конденсатом и продуктом - с другой. Интенсивность теплообмена, а затем и температура продукта на выходе теплообменника меняются. Такая система позволяет повысить эффективность работы теплообменника на 6 - 7 % благодаря полному использованию тепла пара и, конденсата. Однако вследствие больших запаздываний эта система может быть рекомендована лишь при условии отсутствия -, резких возмущающих воздействий.  

Страницы:      1