Материал: teplo_2012
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 сред-
ним температурным напором t .
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 |
t |
. |
|||||
Например, при W1>W2 |
|
|
|||||
|
t1 '+t1" |
; t2ср =t1ср − |
|
|
|
||
t1ср = |
t |
(2.17) |
|||||
|
|||||||
2 |
|
|
|
|
|
||
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 |
; |
tw2 = t2ср − |
Q |
(2.18) |
|
α F |
α |
F |
||||
|
1 |
|
|
2 |
|
|
Здесь Q – тепловой поток, определяемый по формуле (2.3).
Для цилиндрической стенки (трубы) в случае отнесения коэффициента теплопередачи к внутреннему диаметру трубы
72
twв =t1ср − kαв 1 t ,
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tw |
=t2ср |
+ |
kв t |
|
dв |
, |
(2.19) |
|||
α2 dн |
||||||||||
н |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
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
p = ΣΔpT + ΣΔpM + ΣΔpy + ΣΔpc . |
(2.20) |
Здесь ΣΔpT - сумма сопротивлений трения на всех участках поверхности теп-
лообмена.
73
При течении несжимаемой жидкости и безотрывном обтекании
p = ξ |
l |
ρV 2 |
, |
(2.21) |
|
|
|||
T |
d |
2 |
|
|
|
|
|
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) Σ pM - сумма потерь давления в местных сопро-
тивлениях (сужение и расширение канала, обтекание препятствия и т.д.)
|
|
|
|
ρV 2 |
|
||
pM |
|
= ς |
|
|
, |
(2.22) |
|
|
2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
где ς - коэффициент местного сопротивления. |
|||||||
В формуле (2.20) |
ΣΔpy - сумма потерь давления, обусловленных уско- |
||||||
рением потока |
|
|
|
||||
p |
y |
=ρ V 2 |
−ρV 2 , |
(2.23) |
|||
|
|
2 2 |
1 1 |
|
|||
где ρ1, w1 |
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
pc = ±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 = |
p G |
, Вт |
(2.24) |
|
ρ η |
к |
|||
|
|
|
|
|
где ηк – кпд компрессора, насоса или вентилятора.
При выборе оптимальных форм и размеров теплопередающей поверхности ТА принимают наивыгоднейшее соотношение между поверхностью теп-
74
лообмена и расходом энергии на движение теплоносителей. Добиваются, чтобы это соотношение было оптимальным, т.е. экономически наиболее выгодным. Это соотношение устанавливается на основе техникоэкономических 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 шестиугольни-
ков; б – по концентрическим окружностям; |
в – мостик между трубами |
Шаг между трубами S принимается из условий прочности трубной ре- |
|
шетки 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