теор / Теплообменное оборудование предприятий

1.3. Выбор скоростей теплоносителей

Правильный выбор скорости теплоносителей является важным этапом при проектировании тепломассообменных установок. С увеличением скорости среды интенсивность теплообмена повышается. Это приводит к уменьшению габаритов аппарата, его металлоёмкости, т.е. к снижению капитальных затрат. С другой стороны, увеличение скорости приводит к росту гидравлических сопротивлений и увеличению затрат мощности на прокачку теплоносителей, т.е. к росту эксплуатационных расходов. По методике определения наивыгоднейшей скорости Н.В. Кузнецова разработан технико–экономический расчёт, основанный на окупаемости дополнительных капитальных затрат за счёт экономии эксплуатационных расходов в пределах заданного срока окупаемости [6] .

Там, где реализация наивыгоднейшей скорости из технико–эко- номических соображений не встречает препятствий, она является оптимальной. В остальных случаях верхний и нижний пределы скорости лимитируются требованиями, предъявляемыми к теплообменным аппаратам: допустимым гидравлическим (аэродинамическим) сопротивлением, наименьшей эрозией материала, загрязнением и абразивным износом поверхности теплообмена, предупреждением вибрации элементов аппарата. Рекомендуемые значения скоростей основных видов теплоносителей приведены в табл.1.3 [4].

Таблица 1.3

Рекомендуемые скорости теплоносителей в каналах теплообменников

В теплообменных аппаратах с газообразными теплоносителями, где интенсивность теплообмена сравнительно низка, перемещаются

11

большие объёмы воздуха и газов и затрачивается значительная мощность на их прокачку, существенное значение для повышения тепловой эффективности имеет соотношение скоростей рабочих сред. Выбор оптимального соотношения скоростей обеспечивает максимальный теплосъём при минимально возможных затратах мощности на прокачку теплоносителей.

Наряду с методикой Н.В. Кузнецова, существуют различные способы оценки влияния соотношения скоростей на эффективность работы теплообменных аппаратов. В.М. Антуфьевым [7] предложена методика выбора соотношения скоростей на основе энергетического коэффициента Е, который для двухстороннего обтекания поверхности теплообмена определяется из выражения

где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 °С); N1o и No2 – затраты мощности по стороне греющей и нагреваемой рабочих сред, отнесённые к 1 м2 поверхности теплообмена, Вт/м2. Оптимальному соотношению скоростей o W2 W1 соответствует максимальное значение энергетического коэффициента. На рис. 1.1 приведена зависимость E f W2 W1 для обтекания трубчатой поверхности при одинаковых давлениях рабочих сред [8]. Оптимальное соотношение скоростей o составляет 0,5.

теплообмена сторон

Проведенный анализ [9] показал, что в общем случае оптимальное соотношение скоростей можно рассматривать как функцию нескольких переменных

рабочих сред; l – линейный определяющий размер; – температурный фактор; Ф – форма поверхности теплообмена.

На рис. 1.2 приведена зависимость о f для профильно–

пластинчатой поверхности с овалообразными выступами применительно к условиям эксплуатации регенераторов газотурбинных установок [8], характерным для которых является существенная разница в величине давления воздуха и продуктов сгорания. Из приведенного графика следует, что с увеличением разности плотностей рабочих сред оптимальное соотношение скоростей смещается в сторону меньших значений. Для теплообменных аппаратов с практически одинаковыми давлениями рабочих сред влиянием ε на величину о можно пренебречь. Не оказывают существенного влияния на выбор оптимального соотношения скоростей также абсолютные значения скоростей рабочих сред, линейный определяющий размер и температурный фактор.

Решающее значение для выбора оптимального соотношения скоростей рабочих сред имеет форма поверхности теплообмена, которая при прочих равных условиях однозначно определяет уровень её тепловой эффективности. На рис. 1.3 приведен график зависимости оптимального соотношения скоростей о от соотношения уровней

теплообмена сторон, характеризующихся соответствующим критериальным уравнением и представленные в виде чисел Нуссельта.

Для различных типов поверхностей нагрева численное значение оптимального соотношения скоростей изменяется в широких пределах, для поверхностей нагрева с одинаковыми условиями обтекания с обеих сторон о практически равно единице. На основе анализа по-

лученных результатов предложена формула для определения оптимального соотношения скоростей

В табл. 1.4 приведены значения оптимального соотношения скоростей воздуха и дымовых газов для некоторых типов поверхностей нагрева применительно к условиям работы котельных воздухоподогревателей.

13

Таблица 1.4 Оптимальное соотношение скоростей воздуха и дымовых газов

1.4. Этапы расчёта теплообменных аппаратов

Основными этапами расчёта тепломассообменного оборудования являются: тепловой, конструктивный, гидравлический (аэродинамический) и прочностной (механический).

В практике расчёта и проектирования теплообменных аппаратов принято различать прямой и поверочный тепловые расчёты. Цель прямого теплового расчёта состоит в определении требуемой величины поверхности теплообмена для обеспечения заданной тепловой нагрузки аппарата. Поверхность определяется из уравнения теплопередачи

Тепловая нагрузка аппарата Q, Вт определяется, как правило, по стороне нагреваемой среды и представляет собой правую часть уравнения теплового баланса:

В этих уравнениях G1, G2 , D – массовый расход греющей и нагреваемой среды и греющего пара, кг/с; Cp1 и Cp2 – теплоёмкости

14

вания, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Из уравнения теплового баланса обычно определяют требуемое

от греющей среды к стенке и от стенки к нагреваемой среде, Вт/(м2 °С).

Средний температурный напор определяется в зависимости от схемы движения теплоносителей. Исключение составляют случаи, когда температура одного из теплоносителей постоянна (при фазовых превращениях) или водяной эквивалент W G Cp одного из теп-

лоносителей много больше другого. В этих случаях направление движения теплоносителей не влияет на величину температурного напора. Основные схемы движения приведены на рис.1.4. Характер изменения температур для отдельных случаев представлен на рис.1.5.

Рис. 1.4. Схемы движения теплоносителей:

а– прямоток; б – противоток; в – однократный перекрёстный ток;

г– C – перекрест; д – Z – перекрест

15

вующим номограммам [5] и подставляется в качестве сомножителя в выражение (1.9). Противоточная схема является наиболее эффективной, так как при этом имеет наибольшее значение, а тем-

пература нагреваемой среды на выходе может превышать выходную температуру греющей среды.

Поверочный тепловой расчёт выполняется в том случае, когда конструкция аппарата и величина поверхности его нагрева известны. Целью расчёта является определение тепловой нагрузки, способной передать теплообменным аппаратом, и расчёт конечных температур рабочих сред при известных начальных параметрах теплоносителей. Особенности такого расчёта в зависимости от типа теплообменного аппарата и физических свойств теплоносителей рассматриваются в последующих разделах.

Конструктивный расчёт выполняется после прямого теплового расчёта и заключается в оформлении расчётной величины поверхности нагрева в конкретную конструкцию с определением основных габаритных размеров теплообменного аппарата, его отдельных узлов и элементов. Методика выполнения расчёта весьма разнообразна и зависит от типа аппарата и его назначения. Общим является определение проходного сечения для обеспечения принятой скорости те-

размещение труб в пучке и способы их крепления в трубных досках, представленные соответственно на рис.1.7 и 1.8.

17

Рис. 1.7. Способы размещения труб:

а – по вершинам равностороннего треугольника (ромба); б – по углам квадрата; в – по концентрическим окружностям

Рис. 1.8. Способы крепления труб в трубных досках:

а– развальцовкой; б –развальцовкой с отбортовкой;

в–сваркой; г –сальником

Примеры конструктивных расчётов конкретных типов теплообменных аппаратов рассматриваются в последующих разделах.

Гидравлический расчёт производится с целью определения потерь напора при движении теплоносителей и затрат мощности на преодоление сопротивления. Общие потери напора Po складываются из

потерь на трение Pтр и местные сопротивления Pм . Потери на-

пора на трение при продольном течении рассчитываются по .формуле Дарси

среды, кг/м3 и её скорость, м/с.

Коэффициент сопротивления трению определяется в зависимости от режима течения среды и степени шероховатости поверхности канала. График зависимости представлен на рис. 1.9.

18

Рис. 1.9. Зависимость коэффициента сопротивления трению от числа Рейнольдса:

1 – область закона Пуазейля (ламинарный режим); 2 – область закона Блазиуса; 3 – область закона Никурадзе; 4 – область квадратичного закона для шероховатых поверхностей; К-К – нижняя граница квадратичного закона

Расчётные формулы для определения коэффициента сопротивления трению приведены в табл. 1.5.

Таблица 1.5 Формулы для расчёта коэффициента сопротивления трению

Примечания: A* – коэффициент, учитывающий форму канала и численно равный: для круглых труб – 64, для треугольника – 53, для квадрата – 57, для

прямоугольника – 71, для кольцевой щели – 96; r** – радиус трубы, *** – высота выступа шероховатости.

19

Потери напора на местные сопротивления рассчитываются по формуле

Ориентировочные значения коэффициентов местных сопротивлений для характерных элементов теплообменных аппаратов приведены в табл. 1.6 [3].

Таблица 1.6 Коэффициенты местных сопротивлений для отдельных элементов

теплообменных аппаратов

Потери напора при поперечном обтекании трубных пучков и пластинчатых поверхностей нагрева рассчитываются по соответствующим критериальным зависимостям [1-9].

Затраты мощности на преодоление сопротивления определяются из выражения

20