книги из ГПНТБ / Гельфенбейн Л.Г. Регенераторы газотурбинных установок

ношении теплоотдачи и соответствующей потери энергии на со­ противление. Это объясняется тем, что плоскотрубчатая поверх­ ность отличается более высокими аэродинамическими характери­ стиками, чем круглые трубки. Ориентировочно сопротивление круг­ лых трубок на 45% больше. Кроме того, поверхность нагрева № 8 имеет групповое оребрение, что по сравнению с индивидуальным оребрением круглых трубок является второй причиной более низ­ кого сопротивления. Однако сложность изготовления (плоские трубки и групповые ребра малой толщины) и необходимость при­

Из трех пакетов с круглым поперечным оребрением (№ 5, 6 и 7) лучшие результаты дает поверхность нагрева № 7. В то же время она наиболее компактна (если не считать поверхности № 8); по­ верхность ребер в ней составляет 91,8% всей поверхности, а коэф­ фициент оребрения доходит до ф=12,9. При сравнении с пакетом

сятся как 4,35: 1, а при сопоставлении с пакетом № 5, имеющим меньшее оребрение, это отношение понижается до 0,68: 1.

Таким образом, увеличение оребрения круглых труб в данном случае снижает потребную мощность на преодоление сопротивле­ ния движению газов при одном и том же съеме тепла. Если учесть компактность оребренных и неоребренных пакетов, изготовленных из круглых труб, то на единицу объема это соотношение мощностей становится еще большим (см. третью графу табл. 11).

Гладкотрубный'пучок при перекрестном обтекании дает лучшие показатели, чем при продольном, что соответствует установив­ шемуся представленйю о том, что внешнее обтекание более эффек­ тивно в рассматриваемой области значений Re. В соответствии с этим представлением наклон кривых 1 и 2 указывает, что при высоких значениях критерия Re работа теплообменника по типу «канал» может стать более эффективной, чем по типу «пучок». Однако эта область значений критерия Re лежит за пределами применимости критериальных зависимостей, на основании которых построены рассматриваемые графики.

Пластинчатый теплообменник типа НЗЛ (кривая 5) показывает больший съем тепла с единицы объема, чем гладкотрубные па­ кеты, и меньший, чем в теплообменнике, составленном из вол­ нистых листов (кривая 4). Вес его больше всех сравниваемых восьми пакетов.

Пакет, собранный из волнистых листов, имеет наименьшее сопротивление на 1 м2 поверхности нагрева, а съем тепла с единицы объема у него даже больший, чем в пакете № 5, составленном из круглых трубок с поперечным оребрением (290 ребер на 1 пог. м), несмотря на то, что компактность его составляет 188 м2/мя, а в па­ кете № 5 — 450 м2!м3. Последнее обстоятельство объясняется тем,

152

что пакет Аг° 4, составленный из трубок с продольными ребрами, имеет значительно лучшие аэродинамические характеристики, чем круглые трубки с поперечным оребрением.

Исследования ЦКТИ и КПИ [4] и [53] показали, что сопротив­ ление пучков из плавников труб не превышает сопротивления гладкотрубной поверхности (если считать скорость по узкому сечению); в то же время поверхность нагрева плавниковых пучков за счет продольного оребрения больше, чем в гладкотрубных пучках.

Приведенные данные о теплоотдаче и сопротивлении ряда по­ верхностей нагрева довольно убедительно показывают преимуще­ ство оребрения для достижения большего съема тепла и более эффективного использования габаритов теплообменника.

Рассмотрение различных конструкций теплообменников и их сравнение приводят к выводу, что высокоэффективная поверхность нагрева должна иметь оребрение в той или иной форме. Поверх­ ность должна обладать турбулизирующим воздействием на погра­ ничный слой при внешнем обтекании.

§ 28. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ РЕГЕНЕРАТОРОВ

Пример 1. Рассчитать регенератор газотурбинной установки мощностью 50 000 кет по следующим данным теплового расчета схемы.

Расход газа Gs=202 кг/сек-, расход воздуха Ge =193 кг/сек-, давление и температура газа и воздуха после турбины и после компрессора (перед регенератором) рг= 1,05 кГ/см2; рв = 17,5 кГ/см2\

4=440°С; ^e= 162°С; степень регенерации rjp=0,75; суммарные относительные потери давления в регенераторе £р = 4%.

Решение. Выбираем трубчатую, четырехходовую со стороны воздуха и одноходовую по газу поверхность нагрева с перекрестным обтеканием; воздух движется по трубкам, а газ — в межтрубном пространстве; диаметр трубок dg/de = 10/12 мм, расположение трубок в пучке шахматное, шаг по ширине Si = 2d3 и шаг в глу­ бину S2= d s.

153

Средние температуры газа и воздуха определятся:

находим теплоемкость, теплопроводность и коэффициент вязкости:

Исходя из этого определяем коэффициенты кинематической вяз­ кости

г0,589

Оптимальное отношение скоростей потоков в регенераторе определяем по формуле (70)

154

Поправочный коэффициент к среднему температурному напору находим по формуле (31) или по графикам фиг. 7.

155

Требуемое проходное сечение для газа получим

По полученным данным определяем длину трубок в одном ходу

Тогда общее число трубок будет

число просветов в ряду

и число трубок в ряду

я 1= /г, -|- 1 = 660-f 1=661.

Находим число рядов трубок

156

Определяем потери давления с газовой стороны

которые достаточно близко совпадают с заданными.

По полученным данным определяем высоту трубного пучка

У регенератора, состоящего из четырех блоков, ширина блока составит

15,9:4 = 3,97 м.

Определяем объем трубного пучка

У= 1 Г Н-В = 2,5-1,15-15,9 = 45,6 м \

Находим компактность регенератора

V45,6

Вконечном итоге определим вес поверхности нагрева'

G = — (<i\ - dl) l.N'{M= 0,785 (0,0122 - 0,012) X

4

х 2,56-63 200-7800 = 42,5 m.

157

Пример 2. Для условий примера 1 рассчитать трубчатый реге­ нератор с продольным оребрением при степени регенерации Цр= 0,8 и суммарных относительных потерях давления в регенераторе

£„= 4,5%.

Решение. Принимаем, что поверхность нагрева состоит из труб

пространстве противоточно воздуху.

Трубы расположены в шахматном порядке с поперечным Si= =40 мм и продольным шагом s2 = 34 мм. Пространство, не охваты­ ваемое трубами и ребрами, в аналогичных конструкциях фирмы «Эшер-Висс» (фиг. 24) заполняется металлическими треугольными стержнями. В рассматриваемой конструкции треугольных стерж­ ней нет. Поскольку обтекание продольное, то расчет производим как для гладкого канала. Расчет приближенный, так как отсут­ ствие стержней учитывается только значением эквивалентного диаметра и проходным сечением для газа.

Эквивалентный диаметр газовой стороны определяем по фор­

158

=3,14-0,016

159

а оптимальное отношение скоростей потоков в регенераторе по формуле (53а)

ao„m = l , l ' f 0'5e0’2669 0'3V ° ' 4 =

= 1,1 • 16,70,5- 1>1 °-366.058750’36• 6,74 °’4 = 2,06.

Формула (53а) выведена с учетом коротких ребер, в которых соблюдаются условия, близкие к полному их использованию (0<ш/г<0,4). Рассматриваемые ребра не отвечают этому требо­ ванию, поскольку они тонкие и высокие, причем ХР<Хтр. Поэтому выбираем отношение скоростей потоков несколько большим с та­ ким расчетом, чтобы соблюдалось равенство коэффициентов тепло­ отдачи по обе стороны теплопередающей стенки с учетом приня­ того оребрения по газовой стороне, т. е.

Задаемся скоростью воздуха ш„=9,12 м/сек и газа хюг =25 м/сек и определяем числа Re

коэффициенты теплоотдачи по формуле (20)

Пользуясь справочником [35] (см. также приложение), уста­ навливаем, что для ребер с прямым основанием коэффициент, учитывающий неравномерность распределения а по поверхности ребер, может быть принят равным фр= 0,9. Для определения коэф­ фициента эффективности ребер Ер оцениваем значение выра­ жения

2-23-0,0004

чему соответствует Ер= 0,625.

* Оценка отношения скоростей по равенству (136) возможна только в ори­ ентировочных подсчетах, так как она не учитывает потерь на гидродинамическое сопротивление. В ряде случаев это может привести к значительным ошибкам при определении а 0пт-

160

Приведенный коэффициент теплоотдачи определяем по фор­ муле (17)

(я-dz — ПрЬ) аг + (2nphp + Пр6) агЕр ^

“г- ”Р = (Tide — пр6) -t- (2nphp + прЬ) ~

(3,14-0,016— 12-0,0004)-69,6 + (2-12-0,012 4- 12-0,0004) 69,4-0,625 (3,14-0,016— 12-0,0004) + (2-12-0,012 4- 12-0,0004)

. = 47 ккал1м2-ч-°С.

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверх­ ности труб, согласно формуле (16) будет

фаг пр — 6,74• 47 = 316яаа„ = 308 ккал^м2-ч-сС.

Количество переданного тепла определится из формулы (12)

Q = 202-3600(440 — 218)-0,252 = 40,6-106 ккал/ч.

Поверхность нагрева определяем по формуле (11)

F = - 5 - = 40’6--— = 5000 м2.

гКМ 145-56

161