5. Теплообмен в трубках Фильда

Возможны два основных варианта теплообмена в трубках Фильда, отличающиеся тем, что в одном из них теплоноситель входит в узкую трубку и выходит из кольцевого пространства, а во втором — наоборот. При этом второй теплоноситель, омы­вающий наружную поверхность широкой трубки, движется про­тивотоком или прямотоком относительно потока в кольцевом про­странстве (рис. VI1-23, а).

Вариант 1. Внешний теплоноситель движется противотоком относительно теплоносителя в кольцевом пространстве (рис. VII-23, б). Обозначив коэффициенты теплопередачи через стенку узкой трубки K_t и через стенку широкой трубки K_it можно написать следующие уравнения:

W_t dt₂ = Ki (в — t₂) dx (a); —W_idQ = K_a(l₁ — e)'dx (6); —W₂ dt_t = W_t dt₂ — W_x dO (в)

Дифференцируем уравнения (а) и (б):

Подставляя в уравнение (д) значение dt_x из уравнения (в) и dQ/dx из уравнения (г), получаем:

dx² ~ Kt \ W_t W_a ) dx² ~*~ W_t ' dx Продифференцировав еще раз уравнение (г) и подставив най­денное значение d²Q/dx², найдем:

л_ (Jk. л. Л* К₂ \ d²t₂ K_LK₂ dt₂ __Q

dx³ \ W_t W_a / dx² w² ' dx

откуда ^{1 1} i

4 = Ae^ax -f- Be^bx + С (e)

Здесь А, В, С — постоянные величины, а а и b — являются

корнями характеристического уравнения:

(а, Ь)¹ + (K_lfW_l + K₂/W₂ - Kjj/W,) (а, Ь) - К_ХК₂1^\ = 0 (ж)

Подставив в уравнение (а) значения 4 ^и dt₂/dx из уравне­ния (е), мы найдем температурный профиль теплоносителя в коль­цевом пространстве:

6 = Ае^ах + Ве^Ьх + С + (№_t/Ki) (Аае^ах + ВЬе^Ьх) (з)

= 4 = 4 + (Wy/Ci) + ВЪ)\ при д: = I имеем 4 = 9, поэтому Aae^al + Bbe^bl + С.

Путем совместного решения последних трех уравнений полу­чим:

A = [K₁(f₂- Q е^! WyiWi (1-е¹ <⁶~^а> «)]; В — — A (a/b) e~^l <^ь-°>;

С = — (А+В)

После подстановки значений А, В и С в уравнения (е), (з) и (и) находим в окончательном виде уравнения температурных про­филей обоих теплоносителей:

_{„Д-А [<'--« -(4)"~>]}

(VII. 18а)

_^(_е«_еМ^ь-°)-_е^] (VI 1.186)

+('+^)('-t)«"-4«'»-4¹+^)(¹-^)'"]

(VII. 18в?

Полагая в уравнении (VII.186) х = I, находим температуру теплоносителя в точке его перехода из узкой трубки в кольцевое пространство:

Если по условию задачи требуется определить длину соосных труб, необходимую для достижения заданных конечных темпера­тур теплоносителей, то удобнее всего воспользоваться уравне­нием (VII.18b); положив в нем х = 0, после простых алгебраиче­ских действий найдем:

I = [\l(b - a)) In {[К₂ (<; - О + (bW_x + /(,) (?₂ - ЩЦк₂ (*[ - Q +

+ (aW₁+K_l)(f₂-Q-\} (УИ.18д)

dx² W\ ' dx

В случае прямотока теплоносителей в кольцевом пространстве и вне труб (пунктирная линия на рис. VI1-23, б) уравнения (а) и (б) сохраняются, а уравнение (в) будет иметь следующий вид: W% dtx = Wx dt₂ — W_t dQ. Используя тот же метод решения си­стемы уравнений, что и в предыдущем случае, получаем:

dx³ ^KWx W₂ W_x I

откуда t₂ =A₁e^a**+ B_le^btX + C_L.

Величины а_х и b_x являются корнями характеристического урав­нения:

(«ь ^bif + (Ki/^i - K₂/W₂ - K₂/W_x) (a_v *_t) - K,K₂IW\ = 0

Уравнения двух других температурных профилей напишутся следующим образом:

6 = A_ie^a'^x + B_Le^b*^x + Cj + (WVKi) + B_XV^M)

t₁ = A₁e^a^(l+a₁W₁/K₁)(l-a₁W_l/K₂) +

+ B_ie»" (I + bxWJKt) (1 -+ c_t

Легко убедиться, что при переходе к граничным условиям мы получим Ах = А, В, = В и С₄ = С, если заменить в их выра­жениях а и b на ах и Таким образом, уравнения (VI 1.18а), (VII. 186), (VII.18в) и (VII. 18г) сохраняются и в рассматриваемом случае, если везде заменить а и b величинами а_г и Ь_х. Изменится лишь выражение для требуемой длины труб:

¹ = - ^а01^1п {[*₂ (1 - Q+(Ki+^bi^wi) - 2 C'i - Q +

-f-^+a^) (<;-<;)]} (VH.lSe)

В частном случае, когда наружная поверхность широкой трубы омывается теплоносителем постоянной температуры (tx — const), исчезает разница между противотоком и прямотоком. Тогда W_x = = оо, а = a_t = K₂/Wx, b = bx= —K\l^\- Подставляя эти зна­чения а и b в предыдущие уравнения, получим применительно к tx = const следующие выражения:

+ [K_ll(K_l + K₂)\(t_l-t"₂)(_e-(K_tIW₁)_X__e(K,IW_i)x^ (VII.l&K)

e^fj-ft — QeCKt/*!)* (VI 1.18з)

= Q e^"™' (VII.18H)

' = + Ч\U*2 (<1 - Q + *1 (<2 - <₂)l/[*2 ('l - Q])

(VI I. 18k)

Располагая выведенными выше уравнениями для темпера­туры f₂ и обозначив диаметры узкой и широкой труб через dx и d₂, воспользуемся для расчета общим уравнением теплопередачи:

Q = w, (t\ - Q = w_x {}\ -1'₂) + w_l (f₂ - Q =

где Дер и Аср — средние разности температур для узкой и широкой труб, вы­числяемые обычным способом.

Разумеется все выведенные уравнения справедливы как при нагревании внутреннего потока теплоносителя (t[ *> t₂), так и при его охлаждении (t[ < ин­вариант 2. В данном варианте один теплоноситель входит в кольцевое пространство и уходит из узкой трубы, а второй, как и в предыдущем случае, омывает наружную поверхность широкой

363

трубы. Если теплоноситель в кольцевом пространстве движется противотоком относительно второго (внешнего) теплоносителя (рис. VI1-23, в), то процесс теплообмена можно описать следую­щей системой уравнений:

= K_l(t₂ — Q)dx (a); W_td% = К_а (t± — Q)dx-\- Кх (t₂ — Q) dx (6);

W₂dt_x + W_xdt₂ = W_tdQ (в)

Сохраняя тот же ход рассуждений, что и в предыдущем вари­анте, получим:

А-к. = Jk. ( Ah. ^dQ\. " dx² w_x \ dx ИГ)'

^ ₌ _Ix(Jk-_Jk- ^d^ Кг dt₂

dx² Kx \W₂ W_t W_x) dx² ~~W₁"~dT

J<3_ k2_\ M₂ KxK₂ dt₂ __n

dx-³ ^KWx W₂) dx² ~~Щ dT~° t₂ = Ae^(r)

^ax+Be^bx + C (д)

Величины а и b являются корнями характеристического урав­нения:

(я, 6)^а + (K₂/Wt - K₂/W₂) (a, b) - KtKJWl = О

С помощью уравнений (а), (б), (в) и (д) мы находим уравнения двух других температурных профилей:

6 = Ае^ах + Ве^Ьх + С - (WyKJ (Аае^ах + ВЬе**) (е)

^{^('--fc-'^H+^O-'-u-'^B+'w}

Для определения значений постоянных коэффициентов А, В и С воспользуемся граничными условиями:

t₂=t"₂ = A + B + C и е = /₂-(1^₁/К₁)(Ла + В6) при х = 0

Aae^al = Bbe^bl = 0 при х=1

Из граничных условий вытекает, что величины А, В к С имеют те же значения, что и в первом варианте. После подстановки зна­чений Л, В и С в уравнения (д), (е) и (ж) находим в окончательном виде искомые уравнения температурных профилей теплоносителей:

t₂—t₂-

bw_x(l—e^l <^b-^a>)

(VII.19a)

_{в = С + *2> Uebx - I) - — el '6-fl> (eax -1)4-}

^bKL(_el (b-a)+a_X _ ^jtv] (VI1.196)

_t f , Kl^-fl Г/ & _fMb-g) A

-TV Kl KtK₂)^{e +}V Ki KiK₂)^e J

(VI 1.19b)

Для определения температуры теплоносителя в точке его пере­хода из кольцевого пространства в узкую трубу воспользуемся уравнением (VI 1.19а), положив х = h

_{с=с+ K;(4~l;)an f(еы-0-4-0ebl] <VII-19r>}

bWxil — e^{l (6_a}>) L« J

Приняв в уравнении (VII.19b) x = 0, находим требуемую длину труб для заданного процесса теплообмена;

I = [ 1/(6 - a)] In {[К₂ {t\- Q + bW_x (t'₂ - g ]/[К₂ (t'[ - f₂) +

+ 0^,(^-/2)]} (VII.19д)

В случае прямотока теплоносителей вне широкой трубы и в кольцевом пространстве (рис. VI1-23, в — пунктирная кривая) мы располагаем следующей исходной системой уравнений:

W_x dt₂ = K_t (t₂ - Q) dx; W_x dQ = K₂ (tx -Q)dx + Ki (t₂ - Q) dx; — W₂ di_x + W_x dt₂ = W_x dQ

Решение этой системы тем же методом, что и в предыдущих случаях, приводит к следующему уравнению:

d% , / К, . Кщ\ d4₂ KtK₂ dt^_ dx³ ~r \ W₂ ~*~ W_x j dx² W\ dx ~ Полученное уравнение отличается от уравнения (г) только коэффициентом при производной второго порядка и имеет то же решение при новых значениях а и Ь, обозначаемых а_х и Ъ_х и опре­деляемых из характеристического уравнения:

(а_х, Ь_х)* + (K₂IW_X + K₂/W₂) (ox, b_t) - К_ХК₂/Щ = 0

Таким образом, уравнения (VII. 19а)—(VII. 19г), выведенные для противотока, применимы также к прямотоку, если значе­ния а и b заменить значениями а_х и Ь_х. Выражение же для требуе­мой длины труб будет в данном случае иметь следующий вид:

^u

¹ = [ ч^ь1 - ⁱⁿ {lb ei - q+^bi ^ri & - ^t:M^K* -0+

+ a_xW₁(t;-f₂)}\ (VII.19e)

Наконец, при t_x = const исчезает разница между прямотоком и противотоком; приведенные уравнения одинаково справедливы (W-i " 00, а = а_х, Ь = 60, причем

а = -K₂/2W_X + (rf₂/2W_x) Vl + Ki/Kv ^b = i/^i - (^/2^1) Vl + Kx/K₂

365

Заметим, что рассматриваемый вариант теплообмена осуще­ствим только в тех случаях, когда удовлетворяются следующие условия:

при противотоке

«с;-<;)+»,<<;-;)>» «. -£<4ff(frf+lH

при прямотоке

*.(,;-,_:)+w_l((:_₀>, „„ i<|ri(|5|_i_,)

Ж. НЕСТАЦИОНАРНЫЙ ПРОЦЕСС КОНВЕКТИВНОГО ТЕПЛООБМЕНА

Выше были рассмотрены стационарные процессы конвектив­ного теплообмена, осуществляемые в аппаратах непрерывного действия между потоками жидкостей (газов), омывающими с по­стоянной скоростью разделяющую их теплопроводную стенку. В химической технологии, нередко встречаются, однако, н е-стационарные процессы теплообмена, характерные для периодически действующих аппаратов различного назначения (на­гревание или охлаждение неподвижных масс жидкостей, кристал­лизации из растворов и расплавов, химические реакторы и др.). Особенностью этих нестационарных процессов является непрерыв­ное изменение температур обоих теплоносителей или одного из них во времени.

Допустим, что в аппарате (рис. VI1-24) содержится несменяе­мое количество жидкости, водяной эквивалент которой равен ЦРДж/(е-К) и остается постоянным при ее нагревании или охла­ждении от начальной температуры 4 до конечной 4.. Второй тепло­носитель (греющий или охлаждающий) омывает с постоянной скоростью поверхность теплообмена, имея постоянную началь­ную температуру 6i и водяной эквивалент W_x Дж/(с-К). Совер­шенно очевидно, что с течением времени будут изменяться тем­пературы жидкости внутри аппарата (t) и теплоносителя, покида­ющего поверхность теплообмена (6), осуществляемой в виде по­груженных пучков труб, змеевиков или наружных рубашек. Жидкость внутри аппарата обычно интенсивно перемешивается, поэтому можно считать ее температуру в каждый момент времени постоянной по всему объему. Как и во всех ранее рассмотренных процессах теплообмена, примем также К — const.

Допустим, что жидкость в аппарате нагревается при полном перемешивании, а греющий теплоноситель в конце некоторого участка / поверхности теплообмена понизил свою температуру от 9_Х до 6. Для элемента поверхности df можно написать следую­щее уравнение теплопередачи: dQ = —Wi dQ = К (9 — f) df, от­куда d9/(9 — 0 = —{KIW_L)df. Интегрируя полученное уравне­ние в пределах от 9, до 9 и от 0 до f, находим:

ln_[(0__<)/(e₁-_f)]=-(A:/B⁷i)/ или в-t =(di-t)e-^Kf/w' (а)

Среднее значение 9 — t для любого момента времени по всей поверхности теплообмена F вы­разится так:

-Kfiv_{ldf =}

■t)e

(в-0с_Р = -]г |(в-0#

_4W

= (9i

Рнс. VII-24. К расчету нестационарного конвективного теплообмена.

Количество тепла, передаваемого через всю поверхность тепло­обмена F за время dx, составляет:

dQ = W dt = KF (6 - Оср dx = W_t (8_X -1) (1 - (Г**!**) dx

x t, _л

f . W f dt

откуда j dx= _(l__e-jcf/y.) j 6^=10 " xx- -

Следовательно, продолжительность нагревания жидкости в ап­парате от начальной температуры 4 до конечной температуры 4 выразится так:

т = \ W/[W_t (1 - e-¹

^KF<^w>)]\ in № - ^/(Oi - 4)1 (VI1.20) Выражение (VII.20) позволяет решить также обратную за­дачу, т. е. определить температуру, до которой может быть на­грета жидкость в аппарате за любое время т:

_{t3 = Ql}^_((>l-t_l)e^x/W) (.-(№/*.>_,) (VII.20a)

Располагая выражением (VI 1.20а), можно определить конеч­ную температуру греющего теплоносителя 9₂ в любой момент вре­мени. В самом деле, из уравнения (а) следует:

Х(1

_йа = в_1в-^' +4(1- *-^KF/Wl) = 6х-(в1 - 4) е<^1^ (r-«^F'^W'⁾- »> X

(VI 1.206)

. _е-КГ ГШ г)

Средняя конечная температура греющего теплоносителя может быть найдена из общего Уравнения теплового баланса: W_xt (8_Х — — 0_ср) = W (4 к)- Дли определения средней разности темпе­ратур теплоносителей на протяжении рассматриваемого про-

цесса Л_Сп воспользуемся общим уравнением теплопередачи: Q = = KA_cpFr = W (t₂ — t_x). После подстановки найденного значе­ния т [выражение (VII.20) ] получим:

Ac_P = (Wi//CF)(l-e-^KF/u70(4-4)/{ln[e_i-_fl)/(e_i- t_t)}} (VI 1.20b)

Если греющий теплоноситель сохраняет постоянную темпера­туру (конденсирующийся насыщенный пар или кипящая инди­видуальная жидкость), то W_t = оо, и после раскрытия неопре­деленности [lim (WjKF) (1 — e-^KF/Wl)-* 1 получим обычное вы­ражение:

Дср = (*, - *i)/{ln Wt - Шв_х - 4)]}

Заметим, что выведенные формулы справедливы не только в случае нагревания, но и в случае охлаждения жидкости в аппа­рате.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА РЕКУПЕРАТИВНЫХ АППАРАТОВ

Поверхность теплообмена, или рабочая поверхность, тепло-обменного аппарата F определяется из основного уравнения тепло­передачи:

F = Q/KA_cp (а)

Необходимо, однако, учесть, что рассчитанная поверхность теплообмена F будет удовлетворять заданию только при геометри­ческих ее размерах, обеспечивающих условия, принятые в расчете коэффициента теплопередачи /(. Так, в случае кожухотрубных аппаратов эти условия сводятся к скоростям потоков теплоно­сителей ад, диаметру труб d, их числу п, длине I и шагу, коэффи­циенту теплопроводности материала труб %_ст и толщине их сте­нок s. Материал труб (следовательно, и Х_ст) диктуется физико-химическими свойствами теплоносителей (коррозия, температура); это могут быть чугуны, углеродистые и легированные стали, цвет­ные металлы и- металлические сплавы, различные неметаллические материалы. Диаметры труб и толщины стенок регламентированы государственными стандартами и выбираются соответственно ра­бочему давлению и требованиям технологии машиностроения; для обеспечения компактности аппарата стремятся к минимальному диаметру труб.

Число труб, их длина и скорость потока^ w связаны следую­щими зависимостями: F = ndtn и G = 3600 (jtd²/4) wnp, где G — часовой расход теплоносителя во всех трубах пучка, ар — его плотность.

В тех случаях, когда теплоносители сохраняют свое агрегат­ное состояние в процессе теплообмена, по известным значениям G, р, d, F и ад (величина ад была уже выбрана при расчете коэффи­циента теплоотдачи в трубах а₂) из приведенных двух зависимостей

однозначно определяют пи/. Напомним, что при значениях /, превышающих стандартную длину труб, в зависимости от их ко­личества п применяют либо многоходовые аппараты, либо последо­вательное соединение нескольких аппаратов. Скорость теплоно­сителя в межтрубном пространстве предопределена найденным числом труб п и должна, разумеется, соответствовать принятой в расчете коэффициента теплоотдачи а₂.

Если же один или оба теплоносителя изменяют свое агрегатное состояние (конденсирующийся пар, кипящая жид­кость), то усложняется расчет самого коэффициента теплопередачи. В самом деле

К= l/(l/«i+sA_CT+ 1/а₂) (а)

Однако при конденсации пара и ки­пении жидкости величины а_х и а₂ сами являются функциями температуры по­верхности теплообмена, с которой они

Рис. V11-25. К расчету коэффициентов теплопередачи при изменении агрегатного состояния одного или обоих теплоносителей.

соприкасаются. Задача имеет в описываемых случаях два глав­ных варианта, которые мы последовательно рассмотрим.

Нагревание жидкости или газа паром, конденсирующимся в межтрубиом пространстве аппарата. Определение коэффициента теплоотдачи а₂ от поверхности стенки (средняя температура 9₂) к потоку жидкости или газа по приведенным в главе VI критери­альным формулам не встречает затруднений. Для расчета коэф­фициента теплоотдачи а,_х от конденсирующегося пара (темпера­тура насыщения t_H = const) к противоположной поверхности стенки (средняя температура 9_Х) мы располагаем формулой (VI.68), конкретный вид которой зависит от расположения теплообменных труб. Для пучка горизонтальных труб диаметром d фор­мула (VI.68), если придерживаться обозначений на рис. VI1-25,

будет иметь следующий вид: а_х = 0,728<р YРж^ж^/рж d (t_H — 0i), где ф —коэффициент, учитывающий число расположенных друг над другом рядов труб в горизонтальном пучке.

При выбранном диаметре труб d и ориентировочной оценке ф, учитывая зависимость р_ж, Х_ж, г и р_ж для любого насыщенного пара

только от его температуры, величина 0,728ф V Рж^жП^Рж^ — = А = const, поэтому

<*₄ = Л/Сн-6Ч)^1/4 (б)

Так как а_х it_u — 9i) = К Д_ср> ^т0 после подстановки в выра­жение (б) значения (t_B — 9,) находим:

_а1=Л4/_3/х1/з_д^з _(в)

Выражение (а) можно написать теперь следующим образом:

ЦК = I/a, + s/%„ + I/o₂ = K^V3A\'³/A⁴'³ + s/\„ + 1/а₂

Для удобства определения искомого коэффициента теплопере­дачи К графическим способом перепишем последнее уравнение в окончательном виде:

1 - (K/Af³ Д^1/3 = К (s/Kt + 1/<ч) (^VI1 '²¹)

Применительно к вертикальным трубам высотой Нм формула (VI.68) имеет следующий вид: а_х = 0,943 у'£р_жА._ж/7р_ж/г (/„—6])= = AJ[ft^1/4 (4 - во¹'*], где Л = 0,943 (§р_ж^³_жг/р_ж)^1/4= const -для любого насыщенного пара заданной температуры t_H.

Выражение (в) будет в данном случае иметь следующий вид:

а_г = А\<³/К^1/3&1р^1/а (г)

Если теплоноситель, движущийся внутри труб со скоростью до, имея водяной эквивалент W и нагреваясь от t'_c до совершает в аппарате i ходов, содержащих каждый п труб, то

KA_cpndhni = W (t"_c - Q = 3600 (nd²/4) пш_Ржс_ж (t"_c - Q

откуда h = [900до ф_жс_ж (t"c — QVK A_cpi.

Таким образом, a_t = Л₁^/3г^1/3/[900шф_жс_ж (£ — QY^/3 й

I//C = [900шф_жс_ж (f_e - QyP/AiW³ + sA_CT + l/oj (VII .21a) где е_ж — удельная теплоемкость нагреваемой жидкости.

Испарение жидкостей при температуре кипения. Поверхность теплообмена наиболее распространенных испарителей представ­ляет собою пучок вертикальных труб, внутри которых кипит испаряемая жидкость, а межтрубное пространство занято грею­щим теплоносителем. Последним служит чаще всего конденси­рующийся пар, а в ряде случаев — высоконагретые газы или жидкости. Высота и диаметр труб, как мы увидим в главе VIII, выбираются исходя из технологических факторов. Искомой вели­чиной в инженерных расчетах является требуемая поверхность теплообмена (нагрева), для определения которой необходимо знать коэффициент теплопередачи К-

В случае обогрева вертикального испарителя (высота труб л) конденсирующимся паром можно воспользоваться выражением (г):

а, = АПКГ AcpV'³.

Для определения коэффициента теплоотдачи к кипящей жид­кости применим формулу (VI.58), которую напишем в следующем виде: а₂ = [Ь⁹Х_Ж (9₂ - Шо_жу_жТ„ = В (6₂ - t_c)\ где величина В = = Ь³%_ж1о_ж\_жТ_н постоянна для каждой жидкости и зависит от ее свойств и температуры кипения t_c. Но а₂ (в₂ — 4) ⁼ К А_ср ^и 02 — t_a = К А_ср/а₂, поэтому

_а2==В1/3^/Зд2/3 (д)

Соответственно выражению (а), придерживаясь обозначений на рис. VII-25, получаем следующее уравнение для расчета иско­мого коэффициента теплопередачи:

1 - (KIA)"³Д»_р³ = К(sA_ct + l/BV³A%³) (VII .216)

Заметим, что в испарителях непрерывного действия темпера­тура кипения жидкости t_c обычно постоянна, а так как темпера­тура конденсации пара ^ тоже постоянна, то Д_ср = t_H — t_c. Если греющим теплоносителем является газ или жидкость, то величина а_г определяется по соответствующей критериальной формуле (см. главу VI), а для а_г мы располагаем выражением (д). Таким образом

ЦК = I/a, +sA_CT + \/B^³K^2/3A²J³ (VII.21B)

Гидравлическое сопротивление аппаратов. Гидравлическое сопротивление теплообменного аппарата Ар слагается из потерь давления вследствие трения, возникающего при движении теплоносителей в трубах (или межтрубном простран­стве) Ар_т, и потерь давления на преодоление местных сопротивлений Др_м. К числу последних относятся нижняя и верхняя камеры (пространства между трубными решетками и крышками аппарата), вход в трубы и в межтрубное пространство и выходы из них, перетекание жидкости из одной секции многоходового аппарата в другую, огибание перегородок в межтрубном пространстве. Как известно из главы I, величина Ар может быть выражена следующим образом:

Ар = Ар_т + Ар_ы = [К (lid) + £ n_MU] (о>²/2) р (е)

где X — коэффициент гидравлического сопротивления для прямых участков; п_м — число одноименных местных сопротивлений; £„ — коэффициент местных сопротивлений; тир - скорость и плотность жидкости (газа). Значения £_м приведены в справочниках и руководствах по теплопередаче. При определении значений Ар_т следует помнить, что в коротких трубах (//d<0,0575Re при лами­нарном течении и lid < 60 при турбулентном) сопротивление трення больше, чем иа участке гидравлически стабилизированного потока.

Заметим, наконец, что выражение (е) является, строго говоря, приближен­ным, так как оно игнорирует потери давления, вызванные изменением плотностей теплоносителей при их нагревании или охлаждении, а также подъемную силу в вертикальных теплообменных трубах. Эти потери, однако, существенны при значительных перепадах температур и больших высотах труб, но не играют заметной роли в большинстве теплообменных аппаратов на химических пред­приятиях.

Гидравлическое сопротивление пластинчатых и спиральных аппаратов опре­деляется по частным формулам, предложенным для каждой конструктивной мо­дификации.

Величины Ар для обоих теплоносителей предопределяют расход энергии на создание принятых скоростей потоков и являются важными экономическими характеристиками теплообменных аппаратов. С увеличением скоростей потоков возрастает коэффициент теплопередачи н уменьшается требуемая поверхность теплообмена (следовательно, и ее стоимость), но при этом увеличивается расход энергии. Очевидно, скорости потоков должны быть выбраны в оптимальных пределах, определяемых стоимостью данного аппарата и стоимостью затрачивае­мой энергии.

Оптимальные рабочие режимы аппаратов. Оптимальный рабочий режим теплообменного аппарата определяется не только скоростями теплоносителей (или величинами Д_р), ио также перепадами их температур иа концах поверхности теплообмена. Оба эти фактора сопряжены с коэффициентом теплопередачи и средней разностью температур, предопределяя поверхность теплообмена н, следовательно, затраты на эксплуатацию аппарата. Последние слагаются, во-первых, нз амортизационных отчислений на капиталовложения (приобретение и монтаж аппарата, насосов, труб и т. д.), расходов на текущий ремонт н обслу­живание. С некоторым приближением можно принять, что эти эксплуатационные затраты пропорциональны поверхности теплообмена F, составляя а руб./(м²-год). Во-вторых, к эксплуатационным затратам относится стоимость энергии, расхо­дуемой на создание принятых скоростей потоков теплоносителей. Если мощность насосов, нагнетающих теплоносители, равна N кВт, число рабочих часов в год п и цена электроэнергии Ь руб./(кВт-ч), то второе слагаемое эксплуатационных затрат составит bnN руб./год. Суммарные эксплуатационные затраты (а/^г+ bnN) противостоят стоимости рекуперированного тепла (холода) cQn руб./год, где с—цена единицы тепла (холода), a Q—тепловой поток.

Таким образом, экономическую эффективность тепло-обменного аппарата Э можно выразить следующим уравнением:

3 = cQn—(aF + bnN) (а)

При заданных водяных эквивалентах теплоносителей (W_x н W₂), их на­чальных температурах (t[ и t'₂) и известных значениях a, b и с величина Э яв­ляется функцией скоростей теплоносителей {w_b w₂) н их конечных температур (f; и Q:

Э = / (a»j, w₂, t_v .,) (С)

Функциональная зависимость (б) имеет очень сложное алгебраическое вы­ражение, поскольку К зависит от щ и а₂, а последние, как и N — от w₁ и ш₂. Оптимальные значения w_it w₂, t\ н t₂, соответствующие максимуму, должны

дЭ _пдЭ__пдЭ__пдЭ___г. удовлетворять условиям: = 0; — 0; -щ— U; -щ— и; расчет этих

значений целесообразно производить при помощи ЭЦВМ.

Очень часто, однако, скорости wt и w₂ предопределены ходом технологиче­ского процесса или возможные пределы их варьирования очень малы. Тогда уравнение (а) упрощается:

3 = cQn — aF (в)

причем коэффициент теплопередачи может быть однозначно рассчитан, и задача сводится к отысканию оптимальных конечных температур теплоносителей t\ и t₂. Как известно

Q=W, ft - Q = W₂ (t"₂ - Q = KF J(Aj - A₂)/lln (r)

причем в случае прямотока Д_х = t[ — t'₂ и Д₂ = 4 — t₂, а в случае противотока д, = f — ^ и А₂ = t"_x — t'₂. „

Подставляя в уравнение (в) значения Q ъ F, дифференцируя его по 4 и г₂,

приравнивая первые производные нулю (jffr ⁼ °> -Щ~ ~ °)' находим оп­тимальные конечные температуры теплоносителей: для прямотока

_л fW_t^₂) (tj + Q + a/Kcn t_x + {W₂IW{)i₂-alKcn

'i = 1 + w_t/w₂ • ² ~ i + «V^i

для противотока

^{. - в ± у в*+4 (цуг2) {<; (g + g + [(<; - g//rCB] a} ^}

~ 2 (Г!/Г₂) '

'2 = '2 + (Wi/^₂)Pi-0 (VI 1.226)

где В = 1 — 24 + 4 (1 — НУ Г*).

Если одним нз теплоносителей является конденсирующийся насыщенный пар, то, как уже отмечалось, разница между прямотоком и противотоком исче­зает. В этом случае W_x = оо, t[ = t'{=t_v и из предыдущих уравнений находим:

4 = <, —a//(cn (VI 1.22 в)

И. СТАЦИОНАРНЫЙ ТЕПЛООБМЕН МЕЖДУ ПОТОКОМ ГАЗА (ЖИДКОСТИ) И СЛОЕМ ЗЕРНИСТОГО МАТЕРИАЛА ПРИ НАЛИЧИИ ВНУТРЕННЕГО ИСТОЧНИКА ТЕПЛА

Рассматриваемый процесс теплообмена часто встречается в ап­паратах для осуществления гетерогенного газового катализа. На пути движения газовой смеси через слой зернистого катализа­тора требуется в этих случаях отводить (или подводить) тепло, выделяющееся (или поглощаемое) в результате химического пре­вращения. Мы ограничимся здесь определением температурных перепадов в поперечных сечениях слоя катализатора, полагая температурный профиль по высоте слоя известным, а внутренний источник тепла равномерно распределенным по объему.-

Для упрощенного решения задачи представим себе такое одно­родное твердое тело, которое при тождественных температурных условиях и геометрических размерах проводит в единицу времени столько же тепла, сколько отдает (или поглощает) слой зернистого катализатора, пронизываемый газовым потоком, ограничиваю­щей его поверхности в результате одновременного действия тепло­проводности, конвекции и лучеиспускания. Коэффициент тепло проводности такого тела (Х_э) можно представить суммой: К_э = — Х_т + + Х_л, где Х_т — коэффициент теплопроводности зер­нистого материала (катализатора); — коэффициент теплопро­водности, эквивалентный коэффициенту конвективной теплоот­дачи газового потока в зернистом слое; Х_л — коэффициент тепло­проводности, эквивалентный теплоотдаче излучением.

Величина Х_э, называемая, как уже отмечалось, эквивалентным коэффициентом теплопроводности, определяется в каждом кон­кретном случае экспериментальным путем. После введения Х_э к рассматриваемому зернистому слою применимо уравнение (VI.13):

а²е ffle д»в _q

~W ⁺ ду^{2 +} дг* ⁺ ТГ ~ где q — удельное количество выделяющегося (поглощаемого) тепла, Вт/м^(а)

³.

373

Ниже приводятся решения уравнения (а) применительно к наи­более употребительным формам поперечного сечения зернистого слоя (рис. VI1-26).

Если зернистый слой помещен в круговом цилиндре (рис. VII-26, а), омываемом снаружи охлаждающим или греющим потоком, то с учетом изменения температуры в радиальном На-

рве. VII-26. К расчету теплообмена с потоком газа в слое зернистого материала при наличии внутреннего источника тепла.

(6)

правлении целесообразно написать уравнение (а) в цилиндриче­ских координатах:

д²в

дг* г dr ⁺ К_э rf8

Полагая —и и умножая все члены уравнения (б) на rdr,

JL

(в)

2 ^v

⁺ г

dr

получаем: d (иг) = —(<q/K) rdr. Двукратно интегрируя последнее уравнение, находим:

e=—_ij[-r» + C₁lnr + C₁

В центре рассматриваемого сечения (г = 0) мы имеем = 0,

поэтому С_х = 0.

Для определения постоянной С₂ воспользуемся граничным условием для наружной поверхности цилиндра:

где R — наружный радиус цилиндра; 8д — температура наружной поверх­ности цилиндра в данном его сеченин; t — температура греющего или охлаж­дающего агента; а — коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности ци­линдра к потоку охлаждающего (или греющего) агента.

Относя уравнения (в) к поверхности цилиндра (г — R, 0 =

= 0_Д) и подставляя из них значения 0# и (-jjjr)_r=J? в уравнение (г),

получим: С₂ — t + (qRV4k₃) (1 + 2K₃/aR).

С найденными значениями С_х и С₂ уравнение температурного профиля в сечении зернистого слоя принимает следующий окон­чательный вид:

9 = 1 + (qR²/4%₃) [1 + 2),₃/aR — (r/R)²] (VI 1.23)

Полагая в последнем уравнении г — 0, находим температуру в центре сечения (0_О), а при г = R — температуру на его пери­ферии (0_Л):

^ео = * + (iRV^K) 0 + ²K/^aR): ^е« = * + <7#/^2а (^VI1 -^23a)

Отсюда

в₀-6_я = Й&14Ь₃ (VI 1.24а)

Если зернистый материал расположен в кольцевом простран­стве между двумя соосными цилиндрами (рис. VII-26, б), то на ограничивающих поверхностях (радиусы R_t и R₂) могут устанав­ливаться разные температуры (0_Х и 0₂). Температура будет макси­мальна на промежуточной поверхности радиуса R, т. е. R_t < < R <R₂. Для определения температурного профиля в попереч­ном сечении зернистого слоя можно воспользоваться уравне­ниями (в). А так как (-^г) = 0, то С, = qR²/2X₃.

Полагая, что коэффициенты теплоотдачи различны для пото­ков теплоносителя, омывающих ограничивающие поверхности слоя (а, и а₂), мы будем располагать следующими граничными условиями:

*• ("STL,, = *^ - <>^: ~ *• ("STL,. = «² <⁹* ~ <> Отсюда при помощи уравнений (в), зная величину С_и находим: С₂ = - (₉/2а,) (Я, - Я²/Я,) + (д/2\_з) (Я²/2 - R² In Я,) +1 = = (<?/2a₂) (Я₂- Я²/Я₂) + (q/2\) (R²/2 -R² In R₂) + t

После подстановки полученного значения С₂ в уравнение (в) находим искомое уравнение температурного профиля в двух вари­антах:

9 = t + q/iK₃ (R² - г²) + (qR²/2l₉) In (г/Я,) -- (#2a,) (Я, - Я²/Я,) = * + (<7/4Х_э-) (Я² - л²) +

+ (?Я²/2^э) In (г/Я₂) + (<7/2а₂) (Я₂ - Я⁴/R₂) (VI1.25)

Температура на внутренней поверхности цилиндра (соответ­ственно г = Ri) выразится так:

в, = t + ((//2а,) (Я²/Я, - Я) = i + (t;/*A,) (Я²₂ - Я²) +

+ (<?Я^а/2^) 1п (Я_х/Я₂) + (?/2а₂) (Я₂ - Я²/Я₂) (VII .25а)

375

Температура на поверхности наружного цилиндра (соответ» ственно г = R₂) будет:

9₂ = t + (?/2о₂) (Я₂ - R²/R₂) = t + (д/41_э) (R\ - Rl) +

+ ((^/2^) In (RJRi) + (qftaj (R*/Ri ~ Ri) (VII .256)

Аналогично получим максимальную температуру на поверх­ности радиуса R:

е_Макс=t+(Л) (r\ И72ч).ш те>+

+ (_?/2_Л1) (/?²//?! = (,/4X3) (#² - #²) +

+ (qR*/2k₃) In (Я/Я,) + (q/2a₂) (Я, - R*/R₂) (VII .25в)

Из написанных выражений находим перепады температур в се-

чении слоя:

?2 _D2

макс

е_Макс-е2 = №)(^-^/?2) + (^²/²^)^1п(^/?/^/?2) Для определения радиуса R достаточно решить уравне­ние (VII.25B):

= |Л('^э) (Rl - «О + *i/«i + %a₂]/l(^(V1I25r)

^I/4)¹n(^/?2/^i)+ !/<*!«, + 1/а₂«₂1

(VII.25fl)

Наконец, если зернистый слой расположен между пластинами, омываемыми снаружи потоком охлаждающего или греющего аген­та (рис. VI1-26, в), то для определения температурного про­филя в сечении слоя исходное уравнение будет иметь следующий

вид: -^г + 17 = 0, откуда

В точке максимальной температуры, т. е. при я = 0, имеем: ^=0иС_{1 =} 0.

Для нахождения С₂ воспользуемся уравнениями (д) и гранич­ным условием: —к₃ (-^j) _₆ = a (0i — г)» ^гД^е ^ — половина тол­щины зернистого слоя. Получаем: С₂ = t + (q8²/2k₃) (1 + 2Х_э/аб). ■ С этим значением С₂ находим искомое уравнение температурного профиля:

6 = t + (qbV2k₃) [1 + 2k/afi - (*/°)²1 (^VI1 -²⁶)

Полагая л = О, получаем выражение для максимальной тем­пературы в центре сечения слоя:

B_ume = t + (q6*/2\_a){l + 2X₃/a6) (VII.26а)

Я =

Температура на поверхности слоя (соответственно х — 6):

q₁ = t + qb/a (VI 1.266)

Максимальная разность температур в сечении слоя:

B_H№e — bi = q&№s (VII.26B)

К. ПРИБЛИЖЕННЫЙ МЕТОД РАСЧЕТА РЕГЕНЕРАТОРОВ

Регенераторы, как уже известно, в отлнчне от рекуперативных теплообмен­ных аппаратов, работают в нестационарном режиме. Точный расчет нх весьма сложен, поэтому в инженерной практике обычно пользуются приближенными методами, оперируя средними параметрами процесса и относя тепловые потоки не к единице времени, а к продолжительности цикла т_ц с. Периоды нагревания (т_н) и охлаждения (т₀) регенераторной насадкн, составляющие цикл (т_ц = т_н + + т₀), могут быть равными н неравными.

Обозначив средние температуры потоков теплоносителей в периоды нагре­вания и охлаждения насадкн через ?_н и t₀, а соответствующие средние темпера­туры насадкн — через 0_Н и 9₀, можно с некоторым приближением применить к рассматриваемому процессу уравнения стационарной конвективной тепло­передачи:

Ян = Ки. Сн — 'о) = «н^н Сн — Вн) = ^аоЧ (в₀ — 'о) (а)

где а_н н а₀ — коэффициенты теплоотдачи в периоды нагревания и охлаждения насадкн; Кц — коэффициент теплопередачи, отнесенный к одному циклу. Из уравнений (а) следует:

'н — бн ⁼ Яц/^ав^хы 9₀ — 'о = W^aoTo:

t_H — to — ^flh + 9₀ = Яи. (1/«нТ_н + 1/а₀То) Подставляя в последнее уравнение значение q_a = Кц (*н — 'о)> находим:

Кц= [1/(1/а„г_н+ 1/аоТо)] [1-(вн—в₀)/(<_н —<»)] (б)

Прн 0_Н = 8₀ регенератор называется идеальным; в этом случае

< = '/(Wh + VVo) (^в)

В реальных регенераторах используется не вся теплоаккумулнрую-щая способность регенераторной насадкн, а лишь доля ее, выражаемая коэф­фициентом использования насадкн регенератора т|. Последний зависит от значения критерия Fo = aT₄/0,25s² (где s — толщина элемента на­садкн) и может быть рассчитан по формуле:

т|= 1/(1+1/Fo) (г)

Легко видеть, что величина Ц тем ближе к единице, чем меньше толщина элемента насадкн и больше ее коэффициент температуропроводности (а). Заме­тим, что формула (г) справедлива прн синусоидальном изменении температур теплоносителей на протяжении каждого периода и является приближенной прн отклонении от этой закономерности изменения этих температур.

В практических расчетах оперируют обычно всей располагаемой поверх­ностью насадки F, учитывая при этом степень ее использования при оценке коэф­фициента теплопередачи Кц- Поэтому последний выражают произведением коэф­фициента теплопередачи идеального регенератора К'_ц на коэффициент полез­ного действия поверхности теплообмена т)_т, т. е. К_ц = г|тКц. Величина % за­висит не только от значения г), но и от продолжительности цикла и составляю­щих его периодов, теплофнзических свойств и геометрических размеров элемен­тов насадки, а также коэффициента теплоотдачи от греющего потока к поверх-

н

По принятому ходу расчета требуемая поверхность насадки регенератора может быть найдена с помощью общего уравнения кон­вективной теплопередачи:

ости насадки. Теоретический анализ в сочетании с опытными данными приво­дит к следующей зависимости:

<Пт = / [(a_HT_H/0,5c_Hp_fls) rj] (д)

где % и р_н — удельная теплоемкость и плотность греющего потока.

З ависимость (д) представлена на рис. VI1-27, откуда можно заимствовать численные значения г)_т. Средние температуры t_a и t₀, фигурирующие в урав­нении {а), как показывает опыт, могут быть найдены исходя из ли­нейного изменения выходных тем­ператур теплоносителей (£, Q во времени за каждый период рабо­чего цикла регенератора. Следова­тельно, обозначив начальные тем­пературы теплоносителей через ^ я £, получим: f„ = + Qll;

Рис. V1I-27. К расчету регенераторов.

где W_H — водяной эквивалент греющего потока за время одного цикла; А_Ср — среднелогарифмическая разность температур при противотоке или прямотоке, определяемая по ранее приведенным формулам для рекуперативного теплооб­менного аппарата.

Л. ПРОМЫШЛЕННЫЕ ТЕПЛОНОСИТЕЛИ

Наиболее экономичным и доступным теплоносителем (греющим агентом) является водяной пар, широко приме­няемый на химических предприятиях благодаря большому удель­ному, теплосодержанию (скрытая теплота испарения при нормаль­ном давлении составляет 2256,8 кДж/кг), постоянной температуре и высокому коэффициенту теплоотдачи при конденсации (~ 10 ООО Вт/(м*-К)). Нагревание водяным паром становится, од­нако, невыгодным для достижения температур выше 180—200 °С из-за высокого давления пара {температура насыщенного пара 200 °С соответствует давлению ~2МПа), так как это сопряжено с удорожанием аппарата. Эти же недостатки присущи воде при высоких температурах, уступающей к тому же водяному пару по значению коэффициента теплоотдачи.

Весьма высокие температуры нагрева могут быть достигнуты при помощи топочных газов, получаемых сжиганием твердых, жидких и газообразных топлив. Существенными недо­статками этого теплоносителя являются низкие коэффициенты теплоотдачи и, следовательно, требуемые большие поверхности нагрева, падение температуры в процессе теплообмена и невоз­можность ее тонкого регулирования.

^ Для обогрева аппаратов с рабочими температурами выше 200 °С применяются высококипящие органиче­ские и неорганические теплоносители в жидком и парообразном агрегатном состояниях при атмосферном или не­больших избыточных давлениях. К числу основных требований, предъявляемых к промышленным теплоносителям, относятся: воз­можно большая рабочая температура, большая объемная тепло­емкость, низкая вязкость, термическая и химическая стойкость, огне- и взрывобезопасность, нетоксичность, невысокая стоимость и низкие эксплуатационные затраты. Поиски веществ с таким сложным сочетанием физических и химических свойств обусло­вили появление многочисленного ряда теплоносителей, каждый из которых либо только частично удовлетворяет предъявляемым требованиям, либо в полной мере, но в ограниченном диапазоне рабочих условий. В связи с этим выбор оптимального теплоноси­теля в каждом конкретном случае представляет важную практи­ческую задачу.

Чрезвычайно разнообразные свойства и большое число пред­ложенных высококипящих жидких теплоносителей вызывают не­обходимость их классификации. Если базировать последнюю на принципе термодинамического подобия (молекулярная структура, тип слабейшей химической связи и критический коэффициент одинаковы), то можно разделить известные высококипящие тепло­носители на три основные группы: 1) органические (с остаточной связью); 2) ионные (с ионной связью); 3) жидкометаллические.

Органические теплоносители. Эта группа насчитывает большое число циклических, ациклических и смешанных соединений с тем­пературами кипения (при нормальном давлении) до 400 °С. Они применяются в виде индивидуальных веществ, а также в виде би­нарных и многокомпонентных смесей — эвтектических и неэвтек­тических. Свойства смесей данной группы, как и двух других, подробно освещены в специальной литературе (см. список литера­туры в конце книги). В табл. VII-1 приведены основные свойства теплоносителей, представляющих наибольший практический ин­терес для химической технологии.

К рассматриваемой группе теплоносителей относятся также ароматизированные (с увеличенным содержанием ароматических и нафтеновых иолец и уменьшенным содержанием парафиновых цепей) и неароматиэированные минеральные масла, чаще всего цилиндровые и компрессорные. Ароматизированные масла отли­чаются более высокой термической стойкостью.

Высококипящие органические теплоносители используют обычно в жидком виде с принудительной их циркуляцией вдоль поверхности нагрева. Применение этих теплоносителей в паро­образном состоянии оправдано только в процессах, требующих

п

Основные физические свойства ряда органических высококипящих теплоносителей при нормальном давлении

ТАБЛИЦА VIM

				Температура, °С		Удельная теплоем-
	Плот-						Энталь-
Теплоноситель	ность при 20 "С,		плавле-		кипения	кость.		пия жид­кости,
	кг/м'		ния			(кг-К)		кДж/кг
Этиленгликоль	1113		—15,6		197,3	2,35		812,2
Глицерин	1260		—19		290,0	2,345		774,6
Нафталин	1150		80,2		218,0	2,010		340,8
Дифениловый эфир	1080		27,0		258,5	1,671		275,1
Дифенил бензол	1019		56,3		337,5	1,834		264,0
Дифенилметан	1006		25,4		264,3	1,733		376,8
Дитолилметан	982,6		—33,0		296,0	1,553		334,9
Дикумилметан	947,5		—23,0		335,0	1,436		332,9
Диксилилметан	989,9		—42,0		324,0	1,490		330,8
Тетраизопропилдифенилме-	927,8		—8,0		384,0	1,331		287,2
танМоноизопропилдифенил	979,0		—47,0		290,0	1,410		431,2
Изопропилтерфенил	1013,0		—15,0		346,0	1,158		—
Эвтектические смеси
26,5% дифенила+73,5%	1060,0		12,3		258,0	1,591		—
дифенилового эфира
28% дифеиила +72%	1007,0		12,3		263,0	1,400		—
дифенилметана
0,3% дифенила+11,7%	760		60,0		371,0	2,512		—
ортотерфенила	(316 °С)					(316 °С)
+60% ж-терфенила+
+28% л-терфенила
Неэвтектические смеси
34,4% дифенила+	1070,0		-7,0		290,0	1,616
+48,9% о-терфени-
ла + 11,5% л-терфе-	1006,0		—10,0		240,0	1,884		—
нила + 5,2% фенан-
трена + метилнафта-
лины
метилнафталины +10%	976,0		—10,0		240,0	1,842		—
парафинов

остоянной температуры греющей среды, но не дает особых пре­имуществ из-за низких теплот парообразования (конденсации). По коэффициентам теплоотдачи пары органических теплоносите­лей значительно уступают водяному пару и практически равно­ценны жидким теплоносителям при скорости циркуляции около 3 м/с.

Органические теплоносители, как правило, горючи и взрыво­опасны, но малотоксичны и химически не агрессивны по отноше­нию к обычным конструкционным материалам (углеродистые и другие стали). Исключение составляют хлоропроизводные соеди­нения, которые отличаются высокой токсичностью и коррозион­ным действием на цветные металлы (медь, латунь, бронзы, алю­миний).

К числу факторов, определяющих в каждом случае выбор теп­лоносителя, относятся: требуемая рабочая температура, плот­ность, вязкость, удельная теплоемкость и коэффициент теплопро­водности. Верхний предел рабочей температуры ограничен нача­лом разложения теплоносителя, а нижний предел — его вяз­костью, возрастающей с понижением температуры и практически неприемлемой при кинематической вязкости выше 4'Ю^-4 м²/с из-за большого расхода энергии на циркуляцию. С увеличением удельной объемной теплоемкости (рс) теплоносителя уменьшается его расход, необходимый для переноса требуемого количества тепла при заданном перепаде температур, и, следовательно, рас­ход энергии на его циркуляцию. Напомним также, что с уменьше­нием вязкости и увеличением теплопроводности теплоносителя возрастает его коэффициент теплоотдачи. Легко видеть, что наи­более выгодным является тот теплоноситель, который обеспечи­вает перенос требуемого количества тепла при минимальном рас­ходе энергии, наибольшем коэффициенте теплоотдачи и наимень­шем термическом разложении.

Процесс термического разложения органических теплоносите­лей достаточно изучен и освещен в литературе. Скорость разло­жения увеличивается экспоненциально с ростом температуры и в среднем примерно удваивается на каждые 10°. Допустимая ско­рость разложения измеряется несколькими процентами в год.

Среди применяемых в промышленности органических тепло­носителей первое место (около 40 % установок) занимает эвтек­тическая смесь дифенила и дифенилового эфира («даутерм»), используемая как в жидком (до температуры 330 °С), так и в парообразном состояниях (до температуры 400 °С). При использовании жидкой смеси с температурой выше 257 ^РС требуется ее подпрессовка сжатым азотом. Степень разложения данной смеси при температурах до 400 °С невелика; она несколько темнеет, но без существенного изменения своих физических свойств. При более высоких температурах происходит полимери­зация; образующиеся вещества растворимы, и смесь легко реге­нерируется путем простой перегонки. Допустимое накопление продуктов полимеризации равно 10—15%. В этом случае срок службы теплоносителя составляет 45—60 месяцев при рабочей температуре 350 °С и лишь 1,5—2 месяца при температуре 410 °С.

Самыми дешевыми, но и наименее термически устойчивыми теплоносителями являются минеральные масла. При использовании масел необходимо учесть, что вблизи температуры вспышки, которая обычно ниже 300 °С, наблюдается их термиче­ское разложение, сопровождающееся отложением кокса на по­верхности нагрева и выделением газообразных веществ. Послед­ние образуют с кислородом воздуха взрывоопасные смеси, а отло­жение кокса приводит к уменьшению коэффициента теплопере-

Основные физические свойства ряда высококипящих ионных теплоносителей при нормальном давлении

Температура, °С

135,9 230,0 263,3

200,0

250,0 254,0

Теплоноситель