На практике часто возникает необходимость для стандартного или вновь разработанного теплообменника при известных расходах G 1 G 2 , начальных температурах t 1 ’ и t 2 ’, площади поверхности аппарата F определить конечные значения температур теплоносителей t 1 ’’ и t 2 " или, что то же самое, тепловую мощность аппарата. Из курса тепломассо­обмена известно, что t 1 ’’ и t 2 " можно рассчитать по формулам

, (2.33)

где ε–эффективность теплообменника, определяемая долей его дейст­вительной тепловой мощности от максимально возможной; (Gc) МИ н – наименьшее из G 1 c 1 и G 2 c 2 .

Из курса тепломассообмена и теории теплообменных аппаратов известно также, что в случае прямотока совместное реше­ние уравнений теплопередачи и теплового баланса с учетом уравнения (2.25) дает следующее выражение для эффективности:

, (2.34)

где ; , N=kF/C Min –число единиц перено­са; С мин, С макс – наименьшая и наибольшая полные теплоемкости теп­лоносителей, равные соответственно наименьшему и наибольшему про­изведениям расходов теплоносителей на их удельные теплоемкости. В случае противотока

. (2.35)

Для перекрестной и более сложных схем движения теплоносителей зависимости ε (N, С мин /С макс) приведены в .

Если коэффициент теплопередачи заранее неизвестен, его вычисля­ют так же, как при проведении теплового конструктивного расчета.

При С макс >>С мин (например, в случае конденсации пара, охлаждае­мого водой)

Этим, в частности, можно подтвердить отсутствие влияния на Δt схемы движения теплоносителей при С макс /С мин →∞.

Из уравнений: теплопередачи и теплового баланса следует также, что N 1 =kF/C l = δt l /Δt и N 2 =kF/C 2 =δt 2 /Δt; ε 1 = δ t 1 /Δt макс и ε 2 = δ t 2 /Δt макс, a ε 1 = ε 2 С 2 /C 1 . Поэтому по аналогии с формулами (2.34) и (2.35) могут быть получены зависимости вида ε 1 (N 1 C 1 С 2) и ε 2 (N 2 C 1 С 2 ) (см., например, ).

Необходимость использовать для каждой конкретной схемы движения теплоносителей свою, отличную от других формулу эффектив­ности затрудняет проведение расчетов. Для устранения отмеченного недостатка можно воспользоваться методом φ-тока, Подробно изло­женным в . В соответствии с этим методом зависимость эффектив­ности ε 2 от числа единиц переноса N 2 и относительной полной тепло­емкости ω=C 2 /C 1 для всех без исключения схем движения теплоноси­телей описывается единой формулой

где f φ , – характеристика схемы тока. Легко видеть, что при f φ =0 фор­мула (2.37) переходит в формулу (2.34) для прямотока, при f φ =1– в формулу (2.35) для противотока.

Идея метода φ-тока основана на том, что значения эффективности для подавляющего большинства сложных схем лежат между значения­ми эффективности для прямотока и противотока. Тогда, вводя функ­цию f φ =0,5(1– cosφ), ; при φ=0 получаем f φ =0, т. е. минимальное значение характеристики схемы тока, которое соответствует прямотоку. При φ=π имеем максимальное значение характеристики f φ =l, кото­рое отвечает наиболее эффективной противоточной схеме.

Для любой схемы, кроме прямоточной и противоточной, для кото­рой f φ – величины постоянные, f φ есть, как правило, некоторая функ­ция от N 2 =kF/C 2 . Однако расчеты показали, что при, N 2 < 1,5 и даже при N 2 <=2 f φ , можно принимать постоянными. Значения этих постоян­ных приведены в табл. 2.3. Там же даны предельные значения харак­теристик схемы тока f φ *, которые получаются, если в формуле (2.37) осуществить предельный переход при N 2 →∞ и ω→1:

, (2.38)

При использовании уравнения (2.37) появляется возможность про­водить на ЭВМ расчеты теплообменников с различными схемами дви­жения теплоносителей по единообразной методике. При этом любой из теплообменных аппаратов можно представить в виде схемы, содержа­щей параллельно и последовательно включенные элементарные тепло­обменники, в каждом из которых движение теплоносителей носит только либо прямоточный, либо противоточный, либо поперечноточ­ный, либо перекрестно-точный характер, т. е является простым. Раз­меры элементарных теплообменников всегда выбирают достаточно малыми, чтобы можно было пренебречь нелинейным характером изме­нения температуры теплоносителей и рассчитывать средний темпера­турный напор на каждом из элементарных участков поверхности как среднеарифметический.

Таблица 2.3. Характеристики схемы тока и предельной эффективности аппаратов для различных схем движения теплоносителей

Cтраница 1

Поверочный тепловой расчет позволяет поверить границы изменения параметров и расхода генерируемого пара в КУ при экстремальных значениях температуры наружного воздуха, изменении вида сжигаемого топлива и нагрузки ГТУ и их влияние на паровую турбину. При анализе учитывается вид тепловой схемы ПГУ (моно или полиблочная), а также возможность работы паровой турбины установки на одном из имеющихся КУ.  

Поверочный тепловой расчет выполняется для котла-утилизатора известной конструкции с целью выявления его тепловых характеристик при различных нагрузках собственно котла и изменении режимов работы ГТУ. Поверочный расчет производится также в том случае, когда котел-утилизатор, рассчитанный на использование тепла отходящих газов определенного типа ГТУ, устанавливается за ГТУ другого типа. Для поверочного расчета необходимо знать параметры продуктов сгорания на входе котла-утилизатора, давление и температуру питательной воды, а иногда и температуру перегретого пара. В результате поверочного теплового расчета при известных геометрических характеристиках поверхностей нагрева определяют температуры рабочих сред (пара, воды, продуктов сгорания) на входе и выходе поверхностей, скорости рабочих сред, аэродинамическое сопротивление котла-утилизатора и его производительность.  

Поверочные тепловые расчеты выполняются для установления возможности использования готовых или стандартных аппаратов, изготовляющихся заводами, а также для действующих теплообменных аппаратов. В этих расчетах при заданных размерах аппаратов и условиях их работы, определяемых технологическим и теплотехническим режимами производства, требуется установить фактическую производительность установленных аппаратов и ее соответствие требуемой производительности. Иными словами, задачей - поверочных тепловых расчетов теплообменных аппаратов является выбор условий, обеспечивающих оптимальный режим их работы.  

Поверочные тепловые расчеты приобретают важное значение в связи с разработкой мероприятий по рационализации теплового хозяйства промышленных предприятий и повышению производительности теплового оборудования.  

Поверочные тепловые расчеты обычно приходится выполнять чаше, чем проектные. С поверочными расчетами встречается в практической работе широкий круг инженерных работников. Но, несмотря на это, методика поверочных тепловых расчетов разработана все еще недостаточно. Поэтому в дальнейшем методике поверочных тепловых расчетов будет уделено надлежащее внимание.  

Поверочные тепловые расчеты относятся к работающим в заводских условиях выпарным установкам и имеют своей задачей установление оптимального режима работы установки в определенных условиях. В этом состоит нормирование работы тепловых устройств. При нормировании работы выпарных установок основной задачей следует считать установление оптимального температурного режима в связи с исходными данными об общей нагрузке установки, пароотборе и размерах отдельных корпусов.  

Поверочные тепловые расчеты выполняются в случае, если известна поверхность нагрева теплообменного аппарата и требуется определить количество переданного тепла и конечные температуры рабочих жидкостей. Тепловой расчет теплообменных аппаратов сводится к совместному решению уравнений теплового баланса и теплопередачи.  

Поверочные тепловые расчеты выполняются в случае, если известна поверхность нагрева теплообменного аппарата и требуется определить количество переданной теплоты и конечные температуры рабочих жидкостей. Тепловой расчет теплообменных аппаратов сводится к совместному решению уравнений теплового баланса и теплопередачи.  

Поверочный тепловой расчет производят для существующего котельного агрегата. Задачей этого расчета является определение экономичности котла и оценка надежности его работы для заданного топлива, притом в некоторых случаях не только для номинальной нагрузки котла, но и для нагрузок, отличающихся от нее. Задачей поверочного расчета может явиться также оценка работы котла после реконструкции топочных устройств или поверхностей нагрева с целью повышения его производительности или экономичности.  

Поверочный тепловой расчет проводится в том случае, когда имеется готовый (стандартный) теплообменник и требуется определить, сколько таких аппаратов необходимо установить, чтобы поверхность их теплообмена соответствовала полученной в результате расчета.  

Поверочные тепловые расчеты выполняют для выявления возможности использования готовых или стандартных теплообменных аппаратов для тех или иных целей, определяемых технологическими требованиями.  

Поверочный тепловой расчет аппарата производится после того, как рассчитаны и спроектированы все его детали и узлы. Задачами поверочного расчета являются: 1) определение температуры: а) на поверхности деталей и узлов из металла; б) максимальной и средней внутри узлов, содержащих изоляционные материалы; 2) определение температуры охлаждающей среды внутри оболочки у аппаратов, имеющих оболочку; 3) определение температуры наружной поверхности стенок оболочки. В этой главе изложены упрощенные методы расчетов.  

Поверочный тепловой расчет отельного агрегата представляет собой сложную математическую задачу, заключающуюся в составлении и решении системы нелинейных алгебраических уравнений высокого порядка. Для составления решения этой системы необходимы значительные массивы исходной информации, характеризующей котельный агрегат в целом, а также каждую из его поверхностей.  

ПОВЕРОЧНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ

Наименование параметра	Значение
Тема статьи:	ПОВЕРОЧНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ
Рубрика (тематическая категория)	Все статьи

При расчете комплектно поставленных машин, включающих компрессорно-конденсаторный агрегат, испарители и другие элементы, нельзя задаваться температурным режимом их работы. Он должна быть определен только специальным поверочным тепловым расчетом намеченнои̌ к установке машины.

Целью поверочного расчета является выяснение, сможет ли выбранная машина обеспечить нужные температуры воздуха в камерах при известном теплопритоке, не превышая допустимого значения коэффициента рабочᴇᴦο времени b. Для ϶того определяют действительный температурный режим работы и действительный коэффициент рабочᴇᴦο времени машины. В рассмотренных автоматических машинах компрессор работает только в рабочей части цикла, а испаритель - непрерывно. По϶тому компрессор рассчитывают по температуре кипения tор средней за рабочий период цикла, а испаритель - по температуре кипения tоц средней за весь цикл.

В поверочном расчете сначала определяют температуру кипения среднюю за весь цикл tоц из уравнения теплообмена в испарителе, которое при охлаждении машинои̌ только однои̌ камеры имеет вид.

При охлаждении однои̌ машинои̌ n камер уравнение теплообмена в испарителях принимает вид

В этих формулах

Qкам, Qкам1, Qкам2,…, Qкамn - расход холода по соответствующим камерам, Вт;

kи, kиl, kи2,…, kиn - коэффициенты теплопередачи испарителей, Вт/(м2·°С);

Fи, Fиl, Fи2,…, Fиn - поверхности испарителей, м2;

tкам, tкам1, tкам2,…, tкамn - температуры воздуха в соответствующих камерах, °С.

Экспериментальными работами и специальными расчетами установлено, что температура кипения холодильного агента средняя за рабочий период цикла top машин малой холодопроизводительности, работающих на охлаждение камер с температурой воздуха от -2° до +4°С, примерно на 3°С ниже температуры кипения холодильного агента средней за весь цикл tоц, т.е.

По найденному значению tор определяют действительную рабочую холодопроизводительность Qop выбраннои̌ к установке машины. Это делается по характеристике машины, представленнои̌ в координатах Q0 - t0 и помечаемой в каталогах и справочниках (см. рис.106).

При определении Qop по такому графику следует задаться температурой конденсации и брать значения Qop по кривой, относящейся к ϶той температуре. Для агрегатов с водяным охлаждением конденсатора поддержание принятой температуры конденсации обеспечивается водорегулирующим вентилем. В агрегатах с воздушным охлаждением конденсатора температура конденсации устанавливается в соответствии с температурой окружающᴇᴦο воздуха и холодопроизводительностью компрессора. В ϶том случае температурой конденсации можно изначально задаться, а после расчета конденсатора уточнить ее.

Для машин с воздушным охлаждением конденсатора, температура конденсации должна быть подсчитана по уравнению

Где tв - температура окружающᴇᴦο (конденсатор) воздуха, °С;

kк - коэффициент теплопередачи конденсатора, Вт/(м2·°С);

Fк - теплопередающая поверхность конденсатора, м2;

Если подсчитанная таким образом температура будет отличаться от первоначально принятой более чем на 2°С, расчет следует повторить.

Действительный коэффициент рабочᴇᴦο времени холодильнои̌ машины должна быть выражен как отношение общᴇᴦο расхода холода по даннои̌ группе камер ΣQкам к рабочей холодопроизводительности машины (агрегата), выбраннои̌ для охлаждения ϶той группы камер Qор, то есть

Полученное значение коэффициента рабочᴇᴦο времени должно находиться в пределах от 0,4 до 0,7. Более высокие значения b показывают, что производительность выбранного агрегата недостаточна; следует взять другой агрегат, большей производительности, и повторить расчет. Если в результате расчета получится, что b<4, то ϶то означает, что выбранный агрегат будет мало использоваться, тогда нужно принять агрегат с меньшей холодопроизводительностью и повторить расчет. Когда соотношение тепловых нагрузок не соответствует возможному распределению испарителей по камерам при отсутствии в них реле температуры, следует после поверочного, расчета машины проверить, будет ли обеспечено поддержание заданнои̌ температуры в камерах. Для ϶того пользуются тем же уравнением теплопередачи испарителя для каждой камеры (59), но подставляют в нᴇᴦο найденное значение температуры кипения tоп, а определяют температуру воздуха в камере tкам:

Если найденное значение температуры воздуха в камере более чем на 2°С отклоняется от номинального её значения, то следует рассмотреть вариант иного размещения испарителей по камерам или заказать испарители сверх комплекта.

При поверочном расчете холодильнои̌ установки с системой рассольного охлаждения можно принимать коэффициент рабочᴇᴦο времени b=0,9 и рассчитывать испаритель на непрерывную работу компрессора, т.е. принимать tоц≈tор=t0. Рабочая температура кипения определится по уравнениям:

, (66)

где tpm - средняя температура рассола, ºС;

t0 - температура кипения, °С.

В ϶том расчете однои̌ из величин tpm или t0 можно задаться. Другую подсчитывают по уравнению. Определение температуры кипения можно выполнить и графически. Для ϶того на графике Q0 – t0, представляющем характеристику агрегата, проводят прямую Qи=kиFи(tpm-t0), которая является характеристикой испарителя. Точка пересечения кривой Q0 и прямой Qи будет соответствовать искомой температуре кипения.

ПОВЕРОЧНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ - понятие и виды. Классификация и особенности категории "ПОВЕРОЧНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ"2017-2018.

Различают проектный и поверочный расчеты процессов теплообмена. Задачей проектного расчета является определение размеров и режима работы теплообменника, необходимого для подвода или отвода заданного количества теплоты к тому или иному теплоносителю. Цель поверочного расчета – определение количества теплоты, которое может быть передано в конкретном теплообменнике при заданных условиях его работы. В обоих случаях расчет основывается на использовании уравнений теплового баланса и теплопередачи.

При проектном расчете известны или заданы количество нагреваемого или охлаждаемого вещества и его параметры на входе в теплообменник и на выходе из него. При этом определяют необходимую поверхность теплообменника, расход горячего или холодного теплоносителя, геометрические размеры теплообменника заданной конструкции и его гидравлическое сопротивление. В заключение на основе проведенных расчетов подбирают стандартный или нормализованный теплообменник определенной конструкции. Выбранная конструкция по возможности должна быть оптимальной, т.е. сочетать интенсивный теплообмен с низкой стоимостью и простотой в эксплуатации.

Поверочный расчет выполняют, чтобы определить, можно ли использовать имеющийся теплообменник для тех или иных целей, определяемых технологическими требованиями.

Проектный расчет рекуперативных теплообменников

До проведения расчета рекуперативных теплообменников производят выбор пространства для движения теплоносителя с целью улучшения условий теплоотдачи со стороны теплоносителя с большим термическим сопротивлением. Для этого жидкость, обладающую большой вязкостью или расход которой меньше, рекомендуется направлять в то пространство, где скорость ее может быть выше. Теплоносители, содержащие загрязнения, направляютв пространства, поверхности которых легче могут быть очищены от отложений. Выбор пространства должен учитывать также потери тепла в окружающую среду.

Предварительно выбирают и направление взаимного движения теплоносителей, учитывая преимущество противотока при теплообмене без изменения агрегатного состояния теплоносителей, а также целесообразность совпадения направлений вынужденного и свободного движения теплоносителя.

Очень важен правильный выбор оптимальных скоростей движения теплоносителей, так как это имеет решающее значение при конструировании и эксплуатации теплообменника. С увеличением скорости потоков увеличивается коэффициент теплопередачи
, а следовательно, уменьшается необходимая поверхность теплопередачи
, что в свою очередь ведет к уменьшению габаритных размеров теплообменника и его стоимости. Кроме того, с увеличением скорости уменьшается возможность образования отложений на поверхности теплообмена. Однако при чрезмерном повышении скорости движения потока увеличивается гидравлическое сопротивление теплообменника, что приводит к вибрации труб и гидравлическим ударам. Оптимальная скорость определяется из условий достижения желаемой степени турбулентности потока. Обычно стремятся, чтобы скорость потока в трубах соответствовала критерию
. В связи с этим рекомендуются следующие оптимальные скорости движения
(м/с): воды и жидкостей с умеренной вязкостью –
; вязких жидкостей –
; воздуха и газов при умеренном давлении –
; насыщенного пара под давлением –
; насыщенного пара под вакуумом –
. Наиболее желателен выбор оптимальной скорости на основе технико-экономического расчета.

Полный расчет теплообменника включает тепловой, конструктивный и гидравлический расчеты.

Тепловой расчет. Тепловой расчет проектируемых теплообменников производят в следующей последовательности:

– рассчитывают тепловую нагрузку и расход теплоносителей;

– рассчитывают средний температурный напор и средние температуры теплоносителей;

– рассчитывают коэффициент теплопередачи и поверхность теплообмена.

Наиболее прост расчет при постоянных температурах теплоносителей по длине теплообменника. В этом случае физические свойства теплоносителей и разность температур постоянны и расчет сводится к определению коэффициента теплопередачи. Близкие к этим условиям наблюдаются в обогреваемых конденсирующимся паром кипятильниках. В общем случае температуры теплоносителей изменяются по длине теплообменника. Взаимосвязь изменений температур теплоносителей определяется условиями теплового баланса, который для бесконечно малого элемента теплообменника имеет вид:

где ,и,– расходы и теплоемкости теплоносителей, аи– их температуры в произвольном сечении аппарата.

Уравнение теплового баланса для всего аппарата без учета потерь тепла получают путем интегрирования последнего уравнения:

где и,и– начальные и конечные температуры теплоносителей;– тепловая нагрузка.

Расходы теплоносителей при теплообмене без изменения агрегатного состояния на основании теплового баланса:

;

.

При изменении агрегатного состояния теплоносителя уравнение теплового баланса может иметь различную форму в соответствии с условиями протекания процесса. Например, при конденсации пара

(
– расход пара;и
– энтальпии пара и конденсата).

Изменение энтальпии

где
и
–средние удельные теплоемкости перегретого пара и конденсата;
и
– температуры перегретого и насыщенного пара.

Если неизвестна конечная температура одного из теплоносителей, то ее определяют из теплового баланса. Когда же неизвестны конечные температуры обоих теплоносителей, то для их определения используют общий прием – метод последовательных приближений. Этот метод основан на том, что вначале принимаются определенные решения относительно конструкции аппарата и неизвестных технологических параметров, затем путем пересчета проверяется правильность этого выбора, принимаются уточненные значения указанных параметров и расчет повторяется до получения результатов с желаемой степенью точности. При этом следует принять во внимание, что разность температур между теплоносителями на конце теплообменника должна быть не менее 10–20 °С для жидкостных подогревателей и 5–7 °С для паро-жидкостных подогревателей.

Определение среднего температурного напора
производится с учетом характера изменения температур вдоль поверхности теплообмена
. При противотоке, а также при постоянной температуре одного из теплоносителей среднюю разность температур определяют как среднелогарифмическую из большей и меньшей разности температур теплоносителей на концах теплообменника:

или при

.

При всех других схемах течения среднюю разность температур находят по этим же уравнениям, но с введением поправочного коэффициента (см. раздел 7.7.3).

Среднюю температуру теплоносителя с меньшим перепадом температур по длине аппарата рекомендуется рассчитывать как среднеарифметическую, а среднюю температуру другого теплоносителя находят по известной величине
, пользуясь соотношением

,

где
и
– средние температуры теплоносителей.

Дальнейшей задачей расчета является нахождение коэффициента теплопередачи
. Если теплопередача происходит через плоскую стенку или тонкую цилиндрическую, то

.

Для расчета
необходимо предварительно вычислить коэффициенты теплоотдачиипо обе стороны теплопередающей стенки, а также термическое сопротивление стенки
, которое включает помимо термического сопротивления самой стенки еще и термическиесопротивления загрязнений с обеих ее сторон. Термические сопротивления стенки и слоев загрязнений находят в зависимости от их толщины и коэффициентов теплопроводности материала стенки и загрязнений. Коэффициенты теплоотдачи рассчитывают в зависимости от условий теплоотдачи по одному из уравнений, приведенных в разделе 7.6.

Учитывая многообразие гофрированных поверхностей в пластинчатых теплообменниках, Л.Л. Товажнянским и П.А. Капустенко предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи, учитывающая угол наклона гофр по отношению к направлению потока рабочей среды:

где – угол наклона гофр.

Это уравнение справедливо в пределах
.

Для расчета теплоотдачи в каналах, образуемых пластинами типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1), уравнение (8.20) может быть представлено в виде:

при

; (8.21)

при

. (8.22)

где–коэффициент гидравлического сопротивления щелевидного канала;– коэффициент гидравлического сопротивления гладкой трубы.

При конденсации быстродвижущегося пара (Re> 300) в каналах сетчато-поточного типа Л.Л. Товажнянский и П.А. Капустенко, используя модель движения дисперсно-кольцевого типа, получили следующую зависимость:

,

где Nu – критерий Нуссельта для пленки конденсата; Re ж – критерий Рейнольдса, рассчитанный по полному расходу парожидкостной смеси и вязкости жидкой фазы;
– плотности жидкости и пара соответственно;
– критерий Прандтля для жидкой фазы.

Поскольку коэффициенты теплоотдачи являются функциями скоростей движения, то, чтобы найти их, необходимо знать площади поперечного сечения каналов, по которым движутся теплоносители (расходы известны). Это требует предварительно задаться конструкцией и размерами теплообменника. Помимо этого, для вычисления коэффициента теплоотдачи часто необходимо знать температуру стенкиили удельную тепловую нагрузку, значения которых, в свою очередь, зависят от определяемой величины. В таких случаях коэффициенты теплоотдачи рассчитывают методом последовательных приближений: величинамиизадаются и после определения величины коэффициента теплопередачи
проверяют. Для упрощения расчета можно воспользоваться графоаналитическим методом, при котором ведут два параллельных расчета для двух выбранных значенийсо стороны одного из теплоносителей.

Так, например, если коэффициенты теплоотдачи изависят от температуры стенки
, то, задавшись двумя значениями
и
, вычисляют соответствующие значенияии удельные тепловые нагрузкии:

;

,

где – средняя температура теплоносителя.

По величине термического сопротивления стенки
рассчитывают температуру стенки со стороны другого теплоносителя:

,

и определяют и, а такжеи:

,

(– средняя температура второго теплоносителя).

Рисунок 8.34 – Зависимость q 1 иq 2 от значенийt ст1

Затем строят график зависимостииот принятых значений
(рис. 8.34). По точке пересечения линий, соединяющих тепловые нагрузки при различных значениях
, определяют истинные температуру стенки
и тепловую нагрузку.

Тогда коэффициент теплопередачи
.

Величина поверхности теплообмена из общего уравнения теплопередачи

, либо
.

Особенности теплового расчета холодильников и конденсаторов . Расчет холодильников-конденсаторов имеет свои особенности, обусловленные характером изменения температур и коэффициентов теплопередачи вдоль поверхности теплопередачи.

На рис. 8.35 показано примерное распределение температур в конденсаторе-холодильнике, в который поступают пары в перегретом состоянии.

В данном случае можно выделить три зоны: I – охлаждение паров до температуры насыщения; II – конденсация паров и III – охлаждение конденсата. В первой зоне пары охлаждаются от температуры до
и переходят в насыщенное состояние. Коэффициент теплопередачи для этой зоны имеет меньшую величину, чем в зоне II, где происходит конденсация паров. В зоне III коэффициент теплопередачи имеет промежуточное значение.

Рисунок 8.35 – Профиль температур в конденсаторе-холодильнике

Тепловой баланс по зонам при условии полной конденсации насыщенного пара в количестве

где и
– энтальпия перегретого и насыщенного пара соответственно;–удельная теплоемкость пара;

,

– удельная теплота парообразования;

здесь
и– удельная теплоемкость и температура конденсата.

.

Температуры охлаждающего агента (воды)
в начале и конце зоны II определяют из уравнений теплового баланса

;

,

(– удельная теплоемкость охлаждающего агента).

Общий расход охлаждающего агента

.

Для каждой зоны по известным уравнениям рассчитывают среднюю разность температур
и коэффициент теплопередачи
.

Тогда поверхности теплообмена зон:

;
;
.

Конструктивный расчет . Задачей конструктивного расчета теплообменных аппаратов является определение основных размеров аппаратов и выбор их общей компоновки. Исходными данными для конструктивного расчета являются результаты теплового расчета: расходы теплоносителей, скорости их движения, начальные и конечные температуры, поверхность теплообмена.

Для трубчатых аппаратов конструктивный расчет сводится к определению числа или длины труб, размещению их в трубной решетке (с учетом числа ходов) и нахождению диаметра и высоты аппарата. Расчету подлежат также диаметры патрубков штуцеров теплообменника.

Общее число труб теплообменника при их среднем диаметре
и принятой длинеопределяют по поверхности теплообмена

.

При заданном расходе жидкостии принятой скорости ее движения
по трубам с внутренним диаметромчисло труб одного хода

.

Число ходов в трубном пространстве теплообменника

.

Внутренний диаметр кожуха теплообменника
определяется числом трубок, размещаемых в трубной решетке. Отверстия для труб в трубных решетках размещают равномерно по всему сечению. Такое размещение сравнительно легко осуществляется в одноходовом теплообменнике. В многоходовых теплообменниках, имеющих перегородки, размещение труб производят обычно графическим путем. По геометрической конфигурации различают размещение трубок по вершинам правильных многоугольников и по концентрическим окружностям.

При размещении труб шаг принимают в зависимости от их наружного диаметра, при закреплении труб развальцовкой
, а при закреплении их сваркой
. Общее число труб, которое можно разместить на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников в пределах вписанного в круг шестиугольника,

,

где – число труб, размещающихся на диаметре трубной решетки:

(
– расчетная поверхность теплопередачи;– шаг труб;– поверхность 1 м трубы принятого диаметра;– отношение высотыили длинырабочей части теплообменника к его диаметру).

Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника

.

Рабочая длина одной трубы

, или
.

Полная высота теплообменника

,

где –толщина трубной решетки (для стальных труб
мм, для медных труб
мм);– высота камеры (крышки),
м.

Змеевики располагают в аппаратах таким образом, чтобы они по всей высоте находились в жидкости и со всех сторон не доходили до стенок аппарата на 0,25 – 0,4 м.

При известном внутреннем диаметре аппарата
диаметр витка змеевикасоставит

Общая длина труб змеевика

.

Длина одного витка змеевика

.

Число витков змеевика определяют из зависимости

,

где – расстояние между витками по вертикали,
.

Для пластинчатых теплообменников при конструктивном расчете определяют: размеры пластин и число каналов в одном пакете, число пластин в каждом пакете и число пакетов в аппарате, общее число пластин и основные размеры аппарата.

Число параллельных каналов в пакете для каждой среды

,

где – площадь поперечного сечения пакета,
(– объемный расход теплоносителя,
– его скорость);– площадь сечения одного межпластинчатого канала.

Полученное значение
округляют до целого.

Число пластин в пакете

.

В крайних пакетах, соприкасающихся с плитами, общее число пластин на одну больше (концевую):

.

Поверхность теплопередачи одного пакета

,

где – поверхность теплопередачи одной пластины.

Число пакетов (ходов) в теплообменнике

(
–рабочая поверхность аппарата, найденная при тепловом расчете).

Если величина получается дробной, то ее округляют до целого числа и корректируют соответственно поверхность всего аппарата:

.

Общее число пластин в аппарате (секции)

.

Гидравлический расчет теплообменников . Целью гидравлического расчета является определение сопротивления, создаваемого теплообменником, и мощности, необходимой для перемещения через него жидкости.

Гидравлическое сопротивление теплообменника
складывается из потерей давления на преодоление трения
и потери давления
, расходуемого на преодоление местных сопротивлений

.

Для кожухотрубчатых теплообменников полное гидравлическое сопротивление трубного пространства

,

где – коэффициент внешнего трения (см. раздел 1.3.4);– общая длина пути потока в трубах;
– скорость потока в трубах;– плотность потока при его средней температуре;– коэффициент местного сопротивления.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства

.

Здесь
–средняя скорость движения теплоносителя в межтрубном пространстве;– его плотность при средней температуре;–коэффициент сопротивления для межтрубного пространства (для теплообменников с длиной труб 6 м величина
; при длине труб 3 и 9 м принимают поправочные коэффициенты 0,5 и 1,5 соответственно).

Гидравлическое сопротивление многопакетного пластинчатого теплообменного аппарата при одинаковом числе каналов во всех пакетах

,

,

где – коэффициент общего гидравлического сопротивления единицы относительной длины межпластинчатого канала;
и– эквивалентный диаметр и приведенная длина одного межпластинного канала,
(– рабочая поверхность теплообмена одной пластины;– ширина рабочей части пластины);– плотность теплоносителя при его средней температуре;
– его скорость в межпластинном канале;– число последовательно включенных каналов или число пакетов в секции для данной рабочей среды;– общее число пластин в секции (аппарате);– зазор между пластинами;– объемная производительность аппарата.

При турбулентном течении (10 3

где– угол наклона гофра;– угол при вершине гофра.

Для пластин типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1):

при

; (8.26)

при

. (8.27)

Значения коэффициентов A иB в уравнениях (8.26) и (8.27) приведены в таблице 8.2.

Таблица 8.2 – Значения коэффициентов A иB в уравнениях (8.26) и (8.27)

Между теплопередачей и потерей давления существует тесная физическая и экономическая связь, обусловленная скоростью движения теплоносителей. Чем больше скорости теплоносителей, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для данной тепловой нагрузки теплообменный аппарат, а следовательно, меньше капитальные затраты. Но при этом растет гидравлическое сопротивление потоку и возрастают эксплуатационные расходы. Поэтому скорость теплоносителя выбирается в некоторых оптимальных пределах, определяемых, с одной стороны, стоимостью поверхности теплообмена аппарата данной конструкции, а с другой – стоимостью затрачиваемой энергии при эксплуатации аппарата.