Особенности создания и использования эффективных теплообменных аппаратов



В статье рассматриваются особенности создания и использования эффективных теплообменных аппаратов. Представлен конструкции труб с развитой поверхностью теплообмена. Приведен порядок определения степени развитости поверхности теплообменника, коэффициента теплопередачи, а также расчет уравнения теплопередачи. В результате создания эффективных теплообменников используются три основные параметра: наружный диаметр труб; расчетная скорость потока; число Прандтля

Ключевые слова: теплообменный аппарат, коэффициент теплопередачи, критерий Нуссельта.

Теплообменный аппарат будет легче переносить тепло, если теплоносителя с более высокими значениями температуры и давления направить внутрь труб. Это позволяет в первом случае расходовать остродефицитные высоколегированные стали только для трубной решетки, а кожух делать из более простых материалов. Во втором случае облегчается чистка труб в процессе эксплуатации теплообменников. Как правило, среды, по которым лимитируются потери давления (а это обычно газообразные среды с меньшим давлением), удобнее размещать снаружи труб; меняя шаги размещения труб в пучке, число ходов в межтрубном пространстве, можно выдержать заданные потери давления.

Если один из теплоносителей испаряется или конденсируется, то его удобнее направить в межтрубное пространство, в противном случае, как правило, неизбежно неравномерное распределение расхода теплоносителя по трубам и снижение эффективности работы аппарата.

Несмотря на разнообразие используемых теплообменников, можно кратко сформулировать предъявляемые к ним основные требования теплового, гидродинамического, конструктивного, эксплуатационного и технологического характера:- максимальная компактность, т. е. аппарат при заданных значениях тепловой мощности и мощности на прокачку теплоносителей имеет малый вес и габаритные размеры.

Решение вопроса о том, какой теплоноситель следует направить внутрь труб, а какой снаружи, зависит от давления и температуры сред, удобства компоновки аппарата в той технологической схеме, в которой он работает, от агрессивности теплоносителя и загрязняемой им поверхности теплообмена, от допустимых потерь давления по теплоносителю. Из всех существующих типов рекуперативных аппаратов пластинчато-ребристые обладают наибольшей компактностью, они позволяют разместить в 1 м3 объема аппарата до 1500 м2 поверхности теплообмена. Корпусы таких аппаратов обычно делаются прямоугольными, что исключает их использование при высоких температурах и давлениях теплоносителей.

Одной из разновидностей трубчатых аппаратов являются трубчато-ребристые. Они используются в тех случаях, когда коэффициент теплоотдачи снаружи труб во много раз меньше коэффициента теплоотдачи внутри труб. Увеличение поверхности теплообмена снаружи труб и дополнительная турбулизация потока ребрами позволяют значительно увеличить теплосъем с поверхности теплообменных труб.

Улучшение тепло гидродинамических характеристик поверхностей нагрева возможно несколькими способами, одним из которых является развитие внутренней и наружной поверхностей труб радиальным вдавливанием участков стенки трубы с образованием впадин и выступов различного профиля (рис. 1).

Рис. 1. Схема поверхности теплообменного аппарата с треугольными кольцевыми впадинами и выступами [1]

Увеличение поверхности теплообменного аппарата позволяет получить существенное развитие поверхностей, омываемых теплоносителями внутри и снаружи, а также интенсифицировать теплообмен за счет турбулизации потоков в выемках и впадинах.

Если представить приближенно профиль поверхности как последовательность треугольных выступов и впадин и пренебречь толщиной оболочки, то несложный геометрический анализ показывает, что степень развития поверхности канала ψ = F_тр/F_гл зависит от угла при вершине треугольного выступа β (0 < β < π) и его высоты h:

; (1)

где F_тр — площадь поверхности трубы с треугольными выступами и впадинами; F_гл — площадь поверхности гладкой трубы. Функция y = 1/sin(β/2) минимальна (равна 1) при β = π и стремится к бесконечности при β → 0. За счет уменьшения угла β можно получить существенное увеличение теплообменной поверхности. Так, если взять профиль выступа в виде равнобедренного треугольника с прямым углом при вершине β = π/2, то степень развития поверхности составит

(2)

Отсюда следует, что максимальная (предельная) степень развития поверхности, равная ψ_пред = √ 2, достигается при величине h → 0, когда число выступов на единице длины трубы стремится к бесконечности. Если взять за основу равносторонний треугольник (β = π/3), то формула (1) приобретает вид:

(3)

Получить степень развития поверхности ψ > 2 возможно за счет дальнейшего уменьшения угла β. Тогда профиль наружной и внутренней поверхностей соответствует профилю поперечно оребренной трубы, где значительно ухудшаются условия теплообмена на внутренней и внешней поверхностях, что указывает на нецелесообразность бесконечного снижения значений угла β.

Если представить профиль поверхности как последовательность полукруглых выступов и впадин (рис. 2) и пренебречь толщиной оболочки, то можно показать, что степень развития поверхности канала ψ зависит только от диаметра полукруглого выступа:

(4)

В случае (4) максимальная степень развития поверхности, равная ψ_пред = π/2, достигается при d → 0, когда число выступов на единице длины трубы стремится к бесконечности. Любое заметное (ψ > 1,15) двухстороннее развитие поверхности целесообразно, так как прямым образом влияет на увеличение передаваемого теплового потока и обеспечивает соответствующее снижение металлоемкости теплообменника.

Рис. 2. Схема конструкций теплообменных труб с развитой поверхностью теплообмена [1]: а — поперечное винтовое оребрение; б — поперечные кольцевые ребра; в — спиральные ребра; г — продольное оребрение; д — оребрение с помощью продольно приваренных проволок; е, ж — проволочное оребрение: кольцевое или спиральное

Наличие на наружной поверхности труб оребрения заставляет увеличивать шаг размещения труб в пучке и меняет технологию сборки трубчатых аппаратов.

Интенсификация теплообмена в трубах позволяет уменьшить минеральные отложения на внутренней поверхности примерно в пять раз по сравнению с гладкими круглыми трубами. В связи с этим представляет практический интерес предлагаемый учеными класс пружинно-витых каналов, витки которых выполнены из проволоки различного поперечного сечения и жестко скреплены лазерной сваркой. На рис. 3 представлен пружинно-витой канал, выполненный из проволоки круглого сечения.

Рис. 3. Схема пружинно-витого канала [1]

Степень развития поверхностей ψ пружинно-витых каналов определяется выражениями (1) и (2). В отличие от цилиндрических каналов конфигурация пружинно-витых труб обеспечивает снижение металлоемкости по сравнению с гладким каналом в среднем на 27 %.

Действительно, отношение массы материала, требуемого для изготовления труб одинаковой длины, равно отношению площадей поперечных сечений этих каналов [1].

Так, например, для пружинно-витого канала, выполненного из проволоки круглого сечения, отношение равно:

(5)

где М_гл — масса гладкой трубы; М_кр — масса пружинно-витого канала, выполненного из круглого сечения; S — площадь поперечного сечения стенки гладкой трубы S_гл и пружинно-витого канала S_кр, соответственно. В целях интенсификации теплообмена за счет турбулизации течения предложено установить в проточной части теплообменного элемента 1 интенсификаторы 2, выполненные в виде спиральных пружинно-витых элементов, жестко закрепленных между витками тугой пружины (рис. 3).

В связи с развитием и использованием нанотехнологий в процессе производства появляется возможность изготовления таких труб из цветных металлов (алюминий, латунь, медь).

Определение коэффициента теплопередачи

Для элемента поверхности теплообмена dF уравнение теплопередачи в дифференциальной форме записывается в виде

dQ = К ∆ТdF, Вт, (6)

где К — коэффициент теплопередачи, Вт/м²К); ∆Т = ТГ — ТХ — текущий температурный напор. Суммарный поток тепла через поверхность теплообмена

Q= Вт, (7)

Для определения Q, необходимо знать распределение К и ∆Т по поверхности теплообмена. Для однофазных теплоносителей коэффициент теплопередачи обычно изменяется незначительно и поэтому принимается постоянным по всей поверхности теплообмена. Тогда

Q= Вт, (8)

где средний по поверхности теплообмена температурный напор

(9)

Уравнение (1.3) является уравнением теплопередачи. Оно позволяет при конструкторском расчете определить поверхность теплообмена F.

Расчет уравнения теплопередачи

Если в теплообменном аппарате коэффициент теплопередачи существенно изменяется на отдельных участках поверхности теплообмена (как, например, для аппаратов с кипением или конденсацией теплоносителя на части поверхности), вводится средний по поверхности коэффициент К [3].

Для плоской стенки коэффициент теплопередачи

K= (10)

где , - коэффициенты теплоотдачи, Вт/м²К;-толщина стенки;

— коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м* К;

Для цилиндрической стенки при отнесении теплового потока соответственно к внутренней и наружной поверхности

K₁ = ; ; (11)

K₂ = ; ; (12)

где , коэффициенты теплоотдачи внутри и снаружи трубы, Вт/м²К;

d1 и d2 — внутренний и наружный диаметры.

Если 1,8, то вполне допустимо использование определения К по формуле для плоской стенки (10), т. е.

Q= Вт, (13)

где d0 = при d0 = при d0= 0,5 ( + ) при ; здесь L — длина труб.

Если ввести линейный коэффициент теплопередачи для цилиндрической стенки

= ; ; (14)

то

Q = Вт, (15)

Необходимые для определения коэффициентов теплоотдачи расчетные зависимости приводятся в учебниках, монографиях, справочниках, например в [4].

В [4] приведены рекомендации для расчета теплоотдачи в трубах, кольцевых и плоских каналах, продольно омываемых пучках труб.

В теплообменных аппаратах используются также поперечно обтекаемые пучки гладких труб с шахматным и коридорным расположением. Средняя теплоотдача для многорядных пучков гладких труб (Z > 10) определяется по формуле [4]:

= С (Prf / Prw) 0.25, (16)

где для коридорных пучков при = ..,.коэффициенты с = 0,56 и n= 0,5. при = с = 0,2; п = 0,65 для 2 и C =0.2 ; п = 0,65; при S 2 / < 2; причем для S 2 / 1,5 принимается С = 0,2; при S 2 / > 3 принимается S 2 / = 3. При коэффициенты С = 0,02; п. = 0,84. Для шахматных пучков при = С = 0,64; n = 0,5 при = — и

коэффициенты C =0,23+0,06 п= 0,6; при > 2*10⁵ коэффициенты С = 0,023; п = 0,84.

Таким образом за определяющий размер принят наружный диаметр труб DH, за расчетную скорость потока — средняя скорость в узком поперечном сечении пучка, за определяющую температуру — средняя температура потока , а число Прандтля определяется по средней температуре стенки. Для газов = 1

Литература:

1. Халисматов И. Х., Агзамов Ш. К., Наубеев Т. Х., Сапашов И. Я., Абдикамалов Д. Х. Эффективность использования воздушного охлаждения.//International Scientific and Practical Conference «WORLDSCIENCE». № 3(7).Vol 1, March 2016. 47–52 с.
2. Писменный Е. Н., Баранюк М. М., Вознюк М. М. Равноразвитые поверхности теплообмена и методика численных их теплогидравлических характеристик //Промышленная теплотехника, / 2012. № 1. 13–18 с.
3. Дзюбенко Б. В. Влияние закрутки потока на тепломассообмен в условиях солеотложений в витых трубах// Труды IV-й Рос. нац. конф. по теплообм.:Т.6. Дисперсные потоки и пористые среды. Интенсификация теплообмена. -М.: Изд-во МЭИ, 2006.- 312 с.
4. Калинин Э. К., Дрейцер Г. А., Ярхо С. А. Интенсификация теплообмена в каналах. — М.: Машиностроение, 1981. — 205 с.
5. Успехи теплопередачи. Т.2 Интенсификация теплообмена / под ред. Э.К Калинина // Вильнюс, «Мокслас», 1988 г.-187 с.