close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Konspekt lektsy

код для вставкиСкачать
 1.
Теплообмен
1.1 Общие положения
роцесс перехода тепла путем конвекции от окружающей капельно
-
жидкой или газообразной среды к поверхности стенки является гораздо более сложным, чем теплопроводность и тепло
вое излучение, и недостаточно изучен. ередача тепла конвекцией заключается в том, что в подвижном слое жидкости или газа, прилегаю
щем к стенке, вследствие течения в соприкосновение со стенкой при
ходят все новые и новые частички, которые либо уносят с собой тепло, либо отдают его стенке. акой перено
с тепла от стенки к жидкости или, наоборот, от жидкости к стенке (под «жидкостью» подразумеваются как капельные жидкости, так и газы) в дальнейшем будем называть теплоотдачей
.
азличают естественную конвекцию
, или свободное дви
-
жение жидкости, и конвекцию принудительную
или выну
-
жденное движение.
од принудительной конвекцией
понимают движе
ние жидкости, обусловленное приложением внешней механической энергии, например перемещение жидкости с помощью насоса, мешалки и т. п.
од естественной конвекцией понимаю
т движение жидкости, обусловленное разностью ее удельных объемов в различных точках и возникающее при неодинаковой температуре в этих точках.
одъемная сила, обусловливающая свободное движение частиц жидкости, или естественную конвекцию, выражается величин
ой
кгс/м
3
;
(1.1.1)
а ускорение, вызываемое этой силой, равно
м/сек
2
,
(
1.1
.2
)
где и ²
плотность жидкости в двух ее точках при температурах t
и t
1
; g
²
ускорение силы тяжести в м/сек
2
.
сли объемный коэффициент температурного расширения жидкости равен , то
;
(
1.
1.3
)
2
ис 1.1.1 иды конвекции
1.2 Закон теплоотдачи
следствие сложности точного расчета тепло
отдачи ее определяют по упрощенному закону. качестве основного за
-
кона теплоотдачи принимают закон охлаждения ьютона, по которому количество тепла dQ
, отданное элементом по
-
верхности тела dF
с температурой t
c
т
. в окру
жающую среду с температурой t
ж
за время d
τ
, прямо пропорционально разности температур и величинам dF
и d
τ
:
;
(
1.2
.1
)
а при установившемся состоянии процесса теплоотдачи, когда темпера
туры жидкости и стенки остаются неизменными
;
(
1.2
.2
)
где а
²
коэффици
ент пропорциональности, который определяется опыт
ным путем; его называют коэффициентом тепло
отдачи
.
ри F
= 1 м
2
; IJ = 1 час; t
ст
. ²
t
ж
= 1°
олучим
; (1.2.3)
т. е. коэффициент теплоотдачи а
показывает, какое количество тепла отдает стенка с поверхностью 1 м
2
в окружающую среду (или, наоборот, воспри
нимает от окружающей среды) за в
ремя 1 час при разности температур 1°.
аким образом, размерность коэффициента теплоотдачи получается:
; (1.2.4)
еличина коэффициента теплоотдачи а
зависит от большого числа факторов и является функцией нескольких переменных. первую оче
редь величину коэффициента теплоотдачи обусловливают следующие факторы:
1) род жидкости (газ, пар, капельная жидкость);
2) характер течения жидкости (вынужденное ил
и свободное те
чение);
3) форма стенки (линейные размеры L
, d
);
4) состояние и свойства жидкости (температура t
ж
, давление р
, плотность ρ
или удельный вес γ
, теплоемкость с
, теплопроводность Ȝ, вязкость ȝ
);
5) параметры движения (скорость w
);
6) температура стенки t
ст
.
аким образом
(1.2.5)
ависимость коэффициента теплоотдачи от большого числа факто
ров не позволяет дать общую формулу для его определения и в
каждом частном случае необходимо прибегать к опытным исследованиям.
связи с этим изучение процессов конвективного теплообмена проводят с применением метода подобия (впервые теория подобия была применена в 1910 г.). собенно большое значение теория подоб
ия полу
чила в связи с разработкой . . ирпичевым и его школой теории теплового моделирования. Эта теория позволяет изучать работу сложных тепловых аппаратов на уменьшенных моделях и переносить результаты исследования на объекты натуральной величины.
1.3
Ди
фференциальное уравнение конвективного перехода тепла.
ели
чины, характеризующие конвективный теплообмен или критерии тепло
вого подобия, могут быть найдены из дифференциальных уравнений конвективного теплообмена. ля вывода этих уравнений выделим в дви
жущейся жидкости элементарный параллелепипед с реб
рами dx
, dy
, dz
.
ассмотрим случай стационарного или установившегося теплооб
мена, при этом будем считать, что изменения 4
агрегатного состояния жидкости не происходит и теплоемкость ее с
р
постоянная. бозначим скорость движѐния жидкости в направлении осей координат соответ
ственно через w
x
, w
v
, w
z
, а удельный вес и температуру жидкости через γ
и t
.
оставим для выделенного элементарного параллелепипеда уравнение теплового баланса. данном случае тепло
обмен происходит в движущейся среде, следовательно, тепло подводится к параллелепи
педу и отводится из него частицами движущейся жидкости.
оличество тепла, которое вводится жидкостью в единицу времени по направлению х
, через грань dydz
, равно
оличество тепла, которое выводится жидкостью в единицу времени через противоположную грань, будет равно
или
откуда разность между количествами выведенного и введенного тепла составит
очно так же для направлений у и z
получим
олная разность между количествами выведенного и введенного, тепла составит
а основании уравнения неразрывности потока имеем
огда
ри установившемся состоянии процесса количество тепла в выде
ленном параллелепипеде жидкости остается неизменным и поэтому тепло dQ
, уносимое током жидкости, компенсируется притоком тепла вследствие теплопроводности через грани пар
аллелепипеда и, следова
тельно:
риравняв выражения и производя простейшие преоб
-
разования, получим
:
где ²
коэффициент температуропроводности жидкости.
олученное уравнение конвективного теплообмена называется уравнением урье ²
ирхгофа, или дифференциаль
ным уравнением теплопроводности в движущейся среде. этом уравнении переменными величинами, кроме темп
е
ратуры, являются скорость и удельный вес жидкости, и поэтому оно долж
но рассматриваться совместн
о с уравнениями движения Эйлера
и уравнением неразрывности потока как единая си
стема дифференциальных уравнений, описывающих различные стороны процесса кон
вективного переноса тепла.
евозможность аналитического решения уравнений движения и конвективного теплообмена заставляет прибегать к подобному преобра
зованию системы этих уравнений и представить их в виде некоторой функции от критериев подобия. Эти крите
рии подобия и будут характери
зовать все факторы, влияющие на процесс конвективного теплообмена.
1.4 Тепловое подобие
ак указывалось выше, конвективный перенос тепла характеризуется системой дифференциальных уравнений движения и неразрывности потока и у
равнением урье ²
ирхгофа.
одобное преобразование уравнений движения и неразрывности потока для рассматриваемого случая установившегося режима приводит к зависимости между следующими критериями подобия:
; (1.4.1)
нутри пограничного слоя движение жидкости происходит парал
лельно стенке. оэтому тепло передается только вследствие проводимо
сти в поперечном направлении, так же 6
как и в твердой плоской сте
нке. сходя из этого, тепловой поток может быть выражен уравнением тепло
проводности
;
(1.4.2)
B
то же время по закону ьютона количество тепла, переданного от стенки к
жидкости, должно быть выражено уравнением
; (1.4.3)
риравнивая последние два уравнения, получим
;
(
1.4.4
)
олученное выражение и будет уравнением теплообмена на границе стенки с жидкостью. Это уравнение должно быть подобно преобразовано совместно с уравнением урье ²
ирхгофа.
омплекс для процессов конвективного теплообмена, протекающих подобно,
сохраняет постоянство значения. Этот комплекс является критерием теплового подобия и называется крите
рием екле
:
(1.4.5)
ыражая размерность всех величин, входящих в критерий Ре
в тех
нической системе единиц, получим
:
оэтому критерий Ре
обычно представляют в таком виде:
;
(
1.4.6
)
езразмерный комплекс , сохраняющий постоянное значение во всех подобно протекающих тепловых процессах на границе двух фаз, носит название критерия уссельта
:
;
(
1.4.7
)
еобходимо отметить, что характер температурного поля, а следо
вательно, и перепад температур в пограничном слое зависит также от линейных размеров и формы стенки. сли , ,
, …,
представляют собой величины, характеризующие размеры стенок, то необходимо вво
дить их в расчет не непосредственно, а в виде отношения к одной из них, например к , т. е
теории подобия такие безразмерные отношения носят
названия симплексов.
аким образом, в учении о теплообмене может быть установлена связь между следующими критериями и симплексами:
(1.4.8)
олученная функциональная зависимость может быть несколько упрощена путем объединения отдельных критериев подобия в разных ком
бинациях. ассмотрим некоторые из этих комбинаций.
ри изучении движения жидкостей в трубах было показано, что падение давления движущейся ж
идкости может быть представлено выра
ж
ением:
; (1.4.9)
о выражение, стоящее в левой части последнего уравнения, есть критерий Эйлера
и, следовательно
;
(1.4.10)
т. е. критерий Эйлера является функцией критерия ейнольдса
и может быть выражен через него.
очетание критериев Fr
и Re
дает безразмерный комплекс, называемый критерием алилея
:
; (
1.4.11
)
где v
²
коэффициент кинематической вязкости.
сли полученный критерий умножить на симплекс
где , где ρ и ρ
1
²
плотность в двух точках жидкости, то получим новый комплекс ²
критерий рхимеда
:
;
(
1.4.12
)
о предыдущему, когда изменение плотностей жидкости вызвано различием температур, т. е. при естественной конвекции
; (1.4.13)
одставив это значение в выражение критерия рхимеда, получим новый критерий, который называют критерием расгофа
:
(
1.4.14
)
где β
²
температурный коэффициент объемного расширения жидкости с размерностью .
8
очетание критериев Ре
и Re
приводит к новому критерию, имеющему большое практическое значение в учении о теплообмене, к так называемому критерию рандтля
:
; (1.4.15)
о отношение удельного веса жидкости к ее плотности есть ускорение силы тяжести и критерий рандтля обычно выражают так:
;
(
1.4.16
)
з этого выражения следует, что критерий рандтля характеризует собой физические свойства жидкости.
читывая сказанное о критериях в учении о теплообмене, связь между ними может быть представлена в виде функций:
; (1.4.17)
или
;
(
1.4.18
)
рименительно к отдельным явлениям теплообмена последняя зависимость может быть значительно упрощена.
ак, если рассматривается вынужденное движение жидкости (принудительная конвекция)
:
;
(
1.4.
19
)
ри свободном движении жидкости (естественной конвекции) из уравнения (
1.12
) выпадает критерий Re
:
;
(1.4.20)
сли рассматривается теплообмен в газах одинаковой атомности, то критерий Pr
можно считать величиной постоянной и исключить из числа независимых переменных. огда для вынужденного движения газа получим такую зависи
мость
;
(1.4.21)
и для свободной конвекции
;
(1.4.22)
ид функций определяется опытным путем, причем
обычно их выражают степенными уравнениями:
;
(1.4.23)
где С, k
, m
, n
и p
-
постоянные, определяемые из опыта. з уравнения (
1.13
) определяется коэффициент теплоотдачи:
;
(1.4.24)
2.
Опытные данные по теплоотдаче
ля исследования процессов конвективного теплообмена проведено огромное количество опытов. утем обработки опытных данных с применением теории подобия получены уравнения и формулы, кото
рыми пользуются в практических расчетах по теплопередаче.
формулах, приводимых ниже, приняты следующие обозначения:
Ȧ
-
скорость в м/сек;
Ȗ -
уд. вес в кгс/м
3
;
с
р
-
удельная теплоемкость при постоянном да
влении в ккал/кгс· °;
Ȝ -
теплопроводность в ккал/м· час· °;
g
-
ускорение силы тяжести в м/сек
2
;
ρ
-
плотность в кгс· сек
2
/м
4
;
μ
-
вязкость в кгс· сек/м
2
;
r
-
скрытая теплота конденсации в ккал/кгс;
l
-
линейный размер в м;
d
-
внутренний диаметр трубы в м;
d
н
-
наружный диаметр трубы в м;
t
-
температура в °;
T
-
температура в °;
L
-
длина трубы в м.
2.1 Коэффициент теплопередачи при вынужденном турбулентном потоке в прямой трубе круглого сечения
оэффициент теплоотдачи при вынужденном турбулентном потоке в прямой трубе круглого сечения. общем виде уравнением теплоотдачи при вынужденном турбулентном потоке является выражение
; (2.1.1)
бработкой опытных данных исследовате
ли получили различные расчетные формулы. аиболее надежные результаты 10
дает следующая формула, применимая как для капельных жидкостей, так и для газов
:
;
(2.
1.2
)
из которой следует:
ккал/м
2
·час·°
;
(2.
1.3
)
ормула применима при следующих значениях: критерий Re
> 10000, критерий Pr
= 0,7·2500, температура стенки ниже тем
пературы кипения жидкости, отношение длины трубы к ее диаметру > 50.
ля коротких труб среднее значение коэффициента теплоотдачи получается несколько выше; при = 30·40 это увеличение не превы
шает 2
-
7%, и лишь для очень коротких труб приобретает существенное значение*.
2.2 Коэффициент теплоотдачи при переходном режиме движения
области значений критерия Re
=
2300
-
10000, т. е. в переходном режиме, коэффициент теплоотдачи зависит от критерия ейнольдса в боль
шей мере, чем при устойчивом турбулентном движении жидкости. ля вывода количественных зависимостей еще не накоплено достаточно экспериментальных данных. первом приближении значение α
можно
принимать равным полученному по формуле и умноженному на поправо
чный коэффициент f
; числовое значение этого коэффициента
:
;
(2
.
2.1
)
2.3 Коэффициент теплоотдачи при вынужденном ламинарном потоке в прямой трубе круглого сечения
данном случае следует учитывать зависимость теплоотдачи от естественной конвекции жидкости, а также направления теплового потока.
ля горизонтальных труб наиболее точные результаты дают фор
мулы [при (
Re
·
Rr
)
> 1800]:
; (2.
3
.1)
;
(2
.
3.2
)
ля вычисления критерия расгофа принимают ∆
t
равной разности между температурами жидкости и стенки. начения физических констант принимают при среднеарифметической температуре жидкости и стенки
; определяющим линейным размером является d
-
диаметр трубы.
ля коротких труб при l
/
d
<
50 величина коэффициента теплоот
дачи будет больше полученной по формуле. ри l
/
d
=
40 она больше на 5%, при l
/
d
= 30 больше на 13% и значительно увеличивается при дальнейшем уменьшении отношения l
/
d
*.
ля вертикальных труб величина коэффициента теплоотдачи зави
сит от взаимного направления вынужденного потока и свободного дви
жения жидк
ости. ри совпадении их направлений, т. е. в случае если жидкость при нагревании движется снизу вверх, коэффициент теплоот
дачи можно принимать равным 0,85
α
, где α
-
коэффициент теплоотдачи
; при несовпадении указанных на
правлений коэффициент теплоотдачи равен 1,15
α
.
2.4 Коэффициент теплоотдачи в трубе любой формы сечения
ис 2.4.1 учок труб в цилиндре:
I
±
с сегментированными перегородками; II
±
с к о л ь це в ыми п е р е г о р о д к а ми
12
ис 2.4.2 ид изогнутой трубы
сли труба имеет сечение не цилиндрическое, а любой другой формы, то, определяя коэффициенты теплоотдачи при вынужденном потоке капель
ной жидкости или газа, необходимо вместо диаметра d
подставить соответствующий «эквивалентный» диаметр. бозначим:
f
-
площадь
поперечного сечения трубы в м
2
;
-
часть контура, участвующего в теплообмене, в м.
огда величина «эквивалентного» диаметра d
экв.
будет, как указы
валось выше
; (2.4.1)
частных случаях можно более точно определить коэффициент теплоотдачи.
1. руба кольцевого сечения.
;
(2
.
4
.2
)
ккал/м
2
·час· °
;
(2
.
4.3
)
где, кроме предыдущего,
d
-
наружный диаметр внутренней трубы в м;
D
-
внутренний диаметр наружной трубы в м.
2. учок труб внутри цилиндра.
случае продольного движения теплоносителя в межтрубном пространстве коэф
фициент теплоотдачи может быть определен по приближенной формуле
;
(2
.
4.4
)
или
,
(2
.
4.5
)
где D
экв.
-
эквивалентный диаметр межтрубного пространства в м, отнесенный
ко всему смоченному периметру;
ω
-
скорость в свободном сечении в м/сек.
3. учок труб внутри цилиндра с поперечными п
ерегородками.
оперечные перегородки в межтрубном пространстве могут быть сегментными (рис. 2.4.1
,
I
) или в виде чередующихся дисков и колец (рис. 2.4.1
, II).
этом случае коэффициент теплоотдачи определяют по формуле
;
(2
.
4.6
)
или
,
(2
.
4.7
)
где С
= 1,72 для сегментных перегородок и С
=
2,08 для кольцевых;
ω
-
скорость жидкости в м/сек, определяемая по эффективному сечению. Эффективное сечение может быть определено по формуле
м
2
;
(2
.
4.8
)
где f
попер.
-
площадь свободного сечения для прохода жидкости при поперечном обтекании пучка труб в м
2
;
f
прод.
-
площадь свободного сечения отверстия перегородки (площадь сегмента или выреза в кольце) минус суммарная площадь сечения проходящих через него труб в м
2
.
ля сегментных перегородок
;
(2
.
4.9
)
где h
-
расстояние между перегородками;
t
-
шаг
перегородок в направлении, перпендикулярном потоку.
ля перегородок в виде чередующихся дисков и колец
;
(2
.
4.10
)
где (см. рис. 2.4.2)
ля подстановки в формулы принимают физические константы при средней температуре жидкости.
14
2.5 Коэффициент теплоотдачи в изогнутой трубе
ри протекании жидкости в изогнутой трубе, например в змеевике, происходит усиление турбулентности потока под действием центробежных сил, и в п
оперечном сечении такой трубы (рис. 2
.4.2
) всегда возникает дополнительная, вто
ричная циркуляция жидкости.
оэффициент теплоотдачи для змеевиков может быть приближен
но определен по уравнению
:
;
(2
.
5.1
)
где α
-
коэффициент теплоотдачи для прямой трубы;
d
-
диаметр трубы в м;
R
-
радиус кривизны змеевика в м.
бычно увеличение α
вследствие изгиба трубы незначительно.
2.6 Коэффициент теплоотдачи для жидкости, перемеши
ваемой механиче
скими мешалками
сли жидкость приводится в движение при помощи механической мешалки, то величина коэффициента теплоотдачи зави
сит от формы поверхности нагрева, размеров лопастей мешалки и числа ее оборотов. ак как при размешивании турбулентность движен
ия жидкости значительна, то уравнением теплоотдачи в общем виде будет
; (2.6.1)
ля процессов перемешивания жидкости критерию ейнольдса придают несколько иной вид, вводя вместо ско
-
рости число оборотов мешалки. ак известно, скорость и число оборотов связаны между собой зависимостью
; (2.6.2)
где ω
-
скорость вращения мешалки в м/сек;
d
-
диаметр лопасти мешалки в м;
n
-
число оборотов мешалки в сек.
ри таком преобразовании критерий ейнольдса принимает вид
:
, (2.6.3)
причем постоянная величина π
учитывается в коэффициенте пропорцио
нальности С
уравнения теплоотдачи
.
сли теплообмен с перемешиваемой жидкостью происходит через рубашку, то можно принять
;
(2
.
6.4
)
или
ккал/м
2
·час· °
;
(2
.
6.5
)
где, кроме известных величин, принято:
D
-
диаметр аппарата в м;
μ
-
вязкость жидкости в кгс
·
сек/м
2
при средней температуре стенки
и жидкости ;
μ
ст.
-
вязкость жидкости при температуре стенки (рубашки) в кгс
·
сек/м
2
.
сли теплообмен с перемешиваемой жидкостью происходит через змеевик, то уравнение теплоотдачи имеет вид:
;
(2
.
6.6
)
или
ккал/м
2
·час· °
;
(2
.
6.7
)
начения физических констант ρ
, с
р
и λ
в уравнениях принимают при средней арифметической температуре жидкости.
ормулы
выведены для аппаратов диаметром до 300 мм; для аппаратов большего диаметра они дают завышенные результаты.
2.7 Коэффициент теплоотдачи при вынужденном поперечном потоке жид
кости относительно одиночной трубы
ля капельных жидкостей коэффициент теплоотдачи может быть определен из уравнения
(2
.
7.1
)
или
(2
.
7.2
)
где С
и n
-
коэффициенты, зависящие от величины критерия Re
(табл. 2.7.1
).
16
аблица 2.7.1
начения коэффициентов C
и n
рит е рий Re
оэ ффициент ы
C
n
5
-
80
0,93 ( 9,81)
0,40
80
-
5000
0,715( 0,625)
0,46
≥5000
0,226 ( 0,197)
0,60
из иче ские конс т а нт ы в формуле опреде ляют при сре дней т е мпе рат уре жидкост и; в ка чес т ве опреде ляюще г о лине йног о ра з мера с ледуе т принимат ь наружный диа мет р т рубы d
н
.
ля г а з ов одинаковой ат омност и крит ерий рандт ля являе т с я ве
личиной пос т оянной и формула мо
же т быт ь в э т ом с луча е упро
ще на пут е м ис ключе ния множит е ля Pr
0,4
. начения коэффициентов n
и С
для газов (в ско
бках) также приведены в табл. 2.7.1
.
2.8 Коэффициент теплоотдачи при вынужденном поперечном потоке жидкости относительно пучка труб
еплоотдача поперечного потока жидкости, омывающей пучок труб, может быть определена по формуле
;
(2
.
8.1
)
причем значения ε
и
n
зависят от ра
сположения труб в пучке и поряд
кового номера ряда их по глубине пучка.
ри коридорном расположении труб
для первого ряда n
=
0,6 и ε
=
0,171, второго, третьего и четвертого рядов n
=
0,65 и ε
=
0,157. ри шахматном расположении труб для всех рядов n
= 0,6; причем для первого ряда ε
= 0,171, для второго n
= 0,228, для третьего и четвертого рядов ε
= 0,29.
ɑисловое значение коэффициента С
зависит от отношения шага трубы к ее диаметру S
1
/
d
: при S
1
/
d
= 1,2
·
3 С
= 1 +
0,1
S
1
/
d
и при S
1
/
d
>
3 С
= 1,3.
ормула применима для круглых труб в пределах значений Re
=
5000
·
70000 и S
1
/
d
= S
2
/
d
= 1,2
·5.
ис 2.8.1 ип расположения труб в пучке
начения физических констант
в формуле
принимают по средней температуре жидкости, а
скорость потока
-
для самого узкого
сечения в пучке. ледует, однако,
учесть, что для капельных жидкостей
этот
случай теплообмена почти
н
е исследован, и поэтому формула пригодна только для ориентировочных расчетов.
ля воздуха и дымовых газов подробные исследования были про
ведены . . нтуфьевым, . . озаченко, . . узнецовым и др. езультаты э
тих исследований могут быть выражены следующей сте
пенной зависимостью:
(2
.
8.2
)
причем при коридорном расположении труб для первого ряда ε
'
=
0,15 и для второго, третьего и четвертого рядов ε
' = 0,138. ри шахматном расположении труб для первого ряда ε
' = 0,15, для второго ε
' = 0,20, для третьего и четвертого рядов ε
' = 0,255. стальные величины те же, что и в формуле.
ормулы применимы при движении потока перпендикулярно оси пучка, т. е. когда так называемый угол «атаки» ȥ =
90
º
. сли угол ȥ <
90
º
, то зна
чение коэффициента теплоотдачи, полученное по указанным выше формулам, следует умножить на поправочный коэффициент ij
.
иже приведены значения коэффициента ij
(по исследованиям . . окшина и . . рнатского) для газов при коридорном и шахматном расположении труб:
18
ȥ º. . .
90
80
70
60
50
40
30
20
10
ij. . . .
1
1
0,98
0,94
0,88
0,78
0,67
0,52
0,42
2.9 Коэффициент теплоотдачи при свободном движении жидкости
ри свободном движении жидкостей, т. е. движении, обусловленном различной плотностью их нагретых и холодных частиц, применимо кри
териальное уравнени
е:
; (2.9.1)
езультаты исследований, проведенных с жидкостями, смачиваю
щими стенку, для которых критерий Pr
≥ 0,7, были обобщены . . ихеевым, причем им установлена следующая зависимость:
; (2.9.2)
сследования показали, что свободное движение жидкости имеет три режима: ламинарный, переходный (локонообразный) и вихревой. реобладание того или иного режима зависит от ∆
t
-
разности температур
повер
хности теплообмена и жидкости, а также от формы и величины поверхности.
начения коэффициентов С
и
n
изменяются в зависимости от ре
жима свободного движения жидкости (табл. 2.9.1
).
аблица начения коэффициентов С
и n
е жим с в ободног о движе ния жидкос т и
е личина компле к с а
Gr
·
Pr
оэ ффициенты
С
n
аминарный
·
-
3
²
·
2
1,1 8
1/8
е реходный
·
2
²
·
7
0,5 4
1/4
ихревой
·
7
²
·
13
0,1 3 5
1/3
ыра з им в уравне нии
крит ерии Nu
, Gr
и Pr
через соста
-
вляющие их величины и подставим соответствующие значения коэффи
циентов С
и n
. огда получим для труб и вертикальных плит следующие выражения коэффициентов теплоотдачи:
при Gr
· Pr
=
5
·
10
2
²
2
·
10
7
ккал/м
2
·час· ° (2.9.3) или
; (2
.
9.4
)
при Gr
· Pr
>
2
·
10
7
ккал/м
2
·час· °
(2.
9.5
)
или
;
(2.
9.6
)
где ȕ -
коэффициент объемного расширения в ;
∆
t
-
разность температур стенки и жидкости в °;
l
-
определяющий линейный размер в м.
начения физических конст
ант для подстановки в уравнения принимают при средней температуре стенки и жидкости
t
ср
. = 0,5 (
t
ст.
+
t
ж.
).
ри Gr
· Pr
> 2
·
10
7
процесс теплообмена автомоделей, т. е. не зависит от геометрических размеров поверхности теплообмена.
риведенные выше формулы относятся к теплоотдаче в неограни
ченном пространстве. случаях естественной конвекции в ограниченном и замкнутом пространстве (каналах, рубашках и т. п.) процесс теплоот
дачи осложняется, так как на него влияет величина и форма про
странства. этом случае для упрощения расчетов принимают, что теплообмен происходит путем теплопров
одности, причем вводят понятие эквивалентного коэффициента теплопроводности:
(2
.
97
)
где
λ
-
коэффициент теплопроводности жидкости в ккал/м·час· °;
ε
к
-
коэффициент
, учитывающий влияние конвекции. начение коэффициента конвекции ε
к
можно приближенно опреде
лить по формуле
(2
.
9.8
)
качестве определяющей температуры в уравнениях принимают среднюю температуру жидкости: t
ж
=
0,5(
t
ст
.1
+
t
ст.2
); (2.9.9)
2.10 Коэффициент теплоотдачи при стенании жидкости пленкой по вертикальной поверхности.
20
ассмотренные выше формулы относились к случаю, когда жидкость за
полняет все сечение трубы. сли жидкость стекает в виде пленки по вертикальной поверхности, в частности по внутренней поверхности трубы, то коэффициент тепло
отдачи может быть определен по
следующим формулам:
при турбулентном стекании пленки
ккал/м
2
·
час· ° (2
.
10.1
)
при ламинарном стекании пленки
ккал/м
2
·час· °
(2
.
10.2
)
езразмерные критерии, входящие в уравнения имеют следующие значения: ²²
, где U
-
плотность орошения в кгс
/
м
·
сек, т. е. количество жидкости, орошающей 1 м периметра трубы в сек.
:
;
и , где h
-
высота поверхности.
начения физических констант принимают при средней температуре пограничной пленки: t
ср. = 0,5(
t
ж
+
t
ст.
)
; (2.10.3)
ритическое значение критерия Re
, соответствующее переходу ламинарного дви
жения пленки в турбулентное, равно 2320.
2.11 Коэффициент теплоотдачи при вынужденном потоке газа вдоль плоской стенки
сли теплопроводящие стенки состоят из плоскостей, находящихся на небольшом расстоянии друг от друга, тем самым образуя замкнутые к
аналы, то процесс теплообмена можно рассматривать как тепло
обмен в трубе прямоугольного сечения.
сли же слой газа, протекающего вдоль плоской стенки, велик, то рассмотренные выше формулы теплообмена в трубе неприменимы и при
ходится выводить специальные формулы теплоотдачи от плоских стенок.
оэффициент теплоотдачи в этом случае можно приближенно опре
делить из сл
едующей зависимости:
;
(2
.
11.1
)
откуда
;
(2
.
11.2
)
; (2.
11.3
)
изические константы, входящие в уравнение, принимают при средней температуре жидкости.
2.
12. Коэффициент теплоотдачи при конденсации паров
онденсирую
щийся пар может осаждаться на поверхности охлаждающей стенки в виде капель или пленки. онденсация первого вида называется капельной, а второй
-
пленочной. апельная конденсация обычно происходит в том случае, когда поверхность охлаждения не сма
чивается конденсатом, что наблюдается при конденсации на хорошо отполированной поверхности пара с примесью масла, керосина, жиров, или при конденсации чистого пара на полированной поверхности, покрытой тонк
им слоем этих веществ.
леночная конденсация происходит при однородных парах и чистых поверхностях охлаждения, которые полностью смачиваются жидкостью. оэффициент теплоотдачи при пленочной конденсации значительно ниже, чем при капельной. а практике оба в
ида конденсации обычно встре
чаются одновременно.
еория пленочной конденсации заключается в следующем.
ри быстрой конденсации пара на вертикальной стенке вследствие разности температур пара t
нас
.
и стенки t
ст
.1
образуется сплошная пленка жидкости; под де
йствием силы тяжести, которая направлена па
раллельно стенке, конденсат стекает вниз, причем толщина его слоя постепенно увеличивается вследствие добавления новых количеств кон
-
денсата.
редняя скорость стекания конденсата зависит от его удельного веса (
Ȗ
)
и внутреннего трения или вязкости (
ȝ
). ба эти параметра зависят от температуры.
емпература жидкой пленки принимается равной с одной ее сто
роны t
ст.1
, а с другой
-
температуре пара t
нас.
.
сли движение пленки ламинарное, то количество тепла, проходя
щее
через нее, может быть определено по уравнению теплопроводности.
ккал
;
(2.12.1)
где δ -
толщина пленки.
22
Это же количество тепла можно выразить общим уравнением теплоотдачи
ккал
; (2.12.2)
риравняв оба уравнения, получим
:
; (2.12.3)
аким образом, коэффициент теплоотдачи α
целиком зависит от толщины слоя конденсата δ
, стекающего по стенке, и чем толще этот слой, тем меньшей будет теплоотдача.
азобрав термические и гидродинамические условия образования пленки конденсата, уссельт вычислил ее толщину и затем, интегрируя коли
чество тепла, проходящего через пленку данной высоты, определил теоретически величину коэффициента теплоотдачи от пара, конденсирую
щегося на вертикальной стенке. ри этом им не была учтена турбулент
-
ность движения пленки и физические параметры приняты пос
тоянными.
учшее совпадение с данными опытов дают величины коэффициен
тов теплоотдачи, вычисленные по формулам, полученным на основе при
ложения теории подобия к теплообмену при конденсации паров.
данном случае изменение состояния на границе перехода пар
овой фазы в жидкую учитывается введением критерия конденсации:
; (2.12.4)
где
r
-
скрытая теплота конденсации в ккал/кгс;
с
-
теплоемкость в ккал/кгс
·
°;
∆
t
= t
нас.
-
t
ст.1
-
р
азность между температурами пара и стенки.
ритерий конденсации К
является определяющей величиной во всех случаях теплообмена, связанных с изменением агрегатного состоя
ния вещества.
бщая связь между критериями подобия для теплообмена при кон
денсации пар
а представляется в следующем виде:
; (2.12.5)
з опытных данных . . утателадзе, при ламинарном течении пленки конденсата (
Re
K
<
180) коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на
вертикальной трубе может быть определен по уравнению
;
(2.12.6)
где Ȝ,
Ȗ
и ȝ -
теплопроводность, удельный вес и вязкость конденсата, определяемые при средней температуре пограничной пленки t
ср. = 0,5(
t
нас.
+
t
ст.1
).
крытая теплота конденсации пара r
определяется при температуре насыщения t
нас.
.
сли Re
K
>
180, то в нижней части трубы
пленка конденсата дви
жется турбулентно и коэффициент теплоотдачи равен
;
(2.12.7)
начение Re
K
находят по уравнению
;
(2.12.8)
ля расчета величины коэффициента теплоотдачи при конденса
ции пара на горизонтальных трубах следует пользоваться формулой, но вместо коэффициента 1,15 брать коэффициент 0,725 и вместо высоты
стенки h
в качестве определяющего геометрического размера принимать наружный диаметр трубы d
н
.
ри конденсации пара на пучке горизонтальных труб вместо d
следует подставлять в формулу сумму наружных диаметров труб, распо
ложенных друг над другом , где n
-
общее число труб, a
m
-
число рядов труб по вертикали.
огда насыщенный пар содержит воздух и газы, коэффициент тепло
отдачи значительно уменьшается, так как у стенки скапливается воздух, образующий своего рода воздушную прослойку, через которую молекулы пара движутся лишь путем диффузии.
очных методов расчета теплоотдачи от паро
-
газовых смесей не имеется. ля ориентировочных расчетов при любом содержании воздуха в паро
-
воздушной смеси можно пользоваться графиком.
2.13 Коэффициент теплоотдачи пр
и кипении жидкости
еплоотдача при кипении жидкости является весьма сложным процессом. пыт по
к
азывает, что характер протекания этого процесса и его интенсивность зависят от разности температур поверхности стенки, отдающей тепло t
ст.
, и образующегося при кипении пара t
нас.
. Эта разность температур ∆
t
= t
ст. ±
t
нас.
будет тем больше, чем больше удельная тепловая нагрузка поверхности нагрева
24
ккал/м
2
·
час
; (2.13.1)
ри небольших удельных тепловых нагрузках q
≥ 5
·
10
3
ккал/м
2
·
час образование пара на обогреваемой поверхности происходит лишь в от
дельных ее точках (мельчайшие бугорки на шероховатой поверхности, загрязнения и т. п.), называемых центрами парообразования.
ис 2.13.1 рафик определения коэффициента теплоотдачи
ис 2.13.2 рафик зависимостей
возрастанием ∆
t
или повышением давления число центров паро
образования увеличивается, и кипение становится более интенсивным. сли кипение жидкости происходит в большом объеме при малых значе
ниях ∆
t
, а следовательно, при небольших удельных тепловых нагрузках, то процесс теплоотдачи определяется в основном естественной конвек
цией и коэффициент теплоотдачи а можно приближенно определять по уравнениям. ри атмосф
ерном давлении уравнения ес
-
тественной конвекции применимы при разности температур ∆
t
≤ 5° и тепло
вых нагрузках q
≤ 5
·
10
3
ккал/м
2
·
час.
возрастанием удельной тепловой нагрузки интенсивно обра
зующиеся пузырьки пара способствуют увеличению скорости движе
ния жидкости; коэффициент теплоотдачи при этом увеличивается. ежим кипения в таких условиях называют обычно пузырчатым или ядерным. ри дальнейшем увеличении разности температур между стенкой и кипящей жидкостью образующиеся пузырьки пара сливаются между собой и на поверхности теплообмена создается сплошная пленка пара; при этом коэффициент теплоотдачи резко уменьшается. ежим кипения в таких условиях называют пленочным.
начения удельной тепловой нагрузки, разности температур и коэффициента теплоотдачи, с
оответствующие переходу ядерного режима
кипения в пленочный, называют критическими. чевидно, оптималь
ным режимом кипения жидкостей является режим ядерный, приближаю
щийся к критическому.
ля воды при атмосферном давлении зависимости и представлены на рис. 2.13.2
.
оэффициент теплоотдачи для воды при кипении ее в условиях ядерного режима, наличии только естественной циркуляции и при давле
ниях от 0,2 до 100 ата
можно определить по одной из двух формул:
ккал/м
2
·час· °
;
(2.13.2)
и
ккал/м
2
·час· °
;
(2.13.3)
где
Р
-
давление в am
;
q
-
удельная тепловая нагрузка в ккал/м
2
·
час;
∆
t
= t
ст. ±
t
ж
-
разность температур в °.
пределение коэффициентов теплоотдачи для любых других жид
костей и особенно растворов значительно сложнее. азные исследо
ватели, пользовавшиеся общим методом теории подобия, предложили формулы для определения коэффициентов теплоотдачи для различ
ных жидкостей, однак
о эти формулы исключительно сложны по коли
честву входящих в них физических констант, а получаемые результаты во многих случаях не обеспечивают достаточную для практических расчетов степень точности.
26
есьма оригинально и относительно просто с достаточной с
тепенью точности можно определять коэффициент теплоотдачи при кипении любой жидкости и раствора, пользуясь методом, предложенным . . ычковым.
. . ычков предложил для выражения теплообмена при кипении жидкостей и растворов следующие критериальные
уравнения:
для чистых жидкостей и их смесей
;
(2.13.4)
для растворов
;
(2.13.5)
этих уравнениях
:
E
s
-
эбулиоскопический критерий;
q
-
удельная тепловая нагрузка в ккал/м
2
·
час;
q
кр.
-
критическая удельная тепловая нагрузка в ккал
/
м
2
·
час
;
q
кр.ус.
-
условная критическая удельная тепловая нагрузка в ккал
/
м
2
;
Р
-
давление пара, образующегося при кипении в ата
;
к
р.
-
критическое давление для данной жидкости в ата
;
осм
.
-
осмотическое давление в данном растворе при данной концен
трации в ата
;
*
осм.
-
осмотическое
давление в данном растворе при концентраци соответствующей насыщенному раствору, в ата.
ритическую
удельную тепловую нагрузку можно находить из
зависимости по диаграмме
.
пытных данных по определению критической удельной нагруз
ки для растворов нет. оэтому принимаем условно, что для растворов критическую удельную тепловую нагрузку
можно определять так же,
как и для чистых жидкостей по диаграмме, принимая вместо
величину
и вместо величину
, т. е. из зависимости
,
где q
кр.ус
-
условно критическая удельная тепловая нагрузка для раствора данной концентрации; осм.
-
осмотическое давление раствора
данной концентрации при температуре кипения и данном внешнем давлении, *
осм.
-
осмотическое давление насыщенного раствора при температу
ре кипения и данном внешнем давлении.
2.13.3 ависимость для кипящих жидкостей
.
ри отсутствии опытных данных осмотическое давление может быть вычислено с большой точностью в кипящих даже очень концентрирован
ных растворах как неэлектролитов, так и электролитов по формуле
; (2.13.6)
где ∆
Т
-
температурная депрессия;
Т
-
абсолютная температура кипения раствора;
r
-
теплота парообразования растворителя при температуре ки
пения его в ккал/кгс;
Ȗ
'
-
удельный вес растворителя в кгс/м
3
.
ля определения осмотического давления при кипении насыщен
ного раствора *
осм.
можно пользоваться соотношением:
;
(2.13.7)
где и Эбуллиоскопический
критерий E
s
представляет собой комплекс:
; (2.13.8)
где q
-
удельная тепловая нагрузка в ккал
/
м
2
·
час
;
α -
коэффициент теплоотдачи в ккал
/
м
2
·
час
·
°;
28
Е
-
эбуллиоскопическая
постоянная растворителя, показывающая повышение температуры кипения, вызываемое растворением одного моля недиссоциирующегося
вещества в 1000 г данного раствори
теля.
ри отсутствии опытных данных эбуллиоскопическую
постоянную можно определять из уравнения
;
(2.13.9)
где R
-
универсальная газовая постоянная, равная 1,986 в ккал
/
моль°
K
;
Т
-
температура кипения в °;
r
-
теплота парообразования в ккал/кгс.
ри давлениях от 0,5 до 5 ата можно также для определения эбуллиоскопической
постоянной пользоваться уравнением
;
(2.13.10)
одставляя в уравнениях вместо Е
s
его значение, находим выражения для определения коэффициента теплоотдачи при кипении:
жидкостей
; (2.13.11)
растворов
;
(2.13.12)
при этом показатель степени
n
изменяется в пределах
n
= 0,3·0,5
равнения относятся к теплоотдаче в условиях ядерного режима кипения, т. е. в пределах 5°
<
∆
t
<
∆
t
кр
.
.
ритическая разность температур определяется для жидкостей по уравнению
;
(2.13.13)
ля растворов выражение критической разности температур еще не найдено.
2.14 Коэффициент теплоотдачи при непосредственном соприкосновении потоков
этом случае коэффициент теплоотдачи является и коэффи
циентом теплопередачи,* т. е. α = . ля случая охлаждения воздуха водой в насадо
ч
ном скруббере аворонков и урмер дали обобщенную формулу
ккал/м
2
·час· ° (2.14.1)
где Ȝ
г
-
теплопроводность газа в ккал/м·час· °
;
d
экв.
-
эквивалентный диаметр
-
для насадки (
V
св.
свободный объем насадки в м
3
/м
3
;
а
-
удельная поверхность насадки в м
2
/м
3
)
;
-
критерий ейнольдса для газа (
-
скорость газа фиктивная,
отнесенная к общему сечению аппарата, в м/сек; -
уд. вес газа в кгс/м
3
;
-
в
язкость газа в кгс
·
сек
/
м
2
)
;
-
критерий ейнольдса для жидкости (
G
x
-
плотность орошения
скруббера в к
г
с/м
2
·
сек
;
-
вязкость жидкости в кгс
·
сек/м
2
).
3.
Теплопередача при постоянных температурах
епловой поток, возникающий вследствие разности температур, яв
ляется обычно результатом одновременного действия всех трех видов
теплопередачи: теплопроводности, теплового излучения и конвекции.
3.1 Суммарная теплоотдача лучеиспусканием и конвекцией
тех слу
чаях, когда теплообмен происходит между твердым телом (стенкой) и газообразной средой, в расчетах необходимо учитывать одновременно с передачей тепла путем конвекции также и тепловое излучение.
ак известно, количество тепла, отдаваемого твердым телом путем теплового излучен
ия, определяется по у
равнению
:
; (3.1.1)
или
; (3.1.2)
римем обозначение
:
; (3.1.3)
30
тогда
ккал
;
(3.1.4)
т. е. получаем уравнение теплового излучения, аналогичное основному уравнению теплоотдачи. Это уравнение называют также уравнением прямой отдачи тепла, а величину α
л
-
коэффициен
том прямой отдачи, который показывает, какое количество тепла отдает окружающ
ей среде за счет теплового излучения стенка поверхно
стью 1
м
2
за время 1 час при разности температур 1°. оэффициент α
л
имеет таким образом размерность:
; (3.1.5)
уммарная отдача тепла поверхностью стенки одновременно путем конвекции и теплового излучения равна
; (3.1.6)
или
; (3.1.7)
бозначив α
к
+
α
л
=
α
, получим уравнение теплоотдачи
ккал
;
(3.1.8)
где α
-
коэффициент теплоотдачи за счет конвекции и теплового излу
чения в ккал/м
2
·
час
·
°.
3.2 Уравнение теплопередачи при постоянных температурах для пло
ских стенок
бычно при расчете процессов теплообмена известна не температура стенки, а температура той среды, которая окружает стенку и с которой происходит теплообмен. этом случае задана температура
окружающей среды для обеих сторон стенки и необходимо найти
, какое количество тепла в час, передается через стенку от более нагретой среды к менее нагретой и температуру поверхностей стенки.
ассмотрим сложную стенку, состоящую из двух слоев с различ
ной теплопроводностью (например, стенка котла и котельная накип
ь на ней), и примем обозначения:
t
1
-
температура более нагретой жидкости;
t
2
-
температура менее нагретой жидкости;
α
1
-
коэффициент теплоотдачи от более нагретой жидкости к стенке;
α
2
-
коэффициент теплоотдачи от стенки к менее нагретой жидкости;
δ
1
-
толщина первого слоя стенки;
δ
2
-
толщина второго слоя стенки;
Ȝ
1
-
теплопроводность первого слоя стенки;
Ȝ
2
-
теплопроводность второго слоя стенки;
F
-
поверхность стенки;
Q
-
количество тепла, проходящее через сложную стенку;
t
ст.1
-
температура повер
хности стенки со стороны более нагретой жид
кости;
t
ст.
а
-
температура поверхности соприкосновения двух слоев сложной стенки;
t
ст.2
-
температура поверхности стенки со стороны менее нагретой жид
кости.
ис 3.2.1 еплопередача через плоскую стенку
асчет теплопередачи проводим, исходя из того, что при установив
шемся состоянии процесса за время т одно и то же количество тепла:
1)
переходит со стороны более нагретой жидкости на поверхность стенки;
2)
проходит сквозь сложную стенку;
3)
переходит по др
угую сторону стенки с ее поверхности к менее нагретой жидкости.
оличество тепла, переходящее от более нагретой жидкости к стен
ке, через стенку и от стенки к менее нагретой жидкости, можно найти из следующих уравнений:
; ; (3.2.1)
; ; (3.2.2)
32
сли написать эти четыре уравнения в виде:
; ; (3.2.3)
; ; (3.2.4)
и сложить их, то получим
; (3.2.5)
или
; (3.2.
6
)
ведя обозначение
; (3.2.7)
получим
; (3.2.8)
Это выражение является уравнением теплопередачи для плоской стенки при постоянных темпера
турах.
еличину называют коэффициентом
теплопередачи.
ри F
= 1 м
2
,
и час
оэффициент теплопередачи K
показывает, какое количе
-
ство тепла проходит за время 1
час от более на
гретой жидкости к менее нагретой через разде
ляющую их стенку поверхностью 1 м
2
при раз
ности температур между жидкостями в 1°.
аким образом, размерность К
:
ная толщину стенки, ее теплопроводность и коэффициенты тепло
отдачи по обеим сторонам стенки, можно из уравнения найти коэффициент теплопередачи при заданных услов
иях.
о коэффициенту К
можно вычислить количество тепла, переда
ваемого через стенку от более нагретой жидкости к менее нагретой.
еличина, обратная K
, называется термическим сопро
-
тивлением и имеет размерность м
2
·
час
·
°/ккал.
сли в уравнении
написать в правой и левой части обратные величины, то получим
; (3.2.9)
где -
термическое сопротивление теплопередачи;
и -
термическое сопротивление теплоотдачи;
-
термическое сопротивление собственно стенки.
огда теплообмен происходит между загрязненными или химически активными жидкостями, отлагающими осадок на поверхности тепло
обмена, то при определении величины К
следует учитывать термическое
сопротивление слоя загрязнений, которое значительно превышает термическое сопротивление собственно металлической стенки. случае отсут
ствия опытных данных учитывают толщину слоя загрязнений ориентиро
вочно, принимая ее равной 0,1
²
0,5 мм.
3.3
Уравнение теплопередачи при постоянных температурах для цилин
дрических стенок
а практике наиболее часто в качестве поверхностей н
агрева используют трубы.
ассмотрим цилиндрическую стенку (см. рис. 201), по одну сторону которой, например внутри цилиндра, находится
более нагретая жидкость с температурой t
1
а по другую (наружную)
-
менее нагретая жидкость с температурой t
2
.
бозначим:
r
в
²
внутренний радиус цилиндра;
r
н
²
наружный радиус цилиндра;
α
в
²
коэффициент теплоотдачи для внутренней поверхности стенки;
α
н
²
то же, но для наружной поверхности стенки;
L
²
длина цилиндра.
ри установившемся состоянии процесса одно и то же количество тепла должно за время IJ
:
1)
переходить от более нагретой жидкости к внутренней поверхности стенки;
2)
проходить через стенку;
3)
переходить от внешней поверхности стенки к менее нагретой жидкости.
оответственно получим три уравнения:
; (3.3.1)
34
; (3.3.2)
;
(3.
3
.3)
или, преобразовывая
; (3.
3
.4)
;
(3.3.5)
; (3.3.6)
ложив правые и левые части уравнений, получим
; (3.3.7)
откуда:
; (3.3.8)
ведя обозначение
; (3.3.9)
получим
(3.3.10)
ри L
=
1 м, час. и аким образом, представляет собой коэффициент тепло
-
передачи цилиндрической стенки, показываю
щий, какое количество тепла передается за час от одной жидкости к другой через цилиндри
ческую стенку длиной 1 м
при разности темпера
тур в 1°.
ледовательно, размерность :
место применения уравнения , неудобного для вычислений, можно расчеты теплопередачи в трубах вести так же, как для плоской стенки с толщиной, равной
причем плоская стенка должна иметь то же термическое сопротивление, что и цилиндрическая.
рименяя этот метод, приравниваем уравнения теплопередачи для плоских и ц
илиндрических стенок:
; (3.3.11)
или
; (3.3.12)
одставив в полученное уравнение значения и , а вместо F
-
ее величину (где
-
средний радиус трубы), получим
;
(3.3.13)
откуда
;
(3.3.14)
о среднему радиусу , вычисленному из уравнения (2
.
80), на
ходим величину поверхности
некоторой плоской стенки, со
-
противление
теплопередаче которой будет равно сопротивлению цилин
дрической стенки (трубы) той же толщины.
ис.3.3.1 еплопередача через цилиндрическую стенку
4.
Теплопередача при переменных температурах
5.
о всех выводах, приведенных выше, предполагалось, что каждая из жидкостей имеет в любой точке поверхности температуру, не изме
няющуюся ни во времени, ни вдоль поверхности разделяющей стенки. рактически такие условия теплообмена встречаются редко
-
только в случае, когда одно из веществ, участвующих в теплообмене, является кипящей жидкостью, а другое
-
конденсирующимся паром
. акой тепло
-
36
обмен происходит, например, в выпарных аппаратах, обогреваемых насы
щенным водяным паром.
бычно температура жидкости изменяется либо по поверхности, оста
ваясь для каждой точки поверхности постоянной во времени, либо одновре
менно и по повер
хности и во времени. ервый случай относится к устано
вившемуся состоянию теплообмена, а второй
²
к неустановившемуся.
4.1 Направление то
ка жидкостей
еплопередача при переменных тем
пературах в значительной степени зависит от того, в каком направлении вдоль поверхности протекают друг относительно друга жидкости, уча
ствующие в теплообмене.
рактическое значение имеют следующие случаи:
1.
араллельный ток или прямоток, при кото
ром обе жидкости, участвующие в теплообмене, протекают вдоль разде
-
ляющей их стенки в одном и том же
направлении.
2.
ротивоток, при котором участвующие в теплооб
мене жидкости протекают вдоль раз
деляющей их стенки в противополож
ных направлениях.
3.
ерекрестный ток, при котором жидкости, участвующие в теплообмене, протекают под прямым углом одна относительно д
ругой.
4.
мешанный ток, когда одна из жидкостей про
текает только в одном направлении, в то время как другая жидкость по одну сторону стенки течет в одном направлении, а по другую в об
ратном. о всех этих случаях температу
ра более нагретой жидкости, от
дающей тепло, уменьшается от начального значения
t
l
н
до конечного t
l
к
, а температура менее нагретой жидкости, воспринимающей тепло, увели
чивается от t
2н
в начале до t
2к
в конце процесса.
следствие этого разность температур также будет изменяться от начального ее значения ∆
t
н
до конечного
∆
t
к
ис. 4.1.1. хема направления движения жидкостей (1,2) при теплообмене: I
-
прямоток; II
-
п р о т и в о т о к; I I I
-
п е р е к р е с т ный т о к; IV
-
с ме ша нн ый т о к.
4.2 Уравне ние те плопере дачи при паралле льном токе жидкос те й
с ли з а вре мя IJ
по обеим с т оронам ст е нки прот ека ют в одном и т ом же на
пра в лении с одной с т ороны боле е на г рет а я, а с друг ой
²
ме нее на г рет а я жидкос т ь и со в с ех друг их с т орон обе жидкост и ог раниче ны т е плоне про
ница е мой средой, т о т е плообмен буде т происходит ь т олько чере з ст е нку.
е мпера т ура обе их жидкост е й будет из меня т ь с я по мере прот ека ния их в доль пове рхност и на г ре в а в с ледс т в ие т е плообмена, но для ка ждой от де льной т очки ст е нки т е мпе рат ур
а должна быт ь уст анов ив ше йс я.
ус т ь ст е нка, ра з де ля юща я жидкост и, име ет пов ерхност ь F
м
2
и з а вре мя IJ
ча с ов в доль э т ой пов ерхност и прот ека е т G
1
кг с боле е на г рет ой жидкост и и G
2
кг с ме не е на г ре т ой.
боз начим:
с
1
и с
2
-
теплоемкость соответственно более нагретой и менее нагретой
жидкости в ккал/кгс °;
t
1
и t
2
-
температура соответственно более нагретой и менее нагретой жидкости в °;
К
-
коэффициент теплопередачи в ккал/м
2
·
час
·
°.
ɑерез элемент поверхности нагрева dF
за промежуток времени IJ
проходит количество тепла:
; (4.2.1)
38
ри параллельном токе жидкостей их температуры соответственн
о
изменяются:
более нагретой жидкости на ,
менее нагретой жидкости на .
наки минус и плюс в этих уравнениях показывают, что при тепло
обмене температура теплой жидкости понижается, а холодной
²
повы
шается.
азовем произведения Gc
«водяным эквивалентом» и обозначим
; (4.2.2)
; (4.2.3)
и
; (4.2.4)
ычитая величину изменения температуры менее нагретой жидкости из величины изменения температуры более нагретой жидкости, получим
; (4.2.5)
или
; (4.2.6)
или
; (4.2.7)
откуда
; (4.2.8)
одставив найденное значение dQ
в уравнение (), получим
; (4.2.9)
бозначив температуры в начале поверхности индексом «н
», а в конце ²
индексом «к» и интегрируя последнее уравнение в пределах от 0 до F
, получим
; (4.2.10)
ис 4.2.1 зменение температур теплоносителей при прямотоке
ис 4.2.
2
рямоток
или
(4.2.11)
где ²
начальная разность температур;
40
²
конечная разность температур.
з этого уравнения получим зависимость разности температур в виде показательной функции
; (4.2.12)
где е
²
основание натуральных логарифмов.
з уравнения (2
-
80) следует, что разность температур будет с течением времени понижаться асимптотически от первоначальной вели
чины до нуля, т. е. до полного выравнивания температур обеих жид
костей. Это произойдет тем быстрее, чем больше коэффициент тепло
передачи К
и поверхность нагрева F
и чем меньше водяные эквиваленты W
1
и W
2
,
т. е. чем меньше количества жидкостей.
осле прохождения жидкостей по поверхности F
температуры их будут равны и .
оличество тепла, переданное через поверхность F
, равно
; (4.2.13)
откуда
; (4.2.14)
одставив значение m
в ранее выведенное уравнение, получим
; (4.2.15)
но
; (4.2.16)
или
; (4.2.17)
и
; (4.2.18)
4.2.3 зменение температур теплоносителей при противотоке
ис 4.2.4 ротивоток
бозначив среднюю логарифмическую разность температур или средний температурный напор
;
(4.2.19)
п
олучим окончательно
;
(4.2.20)
Это выражение является уравнением теплопередачи при переменных температурах для установив
шегося состояния процесса в случае параллель
ного тока жидкостей.
сли температура жидкостей вдоль поверхности нагрева изме
няется незначительно и отношение <
2, то среднюю разность тем
п
ератур с достаточной точност
ью можно определить как средне
арифметическую .
4.3.
Уравнение теплопередачи при движении жидкостей противотоком
равнения остаются верными и для теплообмена при движении жидкостей противотоком. этом случае при выводе уравнения теплопередачи согласно схеме на рис. 216 следует принять
42
; (4.3.1)
; (4.3.2)
редняя разность температур определяется, так же как и для па
раллельного тока, по уравнению, причем начальной разностью температур является наибольшая и конечной ²
наименьшая разность.
сли G
1
c
1
>
G
2
c
2
, то
; (4.3.3)
и, следовательно,
; (4.3.4)
; (4.3.5)
сли
G
2
c
2 > G
1
c
1
, то
; (4.3.6)
; (4.3.7)
; (4.3.8)
4.4 Уравнения теплопередачи при перекрестном токе жидкостей
асчет процессов теплопередачи при перекрестном токе жидкостей затруднен вследствие сложности ана
литического определения средней разности температур. ля решения технических задач эту разность температур
определяют как среднюю разность температур при про
тивотоке с теми же начальными и конечными температурами обоих теплоносителей и умножают на поправочный множитель ε
:
; (4.4.1)
ак
как поправочный множитель ε
всегда меньше 1
, то средняя разность температур при перекрестном токе всегда меньше средней разности температур при про
тивотоке.
начения множителя ε
приводятся в специальных книгах по теплопередаче *, в зависимости от вспомог
ательных величин:
аиболее часто при перекрестном токе один из теплоносителей движется раз
дельными потоками (по трубам), а другой
²
общим потоком (в межтрубном пространст
ве). этом случае средняя разность температур может быть определена по формуле
;
(4.4.2)
где и ²
разность температур в трубном и межтрубном пространстве;
²
разность начальных температур теплоносителей.
ис 4.4.1. ерекрѐстный ток
4.5 Уравнения теплопереда
чи при смешанном токе жидкостей
еплообмен при сме
шанном токе жидкостей не имеет каких
-
либо преимуществ по сравнению с противоточным.
днако если в результате теплового расчета трубчатого теплообменника полу
чают малое число трубок и чрезмерно большую длину их,
то для создания более компактного аппарата делают теплообменник многоходовым со смешанным током жид
костей.
ля расчета теплообмена при смешанном токе жидкостей можно пользоваться уравнением
; (4.5.1)
где ²
средняя разность температур при смешанном токе.
азличают простой смешанный ток и многократный смешанный ток.
44
ис.4.5.1 зменение температуры при простом смешанном токе
теплообменнике с простым смешанным током жидкостей имеется только один межтрубный ход и несколько трубных.
еплообменник по схеме имеет один ход в межтрубном пространстве и
два хода в трубном. олее нагретая жидкость движется в межтрубном пространстве, а менее нагретая
движется в первом ходе параллельным током и во втором
²
противотоком.
сли изменить направление тока менее нагре
той жидкости, направив ее в первый ход противото
ком, а во второй
²
параллельным током, то она может быть также нагрета до температуры t
2
к
более высокой, чем конечная
температура более на
гретой жидкости
t
1к
.
ри простом смешанном токе и четном числе трубных ходов относительное движение жидкостей не влияет на величину .
случае нечетного числа трубных ходов выше, если число противоточных ходов больше, чем параллельно
точных.
ис 4.5.2 зменение температуры при многократном смешанном токе
ри простом смешанном токе для подсчета средней разности температур можно пользоваться уравнением . . Яблонского
; (4.5.2)
ногократный смешанный ток применяют в тех случаях, когда в теплообменнике межтрубное пространство, так же как и трубное, имеет несколько ходов. ри многократном смешанном токе обе жидкости при движении через тепло
обменник несколько раз изменяют свое направление (рис. 218).
реднюю разность температур при многократном смешанном токе определяют по уравнению
; (4.5.3)
гда N
²
число х
одов в межтрубном пространстве
и
;
(4.5.4)
ри любом варианте смешанного тока средняя разность температур меньше, чем при противотоке, но больше, чем при параллельном токе. сли в процессе теплообмена температура одного из теплоносителей остается постоянной, то средние 46
разности темпе
ратур для прот
ивотока, параллельного и смешанного тока не будут отличаться друг от друга.
ис 4.5.3 мешанный ток
4.6 Выбор направления тока жидкостей
тепловых процессах с уста
новившимся тепловым режимом изменение температур жидкостей может происходить следующим образом.
1.
бе жидкости, участвующие в теплообмене, имеют постоянную температуру как по поверхности теплообмена, так и во времени. акой случай наблюдается, например, когда по одну сторону разделяющей стенки происходит конденсация насыщенного па
ра, а по другую нахо
дится кипящая жидкость.
2.
дна из жидкостей, участвующих в теплообмене, имеет в тече
ние всего времени протекания процесса теплообмена постоянную темпе
ратуру, а температура другой изменяется от до .
3.
емпература обеих жидкос
тей изменяется при любом направле
нии их движения вдоль разделяющей стенки.
первых двух случаях теплопередача и расход теплоносителя не зависят от того, будут ли жидкости направлены параллельно, противо
током, перекрестным током или смешанным током, так как это не отра
зится ни на температурах, ни на разности температур. оэтому напра
-
вление тока жидкостей выбирают, исходя только из конструктивных и технологических соображений.
огда температура обеих жидкостей в процессе теплообмена изме
няется, то направление их движения будет существенно сказываться на процессе теплообмена и прежде всего на конечной температуре жидко
стей. ри изменении конечных температур будут изменяться разность температур и расход теплоносителя.
аиболее расходящиеся результаты
получаются при сравнении параллельного тока с противотоком.
бозначим:
G
1
и G
2
²
количество теплой и холодной жидкости в кгс
;
с
1
и с
2
²
удельная теплоемкость их в ккал
/
кгс
·
°;
и ²
начальная и конечная температура теплой жидкости в °;
и ²
начальная и конечная температура холодной жидкости в °.
ри отсутствии потерь тепла, по закону сохранения энергии, должно соблюдаться равенство
; (4.6.1)
из которого
можно найти расход теплой жидкости при нагревании:
; (4.6.2)
или расход холодной жидкости при охлаждении:
; (4.6.3)
з последнего уравнения следует, что при заданных значениях ,
, и расход охлаждающей жидкости зависит только от конечной ее температуры : с увеличением конечной температуры рас
ход охлаждающей
жидкости будет уменьшаться и, наоборот, с пониже
нием температуры
²
увеличиваться.
емпература жидкости при параллельном токе всегда меньше , в то время как при противотоке может быть больше , приближаясь как к пределу к .
аким образ
ом, при противотоке расход охлаждаю
щей жидкости в процессе охлаждения или нагревающей жидкости в процессе нагревания может быть меньше, чем при параллельном токе.
окращение расхода охлаждающей или нагревающей жидкости при противотоке достигается обычно н
екоторым уменьшением средней разности температур, а следовательно, и увеличением потребной поверх
ности теплообмена.
днако экономия от снижения расхода теплоносителя при противо
токе всегда значительно превышает дополнительные затраты на изго
товление апп
арата больших размеров, который может потребоваться в случае противотока. сли конечную температуру охлаждающей жидко
сти при противотоке 48
принимают такой же, как и при параллельном токе, то расход теплоносителя остается в обоих случаях одинаковым, разность
же температур будет большей при противотоке.
оэтому при непрерывно изменяющихся температурах теплоноси
телей всегда следует устанавливать теплообменники, работающие по принципу противотока.
ерекрестный и смешанный токи жидкостей занимают по разности температур и расходу теплоносителя промежуточное положение между параллельным током и противотоком. ыбор перекрестного или смешан
ного тока диктуется не экономическими, а только конструктивными соображениями.
4.7 Температура стенок
ля расчета теплового
потока в процессах теплопередачи надо знать температуру, которую будет иметь стенка, раз
-
деляющая жидкости. Это требуется также для вычисления потерь тепла стенками аппаратов в окружающую среду.
оличество передаваемого тепла для обеих сторон стенки наход
ят по уравнениям
и ; (4.7.1)
з этих уравнений можно определить температуру стенок, а именно:
; (4.7.2)
; (4.7.3)
одставив вместо Q
его значение из уравнения теплопередачи
; (4.7.4)
получим
; (4.7.5)
и
; (4.7.6)
откуда окончательно
;
(4.7.7)
и
; (4.7.8)
емпература стенки всегда ближе к температуре тепл
оносителя с большим коэффициентом теплоотдачи.
4.8 Средняя температура теплоносителей
ри расчете коэффициентов теплоотдачи необходимо знать среднюю температуру теплоносителя с каждой стороны стенки. сли процесс теплообмена происходит при изменении агрегатного состояния одного из теплоносителей (конденса
ция, кипение), то его температура остается неизменной вдоль поверх
ности нагрева , а среднюю температуру второго тепло
носителя находят по формуле
; (4.8.1)
общем случае средняя температура теплоносителей при неизмен
ном агрегатном их состоянии с обеих сторон поверхности нагрева может быть определена по формулам,
предложенным . Я. околовым:
для противотока
; (4.8.2)
для прямотока
;
(4.8.3)
где
4.9 Определение поверхности нагрева при переменных теплоемкостях и переменных коэффициентах теплопередачи
ри выводе формул для определения средней разности температур теплоемкости участвующих в теплообмене веществ и коэффициенты теплопередачи были прибли
женно приняты постоянными.
сли теплоемкость и коэффициент теплопередачи значительно (более чем в два раза
) изменяются в заданном интервале температур, то поверхность теплообмена F
определяют методом графического инте
грирования из общего уравнения теплопередачи:
; (4.9.1)
ринимая ряд промежуточных значений t
2
между и , опре
деляют по тепловому балансу соответствующие им значения t
1
, а также
величины с
и К
и строят кривую
в зависимости от t
2
. ло
щадь, ограниченная кривой, осью 50
абсцисс и ординатами, соответствую
щими и , равна величине F
.
налогично можно вести расчет, приняв ряд значений t
1
.
4.10 Уравнения теплопередачи для неустановившегося процесса теплообмена
тех
случаях, когда процесс теплообмена проводится периодически, т. е. когда вся нагре
ваемая или охлаждаемая жидкость помещена в одном сосуде и обменивается теплом с другой жидкостью, протекающей вдоль разделяющей их стенки, процесс теплопередачи будет неустановившимся и температуры меняются непрерывно вдоль поверхност
и и во времени.
редняя разность температур обеих жидкостей здесь уже не может быть вычис
лена обычным способом, так как конечная температура непрерывно протекающей жидкости будет изменяться в течение всего процесса теплообмена. римером одновремен
ного из
менения температур как во времени, так и по поверхности может служить про
ц
есс теплообмена при охлаждении неподвижной (или перемешиваемой при помощи ме
шалок) жидкости в сосуде холодной водой, непрерывно протекающей по змеевику.
ассмотрим метод расчета теп
лообмена при неустановившемся состоянии про
цесса для случая охлаждения жидкости (предложен . . итерским).
бозначим:
t
1н ²
начальная температура охлаждаемой жидкости;
t
1к
²
конечная температура охлаждаемой жидкости;
t
2н
²
начальная температура охлаждающей жидкости;
t
2к
²
конечная температура охлаждающей жидкости;
t
²
температура охлаждаемой жидкости в любой момент;
t
2ср.к
²
средняя конечная температура охлаждающей жидкости;
²
количество охлаждаемой жидкости в кгс;
с
1
²
теплоемкость охлаждаемой жидкости в ккал/кгс
·
°;
²
расход охлаждающей жидкости в кгс;
с
2
²
теплоемкость
охлаждающей жидкости в ккал
/
кгс
·
°;
²
часовой расход охлаждающей жидкости в кгс/час
;
К
²
коэффициент теплопередачи в ккал/м
2
·
час
·
°;
F
²
поверхность теплопередачи в ж
2
;
IJ ²
продолжительность процесса теплообмена в час.
ачальные и конечные температуры обеих жидкостей являются заданными. а промежуток времени d
τ
на нагрев охлаждающей жидкости будет затрачено
тепла
—
; (4.10.1)
Это количество тепла должно пройти через стенку и, следовательно, может быть выражено так:
; (4.10.2)
где
; (4.10.3)
ля любого момента теплопередачи:
начальная разность температур конечная разность температур одставив эти значения в выражение средней разности температур, получим
; (4.10.4)
ри этом уравнение теплопередачи принимает вид
—
; (4.10.5)
откуда
;
(4.10.6)
ри заданных условиях теплообмена величина являе
тся постоянной и, следовательно.
; (4.10.7)
з последнего равенства
; (4.10.8)
оличество тепла, отдаваемое более нагретой жидкостью за любой промежуток времени d
τ
, равно
; (4.10.9)
одставив найденное значение t
2
к
, получим
; (4.10.10)
или
; (4.10.11)
нтегрируя последнее уравнение в пределах от 0 до IJ
и от t
1
н
до t
1к
, получим
; (4.10.12)
52
или
; (4.10.13)
откуда, умножая обе части уравнения на величину (
) и производя соответствую
щие преобразования, найдем
; (4.10.14)
ледовательно, в данном случае уравнение теплопередачи имеет вид:
(4.10.15)
где
; (4.10.16)
бщий расход охлаждающей жидкости равен
кгс (4.10.17)
причем средняя конечная температура определяется следующим путем.
ля всего процесса охлаждения соответствует уравнение теплопередачи
; (4.10.18)
следовательно,
; (4.10.19)
з приведенного выше равенства следует
; (4.10.20)
одставив это значение в уравнение, получим откуда
; (4.10.21)
откуда
; (4.10.22)
аспространяя предыдущий вывод на теплообмен с неустановившимся состоя
нием процесса при периодическом нагревании, аналогичным путем найдем
; (4.10.23)
где ²
начальная температура греющей жидкости;
²
конечная температура греющей жидкости;
t
²
температура нагреваемой жидкости в любой момент.
римем обозначения:
²
начальная температура нагреваемой жидкости
;
²
конечная температура нагреваемой жидкости
огда средняя разность температур для всего процесса нагревания может быть определена по формуле
;
(4.10.24)
а средняя температура греющей жидкости
;
(4.10.25)
4.11 По
тери тепла в окружающую среду
о всяком тепловом процессе возникают потери тепла вследствие теплообмена между нагретыми поверхностями стенок аппаратов и окружающим воздухом.
отери тепла в окружающую среду могут быть определены сум
мированием результатов двух самостоятельных процессов
: перехода тепла в окружающую среду путем конвекции и путем теплового излу
чения.
ак как температура стенок в процессе потерь тепла в окружаю
щую среду будет выше температуры воздуха, то уравнение теплоотдачи можно написать следующим образом:
—
ккал
; (4.11.1)
где ²
коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху, равный сумме коэффициентов теплоотдачи конвекцией и тепло
отдачи лучеиспусканием т. е. ккал/м
2
·
час
·
°;
²
температура наружной стенки;
²
температура окружающего воздуха.
ɑисловое значение коэффициента теплоотдачи от стенки к окру
жающему воздуху, находящемуся в состоянии естественной конвекции, определяют по уравнениям
. ля п
риближенных рас
четов
уравнения
упрощают подстановкой в них средних значений физических констант для воздуха и подбором коэффициентов пропорциональности опытным путем.
ри температуре стенки 50
²
350° применима приближенная фор
мула, предложенная . . инчевским
:
ккал/м
2
·
час
·
°
; (4.11.2)
ля воздуха, движущегося вдоль плоских шероховатых стенок (вынужденная конвекция), можно приближенно принимать:
при Ȧ ≤ 5 м/сек
ккал/м
2
·час· °
; (4.11.3)
при Ȧ
>
5
м/сек
54
ккал/м
2
·час· °
; (4.11.4)
где Ȧ
²
скорость движения воздуха в м/сек.
5.
Источники тепла и методы нагревания
агревание является одним из наиболее распространенных процес
сов химической технологии. агревание необходимо для ускорения мно
гих химических реакций, а также для выпаривания, перегонки, сушки и других процессов.
епловая энергия для проведения технологических процессов может быть получена р
азличными способами и от разных источников.
рямыми источниками тепла являются:
1) дымовые газы;
2) электрический ток.
качестве промежуточных теплоносителей, воспринимающих тепло от указанных источников тепла и передающих его нагреваемому веще
ству, применяют:
1) водяной пар или горячую воду;
2) минеральные масла;
3) специальны
е
теплоносители: перегретую воду, высококипящие жидкости и их пары
, расплавленные неорганические сол
и и
их смеси, некоторые углеводороды и металлы (в жидком состоянии).
роме то
го, для нагревания может быть использовано тепло отходя
щих газов и жидкостей, обладающих относительно высокой температурой.
ажнейшими условиями, от которых зависит выбор теплоносителя, являются:
l
) температура нагрева и возможность ее регулирования;
2) у
пругость пара и термическая устойчивость теплоносителя;
3) токсичность и химическая активность теплоносителя;
4) безопасность нагревания;
5) стоимость и доступность теплоносителя.
рименяемые теплоносители и методы обогрева имеют специфи
ческие преимуществ
а и недостатки. оэтому в каждом отдельном случае необходимо выбирать метод нагревания, исходя из условий производ
ственного процесса и сравнительной стоимости обогрева. раткая характеристика различных способов нагревания приводится ниже.
агревание насыщ
енным водяным паром ши
роко применяется в химической технологии. ри таком нагревании мож
но точно регулировать температуру нагрева путем изменения давления пара; вследствие хорошей теплоотдачи от насыщенного пара аппараты могут иметь значительно меньшие п
оверхности нагрева, чем при нагре
вании, например, дымовыми газами. аровые нагревательные устрой
ства при использовании тепла конденсата работают при очень высо
ком к. п. д. днако применяя в качестве теплоносителя водяной пар, труд
но получить высокую те
мпературу нагрева, так как для этого требуется резко увеличить давление пара. ак, например, для достижения
температуры 350° потребовалось бы поднять давление пара до 180 атм.
; максимальна
я тем
пература насыщенного водяного пара равна 374° (кри
-
тическая температура). оэтому нагревание водяным паром ведут обычно до температур не более 180°.
агревание горячей водой применяют значительно реже, чем водяным паром, хотя по своим теплотехническим свойствам вода почти не отличается от пара. граниченное использ
ование воды объясняется тем, что для нагрева необходимы пар или дымовые газы, причем горячая вода должка иметь более высокую начальную темпера
туру, чем пар, так как она охлаждается в процессе нагревания, а пар отдает скрытую теплоту конденса
ц
ии при постоя
нной температуре. ри
меняют главным образом отработанную горячую воду или паровой конденсат.
агревание специальными теплоносителя
ми. развитием химической технологии увеличивается число процессов, проводимых при температурах 500
²
600° и более. ля получ
ения темпе
ратур выше 180° наиболее рационально использовать перегретую воду или пары высококипящих жидкостей, обладающих низкой упругостью, и пары термически стойких жидкостей, отличающихся вы
сок
ой теплоемкостью. рименяют так называемые органические тепл
оносители
²
дифенил и дифениловый эфир, эвтектическую смесь дифенила и дифенилового эфира и др., а также ртуть, смеси солей, расплавленные металлы. Эти вещества предварительно нагревают или испаряют при помощи дымовых газов или электрического тока, после чего нагретые вещества (жидкости или пары) отдают тепло нагреваемому материалу через стен
ки аппаратов. рименение специальных теплоносителей для нагре
вания требует устройства 56
специфических нагревательных систем; некото
рые из них будут описаны ниже.
агр
евание электри
че
ским током. ри помощи электрического тока можно достичь весьма высоких температур нагрева; например, в электропечах для сжигания атмосферного азота температура равна 3200°.
Электрические нагревательные устройства работают при более высоком
к. п. д., чем устройства для нагрева другими теплоносителями; при нагревании электрическим током используется до 95% электри
ческой энергии, вводимой в нагревательный аппарат. днако нагревание электрическим током мало распространено вследствие сравнитель
но высокой стоимости и дефицитности электроэнергии, а также сложности аппаратуры.
агревание дымовыми газами наиболее распростра
нено; при этом можно достигнуть температуры 1000° и выше.
месте с тем обогрев дымовыми газами имеет и существенные недостатки.
оэффициент полезного действия печей обычно не превы
шает 30%, так как значительная часть тепла уходит в атмосферу с отхо
дящими газами, которые имеют высокую температуру (вследствие того что поверхности теплообмена обогреваемых аппаратов обычно невелики)
.
ри обогреве дымовыми газами нельзя быстро регулировать тем
пературу нагрева, а коэффициенты теплоотдачи очень низки. о так как газы имеют высокую температуру удается достичь значительных раз
ностей температур теплоносителя и нагреваемого продукта, что отчасти компенсирует малую величину коэффициентов теплоотдачи. следствие высоких температур и трудности их регулирования возможны перегревы нагреваемых продуктов, пригорание их и возникновение нежелательных побочных процессов. агревание дымовыми газами л
егколетучих и легко воспламеняю
щ
ихся
материалов опасно.
ледует указать также на значительный объемный расход дымовых газов (из
-
за низкой теплоемкости) и сложность их транспортиро
вания (из
-
за больших объемов и высокой температуры).
о многих процессах наг
ревания возникает необходимость снижать температуру газов. ля этого газы после выхода из топки смешивают с холодным воздухом, но это приводит к повышенному содержанию кислорода в газах и окислению металла аппаратуры.
совершенствование техники нагревания дымовыми газами позво
лило в известной мере преодолеть недостатки этого способа нагревания. современных нагревательных системах осуществляют рециркуля
цию дымовых газов, т. е. разбавляют их не воздухом, а самими охла
жденными дымовыми газами, уже прошедш
ими через теплообменный аппарат. ециркуляцию проводят, используя вентилятор (дымосос) или эжектор. озвращая на разбавление то или другое количество дымовых газов, можно довольно точно регулировать температуру нагрева. роме того, при рециркуляции через т
еплообменный аппарат проходит больше газов и соответственно меньше снижается их температура, что повы
шает равномерность нагревания.
связи с недостатками, свойственными непосредственному обо
греву дымовыми газами, все шире для обогрева до температуры ≈
500° применяются различные промежуточные теплоносители.
агревание отходящими газами и жидко
стями дает возможность использовать остающееся в них тепло, ибо в ряде процессов отходят газы и жидкости с высокой температурой. споль
зование отбросанного
тепла компенсирует расходы по сооружению устройств для его использования.
6.
Нагревание водяным паром
6.1
Нагревание «острым» паром
аиболее простым способом пере
дачи тепла является нагревание «острым» паром, т. е. паром, который
вводят непосредственно в нагреваемую
жидкость. Этот пар конденсируется и отдает тепло нагреваемой жидкости, а обра
-
зующийся конденсат смешивается с жид
костью.
ростейшее приспособление для на
гревания жидкости «острым» паром представляет собой трубу, опущенную открытым концом в рез
ервуар с нагреваемой жидко
стью.
тех случаях, когда одновременно с нагреванием жидкости необходимо и перемешивать ее, «острый» пар подводят через так называемые барботеры ²
трубы с небольшими отверстиями, укладываемые на дно резервуара в виде спиралей, колец или нескольких параллельных прямых труб.
58
ис 6.1.1 ростейшее устройст
во для нагрева жидкости «ост
рым» паром: 1
²
резервуар; 2
²
паровая труба; 3
²
запорный вентиль; 4
²
обратный клапан; 5
²
продувочный вентиль
бесшумных нагревателях струя пара увлекает жидкость в боковые отверстия сопла нагревателя. мешение пара с жидкостью происходит непосредственно в самом сопле, поэтому здесь нет шума, возникающего в обычных нагревателях барботажного типа.
ис 6.1.2 Схема устройства парового барботера:
1 ±
р е з е р в уа р, 2 ±
б а р б о т е р.
а пароподводя ще й т рубе ус т ана в лив ают обрат ные кла паны, кот орые пропуска ют па р в а ппара т, но з а держив а ют жидкост ь,
поднима ющуюс я из а ппарат а в с луча е, ког да да в ление в па ропроводе ниже да в ле ния в а ппа рат е. ля т ог о чт обы из бе жат ь в в еде ния из лишних количе ст в воды в на г ре в а е мую жидкост ь, на паровой т рубе уст а на в ли
в а ют продувочные ве нт или, чере з кот орые пере д на г ре в а нием уда ля ют накопив шийс я в т рубе конде нс ат.
ри на г ре в а нии «ос т рым» па ром
в жидкост ь неиз бе жно в водит с я большое количе с т во воды, получа юще йс я при конде нс ации па ра. оэ т ому т а кой с пособ на г ре в а можно применя т ь т олько в т ех с луча ях, ког да ра з
ба вле ние жидкос т и водой не имеет существенного значения и нагревае
мая жидкость не реаги
рует с водой. бычно «острый» пар применяют
следствие быстрой конденсации пара на выходе из трубы в ней мог бы возникнуть почти абсолютный вакуум, если бы пар не содержал некоторого количества воздуха. ак как пар содержит воздух, в трубе происходит тольк
о падение давления. идкость постепенно нагревается теплом, выделяющимся при конденсации пара, и достигает температуры насыщенного пара при давлении, равном давлению в аппарате. сли же аппарат работает при атмосферном давлении, то температура жидко
сти не
зависимо от температуры пара не будет превышать температуры кипения.
ри нагревании воды «острым» паром до температуры кипения пар конденсируется в воде и ее вес соответственно увеличивается. сли же вода кипит, то при отсутствии тепловых потерь из нее обр
азуется столько же пара, сколько в нее подводится, и вес воды остается неиз
менным.
асход «острого» пара определяют из уравнения теплового баланса.
бозначим:
G
2
²
количество нагреваемой жидкости в кгс;
с
2
²
ее теплоемкость в ккал/кгс
·
°;
t
2
н ²
начальная температура жидкости в °;
t
2к
²
конечная температура жидкости в °;
D
²
расход греющего пара в кгс;
Ȝ
нас
.
²
теплосодержание греющего пара в ккал
/
кгс
;
Q
п ²
потери тепла аппаратом в окружающую среду в ккал
/
час
;
IJ ²
продолжительность нагрева в час.
огда получим уравнение
теплового баланса
; (6.1.1)
откуда расход пара
;
(6.1.2)
6.2
Нагревание «глухим» паром
сли свойства обогреваемого мате
риала или условия проведения процесса не позволяют вести нагревание «острым» паром, применяют устройства для нагрева через стенки, раз
-
деляющие пар и нагреваемую жидкость, т. е. ведут нагревание 60
«глухим» паром. акой нагрев ведется через двойные днища или рубашки, змее
вики, трубчатые и спиральные теплообменники и др. бычно поступаю
щий в теплообменник пар отдает всю скрытую теплоту паро
образования стенкам аппарата и истекает в виде конденсата.
ля нагревания почти всегда используют насыщенный водяной пар с высоким коэффициентом теплоотдачи, имеющий большую скрытую теплоту конденсации. рименение перегретого пара нецелесообразно вследстви
е низкого коэффициента теплопередачи и небольшой величины теплоты перегрева.
ри конденсации пара на стенках нагревательного устройства образуется непрерывно стекающая вниз водяная пленка. емпература одной стороны пленки равна температуре пара, а другой
²
температуре стенки. о стороны пара температура стенки практически приближается к температуре пара. оэтому температуру конденсата с достаточной точ
-
ностью можно принимать равной температуре пара.
ри таком допущении передача тепла происходит при постоянн
ой температуре одного из теплоносителей, и для теплообмена взаимное на
правление движения жидкости и пара не имеет значения. днако в теплообменный аппарат пар обычно подводят сверху, для того чтобы конден
сат мог свободно стекать сверху вниз и удаляться и
з аппарата.
асход «глухого» пара определяют из уравнения теплового баланса
; (6.2.1)
где Q
п ²
потеря тепла в окружающую среду в ккал/час;
²
теплосодержание пара в ккал/кгс;
²
температура конденсата в °.
стальные обозначения в формуле те же, что и в формуле.
6.3 О
т
вод конденсата и газов
ля нормального действия теплообменных аппаратов, обогреваемых водяным паром, необходимо непрерывно отводить из них конденсат. ри этом нельзя допускать потери не сконденсировавшегося
пара с уходящим из аппарата конденсатом.
онденсат удаляется из теплообм
енного аппарата через специаль
ные устройства, называемые конд
е
нсатоотводчиками или водоотводчиками. одоотводчики работают непрерывно или периодически. з различных конструкций непрерывно действующих водоотводчиков
рассмотрим конденсационный горшок с закрытым по
плавком и подпорную шайбу.
конденсационном горшке с закрытым по
плавком поступлении конденсата в корпус 1 горшка поплавок 2 всплывает и после заполнения 2
/
3
объема горшка открывает клапан 3 для выпуска кон
денсата.
сли теплообменник работает с постоянной нагрузкой, то поплавок находится в одном и том же положении и непрерывно выпускает конден
сат, не пропуская пара из горшка. ля устранения прикипания трущихся частей поплавок при помощи специального рычага 4 периодически под
нимают на высоту максимального открытия клапана. оршки с за
крытым поплавком применяют при давлении пара выше 10 ата.
6.3.1 онденсационный горшок с за
крытым поплавком: 1
²
корпус; 2
²
поплавок; 3
²
клапан; 4
²
рычаг для подъема поплавка
6.3.2 одпорная шайба: 1
²
диск; 2
²
сменный ниппель; 3
²
добавочная шайба; 4
²
дренажный патрубок; 5
²
патрубок для контроля за теплосодержанием конденсата
62
теплообменниках, работающих при расходе пара, изменяющемся не более чем на 35
²
40%, и давлении пара до 7 ати, в качестве водоотводчи
ка используется подпорная шайба.
ɒайба представляет собой приваренный к трубе диск 1 с отвер
стием или сменным ниппелем 2 (
как показано на рисунке) с проходом диаметром до 5
²
6 мм. еред диском устанавливают добавочную шайбу 3 с отверстием большего диаметра или сетку, для предупреждения засорения отверстия шайбы песком, окалиной и т. п.
абота шайбы в качестве конденсатоотводчи
к
а основана на том, что при небольших давлениях через нее проходит ничтожно мало пара по сравнению с расходом конденсата.
римером периодически действу
ющего водоотводчика может служить конденсационный горшок с открытым поплавком. корпусе 1 имеется попла
вок 2, представляющий собой открытый стакан, в донышке которого укреплен стержень с направляющими ребрами и клапаном 3 на верхнем конце; клапан притерт к седлу сменной шайбы 4.
крышке горшка укреплена трубка 5, которая служит направляющей для стержня кл
апана и, будучи всегда погружена в конденсат, образует гидравлический затвор. крышке горшка установлен обратный кла
пан 6, предотвращающий попадание конденсата в горшок из отводной конденсатной линии, к которой могут быть подключены и другие теплообменны
е аппараты. ес поплавка можно регулировать при помощи
сменного груза 8. порожнение горшка производят, открывая проб
ку 9.
ри пуске и разогреве теплообменного аппарата, к которому при
соединен горшок, открывают продувочный вентиль 7 и быстро удаляют скоп
ившийся конденсат; после разогрева аппарата вентиль 7 закрывают и горшок начинает работать.
огда конденсат накапливается в корпусе горшка, поплавок всплы
вает и закрывает клапан 3. онденсат заполняет горшок и постепенно переливается внутрь поплавка. огд
а в поплавке наберется определен
ное количество конденсата, он опускается вниз, одновременно открывая клапан 3; при этом вследствие разности давлений до и после горшка кон
денсат выдавливается из горшка в отводную линию. ак как конденсата убывает значител
ьно больше, чем поступает, то поплавок снова поднимается и закрывает клапан 3.
ис 6.3.3 онденсационный горшок с открытым поплавком: 1
²
корпус; 2
²
поплавок; 3
²
клапан; 4
²
сменная шайба; 5
²
трубка; 6
²
обратный клапан; 7
²
продувочный вентиль; 8
²
сменный груз; 9
²
пробка
о время подъема поплавка до момента закрытия клапана уровень конденсата в поплавке выше нижнего конца трубки 5, поэтому пар не может выйти из горшка.
отя горшок с открытым поплавком ра
ботает периодически, он обладает некоторыми достоинствами по сравнению с горшком, снаб
женным закрытым поплавком,
²
по перио
дическим выбросам воды можно контролиро
вать работу горшка, трущиеся его части не прикипают к корпусу горшка и т. д.
онденсационные горшки с открытым поплавком изготовляют та
кже с двойным клапаном. этих горшках в момент опускания поплавка открывается вначале
меньший клапан, а затем второй
²
больший. ри таком устройстве горшок чаще открывается и закрывается, и произ
водительность его выше, чем горшков с одинарным клапаном.
бычно конденсационные горшки выбирают по каталогу, зная производительность и наибольший перепад давлений до и после горшка; при выборе горшка расчетную производительность (количество конден
сата, поступающего из теплообменника) принимают для надежности в ч
етыре раза больше действительной.
каталогах указываются только данные о максимальной произ
водительности горшка, соответствующей непрерывному истечению кон
денсата с температурой ниже 100°, и 64
минимальной
²
при периодической работе горшка без переохлаждения конденсата.
ис 6.3.4 хема установки конденсационного горшка: 1
²
теплообменник; 2
²
конденсационный горшок; 3
²
обводной вентиль; 4
-
труба для отбора проб конденсата
хема установки конденсацион
ного горшка показана на рис. 6.3.4
. оршок ус
танавливают ниже места отвода конденсата из теплообмен
ника не менее чем на 0,5 м и снабжают обводной линией для того, чтобы теплообменник мог работать бесперебойно при ремонте (отключении) горшка. онтроль за работой горшка можно вести, измеряя температур
у конденсата на выходе из горшка: она не должна превосходить темпера
туру насыщения греющею пара в теплообменнике.
омимо отвода конденсата, должен быть предусмотрен отвод газов из парового пространства теплообменника. азы попадают в греющий пар главным о
бразом из воды, питающей паровые котлы; присутствие газов значительно уменьшает коэффициент теплопередачи и снижает производительность теплообменника. оэтому газы отводят из верхних зон парового пространства теплообменника периодически (при помощи продуво
чных краников) или непрерывно.
7.
Теплообменники
7.1 Аппараты с рубашками
.
войные стенки, или рубашки, ши
роко используются для обогрева реакционных аппаратов, особенно в тех случаях, когда внутри аппарата нельзя установить змеевики (например, в аппарате со скребущей мешалкой и др.).
хема устройства паровой рубашки показана на рис. 7.1.1
.
убашка 2 укреплена снаружи корпуса 1 аппарата; между внутрен
ней поверхностью рубашки и наружной поверхностью корпуса аппарата образуется герметически замкнуто
е пространство, в которое при нагре
вании через штуцеры 3 и 4 вводится пар, а через штуцер 5 отводится конденсат. ля охлаждения, наоборот, охлаждающая жидкость посту
пает снизу через штуцер 5 и отводится сверху через штуцеры 3 и 4.
ис 7.1.1. хема устройства паровой рубашки: 1
²
корпус аппарата; 2
²
рубашка; 3
²
5
²
штуцеры
ысота рубашки должна быть не менее высоты уровня жидкости в аппарате. убашки приваривают к стенкам аппарата, а также крепят на болтах к фланцу корпуса или крышке аппарата.
ля более
равномерного обогрева аппаратов диаметром более 1 м пар вводят в рубашку с двух сторон.
бычно рубашки применяют для нагревания паром давлением не более 5 ати. ревышение этого предела приводит к чрезмерному утол
щению стенок рубашки и аппарата; поверхнос
ть рубашек, как правило, не превышает 10 м
2
.
ля работы при высоких давлениях применяют р
убашки специаль
ной конструкции. убашку изготовляют из листов, в 66
которых в
ыштампованы отверстия. ромки листов по периметру отверстий наглухо привариваются к стенке а
ппарата. акие рубашки отличаются повышенной прочностью и допускают применение пара давлением до 75 ати. следствие повышенной скорости теплоносителя в таких рубаш
ках можно достичь больших коэффициентов теплопередачи, чем для рубашек, описанных выше.
ри расчете аппаратов с рубашками обычно задано количество нагреваемой (или охлаждаемой) жидкости, ее начальная и конечная температуры и поверхность рубашки, а искомыми являются коэффициент теплопередачи и продолжительность нагревания, которые определяют по
об
щим формулам теплопередачи:
час; (7.1.1)
где F
²
поверхность теплообмена определяется как внутренняя поверх
ность аппарата, погруженная в нагревательную (или охлаждае
мую) жидкость.
оверхность теплообмена определяется из выражения:
; (7.1.2)
где ²
внутренний диаметр аппарата в м
;
R
²
радиус кривизны днища в м
;
²
высота цилиндрической части аппарата, заполненной жидкостью в м
;
²
высота сферической части днища в м.
7.2 Змеевиковые теплообменники
дним из простейших теплообменных устройств в аппаратах являются змеевики, представляющие
собой прямые трубы, со
един
енные коленами, или спирально согну
тую трубу с расположением витков по винтовой линии.
оэффициент теплоот
дачи змеевиков несколько выше, чем прямых труб. д
нако змеевики имеют боль
шую длину, и при конденса
ции пара в нижней части змеевика может накапли
-
ваться конденсат, что приво
дит к ухудшению тепло
обмена; в длинных змееви
ках, кроме того, значительно уменьшается давление и за
труднен отвод неконденси
рующихся газов. оэтому змеевики разделяют на не
сколько отдельных секций, расположенных одна над др
угой или в виде концентрических окружностей.
ис. 7.2.1 меевики
оэффициент теплоот
дачи змеевиков несколько выше, чем прямых труб. д
нако змеевики имеют боль
шую длину, и при конденса
ции пара в нижней части змеевика может накапли
-
ваться конденсат, что приво
дит к ухудшению тепло
обмена; в длинных змееви
ках, кроме того, значительно уменьшается давление и за
труднен отвод неконденси
рующихся газов. оэтому змеевики разделяют на не
сколько отдельных секций, расположенных одна над другой или
в виде концентрических окружностей.
ри давлении пара 3
²
5 ата рекомендуется выбирать отношение длины змеевика к диаметру его труб в пределах 225
²
275 (при средней разности температур теплоносителей =
30
²
40°).
следствие значительного гидравлического
сопротивления змееви
ков скорость теплоносителей в них принимают обычно меньшей, чем в прямых трубах; скорость жидкости принимают до 1 м/сек, а весовую скорость газов до 10 кгс
/м
2
·
сек.
меевики обычно изготовляют из труб диаметром до 76 мм
;
из труб больше
го диаметра изготовлять змеевики трудно.
химической промышленности применяют змеевики из стальных труб, а также из труб, изготовленных из цветных металлов, керамики, стекла, пластических масс и других химически стойких материалов.
68
ля предотвращения прог
иба и деформации труб змеевики закреп
ляют хомутами на стойках.
еплообменники из змеевиков, погруженных в резервуар, напол
ненный жидкостью, называются погружными.
ис 7.2.3 ппарат со змеевиками, за
литыми в стенки: 1
²
корпус аппарата; 2
²
змеевики; 3
²
мешалка.
следствие небольшой скорости протекания жидкости в резервуаре эти теплообменники отличаются малоинтенсивным теплообменом, но хи
часто применяют для охлаждения из
-
за простоты изготовления и выполнения ремонта, а также удобства применения в агрессивных средах.
змеевиковых теплообменниках одна из участвующих в теплообмене жидкостей может орошать трубы змее
вика снаружи. еплообменн
ики такой конструкции называются ороси
тельными; их применяют в каче
стве холодильников.
меевики могут быть также эф
фективно применены для теплообмена при высоких давлениях в аппаратах специальной конструкции. таких аппаратах теплоноситель протекает в змеевике, а тепло передается или отнимается через, цилиндрическую стенку аппарата, как в аппаратах с рубашками.
а показан чугунный аппарат, в стенках которого залиты стальные змеевики.
аппаратах такой конструкции нагрев тепло
носителями можно вести при весьма высоких давле
ниях, но эти змеевики сложны в изготовлении и до
роги; кроме того, в связи с тем, что чугун и сталь имеют разное тепловое удлинение, обычно не удается достигнуть плотного соединения змеевиков с чугунной стенкой аппарата и остаются рако
вины и пустоты, ухудшающие теплопередачу.
ис 7.2.4 ппарат с приваренными сна
ружи змеевиками.
ппараты с залитыми в стенки змеевиками из
готовляют только из чугуна, поэтому их можно при
менять при внутренних давлениях не выше 6 ати.
олее совершенны для нагревания при высоких давлениях аппараты, в которых стальной змеевик приварен по наружной поверхности. мее
вик имеет форму спирали или состоит из труб, рас
положенных по образующим цилиндрической поверх
-
ности аппарата.
акие аппараты могут
быть изготовлены из лю
бого металла, что является преимуществом тепло
обменников этой конструкции перед аппаратами со змеевиками, залитыми в стенки.
меевики приваривают к аппаратам двумя спо
собами, в зависимости от материала стенок аппарата.
о первому способу змеевики плотно насаживают на предварительно очищенную наружную поверхность стенки 1 стального аппарата, а между змеевиком и стенкой аппарата помещают фасонные металлические прокладки 2. осле этого приваривают змеевики к стен
кам аппарата.
70
аппар
атам, изготовленным из металла, не сваривающегося со стальными трубами змеевика, например из меди, алюминия, никеля, монеля, змеевики
приваривают по второму способу.
-
-
-
а предварительно очищенную наружную поверхность стенки 1 аппарата укладывают медные
прокладки 2 под трубы змеевика, сваривают
их друг с другом и дополнительно скрепляют посредством полос, при
варенных перпендикулярно к плоскости витков змеевика (на рисунке не показаны). о этому способу трубы не приваривают непосредственно к стенкам аппарата, что ухудшает теплопередачу.
ис. 231. риварка наружных змеевиков: ²
на стальных аппаратах; 雷
²
на а ппа рат а х из цвет ных ме т а л
лов.
²
ст е нка а ппарат а; 2
²
фа сонные прокладки; 3
²
с ва рной шов.
пис анные выше конс т рукции а ппарат ов с на ружными з ме е вика ми доволь но с ложны в из г от овлении. аппарат а х упрощенной конст рукции вме с т о це лых т руб приваре ны половинки раз ре з а нных по длине т руб, обра з ующие полукруг лые на г ре ват е льные ка на лы на наружных с т енках а ппарат а. ног да ка на лы обра з уют с я пут е м прива рк
и к ст е нкам а ппарат а уг ловой ст а ли. акие упроще нные кон
с т рукции применимы лишь до да вле ний 60 ат а, т. е. для з на чит е льно ме нь ших да влений, че м аппарат ы с приваре нными з ме евика ми, в кот орых допус т имо давле ние в т рубах з ме е вика до 250 ат а. оэ т ому упроще нн
ые кон
с т рукции во мног их с луча ях не приемле мы, на пример для наг ре вания пере г рет ой водой; но они проще в из г от овлении и обе с печива ют лучшую т еплопере
-
да чу, че м аппара т ы с приваре нными снаружи з ме е виками.
ис. 232. прощенные конструкции наружных нагреват
ельных змее
-
виков: I
²
из труб; II
²
из уг ловой с т а ли. 1
²
ст е нка а ппа рат а; 2
²
на г ре ват е льный э ле ме нт.
а с чет т е плообме нников с о з ме е виками, з а лит ыми в ст е нки а ппарат а или приваренными с наружи ( по с уще с т ву а на лог ичных а ппа рат а м с ру
башка ми) проводит с я т а к же, как и а ппарат ов с руба шка ми, т ак ка к и в т ех и в друг их а ппара т а
х
т е плообменной являе т с я внут ре нняя поверхност ь аппарат а, пог руженна я в жидкост ь.
е плообменники с пог руже нными з ме е виками ра с с чит ыва ют с ле дующим обра з ом. иа ме т р т рубы з ме евика выбира ют в з а в
ис имос т и от ра схода и скорост и прот ека ния жидкос т и или па ра по з ме е
вику, име я в виду из г от овле ние з ме е виков из с т ан
-
дарт ных т руб, выпуска е мых промышленнос т ь ю. редний диаме т р з ме е вика выбира ют в з а висимост и от внут ре нних ра з меров а ппа ра т а и ме ша лки, е с ли обог ре в или охла жде ние происходят при ме ханиче ском пере ме шива нии; с редний диаме т р з ме е вика долже н быт ь ме ньше внут ренне г о диа ме т ра а ппарат а и бол
ьше диа мет ра меша лки.
72
оверхность змеевика находят по общему уравнению теплопере
дачи, после чего определяют ег
о конструктивные размеры: общую длину, число витков и высоту.
ля круглого змеевика выбирают диаметр витка змеевика d
зм
и расстояние между витками по вертикали, или шаг по вертикали h
(ко
торый принимают равным 1,5
²
2 диаметрам трубы змеевика).
лина одного
витка змеевика (винтовой линии) равна
;
(
7.2.1
)
бщая длина змеевика при числе его витков n
составляет:
;
(
7.2.2
)
откуда
;
(
7.2.
3
)
ассчитанное по формуле
число витков округляют до це
-
лого числа.
бщая высота змеевика (по осям крайних труб) H
=
nh
.
ля прямых змеевиков общую длину змеевика определяют по фор
муле
;
(
7.2.
4
)
где F
²
расчетная поверхность теплообмена в м
2
;
d
c
р
²
средний диаметр трубы змеевика.
бычно змеевики разделяют на некоторое число параллельных секций.
ная расход жидкости V
ce
к
, определяют по принятой скорости ω
ее протекания через змеевик число параллельных секций:
;
(
7.2.
5
)
откуда длина труб одной секции
(2
.
108)
7.3 Двухтрубные теплообменники
нтенсивный теплообмен может быть достигнут в двухтрубных теплообменниках, состоящих из труб, заключенных в других
трубах большего диаметра. вухтрубный теплообменник, называемый также
теплообменником типа «труба в трубе», состоит из нескольких элементов, расположенных один
под другим, причем внутренние трубы 1 одного элемента теплообменника соединены последовательно c
внутренними трубами, а внешние трубы 2
²
с внешними тру
бами другого элемента. ля удобства чистки и замены внутренние трубы обычно соединяют калачами или коленами 3.
ис. . еплообменники типа «труба в трубе»: 1
внутренняя труба; 2
²
внешняя труба; 3
²
калач (колено).
тех случаях, когда необходима значительная поверхность тепло
обмена, устанавливают несколько рядов таких теплообменников и соеди
няют их параллельно коллекторами.
ри нагревании жидкостей паром или при конденсации насыщен
ных паров жидкость поступает во внутреннюю труб
у внизу теплообмен
ника, проходит последовательно все элементы теплообменника и выте
кает из него сверху. ар поступает в кольцевое пространство верхнего
элемента и вместе с образующимся там конденсатом перетекает в кольце
-
вые пространства ниже расположенн
ых элементов. з кольцевого простран
ства нижнего элемента конденсат удаляется через конденсационный гор
шок.
одбором диаметра внутренней и наружной труб можно сообщить обеим жидкостям, участвующим в теплообмене, любую максимально до
пустимую скорость и т
ем самым достигнуть высокого коэффициента теплопередачи.
ля повышения коэффициента теплоотдачи в межтрубном пространстве в некоторых конструк
циях теплообменников типа «труба в трубе» внут
ренняя труба имеет продольные ребра.
ри расчете теплообменника по
принятой ско
рости протекания жидкости подбирают диаметр труб и определяют поверхность теплообмена F
из общего уравнения теплопередачи.
лину L
внутренней трубы, заключенной в на
ружную трубу, определяют из уравнения
74
м;
(
7.
3
.1
)
где d
c
р
²
средний диаметр внутренней трубы в м.
ринимая длину одного элемента равной l
, оп
ределяют число элементов или число
труб теплооб
менника n
из равенства
;
(
7.
3
.
2
)
ис. ︠
ожухот рубный т е плообменник: 1
²
кожух; ²
т рубна я ре
ше т ка; 3
²
т рубки; 4
²
с фе
риче ское днище; 5
²
фла
не ц; 6
²
болт; ²
лапа.
причем l
подбира ют т ак, чт обы от ношение
было
це лым чис лом.
7.4 Кожухотрубные теплообменники
сли для про
ведения процесса требуются сравнительно большие поверхности теплообмена, то применяют главным образом трубчатые теп
лообменники. оверхность теплообмена в трубчатых теплообменниках мо
жет быть получена различными способами.
ростейшей конструкцией аппаратов такого типа является кожухотрубный теплообменник; в кожухе 1 теплообменника с двух концов приварены труб
ные решетки 2, в которые вхо
дит пучок трубок 3. нища 4 соединены с кожухом на флан
цах 5 при помощи болтов 6
, что позволяет снимать днища и про
-
чищать трубки. рубки теплооб
менника прямые; поэтому их легко прочистить и в случае появления течи заменить новыми.
пособы закрепления трубок в трубных решетках показаны на рис. 7.4.1
. рубки закрепляют в трубных решетках герметично, главным образом путем развальцовки или сварки. некоторых случаях приме
няют сальниковое крепление труб, при котором допускается продольное их перемещение при удлинении, но такое крепление является сложным.
ис. . акрепление трубок в трубных решет
ках: I
,
II
,
I I I
²
ра з вальцовкой;
IV
²
сваркой; V
²
сальниковым соединением.
теплообменниках с вертикальными трубами пар обычно прохо
дит по межтрубному пространству сверху вниз, а жидкость протекает
по трубам. онденсат удаляется из нижней части кожуха в конденсацион
ный горшок: г азы собираются в верхней части межтрубного пространства, откуда они удаляются.
ожухотрубные теплообменники выполняют одноходовым и, в которых жидкость движется параллельно по в
сем трубам, и многоходовыми, в которых пу
чок труб разделен на несколько сек
ций (ходов), причем жидкость проте
кает последовательно по всем ходам.
76
ис. 7.4.2
. ногоходовой теплообменник: 1, 3, 5, 7
²
отсеки нижней камеры; 2, 4, 6, в
²
от
с е ки в е рх не й к а ме ры.
но г охо дово й т е плоо бме нник с в е рт ик а ль ным р а с по ло же ние м т р уб
име е т в е рхнюю и нижнюю к а ме ры, р а з де ле нные продо ль ными пе ре г ородк а ми на от с е ки; жидко с т ь по с т упа е т из от с е к а 1
в от с е к 2
,
по т ом в оз в р а ща е т с я на з а д, в ходит, в о т с е к 3, от с юда в от с е к 4 и т. д., пок а не уда ля е т с я из от с е к а 8.
а ко е ус т ро йс т во по з во ля е т ув е личит ь с коро с т ь жидко с т и в т
р уба х т е плообме нник а и, с ле до
ва
тельно, улучшить теплопередачу.
ис. 7.4.3
. вухходовой теплообменник с перегород
ками в межтрубном пространстве: ²
кожух; ²
перегородки.
ля увеличения скорости про
текания жидкости, в межтруб
-
ном пространстве размещают пере
городки. аппаратах с поперечными перегородками тепло
носитель движется поперек пучка труб, что приводит к увеличению коэффициента теплоотдачи.
ногохо
довые теплообменники работают при смешанном токе теплоносителей. оэтому установка многоходовых теплообменников вер
тикально не дает преиму
ществ и часто их устанавли
вают горизонтально.
оперечные перегород
ки представляют собой дис
ки
с вырезанными сегме
нта
ми или чере
дующиеся кольца и диски. неко
торых конструкциях тепло
обменников межтрубное про
-
странство разделяется на хо
ды с помощью продольных перегородок.
есткое крепление тру
бок теплообменника в труб
ной решетке сваркой надежно, если разность т
емператур между кожу
хом и пучком труб не превышает 20°.
ри большей разности температур может произойти изгиб и дефор
мация труб, поэтому для компенсации температурных удлинений и сво
бодного удлинения труб одну из трубных решеток не закрепляют наглухо ил
и соединяют ее с кожухом при помощи сальникового уплотнения, с тем, чтобы решетка могла свободно перемещаться.
ппараты, в которых одна из трубных решеток не прикреплена к кожуху и имеет свободное осевое перемещение, называют теплообменни
ками с «плавающей
» головкой. оследняя может быть закрытого и открытого типа
. «лавающую» головку применяют не только для компенсации тем
пературных удлинений, но и для того, чтобы облегчить разборку и чистку
т
еплообменника.
78
ис. 7.4.4
. еплообменники с «плавающей» головкой: I
²
закрытого типа; II
²
от крыт ог о т ипа, 1
²
кожух; 2
²
пла ва юща я г оловка.
т е плообменниках исполь
з уют с я т а кже с а ль никовые компен
с а т оры, кот орые мог ут быт ь уст а
новле ны на шт уце ре или на корпус е.
пруг а я деформа ция при удлине нии т рубок может воспри
-
нимат ь с я т акже приваренным к ко
жуху линз овым компенс ат ором.
некот орых конст рукциях ус т а на влива ют ся т рубки U
-
обра з ной формы, оба конца кот орых ра з ва льцова ны в одной т рубной ре шет ке. омпенс а ция т е мпера т урных удлине ний т рубок
в да нном с луча е дост иг а е т с я т е м, чт о ка жда я т рубка может с вободно удлинят ь с я не з а висимо от друг их. днако ме ханиче с ка я очист ка т аких т рубок з а т рудни
т ель на.
ри ра счет е кожухот рубных т е плообменников обычно прини
ма ют опре де ле нную с корост ь т еп
лоносит е ля и
диа мет р т руб, пос ле чег о находят коэ ффициент т е плопереда чи К
и величину поверхности нагрева F
теплообменника по общему уравнению теплопередачи.
о длине l
труб рассчитывают их количество по формуле
;
(
7.
4
.1
)
где ²
средний диаметр трубы в м.
ная количество труб n
, проверяют фактическую скорость теплоно
сителя в трубах по секундному его расходу V
ce
к
в м
3
; (
7.
4
.
2
)
сли скорость отличается от принятой в начале расчета, можно изменить длину труб или задаться другим значением ω
.
сли
то теплообменник можно изготовить многоходовым;
при этом число ходов m
теплообменника определяют по формуле
;
(
7.
4
.
3
)
ольшое значение имеет выбор оптимальной скорости теплоноси
теля. величение скорости улучшает теплопередачу, но одновременно вызывает увеличение гидравлического сопротивления и может привести
к гидравлическим ударам и т. п., поэтому наивыгоднейшую скорость можно установить только технико
-
экономическим расчетом с учетом ука
занных выше явлений. быч
но стремятся обеспечить устойчивое турбу
лентное движение теплоносителя, определяемое величиной Re
≥ 10000
.
80
ис. 7.4.5
. еплообменник с компенсаторами температурных удлинений: I
,
II
²
с с а ль никовым;
III
²
линз овым.
1
²
т еплообме нник; 2
²
компе нс ат ор.
ля жидкост е й, облада ющих не боль шой вяз кос т ь ю, в боль шинст ве случа е в принима ют с корос т ь не ниже 1,0
²
0,3 м/с ек и не боле е 2 м/с е к. а для г а з ов принима ют ве совую с корост ь в пре де ла х 2
²
20 кг с/м
2
·
с ек.
ис. . еплообме нник с обра з ными т рубка ми: 1
²
кожух; ²
обра з ные т рубки.
рубы выбирают т аког о диа
ме т ра, чт обы скорост ь в них была воз можно боль шей ( но не выше допуст имой) и чт обы при не об
ходимос т и можно было бе з з а
т рудне ний их прочищат ь; на ибо
ле е упот ре бит е льны ст а ль ные т ру
бы наружног о диа мет ра 25, 3
8 и 57 мм; для боле е вяз ких и з а г ряз
не нных жидкост е й, а т а кже для г а з ов приме няют т рубы больше г о диа ме т ра. осле определения размера и числа труб их размещают в трубных решетках и определяют диаметр теплообменника.
рубы размещают равномерно по сечению ре
шетки в шахматном порядке, т. е. по периметрам правильных шестиугольников или же по концентрическим окружностям.
ис. 7.4.7
. азмещение труб в трубных ре
шетках: ²
по правильным шестиугольникам; 雷
²
по концент
риче ским окружност ям.
т е плообме нниках, пре дназ на че нных для ра бот ы на з а г ряз ненных жидкост ях, иног да принима ют прямоуг оль ное ра з ме щение т руб для об
ле г че ния чист ки ме жт рубног о прост ра нст ва а ппа рат а.
а с с т ояние ме жду цент рами сме жных т руб, или ша г т руб, выби
ра ют воз можно ме ньшим для уве личения с
корост и т е плонос ит е ля в ме ж
т рубном прос т ранст ве и уме нь ше ний ра з меров аппара т а. ри з акрепле
нии т руб в ре шет ке пут ем ра з ва ль цовки ша г t
= 1,3 d
н
·
1,5 d
н
, где d
н
²
на
ружный диаметр трубы. ри закреплении на сварке шаг труб берут
меньшим, t
≈ l
,25 d
н
.
оличество труб, размеща
емых по обоим способам, при
-
водится в справочных таблицах; при размещении труб в шахматном порядке обычно указывается ко
личество труб а
на с
тороне внеш
него шестиугольника
и количество труб b
на его диаго
нали.
бозначим:
n
²
количество труб теплообмен
ника;
d
н
²
наружный диаметр трубы;
t
²
шаг труб.
огда число труб на диагонали шестиугольника
и общее число труб
82
—
;
(
7.
4
.
4
)
нутренний диаметр D
теплообменника определяют
по формуле
;
(
7.
4
.
5
)
горизонтальных теплообменниках
-
конденсаторах, где пар дви
жется в межтрубном пространстве и трубки расположены в шахматном порядке, паровой конденсат, стекая на лежащие ниже ряды труб, обра
зует вокруг них жидкостную плен
ку, что ухудшает теплопередачу.
оэтому в горизонтальных кон
денсаторах диагонали шестиуголь
ников, по которым расположены трубы, обычно повернуты на некото
рый угол Ȗ
, для того чтобы конденсат с
верхней трубы омывал лишь небольшую часть по
верхности, лежащей ниже трубы. ри этом пленка конденсата умень
-
шается и увеличивается коэффи
циент теплоотдачи от пара.
7.5 Спиральные теплообменники
спиральных теплообменниках по
верхность теплообмена обр
азуется не трубами, а спиралями, свернутыми из металлических листов.
пиральный теплообменник
состоит обычно из двух свернутых в виде спиралей металлических листов 1 и 2, образующих два спиральных канала прямоугольного сечения. ба канала начинаются
в цент
ре и заканчиваются на периферии. нутренние концы спиралей соединены разделительной перегородкой (керном) 3. торцов плоские (или конические) крышки 4 и 5 скреплены через фланец 6 болтами с на
ружным витком спирали. ля придания листам жесткости и проч
но
сти, а также для фиксирования расстояния между спиралями с обоих торцов листов вварены дистанционные бобышки 7.
пиральные теплообменники работают главным образом при про
тивотоке жидкостей. о одному из вариантов противотока жидкость с температурой t
1н поступает через наружный штуцер 10, входит в пер
вый канал, проходит последовательно по всем виткам от периферии к центру и выходит при температуре t
1к
через штуцер 9. ругая жидкость, имеющая температуру t
2
н
, поступает через штуцер 11, входит
во второй ка
нал, проходит вдоль канала от центра к периферии и выхо
дит при температуре t
2к
через штуцер 8. аналы с обоих торцов плотно закрыты съемными крышками на прокладках 12.
ис. . хема спирального теплообменника:
²
металлические листы; ²
перегородка; 4, ²
крышки; 6
²
фла
нец; 7
²
дистанционная бобышка; 8, 11
²
штуцеры; 12
²
прокладка.
плотнение каналов в спиральных теплообменниках производят разными способами.
аиболее часто применяют уплотнение по схеме на рис. 7.4.8 по которой каждый из кана
лов закрыт на сварке только с одной сто
роны, противоположной другому каналу. акой способ уплотнения предотвращает смешение теплоносителей в случае неплотности соединения на прокладке, так как наружу может про
х
одить только один из теплоно
сителей.
о друг
ому способу один из каналов с обеих сторон открыт, а другой (так называемый глухой канал) с обеих сторон закрыт и, следовательно, не может быть легко очищен. Этот способ при
меняют в тех случаях, когда прокладки не удается изготовить из мате
риала, химиче
ски стойкого п
ротив одного из теплоносителей.
плотнение с обоими открытыми (сквозными) каналами применяют тогда, когда смешение теплоносителей (если оно произойдет при нарушении герметичности) безопасно и не вызывает порчи продукта.
квозные каналы могут
быть также уплотнены манжетами при помощи спирали. о этому способу уплотнение создается давлением теплоносителей; оно может оказаться 84
неудовлетворительным при колебаниях давления и непригодно для работы под вакуумом.
а рис. 7.4.8
показан одинарный спира
льный теплообменник из углеродистой стали, рассчитанный на условное давление 5 кгс/см
2
. пиральные теплообменники для жидкостей нормализованы лавхиммашем и выпускаются трех типов: (одинарные), (секционные) и (блочные). теп
лообменниках всех типов применяется стандартный узел
²
корпус спиралей, выпол
няемый с начальным и конечным радиусами кривизны r
=
100 и R
= 400 мм
;
толщина спиралей δ =
4 мм. динарные теплообменники выполняют с поверхностью теплообмена
15 и 30 м
2
(ширина спиралей 375 и 750 мм) и рассчитывают на условное давление, равное соответственно 5 и 2,5 кгс/см
2
. екционные теплообмен
ники состоят из двух элементов и имеют поверхность теплообмена 30 и 60 м
2
. о
-
верхность блочных теплообменников кратна числу ко
рпусов спиралей сопрягаемых в блоки.
ис. . хема уплотнения ис. пиральный спираль
ного теплообменника:
хема 1: 1
²
прокладка; 2
²
крышка. хема II: I
²
сквозной канал; 2
²
глухой канал; 3
²
спи
-
ральная металлическая прокладка. хема III: 1, 2
²
каналы; 3
²
спиральная металлическая прокладка. хема IV: 1
²
манжета; 2
²
спираль.
теплооб
менник;
1
²
корпус; 2
²
спирали; 3
²
анкерные болты.
пиральные теплообменники значительно компактнее обычных труб
чатых; в них легко достигаются большие скорости жидкости (
до 2 м/сек), пара или газа (до 20 м/сек)
;
при большей скорости криволинейного дви
жения жидкости достигаются высокие коэффициенты теплопередачи. спиральных теплообменниках не возникает резкого изменения ско
рости, и поэтому их гидравлическое сопротивлени
е меньше, чем труб
чатых, при равных скоростях жидкости. пиральные теплообменники меньше подвержены загрязнениям, чем теплообменники других типов.
днако спиральные теплообменники изготовить сравнительно сложно, и рабочее давление в них обычно не должно п
ревышать 6 ата (в отдельных случаях до 10 ата).
ри проектировании спирального теплообменника задаются начальным (внутрен
ним) диаметром спирали d
, расстоянием между спиралями, или их шагом, t
, а также шириной листа спирали В
сп.
.
бычно величину В
сп.
принимают из конструк
-
тивных соображений равной 350
²
750 мм.
86
ис. 7.4.11
. расчету спирального теплооб
-
менника:
1, 2
²
спирали; 3
²
перегородка.
ɒаг t
определяют из выражения
; (7.5.1)
где b
²
ширина канала, равная 6
²
15 мм
;
δ
²
толщина
листа, принимаемая для стали равной 2
²
8 мм.
оверхность теплообменника определяют по общему уравнению теплопередачи
м
2
;
(7.5.2)
Эта поверхность определяется так же, как полезная поверхность каналов теплообменника. учетом креплений ши
-
рина спирали, участвующей в теплообмене, будет В
¶
сп
=
В
сп
²
20 мм
;
наружный виток одной из спиралей не используется для теплообмена. бозначим полезную длину спиралей (от начала спиралей до точек А
и Б
на рис. 246) через l
0
, тогда поверх
-
ность
теплообмена будет равна
;
(7.5.3)
откуда полезная длина спирали
;
(7.5.4)
аждый виток спирали строят по радиусам r
1
и r
2
, причем для первого витка и
. ɐентры, из которых производят построение спирали,
отстоят друг от друга на величину шага витка t
.
лина спирали при числе витков n
равна
;
(7.5.5)
откуда число витков
;
(7.5.6)
аружный диаметр теплообменника
определяют по формуле
;
(7.5.7)
ис.
. войные трубы теплообменников.
7.6 Теплообменники с двойными трубами.
контактных и других реакционных аппаратах применяют в качестве теплообменных элемен
тов двойные трубы.
войная труба состоит из наружной трубы с закрытым наглухо нижним концом,
внутри которой помещается более 88
короткая труба меньшего диаметра с открытым нижним концом
.
идкость или газ поступает сверху во внутреннюю трубу, а затем проходит по кольцевому пространству между
вну
тренней и наружной трубами или же поступает сверху в кольцевое про
-
странство (рис. 247, II) и поднимается снизу вверх по внутренней трубе. аружная труба омывается снаружи газом или жидкостью, отдающей или воспринимающей тепло.
еобходимую длину труб L
в теплообменниках с двойными трубами можно определить по формуле
;
(7.6.1)
еличину средней разности температур определяют из уравнения
; (7.6.2)
где Q
²
тепловая нагрузка в ккал/час,
k
н ²
коэффициент теплопередачи наружной трубы на 1 пог. м ее в ккал/м
·
час
·
°;
²
средняя разность температур между теплоносителями;
G
²
количество теплоносителя, протекающего через одну трубу, в кгс/час
;
с
²
теплоемкость теплоносителя в ккал/час
·
°
;
²
разность температур теплоносителя в °;
²
разность температур теплоносителей у выхода из наружной трубы.
выражении верхние знаки +
и -
относятся к тому случаю, когда теплоноситель с более высокой температурой входит во внутреннюю трубу, а нижние знаки для случая ввода тепло
носителя в наружную трубу.
ис. 7.6.1
. еплообменник с двойными трубами: 1
²
кожух; 2
²
двойные трубы.
тдельные величины, входящие в уравнение, равны:
при входе теплоносителя во внут
реннюю трубу
; ; (7.6.3)
при входе теплоносителя в наруж
ную трубу
; ;
(7.6.4)
причем
и ; (7.6.5)
где
и ²
коэффициент теплопередачи на 1 пог. м внутренней и наружной
трубы в ккал/м
·
час
·
°;
и ²
коэффициент
теплопередачи для внутренней и
наружной трубы в ккал/м
2
·час· °
;
, и ²
разность температур теплоносителя в трубном и межтрубном про
странстве в °;
и ²
диаметр внутренней и наружной труб в м.
выражениях для величин и верхний знак перед r
относится к противотоку в наружной трубе, а нижний
²
к параллельному току в ней.
7.7 Теплообменники с ребристой поверхностью
ри нагревании воздуха и газов паром чаще всего пользуются нагревательными приборами, снаб
женными ребристыми поверхностями теплообмена.
ебристые поверхности теплообмена применяют для увеличения теплопередачи через металлические стенки в те
х случаях, когда условия теплоотдачи по обеим сторонам стенки различны. словия теплоотдачи улучшают, увеличивая, добавлением ребер, поверхность, отдающую тепло. ебра 90
размещают с той стороны поверхности, где коэффициент тепло
-
отдачи сравнительно ниже.
ри
нагреве воздуха паром условия теплоотдачи по обеим сторо
нам стенки неравноценны; от греющего пара к стенке коэффициент
теплоотдачи ккал/м
2
·
час
·
°, а от стенки к нагреваемому воздуху или газу величина составляет всего 5
²
50 ккал/м
2
·
час
·
°.
ропуская греюший пар внутри трубы и снабжая трубу с наруж
ной стороны ребрами, увеличивают ее наружную поверхность и в значительной мере выравнивают теплоотдачу с обеих сторон трубы.
еобходимым условием полного использования ребер является быстрое выравн
ивание тепла внутри ребристых стенок, для чего стенки и ребра должны быть изготовлены из хорошо про
водящего тепло материала.
собое значение имеет выбор направления ребер. сли поверхность, отдающая тепло, предста
вляет собой цилиндр (трубу), то ребра рас
полагают по окружности, т. е. в плоскости, перпендикулярной к оси цилиндра, или по его образующим, т. е. в меридиальных плоскостях.
свою очередь, трубы следует располагать так, чтобы воздух не мог проходить над ребрами в поперечном направлении, а возможн
о глубже про
никал между ребрами.
о этой причине отопительные трубы с попе
речными ребрами не устанавливают вертикально, так как при естественной циркуляции нагреваемый воз
дух движется снизу вверх.
хема ребристого калорифера изображена на рис. 251. еплоноси
тель движется внутри труб, а подогреваемый воздух омывает их снаружи,
проходя между ребрами в направлении, пер
пендикулярном оси труб.
ис. . хема ребристого ка
лорифера:
²
корпус; 2
²
трубка; 3
²
ребро; 4, 5
²
штуцеры.
аиболее распространен
ы стальные пластинчатые калориферы, состоящие из пучков или секций труб с наде
тыми на трубы по всей их длине пластинами.
зависимости от числа рядов труб, установленных в направлении движения воз
духа, различают три модели калориферов: малую с двумя ряда
ми труб (модель ), среднюю с тремя рядами труб (модель ) и большую с четырьмя рядами труб (модель ). аждая модель кало
рифера в зависимости от числа секций и их длины выпускается шести номеров. алориферы обогревают горячей водой или водяным паром. ав
ление пара в нормализованных конструкциях стальных пластинчатых калориферов не должно превышать 6 ати.
идравлическое сопротивление пластинчатых калориферов обычно равно от 0,3 до 25 мм вод. ст.
алориферы часто соединяют друг с другом в батареи параллельн
о, последовательно и комбинированно обоими способами.
оэффициент теплоотдачи для воздуха зависит главным образом отчего весовой скорости ωγ
(в кгс
/
м
2
·
сек) в живом сечении калорифера. оэтому для улучшения теплопередачи калориферы желательно соединять последовательно, но при
этом увеличивается сопроти
вление батареи.
ис. . ластинчатым калорифер.
92
оэффициент теплопере
дачи в пластинчатых калори
ферах может быть определен по эмпирическим формулам:
при обогреве паром
; (7.7.1)
где А
= 9,0 и n
=
0,545 для моделей и ; A
’
= 7,5 и m
=
0,574 для модели ;
при обогреве водой
; (7.7.2)
где A
'
= 11,76; m
=
0,17 и n
=
0,46 для моделей и ; А'
=
10,6; m
=
0,17 и n
=
0,46
для модели .
уравнении (
7.7.2
) через тр
. обозначена скорость воды в трубках
калорифера в м/сек.
Автор
be-lyash
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
381
Размер файла
3 890 Кб
Теги
konspekt_lektsy
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа