Тепловой изоляцией называют любое покрытие, способствующее уменьшению теплового потока через данную поверхность. 3 страница

двух аппаратов. Тогда в одно и то же время через один аппарат проходит горячая среда, а через другой – холодная.

Кроме рассмотренных типов существуют аппараты с внутренними источниками теплоты; выделяющаяся внутри них теплота отводится охлаждающей средой. Подобные аппараты используются в холодильной технике для охлаждения бетона при строительстве плотин, замораживания грунта и создания искусственных катков.

Конструктивные решения. В холодильной технике в основном применяются аппараты рекуперативного типа. Исключение составляют градирни, контактные воздухоохладители и испарительные конденсаторы. В зависимости от назначения и условий работы аппараты имеют различные конструктивные решения (рис. 7).

В аппаратах погружного типа (рис. 7, а) хладагент движется внутри труб змеевика или панели, а вода или рассол находится в баке. Циркуляция рассола обеспечивается мешалками. Применение таких испарителей ограничивается недостатками, связанными с наличием открытой рассольной системы.

Наибольшее распространение в холодильной технике получили кожухотрубные аппараты. На рис. 7, б показаны конструкции двух кожухотрубных испарителей. В первом холодильный агент ХА кипит в межтрубном пространстве, охлаждая хладоноситель ХН, текущий по трубам. Во втором испарителе хладоноситель течет в межтрубном пространстве, в котором установлены перегородки для лучшего омывания труб хладоносителем. В связи с тем, что коэффициент теплоотдачи при кипении хладагентов R12, R22 ниже коэффициентов теплоотдачи со стороны хладоносителя, поверхность со стороны хладагента оребряется. Может быть как наружное, так и внутреннее оребрение труб.

На рис. 7, в представлены конструкции горизонтального и вертикального кожухотрубных конденсаторов. Горячий парообразный хладагент попадает в межтрубное пространство аппарата, где конденсируется на холодной поверхности труб, по которым протекает вода В.

Для охлаждения воды в системе оборотного водоснабжения широко используют вентиляторные градирни с насадкой различных типов (рис. 7, е). Вода В в них разбрызгивается форсунками и стекает по насадке вниз. Навстречу движется воздух Вз. Некоторое количество воды при этом испаряется. Для интенсификации процесса испарения увеличивают скорость движения воздуха относительно поверхности воды за счет вентилятора. В таких градирнях используют капиллярную пленочную насадку, образованную пластмассовыми листами или алюминиевой фольгой.

Все большее применение получают испарительные конденсаторы (рис. 7, д), в которых конденсатор и градирня объединены в один агрегат. Вода испаряется с увлажненной поверхности труб конденсатора за счет конденсирующегося в змеевике хладагента. Вся теплота, отведенная от хладагента в конденсаторе, воспринимается воздухом Вз.

Конструкции воздушных конденсаторов и воздухоохладителей аналогичны (рис. 7, е). Это пучки стальных, оребренных со стороны воздуха труб с принудительным обдувом поверхности вентилятором. В малых и средних холодильных установках, работающих на фторированных хладагентах, воздушные конденсаторы и воздухоохладители выполняют из оребренных медных труб.

1.5.2

Основные положения теплового расчета

Несмотря на многообразие конструктивных типов и принципов работы аппаратов процессы теплообмена в них подчиняются общим закономерностям, и основные положения методики их расчета могут быть рассмотрены в общей постановке.

При тепловом расчете аппаратов могут возникнуть две основные задачи.

1. При заданных параметрах потоков на входе и выходе из аппарата и типе теплообменной поверхности определить требуемую площадь поверхности теплообмена и произвести конструктивную его разработку.

2. Для реально существующего аппарата при заданных параметрах потоков на входе определить количество передаваемой теплоты и параметры потоков на выходе из аппарата.

Первая задача типична для конструктивного расчета, а вторая – для проверочного. Тепловой расчет теплообменных аппаратов (конструктивный и проверочный) базируется на уравнениях теплового баланса и теплопередачи. Рассмотрим их для случая стационарного теплообмена.

Уравнение теплового баланса. Для рекуперативного аппарата, если пренебречь тепловыми потерями в окружающую среду, можно написать уравнение баланса теплоты на бесконечно малой поверхности

­­­

(45)

где — тепловой поток, передаваемый поверхностью ; , — массовые расходы обменивающихся теплотой сред; , — энтальпии потоков первой и второй сред на участке .

Для теплообмена с однофазными тепло– и хладоносителями уравнение (45) удобнее представить в виде

­­­

(46)

где , — удельные теплоемкости первого и второго потоков при их средних на элементе температурах и .

Произведение (Вт/К) является полной теплоемкостью потока с массовым расходом при температуре . Ее обозначают и называют тепловым или водяным эквивалентом потока.

Для первой и второй сред имеем ; . Тогда выражение (46) можно представить в виде

или

(47)

Из уравнения (47) следует, что отношение изменения температур сред на любом локальном участке теплообменной поверхности обратно пропорционально тепловым эквивалентам потоков. Если рассматривать процесс теплообмена на всей поверхности, то в результате интегрирования уравнения (24) получим

­­­

(48)

где индексы и относятся к параметрам потока на входе и выходе.

Условно принято, что теплота передается от первой среды ко второй.

Аналогично уравнению (47) в случае теплообмена с однофазными тепло– и хладоносителями для аппарата в целом можно записать

­­­

(49)

где , — средние тепловые эквиваленты потоков в аппарате; , — средние удельные теплоемкости потоков.

Выражение (49) является уравнением теплового баланса аппарата. В аппаратах с фазовыми переходами (конденсаторах, испарителях) температура хладагента в процессах конденсации и кипения не изменяется, что соответствует бесконечно большой теплоемкости и тепловому эквиваленту хладагента .

Уравнение теплопередачи. Для бесконечно малой поверхности аппарата уравнение теплопередачи имеет вид

­­­

(50)

где — локальное значение коэффициента теплопередачи;

— температурный напор на участке поверхности .

В общем случае температурный напор и коэффициент теплопередачи на различных участках теплопередающей поверхности в процессе теплообмена изменяются. Следовательно, для нахождения теплового потока, передаваемого в аппарате, необходимо проинтегрировать уравнение (50):

­­­

(51)

где

— средний по поверхности температурный напор.

Выражение (51) является уравнением теплопередачи в аппарате. Из него обычно определяют требуемую поверхность теплообмена

(52)

Средний температурный напор. Характер изменения температурного напора на участках аппарата зависит не только от тепловых эквивалентов сред, но и от схемы их движения. Наиболее простыми схемами движения сред являются: прямоток (рис. 8, а), противоток (рис. 8, б), перекрестный ток (рис. 8, в). Существуют аппараты и с более сложными схемами движения потоков: смешанной (рис. 8, е), совмещающей прямоток и противоток; многократно перекрестного тока (рис. 8, д).

В случае если одна из сред не меняет свою температуру (), направление движения не оказывает влияния на средний перепад температур для любой из схем движения. На рис. 9, а, б представлены функциональные схемы и характер изменения температур в испарителе, конденсаторе и рекуперативном теплообменнике холодильной машины. В испарителе хладагент кипит при постоянной температуре , и затем перегревается до температуры при этом хладоноситель охлаждается от до . В конденсаторе перегретый пар, поступая в аппарат с температурой охлаждается до температуры конденсации (сбив перегрева), конденсируется при этой температуре, а затем конденсат охлаждается до температуры (переохлаждение). Среда, охлаждающая конденсатор, изменяет свою температуру от до , В рекуперативном теплообменнике жидкий хладагент охлаждается от температуры до температуры , а парообразный хладагент нагревается от до . Из рис. 9, б видно, что в испарителе и конденсаторе процессы изменения состояния хладагента имеют разную природу (как с фазовым переходом, так и без него).

Невозможность разделения этих процессов в реальных аппаратах приводит к необходимости использовать при расчетах условную схему изменения температур по хладагенту (рис. в). Обычно принимают , при этом для испарителя , а для конденсатора . Средний температурный напор в аппарате определяют по формуле

(53)

где , — больший и меньший температурные напоры в аппарате.

Величину , определенную по формуле (53), называют среднелогарифмическим температурным напором, который получен в результате теоретического решения Грасгофа для аппаратов, имеющих постоянные тепловые эквиваленты потоков и не зависящие от локальной разности температур коэффициенты теплопередачи. Следует отметить, что в испарителях и конденсаторах локальные коэффициенты теплопередачи зависят от разности температур, и уравнение (53) является для этих условий приближенным. Если температуры сред изменяются по поверхности аппарата незначительно, то средний температурный напор можно определить как среднеарифметический . Среднеарифметический напор всегда больше среднелогарифмического, и при они различаются не более чем на 3 %. Для сложных схем движения от рассчитывают как для противотока и умножают на поправочный коэффициент , значения которого для различных схем движения приводятся в специальной литературе. Для конденсаторов и испарителей .

Коэффициент теплопередачи и средняя плотность теплового потока. Ранее были получены выражения для расчета коэффициентов теплопередачи оребренных и неоребренных стенок при условии неизменной разности температур и коэффициентов теплоотдачи на любом элементе поверхности.

Если в реальном аппарате сохраняются аналогичные условия, то расчет коэффициентов теплопередачи может быть выполнен по зависимостям, приведенным в п. 1.1, 1.2, 1.4.

В ряде практических случаев, когда коэффициенты теплоотдачи сред мало изменяются по поверхности аппарата, можно рассчитать среднее для аппарата значение коэффициента теплопередачи . При одинаковых параметрах обменивающихся теплотой сред (расходах, температурах, средних скоростях движения) значение зависит от той поверхности, к которой его относят. При отнесении к наружной поверхности теплообмена, по аналогии с уравнением (42),

­­­

(54)

при отнесении к внутренней поверхности

­­­

(55)

где

	— термическое сопротивление стенки с учетом загрязнений;
	— площадь j -загрязненной поверхности;
	— при расчете термического сопротивления с внутренней стороны;
	— при расчете термического сопротивления стенки аппарата;
	— при расчете термического сопротивления стенки с наружной стороны.

Уравнения (54), (55) применимы в случаях, когда эффективность ребер , что имеет место в кожухотрубных конденсаторах и испарителях с медными трубками и накатными

ребрами малой высоты и сравнительно большой толщины. Если , например в оребренных воздушных конденсаторах, воздухоохладителях и т. д., то в выражениях (54) и (55) вместо коэффициентов теплоотдачи со стороны оребренной поверхности подставляют приведенные коэффициенты теплоотдачи, рассчитанные согласно п. 1.4. Тогда при наружном оребрении:

­­­	(56)
­­­	(57)

Средняя плотность теплового потока:

;

(58)

Очевидно, что .

1.5.3

Аналитический и графоаналитический методы теплового расчета аппарата

Как отмечалось ранее, тепловой расчет аппаратов выполняют при конструктивном и проверочном расчетах. Рассмотрим методы и последовательность конструктивного расчета как более общего.

При конструктивном расчете заданы:

1) тип аппарата и общие геометрические характеристики поверхности теплообмена (размеры труб, оребрения, материалы, и др.);

2) параметры сред на входе и выходе из аппарата (температуры, давления, паросодержания и т. д.);

3) тепловая мощность аппарата или расход сред; характерные скорости обтекания поверхности теплообмена средами для аппаратов с вынужденным конвективным движением.

При такой постановке задачи задан действительный характер изменения температур в аппарате (см. рис. 9, б). Расходы сред определяются из теплового баланса [см. уравнение (48)]:

;

(59)

Тепловой поток имеет знак минус, если теплота отводится от данной среды, и плюс, если подводится. Если задан расход одной из сред, то из уравнения (48) находят тепловой поток и расход другой среды. Дальше расчет ведут в следующем порядке.

1. По принятой расчетной схеме изменения температур (см. рис. 9, в) определяют , , и средний температурный напор . Последний находят из выражения (53).

2. Определяют средние параметры потоков в аппарате и свойства сред при этих параметрах. Для испарителей и конденсаторов принимают ; , где знак плюс — для испарителей, минус — для конденсаторов. Для рекуперативных теплообменников, потоки которых не претерпевают фазовых превращений, среднюю температуру потока с большим тепловым эквивалентом принимают равной среднеарифметической, а другого потока — выражают через среднюю температуру первого и температурный напор . Например, в соответствии с рис. 9, в, для третьего случая (противоточного теплообменника) ; .

3. Выбирают необходимые уравнения для расчета коэффициентов теплоотдачи каждой из сред в зависимости от характера процессов (вынужденная или свободная конвекция, кипение или конденсация и т. д.) и геометрии поверхности теплообмена.

4. Анализируют зависимости коэффициентов теплоотдачи от температурных напоров для каждой из сред.

5. Выбирают метод расчета средней плотности теплового потока . С выбором способа определения и связано отличие аналитического и графоаналитического методов расчета.

При независимых от температурных напоров коэффициентах теплоотдачи обеих сред предпочтительнее аналитический метод, основанный на использовании коэффициентов теплопередачи. Этот метод изложен в п. 1.5.2.

Если в процессе теплообмена коэффициент теплоотдачи хотя бы одной среды зависит от температурного напора, то и в этом случае можно применить аналитический метод, но расчет будет более трудоемким, так как требует последовательных приближений. В этом случае поступают следующим образом. Задаются средней температурой стенки. В первом приближении можно принять . Для принятой средней температуры стенки и заданной средней температуры потока, например рассчитывают средний коэффициент теплоотдачи и коэффициент теплопередачи , отнесенный к выбранной определяющей поверхности (внутренней, наружной и т. д.). Затем проверяют, соответствует ли выбранная температура значению, отвечающему

условию стационарного процесса , откуда

­­­

(60)

где знак плюс соответствует случаю , а минус — .

При несовпадении принятого и полученного по уравнению (60) значений эту температуру уточняют и расчет повторяют, и так до тех пор, пока они не совпадут. По коэффициенту теплопередачи и полученному при этом среднему температурному напору , находят среднюю плотность теплового потока , отнесенную к соответствующей поверхности.

В таких случаях, т. е. когда хотя бы один из коэффициентов теплоотдачи сред зависит от температурного напора, более легким является графоаналитический метод определения средней плотности теплового потока.

Графоаналитический метод нахождения основан на графическом определении равенства приведенных к одной и той же поверхности теплообмена плотностей тепловых потоков (при стационарном процессе), передаваемых от первой среды к стенке и от стенки ко второй среде:

;

(61)

Рассмотрим этот метод на примере расчета кожухотрубного неоребренного испарителя и конденсатора холодильной машины, в которых процессы теплообмена с фазовыми переходами (кипение, конденсация) происходят снаружи труб, а однофазного конвективного теплообмена хладоносителя или воды — внутри труб. Предположим, что с обеих сторон поверхности имеются загрязнения, оцениваемые термическими сопротивлениями ; . Термическое сопротивление непосредственно стенки оценивается величиной . На рис. 10, а представлен

характер изменения температур в поперечном сечении трубы для испарителя, а на рис. 10, б — для конденсатора. Будем относить расчетную среднюю плотность теплового потока к наружной поверхности, на которой происходят фазовые переходы, и считать, что коэффициент теплоотдачи зависит от температурного напора, т. е. от плотности теплового потока.

Например, для расчета коэффициентов теплоотдачи при развитом пузырьковом кипении в кожухотрубных аппаратах используют зависимости вида

(62)

где

	— коэффициент;
	— некоторая функция давления, характеризующая влияние давления на условия возникновения кипения и число центров парообразования;
	— приведенное давление;
	— давление насыщения, при котором происходит кипение;
	— критическое давление;
	— шероховатость эталонной поверхности;
	— обобщенный коэффициент.

При неизменной температуре кипения и одинаковой геометрии аппарата выражение (62) можно представить в виде

Дата добавления: 2017-01-14