Metodichka_po_plastinchatym_TO (1176211), страница 6
Текст из файла (страница 6)
6.Коэффициент полного гидравлического сопротивления единицыотносительной длины гофрированной области, по данным работы [15],определяется соотношением0,34exp(1,52 tgφ).0,06tgφRe0,25см(32)Теплоотдачу и потери давления по стороне теплоносителя (холодной среды) определяют по соответствующим зависимостям дляоднофазных сред, приведенным ранее.Конденсаторы парогазовых смесей рекомендуется проектировать одноходовыми (однопакетными) по стороне парогазовой смесив целях обеспечения наилучших условий для отвода конденсата. Прирасчете площади поверхности теплопередачи конденсатора следуетв качестве первого приближения принять ее минимальное значение,достаточное для пропуска требуемого количества парогазовой средыпри допустимом гидравлическом сопротивлении аппарата.36Теплообмен и гидравлическое сопротивление при кипениив каналах пластинчатых испарителейСледует заранее отметить, что процессы теплообмена и гидродинамики при кипении хладагентов в узких щелевых каналах пластинчатых теплообменников до настоящего времени, по нашему мнению, исследованы недостаточно.
Имеющиеся работы в этом направлении в основном касаются испарительных систем высокотемпературных аппаратов, эксплуатируемых при значительных температурных перепадах [18].Одними из первых работ по исследованию теплопередачи прикипении хладагентов в каналах пластинчатых испарителей являютсяисследования сотрудников ЛТИХП [19]–[23]. По данным их работ,интенсивность теплообмена при кипении хладонов в узких щелевыхканалах пластинчатых теплообменников определяется геометрическими характеристиками пластин и образуемых ими каналов, теплофизическими свойствами кипящей жидкости и основными режимными параметрами: температурой насыщения, плотностью теплового потока, массовым расходным паросодержанием и плотностью потокамассы.
Как известно, с увеличением скорости циркуляции или плотности потока массы М интенсивность теплообмена при кипении возрастает. Величина М при прочих равных условиях определяется, в своюочередь, геометрическими характеристиками канала.Экспериментальные данные по теплообмену получены дляплоского канала пластинчатого теплообменника высотой 1,2 м. Хладагент R22 подавался в щелевой канал с шириной зазора δ = 1 мм восходящим и нисходящим потоками при изменении степени сухости xот нуля до единицы. Диапазон изменения плотности теплового потока составлял в экспериментах q = (2÷20) 103 Вт/м2, давления насыщения рн = 0,355÷0,584 МПа, плотности потока массы в пределахМ = 50÷500 кг/(м2·с).Анализ полученных экспериментальных данных по среднемузначению теплоотдачи показал, что величинывозрастают с увеличением плотности теплового потока q, плотности потока массы Mи снижением температуры насыщения.
Изменение направления подачи хладагента практически не влияет на среднюю величину коэффициента теплоотдачи .37Поскольку при кипении в узких щелевых каналах пластинчатыхиспарителей режимы движения двухфазной смеси, а следовательно,и закономерности теплообмена по длине (высоте) канала будут различны, предложено вначале рассчитывать локальные величины ,а затем интегрировать их для получения осредненных значений .Для расчета локальных значений коэффициента теплоотдачи рекомендованы три уравнения для разных диапазонов изменения массовогорасходного паросодержания.При восходящем течении парожидкостной смеси:– для 0 < x < xгр186,3q 0,37 M 0,2xx0,580,25p0pкр1 x7,5 10 3 q 0,65 Mxгр1– для xгр10,05p0pкр;(33)0,1;(34)xгр20,299,0q Mxгр2x0,251,05q0,151 x0,1M0,05p0pкрp0;pкр(35)0,1;(36)– для х > xгр266,7q 0,25 M 0,33x0,51 xp0pкр0,4.(37)При нисходящем течении двухфазного потока хладагента:– для 0 < x < xгр121,5q 0,37 M 0,1xгр1x0,051 x3,65 10 3 q 0,3 M380,25p0pкрp0pкр0,4;(38);(39)0,8– для xгр1xxгр2x69q 0,25 M 0,15xгр20,21 x3,11 10 3 q0,1M 0,2x0,3p0pкрp0pкр0,4;(40)0,4;(41)– для х > xгр20, 41q 0,2 M 0,85p0pкр1 x1,75.(42)В уравнениях (33)–(42): М – плотность потока массы, кг/(м2·с);p0 и pкр – давление кипения и критическое давление, МПа.Как показали эксперименты, гидравлическое сопротивлениепри движении кипящего потока в обогреваемых плоских щелевых каналах возрастает с ростом M и слабо зависит от плотности тепловогопотока и давления насыщения p0 ,причем потери давления увеличиваются при возрастании q и снижении p0 (t0 ) .Составляющие потерь давления предлагается рассчитывать поуравнениюdpdzускM 2 dx2 x (1 2 x)п dz1/32/3(1 2 x)п2(1 x)пжжп, (43)жгде dz – величина выбранного или расчетного шага по длине канала, м;dzdpdzg[гравMf1rdx ;2qFп39(1(44))ж]sin ;(45)dpdzд.фc; wсм0,25wсмд.фтрM2wсм;2Ldэ;смсм(46)см(1п)ж.(47)По данным [19]–[23], для восходящего потока c = 5,26 · 10–2,для нисходящего – c = 5,7 · 10–2.Суммарные потери давления в канале определяются интегрированием уравнений (43)–(47) по длине с учетом соотношенияdpdzdpdzdpdzускdpdzграв.(48)трКак показали эксперименты, величины потерь давления в режимах работы испарителей холодильных машин не превышают6–10 кПа.Исследования теплообменных процессов при кипении в пластинчатом испарителе проводятся в ОАО «УкрНИИхиммаш» совместно с сотрудниками НТУ «ХПИ», ИПМаш НАН Украины (г.
Харьков), КП «Харьковские тепловые сети» [24]. В результате выполненных авторами теоретических и экспериментальных исследований теплообмена в вертикальных каналах пластинчатого испарителя, скомпонованного из пластин типа 0,3Г, получено критериальное уравнениегде WeNu50, 2ReL0 w20,115(тер )0,1(We )– критерий Вебера;0,055(тертер )0,1Pr 0,4 (ercртер)2 ,(49)– комплекс термо-динамических величин.Уравнение (49) рекомендовано применять в следующем интервале критериев: Re = 600÷3000; Pr = 1,5÷2,5; We = 1,102·10–6÷2,151·10–5.Значение капиллярной постоянной L0 принято равным 0,008 м.40Теплообмен при кипении жидкости в щелевом канале теплообменника, скомпонованном из плоских вертикальных пластин, авторы [24] рекомендуют рассчитывать по аналогичному уравнению (49), отличающемуся только величиной коэффициента, т.
е.Nu35,5Re0,115(ТЕР )0,1(We )0,055(ТЕР )0,1Pr 0,4 (eТЕР)2 .(50)По данным авторов [24], приведенные уравнения с точностьюдо 14 % справедливы для расчета интенсивности теплообмена из пластин исследуемого профиля в следующем диапазоне изменения режимных параметров: q = 5÷60 кВт/м2; рн = 30÷160 кПа; t = 70÷130 °С;Δt = 4÷20 °С; δк = 8÷10 мм.Некоторые результаты экспериментальных исследований, полученные авторами, проказаны на рис. 8.Рис. 8. Зависимость коэффициента теплоотдачи от плотности теплового потокапри кипении в щелевом канале по данным [24]:1 – давление насыщения p = 0,0361 МПа; 2 – 0,066 МПа; 3 – 0,119 МПа;4 – 0,156 МПаПо нашему мнению, возможность использования критериальных зависимостей для расчета теплообмена при кипении хладагентовв целях эксплуатации холодильных систем нуждается в дополнительных исследованиях.41Глава 2ТЕПЛОВОЙ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫПЛАСТИНЧАТЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ, В КОТОРЫХ НЕТФАЗОВЫХ ПЕРЕХОДОВ РАБОЧИХ СРЕДИсходные данные для расчета должны содержать сведенияо расходах рабочих сред, их составе, рабочих давлениях, температурахсред на входе в аппарат и выходе из него, теплофизических свойствахобеих сред при рабочих температурах.
Иногда может быть задан тепловой поток Q в аппарате. При отсутствии в исходных данных какойлибо из температур сред или расхода одной из сред неизвестные величины могут быть найдены из теплового баланса. Кроме перечисленных исходных данных, должны быть заданы максимальные величиныдопустимого гидравлического сопротивления по каждой рабочей среде.
Дополнительными исходными данными являются: предпочтительный тип и материал пластин, конструкция аппарата, технологическиелибо конструктивные ограничения (максимально допустимая температура стенки, интенсивность и характер отложений, предполагаемыйспособ очистки теплообменной поверхности аппарата, коррозионнаястойкость материала пластин и основных элементов теплообменникапо каждой из рабочих сред, располагаемый напор для нагнетания рабочих веществ).
Примеры расчета пластинчатой теплообменной аппаратуры приведены в гл. 5.Порядок расчета поверхности теплообмена аппаратаКоличество теплоты, передаваемой в аппарате, определяетсяуравнением теплового балансаQQ1Q2G1c р1 (t1 t1 )Q2 c р 2 (t2t2 ) .(51)Из уравнения (51) в случае необходимости могут быть найденымассовый расход охлаждаемой или нагреваемой среды или конечнаятемпература одной из сред.Для последующего расчета коэффициента теплопередачи и поверхности аппарата необходимо знать среднелогарифмический температурный напор, который определяется по уравнению (9).42Заметим, что в случае сложного тока рабочих сред среднелогарифмический температурный напор при повторном (уточненном)расчете после выбора схемы компоновки пластин в аппарате уточняется с помощью поправочного множителя cm.mПоправочный коэффициент ψ определяется двумя относительными избыточными температурами P и R:Pt2 t2;t1 t 2Rt1 t1.t2 t2(52)Величины поправочного коэффициента ψ определяют из графика на рис.
9.Рис. 9. Поправочный коэффициент ψ = f(P, R) для расчетапри смешанном токеcmДалее задают ориентировочные величины коэффициента теплоотдачи от греющей среды к поверхности пластины 1 , средней температуры стенки аппарата [ориентировочно принимают tст 0,5( t1 t2 ) ]и коэффициента гидравлического сопротивления относительной длиныканала ξ. Приближенно рассчитывают величину рациональной скорости движения греющей среды w по уравнению (16).
По полученномузначению скорости определяют число Рейнольдса для охлаждаемойсреды и проверяют соответствие принятой величины коэффициентагидравлического сопротивления действительной для данного режима43f (Re) . При необходимости пересчитываюттечения и типа пластинвеличину скорости движения среды в аппарате до получения требуемойсходимости .Определяют числа Прандтля и по уравнению (11) вычисляютчисло Нуссельта для данной рабочей среды.
Находят коэффициент теплоотдачи со стороны греющей среды к стенке 1 . Аналогично рассчитывают оптимальную скорость движения нагреваемой рабочей жидкости и коэффициент теплоотдачи между стенкой и этой средой 2 . Используя данные табл. 3 и 4, определяют термическое сопротивлениестенки и загрязнений.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
