iSswV45XbM
.pdfРисунок 9. Изменение температурного напора между теплоносителями по длине поверхности теплообмена
Аналитическое решение уравнения теплопередачи позволяет сделать вывод, что вдоль поверхности теплообмена температурный напор изменяется по экспоненциальному закону
|
|
|
|
|
|
t = |
t'·em·k·F |
(3.14) |
||
где m = ( |
|
|
|
|
|
|
|
для прямоточной схемы движения и |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
m = ( |
|
|
|
|
для противоточной. |
|
||||
|
|
|
Следовательно, в теплообменниках с противоточной схемой движения t
уменьшается в случае, когда W1 < W2 , т.е. m > 0, а при W1 > W2 , т.е. когда m < 0, температурный напор t увеличивается (см. Рис. 9). Выполняя
усреднение температурного напора по всей поверхности теплообмена получают расчетную формулу среднелогарифмического температурного напора:
= ; (3.15)
или же выражение (1.15) записывают в таком виде
= , (3.16)
20
где – большая разность температур между теплоносителями;
– меньшая разность температур между теплоносителями.
Средняя разность температур, представленная формулами (3.15) и (3.16), может быть использована как при прямотоке, так и при противотоке при условии постоянства массового расхода теплоносителей и коэффициента теплопередачи вдоль всей поверхности теплообмена. В случае незначительного изменения температуры теплоносителей вдоль
поверхности теплообмена (когда отношение |
/ |
≤ 2) средний |
||||
температурный напор |
между |
теплоносителями |
определяют, как |
|||
среднеарифметическое от |
и |
: |
|
|
||
= |
|
( |
|
. |
|
(3.17) |
|
|
|
Для сложных схем движения теплоносителей определение температурного напора по формулам (3.15 - 3.17) будет не точным, поэтому для учета особенностей теплообмена в этом случае используют экспериментально полученные зависимости между величинами P и R для
определения |
поправочного коэффициента |
к |
рассчитанному |
|
среднелогарифмическому напору |
. При этом, под |
вспомогательной |
||
величиной P |
понимается тепловая |
эффективность, |
а |
R - представляет |
собой отношение водяных эквивалентов теплоносителей или изменений температур теплоносителей. Стоит отметить, что тепловая эффективность рассматривается, как отношение изменения температуры холодного теплоносителя к максимально возможной разности температур, т. е. к разности между входными температурами обоих теплоносителей:
P = |
|
|
, |
(3.18) |
|
|
|
||||
R = |
|
|
. |
(3.19) |
|
|
|
Величина P всегда меньше единицы, а R может быть и меньше, и больше единицы в зависимости от соотношения водяных эквивалентов W1 и W2 . На рисунках Приложений 27 – 32 даны такие зависимости для перекрестного, одновременно прямоточного и противоточного, и многократно перекрестного схем движения.
Для расчета коэффициента теплопередачи через цилиндрическую поверхность трубки необходимо помнить, что в общем случае передача тепла через цилиндрическую стенку конкретных размеров определяется выражением
21
Q = |
|
, |
(3.20) |
|||||||
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где l -длина трубки;
λ – теплопроводность материала трубки;
dвн и dнар – внутренний и наружный диаметры трубки;
α1 и α2 – соответственно коэффициенты теплоотдачи внутри и снаружи трубки;
t1 и t2 – соответственно температуры горячего и холодного теплоносителей.
Относя этот тепловой поток к поверхности, которая соответствует среднему диаметру трубки, получают выражение для плотности теплового потока через поверхность среднего диаметра, а учитывая связь между плотностью теплового потока, поверхностью теплообмена и коэффициентом теплопередачи k получают следующую расчетную формулу:
k = . (3.21)
В практических расчетах по формуле (3.21) руководствуются следующим правилом:
при α1 > α2 за средний диаметр принимают наружный диаметр;
при α1 < α2 за средний диаметр принимают внутренний диаметр;
при α1 ≈ α2 за средний диаметр принимают dср = (dвн + dнар).
Имеющаяся практика расчета тонкостенных труб, в которых dнар/dвн <2, а определение коэффициента теплопередачи ведется по формуле справедливой для плоской стенки
k = |
|
, |
(3.22) |
|||||
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
приводит к дополнительной ошибке порядка 4% и поэтому при современном уровне использования вычислительной техники не является оправданной.
Очевидно, что для определения коэффициента теплопередачи необходимо рассчитать коэффициенты теплоотдачи с обеих сторон поверхности теплообмена. Для этого могут быть использованы эмпирические критериальные уравнения, полученные на основе
22
экспериментальных исследований различных видов теплообмена, характера и режима течения теплоносителя, расположения поверхности теплообмена. Коэффициенты теплоотдачи, рассчитанные по таким уравнениям, относят к рассчитанным для идеальных гладких труб или пучков труб, поскольку вводят такие допущения, как стационарный режим работы теплообменника, участие в теплообмене в одинаковой степени любой части потока теплоносителя, постоянство теплоемкости теплоносителя, отсутствие потерь теплоты в окружающую среду.
Использование критериальных уравнений предполагает следующий стандартный алгоритм расчета коэффициентов теплоотдачи:
1.В зависимости от вида конвективного теплообмена выбирают конкретное уравнение из справочной литературы.
2.Находят для выбранного уравнения значения определяющих параметров – характерный геометрический размер, температуру и теплофизические свойства теплоносителя при этой температуре, скорость потока (исходя из заданного расхода теплоносителя).
3.Определяют режим течения теплоносителя по критерию Рейнольдса Re для вынужденного движения или Релея Ra при свободном движении и уточняют вид критериального уравнения.
4.Рассчитывают по критериальному уравнению число Нуссельта Nu, являющееся безразмерным коэффициентом теплоотдачи.
5.Вычисляют коэффициент теплоотдачи, используя
функциональную связь α = Nu.
Однако, решение критериальных уравнений по указанному алгоритму предполагает знание температур поверхности теплообмена. Поскольку они неизвестны, то в первом приближении их задают, руководствуясь следующим общепринятым правилом:
- со стороны горячего теплоносителя температура стенки определяется, как разность между температурой горячего теплоносителя и ½ сренелогарифмического температурного напора
:
t1ст = t1 - |
|
, |
(3.23) |
|
-со стороны холодного теплоносителя, учитывая высокую теплопроводность материала стенки, выбирают температуру стенки на 1-3 градуса меньше, чем со стороны горячего теплоносителя:
23
t2ст = t1ст – (1···3)0C. |
(3.24) |
Теплопроводность материала стенки определяют из справочных данных при средней температуре стенки, равной ½(t1ст+t2ст). Дальнейшее уточнение t1ст и t2ст производят, используя метод последовательного приближения. Для этого по критериальным уравнениям рассчитывают коэффициенты теплоотдачи α1 и α2. Затем вычисляют коэффициент теплопередачи по формуле (3.21) или (3.22) и определяют плотность теплового потока q через поверхность теплообмена:
q = k (t1 – t2). |
(3.25) |
Зная плотность теплового потока, определяют температуры стенки на горячей и холодной стороне:
t1ст = t1 - , (3.26)
t2ст = t2 + |
|
. |
(3.27) |
|
Процентное расхождение между полученными значениями и заданными в первом приближении оценивают допускаемой величиной, обычно в 1 – 5 %. Если расхождение больше установленной нормы, то расчет повторяют, задаваясь уже полученными из расчетов значениями t1ст и t2ст.
Возможен и другой способ определения температур t1ст и t2ст. Для этого задаются в первом приближении ожидаемыми значениями коэффициентов теплоотдачи α1 и α2, выбирая из справочной литературы диапазоны, реально существующие для случаев нагрева и охлаждения жидкостей, газов или кипения и пленочной конденсации жидкостей. В этом случае теплопроводность материала стенки находят из справочников при температуре, равной среднему значению температур горячего и холодного теплоносителей ½(t1+t2). Учитывая, что разность температур между теплоносителями складывается из суммы разностей температур между горячим теплоносителем и стенкой, разности температур между горячей и холодной стороной стенки и разности между температурой стенки с холодной стороны и холодным теплоносителем, можно составить два уравнения, которые определяют связь между этими температурными
24
перепадами |
|
и |
соответствующими |
им |
термическими |
|||||||
сопротивлениями: |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
t1 – t2 = (t1 - |
t1ст) + (t1ст – t2ст) + (t2ст - t2), |
(3.28) |
||||||||
|
|
|
|
|
= |
|
|
= |
|
, |
|
(3.29) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
где |
= |
|
|
– термическое сопротивление конвекции с горячей |
||||||||
|
|
стороны;
=– термическое сопротивление теплопроводности стенки;
=– термическое сопротивление конвекции с холодной
стороны;
–толщина стенки трубы.
Решая совместно эти два уравнения, находят выражения для температур стенки с горячей стороны t1ст и с холодной t2ст:
t1ст = t1 - |
|
|
; |
(3.30) |
|
|
|
|
|||||
t2ст = t1ст – (t1 - t1ст ) |
|
. |
(3.31) |
|
||
|
|
|||||
Далее определяют |
коэффициенты теплоотдачи |
и |
по |
критериальным уравнениям, и, если расхождение между полученными значениями коэффициентов и заданными превышают установленную точность, расчет повторяют, задаваясь последними полученными расчетным способом величинами и .
При движении теплоносителя без изменения фазового состояния в прямых гладких круглых трубах, в щелевых каналах пластинчатого теплообменника или в каналах некруглого сечения могут быть использованы следующие критериальные уравнения:
1) при ламинарном вязкостном движении, когда произведение критериев Грасгофа Gr и Прандтля Pr меньше 8·105, среднее значение критерия Нуссельта Nuср определится уравнением [2, С. 212],
Nuср = 1,55· (Pe |
|
)0,33· ( |
|
-0,14· |
(3.32) |
|
|
в котором l – длина трубки, – поправка на гидродинамический начальный участок, d - определяющий размер, которым может быть либо внутренний диаметр трубы , либо эквивалентный диаметр канала сложной формы dэкв:
25
dэкв= |
|
, |
(3.33) |
|
|||
где f – площадь поперечного сечения канала, |
|
||
– полный периметр канала, |
|
||
либо (для кольцевого канала) |
|
||
dэкв = D – dнар, |
(3.34) |
||
где D – внутренний диаметр наружной трубы, |
|
либо (для внешнего прохода теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубного теплообменника)
dэкв = , (3.35)
где – число трубок;
физические свойства жидкости, входящие в критерии уравнения,
выбираются при температуре t = 0,5(tст |
+ |
|
, |
значение динамической |
|
|
|||||
вязкости жидкости |
находится при |
средней |
температуре стенки, а |
коэффициент εl, учитывающий поправку на гидродинамический начальный участок, выбирают из следующей Табл. 1 [2, С. 213].
Таблица 1
Значения εl при ламинарном режиме
l/d |
1 |
2 |
5 |
10 |
15 |
20 |
30 |
40 |
50 |
εl |
1,90 |
1,70 |
1,44 |
1,28 |
1,18 |
1,13 |
1,05 |
1,02 |
1 |
2) при ламинарном вязкостно-гравитационном режиме движения, когда произведение критериев Грасгофа и Прандтля Gr· Pr>8·105 [6, С. 374]
Nuср = 0,15·Re0,33·Pr0,43· Gr0,1· (Prж/Prст)0,25εl , |
(3.36) |
здесь за определяющую температуру принимают среднюю температуру жидкости в трубе.
3) при турбулентном режиме движении (Re >104) [5, С. 89] |
|
Nuср = 0,021·Re0,8·Pr0,43· (Prж/Prст)0,25εl , |
(3.37) |
За определяющую температуру в этом уравнении принимают среднюю температуру соответствующего теплоносителя на входе и выходе из
26
теплообменника tср = ( + ), а за определяющий размер – эквивалентный
диаметр dэкв равный учетверенной площади канала, деленной его полный периметр (для круглых труб dэкв равен геометрическому диаметру трубы).
4) при переходном режиме движения, когда 2300 <Re <104 [6, С. 378]
Nuср = K0·Pr0,43· ( |
|
|
)0,25, |
|
|
|
|
|
|
(3.38) |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
где комплекс K0 |
находят из Табл. 2 [6, С. 377]. |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Re·10-3 |
2,2 |
2,3 |
|
2,5 |
|
3,0 |
3,5 |
4,0 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
9 |
10 |
|
K0 |
2,2 |
3,6 |
|
4,9 |
|
7,5 |
10 |
12,2 |
16,5 |
20 |
24 |
27 |
|
30 |
33 |
При расчете теплообмена в изогнутых трубах в вышеприведенных уравнениях полученное число Nuср умножают на поправочный коэффициент εl , который определяется выражением [2, С. 219]
εl = 1+ 1,8 |
|
, |
(3.39) |
|
где – радиус изгиба трубы.
5) при движении теплоносителя в пучке труб под углом атаки ψ = 90о
предложены следующие зависимости для расчета среднего значения числа
Nu [1,5, С. 104]:
при коридорной компоновке и Re < 1000 |
|
Nuср = 0,56Re0,5·Pr0,36·(Prж/Prст)0,25; |
(3.40) |
при коридорной компоновке и Re > 1000 |
|
Nuср = 0,22Re0,65·Pr0,36·(Prж/Prст)0,25; |
(3.41) |
при шахматной компоновке и Re < 1000 |
|
Nuср = 0,56Re0,5·Pr0,36·(Prж/Prст)0,25; |
(3.42) |
при шахматной компоновке и Re > 1000 |
|
Nuср = 0,40Re0,60·Pr0,36·(Prж/Prст)0,25; |
(3.43) |
6) при пленочной конденсации водяного пара и ламинарном стекании пленки под действием силы тяжести, которое происходит, если dнар < 20·( )0,5, используется формула для расчета среднего значения
коэффициента теплоотдачи, предложенная Нуссельтом [2, С. 272]:
27
αср = a· |
|
, |
(3.44) |
|
где a = 0,943, b = h – т.е. высоте вертикальной стенки или тубы, a = 0,728, b = dнар – для горизонтальной трубы,
–поверхностное натяжение пленки,
–плотность пленки,
–ускорение свободного падения,
–температура насыщения водяного пара.
6)теплоотдача при развитом пузырьковом кипении воды в условиях свободного движения преимущественно зависит от тепловой нагрузки q и
давления насыщения pн, поэтому в практических расчетах ограничиваются применением эмпирических формул, справедливых в диапазоне давлений от 0,1 до 4 Мпа, и полученных при анализе и обработке экспериментальных данных [2, С. 311]:
αср = 3,0 q0,7 pн0,15, |
(3.45) |
αср = 38,7 t2,33 pн0,5, |
(3.46) |
где t соответствует разности температур стенки tст и насыщения водяного пара .
7) теплоотдача при пузырьковом кипении и вынужденной конвекции в трубах должна учитывать гидродинамическое влияние; такое влияние учитывается на практике отношением коэффициента теплоотдачи по формулам развитого кипения, когда отсутствует воздействие скорости потока на теплообмен, т. е. по формулам (3.45, 3.46), и коэффициента теплоотдачи по формулам вынужденного конвективного теплообмена однофазной жидкости, например, по формуле (3.37). Интерполяционная зависимость при этом имеет вид [2, С. 317]:
= . (3.47)
Если это отношение меньше 0,5, то среднее значение коэффициента теплоотдачи αср рассчитывают по формулам (3.45, 3.46), при величине отношения больше 2 среднее значение αср рассчитывают по формуле (3.37), а в случае, когда отношение лежит в диапазоне 0,5 – 2 коэффициент теплоотдачи αср определяют по формуле:
28
αср = αст· |
|
. |
(3.48) |
|
8) теплоотдача при использовании в качестве теплоносителя излучающего газа представляет собой сложный теплообмен и должна учитывать суммарный коэффициент теплоотдачи, что предполагает метод раздельного учета теплообмена конвекцией и излучением; в этом случае суммарное значение среднего коэффициента теплоотдачи будет включать конвективную составляющую αк и лучистую αл :
αср = αк + αл . |
(3.49) |
Коэффициент αл определяют после расчета плотности лучистого теплового потока qл, который согласно закону Стефана-Больцмана может быть определен по приближенной формуле [5, С. 176]:
qл = |
[( |
|
)4 - ( |
|
)4], |
(3.50) |
|
|
|
||||||
αл = |
|
, |
|
|
|
|
(3.51) |
|
|
|
|
|
где – коэффициент излучения абсолютно черного тела = 5,67 Вт/(м2·K4),
– приведенная степень черноты, = |
|
, |
|
–степень черноты газа,
–степень черноты поверхности теплообмена,
–среднее значение абсолютной температуры газа, К,
–среднее значение абсолютной температуры стенки, К.
Вид уравнения (3.50) предполагает передачу тепла от объема газа к более холодной стенке, поэтому степень черноты нужно выбирать при температуре . Если же поток тепла направлен от стенки к газу, то величину нужно выбирать при температуре . Это позволяет учесть то обстоятельство, что поглощательная способность газа по отношению к излучению от стенки не равна его степени черноты.
В практических технических расчетах наибольший интерес представляет степень черноты газового объема. Для углекислого газа и водяного пара выполнены многочисленные исследования и их результаты для удобства пользования сведены в номограммы (в частности, номограмма для СО2 представлена в Приложении 24). В ней степень черноты СО2 приведена в зависимости от произведения парциального давления газа p и длины пути луча l. Номограмма построена с учетом того, что излучение проходит через единичную площадку из окружающей её газовой полусферы с
29