С. Спіральні теплообмінники

Згідно пунктів 2.1.1 – 2.1.3 визначають теплове навантаження, витрату другого теплоносія, середні температури теплоносіїв і середню різницю температур Δt_ср.

Подальший розрахунок переслідує мету визначення коефіцієнта теплопередачі, необхідної площі поверхні теплообміну і підбір стандартизованого теплообмінника. Алгоритм розрахунку кожухотрубного теплообмінника передбачав прийняття орієнтовного значення коефіцієнта теплопередачі, визначення орієнтовної площі поверхні теплообміну, вибір стандартизованого теплообмінника з наступним перевірочним розрахунком необхідної площі поверхні теплообміну. Для спірального теплообмінника цей алгоритм дещо інакший.

2.1.12. Задаються шириною каналу і визначають еквівалентний діаметр каналу по залежності:

d_е = , (2.45)

де b_е – висота каналу, м; δ – ширина каналу, м.

Спіральні теплообмінники випускаються з шириною каналу 6, 12 і 25 мм.

2.1.13. Розраховують числа Rе для більш гарячого і більш холодного теплоносіїв в наступній послідовності.

Задаються швидкістю руху теплоносія w₁ в каналі теплообмінника. Швидкість руху приймають в межах 0,3 – 1 м/с [9].

Визначають необхідну площу перерізу каналу f:

f = , (2.46)

де G₁ – витрата гарячого теплоносія, кг/с; ρ₁ – густина теплоносія, кг/м³.

За величиною площі перерізу каналу розраховують ефективну ширину стрічки (ефективну висоту теплообмінника)

b_е = f / δ. (2.47)

Заокруглюють отримане значення до стандартної ширини стандартизованого теплообмінника і розраховують дійсну площу перерізу каналу:

f = b_е δ. (2.48)

З рівняння (2.46) визначають дійсні швидкості (w₁ і w₂) руху одного і другого теплоносія в каналах теплообмінника.

Розраховують число Рейнольда для гарячого теплоносія

Rе₁ = w₁d_е/ν₁. (2.49)

В каналах спірального теплообмінника, як правило, повинен бути турбулентний режим руху, який має місце, коли число Rе перевищує певне критичне значення. Критична величина числа Rе розраховується по емпіричній залежності [9]:

Rе_кр = 20000 (d_е / D_с)^0,32. (2.50)

У наведеній залежності D_с – зовнішній діаметр (діаметр спіралі) теплообмінника. Діаметром спіралі попередньо задаються і пізніше перевіряють. Якщо число Rе₁ менше Rе_кр, збільшують швидкість руху теплоносія або зменшують площу перерізу каналу. Спіральні теплообмінники випускаються з однаковою шириною каналу для обох теплоносіїв, тому може статися так, що один теплоносій рухається в турбулентному режимі, а другий в ламінарному. В цьому випадку, після розрахунку коефіцієнта теплопередачі (дивитись далі) проводять аналіз опорів тепловіддачі з боку гарячого і з боку холодного теплоносіїв і, змінюючи площу каналу або швидкість руху, добиваються, повторюючи розрахунки, найменшого загального опору.

Розраховують число Рейнольдса для другого теплоносія:

Rе₂ = w₂d_е/ν₂. (2.51)

Швидкість руху другого теплоносія вибирають такою, щоби режим руху був також (по можливості) турбулентним.

2.1.14. Розраховують коефіцієнти тепловіддачі α₁ і α₂.

Нижче приведені критеріальні рівняння для розрахунку коефіцієнтів тепловіддачі [8, 9]:

1) при ширині каналу 6; 12; 16 мм із штифтами і турбулентному русі теплоносія (Rе = 2000 ÷ 10⁵)

Nu = 0,023٠ ; (2.52)

2) при ширині каналу 25 мм із дистанційними скобами і турбулентному русі теплоносія

Nu = 0,03Rе^0,8 Рr^0,43 (Рr/ Рr_ст)^0,25; (2.53)

3) при ламінарному русі (Rе < 2000)

Nu = 1,85(Rе Рr d_е/ℓ)^0,33 (Рr/Рr_ст)^0,25, (2.54)

де Nu = αd_е / λ; Rе = wd_е/ν; ℓ - довжина каналу, м.

У залежностях (2.52) - (2.54) в якості визначального розміру прийнятий еквівалентний діаметр d_е = 2δ (де δ – ширина каналу).

При розрахунку критерія Прандтля Рr_ст температурою стінки задаються і після визначення коефіцієнта теплоперердачі температуру стінки уточнюють за рівняння (2.17).

2.1.15. Розраховують коефіцієнт теплопередачі і необхідну площу поверхні теплообміну.

З таблиці 2.12 (додаток 2.1), з врахуванням площі перерізу каналу і ширини листа, приймають товщину стінки теплообмінника δ_ст, задаються матеріалом стінки і по довіднику знаходять коефіцієнт теплопровідності матеріалу стінки λ_ст.

З врахуванням термічних опорів забруднень стінок (таблиця 2.16), розраховують коефіцієнт теплопередачі:

. (2.55)

Розраховують поверхню теплообміну теплообмінника

F = Q/К Δt_с. (2.56)

По необхідній поверхні теплообміну вибирають теплообмінник з таблиці 2.12 додатку 2.1. Теплообмінник повинен мати запас по площі теплообміну 15 – 20 %.

Остаточна перевірка режиму руху теплоносіїв приведена в конструктивному розрахунку теплообмінника.

D. Теплообмінники типу „Труба в трубі”

Розраховують параметри теплообміну згідно пунктів 2.1.1 – 2.1.3.

Далі можливі два варіанти продовження розрахунку.

По першому з них, так само як і для кожухотрубного теплообмінника, приймається орієнтовне значення коефіцієнта теплопередачі, розраховується орієнтовна площа теплообміну, вибирається стандартизований теплообмінник і здійснюється перевірочний розрахунок.

Розглянемо другий варіант.

2.1.15. Вибирають діаметри труб і визначають числа Рейнольдса.

Діаметри теплообмінних і кожухових труб вибирають з таблиці 2.8 додатку 2.1.

Якщо теплообмін відбувається між крапельними рідинами, бажаний режим руху як у теплообмінних так і кожухових трубах – турбулентний.

Задаються числом Рейнольдса, Rе = (1 ÷ 1,5)٠10⁴ і розраховують швидкість руху теплоносія для потоку у внутрішніх трубах:

= Rе₂٠µ₂/(d_вн٠ρ₂), (2.57)

де µ₂ – в’язкість теплоносія, Па٠с; ρ₂ – густина теплоносія, кг/м³; d_вн – внутрішній діаметр труби, м.

Визначають число паралельно працюючих труб (число потоків)

^’= G₂/0,785 ρ₂, (2.58)

де G₂ – витрата теплоносія, кг/с.

Якщо число потоків по розрахунку вийшло дробовим, його заокруглюють до цілого числа n.

Розраховують фактичну швидкість розчину

w₂ = G₂/0,785 w₂ρ₂. (2.59)

Розраховують дійсну величину числа Рейнольдса

Rе₂ = w₂d_внρ₂/µ₂ (2.60)

і переконуються, що режим руху турбулентний.

Аналогічні розрахунки проводять для кільцевого простору, враховуючи, що кількість потоків n вже визначена:

w₁ = G₁/[ρ₁0,785( ], (2.61)

де G₁ – витрата другого теплоносія, кг/с; ρ₁ – густина теплоносія, кг/м³; D_вн- внутрішній діаметр зовнішньої труби, м; d_з – зовнішній діаметр внутрішньої труби, м.

Rе₁ = w₁d_еρ₁/µ₁, (2.62)

де d_е = D_вн – d_з – еквівалентний діаметр кільцевого простору.

Відмітимо, що режим руху може виявитись турбулентним не для обох теплоносіїв, наприклад, у трубному просторі турбулентний, а у кільцевому – ламінарний або перехідний (або навпаки). В такому випадку треба спробувати задатися більшим числом Rе для теплоносія, для якого режим вийшов ламінарний чи перехідний. Але треба мати на увазі, що із збільшенням Rе зростає швидкість руху теплоносія і, відповідно, гідравлічний опір. Економічно доцільними вважаються швидкості для рідин в межах (0,5 ÷ 3) м/с. Турбулентного режиму руху можна досягти, підбираючи труби іншого діаметру.

Якщо один з теплоносіїв змінює свій агрегатний стан в процесі теплообміну (наприклад, конденсація пари), число Рейнольдса згідно приведеної методики розраховують тільки для теплоносія, який не змінює свого агрегатного стану.

2.1.16. Розраховують коефіцієнти тепловіддачі за наступними рекомендованими залежностями.

І. Тепловіддача без зміни агрегатного стану речовини.

Коефіцієнт тепловіддачі для теплоносія, що рухається по внутрішнім трубам, розраховується по залежностям (2.18) – (2.23).

При русі теплоносія у кільцевому просторі, утвореному співвісними трубами, розрахунок коефіцієнта тепловіддачі можна проводити по залежностям (2.18), (2.19), (2.23), підставляючи в якості визначального розміру еквівалентний діаметр кільцевого простору між трубами d_е = D_в – d_з (D_в – внутрішній діаметр зовнішньої труби, d_з – зовнішній діаметр внутрішньої труби). У випадку розвинутого турбулентного режиму рекомендована також залежність [1]:

Nu = 0,023Rе^0,8Рr^0,4(D_в/d_з)^0,45. (2.63)

ІІ. Тепловіддача при плівковій конденсації насиченої водяної пари:

- на поверхні горизонтальної труби [10]:

α = 0,72 , (2.64)

де λ – коефіцієнт теплопровідності плівки конденсату, Вт/(м٠К); r – питома теплота конденсації при температурі конденсації, Дж/кг; ρ – густина конденсату, кг/м³; d_з – зовнішній діаметр труби, м; µ - в’язкість конденсату, Па٠с; Δt = t_конд – t_ст.

Фізичні характеристики конденсату розраховують при середній температурі плівки конденсату t_пл = 0,5(t_конд + t_ст1). У випадку, коли Δt не перевищує 30 – 40 град, фізичні характеристики можна визначати при температурі конденсації, що не призведе до значної помилки при розрахунку α.

- всередині горизонтальної труби [11]:

α = 1,164(3400 + 100υ₀) Вт/(м²٠К), (2.65)

де ℓ - довжина труби, м; υ₀ – швидкість пари на вході в трубу, м/с.

2.1.17. Розраховують коефіцієнт теплопередачі з врахуванням всіх опорів за рівнянням (2.16).

2.1.18. З основного рівняння теплопередачі визначають необхідну площу поверхні теплообміну і підбирають стандартизований теплообмінник.