Головна

ВСТУП

Лабораторна робота № ММТП-014М

"ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОТИ ТЕПЛООБМІННОГО АПАРАТУ"

Томськ 2013

Мета роботи - за допомогою чисельного експерименту визначити залежність теплової потужності теплообмінного апарату в залежності від схеми включення, виду теплоносія, геометричних параметрів (діаметри зовнішньої і внутрішньої труб, довжина) і режимних параметрів, визначити коефіцієнт теплопередачі в залежності від режимних параметрів, коефіцієнт тепловіддачі по одному з теплоносіїв методом теплообмінника, а також залежність теплової потужності апарату, коефіцієнтів теплопередачі і тепловіддачі від геометричних параметрів турбулизаторов.

ВСТУП

Теплообмінні апарати використовуються для передачі тепла від одного теплоносія до іншого. Теплоносій, що має більш високу температуру і віддає тепло, називається гарячим; теплоносій, що володіє більш низькою температурою і сприймає тепло - холодним.

Всі теплообмінні апарати за способом передачі тепла можуть бути розділені на дві великі групи: поверхневі та контактні (рис.1). У поверхневих апаратах теплоносії відокремлені один від одного твердою стінкою (такі апарати називаються рекуперативними), або по черзі контактують з однієї і тієї ж стінкою (такі апарати називаються регенеративними). Цю стінку (поверхню) називають поверхнею теплообміну.

Мал. 1 - Класифікація теплообмінних апаратів

У рекуперативному апараті одна сторона поверхні теплообміну весь час омивається гарячим теплоносієм, інша - холодним. Тепло передається від одного теплоносія до іншого через розділяє їх стінку. Напрямок теплового потоку в стінці залишається незмінним.

У регенеративної апараті одна і та ж поверхню теплообміну поперемінно омивається то одним, то іншим теплоносієм. У період нагрівання поверхні теплообміну, званої насадкою регенератора, вона контактує з гарячим теплоносієм і акумулює тепло, яке в період охолодження віддає холодного теплоносія. Напрямок теплового потоку в стінках апарату періодично змінюється. Як насадки в таких апаратах можуть використовуватися кулі, кільця, дрібні труби, зібрані в щільний пучок, іноді цегляна кладка (наприклад, в регенераторах мартенівських печей). Перевагами таких апаратів є можливість розміщення великої поверхні в одиниці об'єму (більша компактність) і роботи при високих температурах (при використанні в якості насадки високотемпературних матеріалів), недоліками - погана герметичність, неминучість перемішування теплоносіїв, неможливість роботи при високому тиску робочих середовищ.

У контактних теплообмінних апаратах передача тепла відбувається при безпосередньому контакті гарячого і холодного теплоносіїв, при цьому теплообмін супроводжується масообмінних. В апаратах змішувального типу гарячий і холодний теплоносії перемішуються і утворюють розчини або суміші (прикладом таких апаратів можуть служити різного типу скрубери або змішувачі гарячої та холодної води, що використовуються в системах водопостачання). В апаратах барботажного типу теплоносії знаходяться в різних фазах і при контакті обмінюються теплом, практично не перемішуючись між собою. Наприклад, в градирнях краплі розбризкується води охолоджуються зустрічним потоком холодного повітря, а в барботер гаряча пара охолоджується, піднімаючись через шар рідини. Апарати контактного типу не можуть застосовуватися, якщо робочі середовища мають різні тиску або взагалі не можуть перемішуватися.

Апарати контактного і регенеративного типу не знайшли широкого застосування на практиці. Основним типом теплообмінників, використовуваних в різних областях техніки, як і раніше залишаються рекуперативні апарати, які і будуть далі розглядатися.

Рекуперативні теплообмінні апарати можна, в свою чергу, класифікувати:

1. За взаємною напрямку потоків теплоносіїв:

- Прямоточні (прямоток), коли обидва теплоносія рухаються паралельно в одному напрямку;

- Протиточні (протитечія), коли обидва теплоносія рухаються в протилежних напрямках;

- З перехресним струмом - теплоносії рухаються у взаємно перпендикулярних напрямках, одноразово або багаторазово;

- З більш складними схемами різного поєднання прямотока, противотока і перехресного струму.

2. За родом теплоносіїв:

- Апарати, в яких обидва теплоносія не змінюють свого агрегатного стану (газо-газові, рідко-рідинні, газорідинні);

- Апарати, в яких змінюється агрегатний стан одного теплоносія, - конденсатори (гарячого теплоносія), парогенератори, випарники (холодного теплоносія);

- Апарати, в яких змінюються агрегатні стану обох теплоносіїв (конденсатори-випарники).

3. За конструктивним оформленням:

- Трубчасті:

- Трубчасто-ребристі;

- Пластинчасті;

- Пластинчато-ребристі;

- Трубчасто-пластинчасті.

Найбільш поширеною конструкцією є трубчасті апарати. Поверхня теплообміну таких апаратів складається з однієї або декількох труб. Найпростіший теплообмінник - типу труба в трубі - складається всього з однієї труби, яка всередині омивається одним теплоносієм, а зовні - іншим, який протікає в кільцевому просторі між теплообмінної трубою і кожухом. Якщо теплообмінник складається з декількох труб, то вони збираються в трубний пучок за допомогою трубних дощок. Труби з трубними дошками укладені в кожух.

Розглянемо принципи теплового розрахунку рекуперативних теплообмінників з однофазними теплоносіями. Зазвичай при розрахунку апарату визначається або поверхню теплообміну (конструкторський розрахунок), або кількість переданого тепла і кінцеві температури теплоносіїв (перевірочний розрахунок). В основі теплового розрахунку теплообмінних апаратів лежать рівняння теплового балансу і теплопередачі.

 При стаціонарному режимі роботи, якщо знехтувати витоками тепла в навколишнє середовище, що передається в апараті тепловий потік дорівнює зменшенню ентальпії гарячого теплоносія і збільшення ентальпії холодного теплоносія: де G - масова витрата теплоносія, [G] = 1кг / с; i? і i? - Ентальпія на вході і виході з апарату [i] = 1Дж / кг, [Q] = 1 Вт Індекс r позначає гарячий теплоносій, х - холодний. Рівняння (2) і є рівняння теплового балансу.  

Якщо замість ентальпії ввести теплоємність при постійному тиску Ср, Скориставшись співвідношенням di = CpdT, то (2) набуде вигляду

де  - Середні значення теплоємність гарячого і холодного теплоносіїв відповідно в інтервалах температур від Тг? до Тг? і від Тх? до Тх?. Рівняння (1) прийме при цьому вид

Іноді вводиться поняття повних теплоемкостей масових витрат гарячого і холодного теплоносіїв:

(Раніше величину З називали водяним еквівалентом). [З] = 1 Вт / К.

З вищенаведених рівнянь випливає, що

т. е. ставлення зміни температур однофазних теплоносіїв обернено пропорційно відношенню їх повних теплоемкостей (водяних еквівалентів).

Для елемента поверхні теплообміну dF рівняння теплопередачі в диференціальної формі записується у вигляді

dQ = KD TdF, (7)

де К - коефіцієнт теплопередачі, [К] = 1 Вт / (м2К); DТ = Тгх - Поточний температурний напір. Сумарний потік тепла через поверхню теплообміну

 Для визначення Q необхідно знати розподіл До і DT по поверхні теплообміну. Для однофазних теплоносіїв коефіцієнт теплопередачі зазвичай змінюється незначно і тому приймається постійним по всій поверхні теплообміну. тоді

де середній по поверхні теплообміну температурний напір

Рівняння (9) і є рівнянням теплопередачі. Воно дозволяє при конструкторському розрахунку визначити поверхню теплообміну F.

Якщо в теплообмінному апараті коефіцієнт теплопередачі істотно змінюється на окремих ділянках поверхні теплообміну (як, наприклад, для апаратів з кипінням або конденсацією теплоносія на частини поверхні), вводиться середній по поверхні коефіцієнт К.

Для плоскої стінки коефіцієнт теплопередачі

де a1, a2 - Коефіцієнти теплопередачі; d - товщина стінки; l - коефіцієнт теплопровідності матеріалу стінки; для циліндричної стінки при віднесенні теплового потоку відповідно до внутрішньої і зовнішньої поверхні

де a1, a2 - Коефіцієнти тепловіддачі всередині і зовні труби; d1 і d2 - Внутрішній і зовнішній діаметри, [К] = 1 Вт / (м2К).

якщо d2/ d1 <1,8, то цілком допустимо використання визначення До за формулою для плоскої стінки (11), т. Е.

де d0 = d2 при a1>> a2; d0= d1 при a0>> a1, І d0= 0,5 (d1+ d2) При a1»a2; тут l - довжина труб.

Якщо ввести лінійний коефіцієнт теплопередачі для циліндричної стінки

Необхідні для визначення коефіцієнта тепловіддачі розрахункові залежності наводяться в підручниках, монографіях, довідниках.

Визначимо середню різницю температур  для найпростіших схем руху теплоносіїв - прямоточною і противоточной. Характер зміни температур теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну визначається схемою руху і співвідношенням теплоемкостей масових витрат теплоносіїв Зг і Сх (Водяних еквівалентів). Для теплоносіїв з більшою теплоємністю масової витрати температура уздовж поверхні теплообміну змінюється слабкіше.

Для прямотока на ділянці dF температура гарячого теплоносія знизиться на dTг, Холодного - підвищиться на dTх. Згідно (4) маємо

Зміна температурного напору

Використовуючи (3) і виражаючи dQ через рівняння теплопередачі (7), можна отримати, з урахуванням визначення середнього по поверхні температурного напору  згідно (9) і (10),

Вираз (19) називається среднелогаріфміческім температурним напором для прямотока.

При противотоке температури обох теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну падають (див. Рис.4, г, д, е), і зміна температурного напору на ділянці dF одно

При противотоке температурний напір по ходу гарячого теплоносія зменшується, якщо Сгх , І збільшується, якщо Сг> Зх. Якщо ж Сг= Сх, То температурний напір вздовж поверхні теплообміну не змінюється.

Використовуючи (3) і (7), отримуємо

 З огляду на, що температурний напір вздовж поверхні F змінюється від (Тг? -Тх?) До (Тг? - Тх?), При інтегруванні (21) отримуємо

Тоді среднелогаріфміческій температурний напір при противотоке

Замість (19) і (23) можна дати єдину формулу:

справедливу як при прямотоке, так і при противотоке. тут DTБ - Більший температурний напір; DTМ - Менший температурний напір.

Якщо температури теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну змінюється незначно в порівнянні з температурним напором, то температурний напір можна визначити як середньоарифметичний між DTБ і DTМ, Т. Е.

Формулу (25) використовують, якщо DT / DT <2.

При перевірному розрахунку теплообмінного апарату задані температури теплоносіїв на вході Т?г і Т ?х, Їх витрати Gr і Gx , Поверхня теплообміну F і коефіцієнт теплопередачі K, а визначаються кінцеві температури теплоносіїв Т?г і Т?х і кількість переданого тепла Q.

Для прямотока з рівнянь (3) і (19) можна отримати

Звідки, використовуючи (3), отримуємо вираз для зміни температур гарячого і холодного теплоносіїв:

При розрахунку проміжних температур Тг і Тх в формули (26) і (27) замість F підставляється поточне значення площі поверхні Fx, Що відраховується від входу теплоносіїв.

Для противотока з рівнянь (3) та (22) отримуємо

Остаточні вирази для зміни температур теплоносіїв мають вигляд

При визначенні проміжних температур Тг і Тх в протиточних теплообменниках для гарячого теплоносія в чисельнику рівняння (28) F замінюється на Fх, Т. Е.

причому Fх відраховується від входу гарячого теплоносія. Для холодного теплоносія при цій системі відліку

Якщо температура теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну змінюється незначно (DTБ/ DTх <2), то можна прийняти лінійним її розподіл по довжині, а середній температурний напір, визначений за (25), буде

визначивши ТГ? і ТХ? з рівняння теплового балансу (3), отримаємо

Підставивши цей вираз для  в рівняння теплопередачі (9) і вирішивши його щодо Q, отримаємо

Знання Q дозволяє знайти температури на виході ТГ? і ТХ?.

Для порівняння прямотока з протитечією будемо порівнювати кількість переданого тепла при однакових

 Ці схеми рівноцінні тільки при дуже великих і дуже малих значеннях GГ/ СХ (Практично при GГ и  ) Або при дуже малих значеннях  (Менше 0,1). Перша умова відповідає малому зміни температури одного з теплоносіїв, у другому випадку температурний напір значно більше зміни температури теплоносія. У всіх інших випадках при інших рівних умовах при противотоке передається більший тепловий потік.  

Тому з цієї точки зору протівоточная схема є кращою. Слід також звернути увагу на те, що тільки при противотоке можна отримати ТХ?> ТГ? (При прямотоке це в принципі неможливо).

Однак при противотоке температура поверхні теплообміну поблизу входу гарячого теплоносія виявляється вищою, ніж при прямотоке. При високих температурах гарячого теплоносія дану обставину доводиться враховувати.

До сучасних теплообмінних апаратів пред'являються підвищені вимоги по компактності, габаритам і масі. При заданих значеннях теплової потужності, витрат теплоносіїв і гідравлічних опорів зменшити габарити і масу апаратів можна або за рахунок збільшення коефіцієнтів теплопередачі, або за рахунок більш щільної компоновки (зменшення діаметра труб, відстані між ними). Зменшення діаметра труб і відстані між ними обмежується технологічними вимогами, тому можливості цього шляху практично вичерпані. Залишається тільки шлях зменшення габаритних розмірів і маси апарату за рахунок інтенсифікації теплообміну.

Відомо багато методів інтенсифікації теплообміну. Серед них особливе місце займає закрутка потоку в трубах за допомогою різного роду гвинтових вставок (закручені стрічки, шнеки) по всій довжині труби або на її частині, тангенціального підведення теплоносія в трубу, лопаткових завихрителей, розташованих на вході або періодично. Крім того, з метою інтенсифікації використовуються також криволінійні канали (змієвикові і спіральні). У ряді випадків для інтенсифікації теплообміну можна застосовувати накладення на вимушене протягом коливань витрати. При наявності в каналі акустичного резонансу тепловіддача істотно збільшується в зоні пучности швидкості стоячій хвилі. При цьому помітно зростає і середня тепловіддача.

Однак, найбільш реальним, доступним і високоефективним шляхом інтенсифікації теплообміну є штучна турбулізація потоку. При помірному зростанні гідравлічного опору вона значно збільшує коефіцієнт тепловіддачі. Розглянутий нижче метод інтенсифікації теплообміну заснований на детальному вивченні структури турбулентного течії в каналах.

Розглянемо розподіл уздовж радіуса труби безрозмірних температур q, швидкості WX (Y) / W0, Щільності теплового потоку q (Y) / qW; масової швидкості rWX/ (RW)0 і коефіцієнта турбулентного перенесення імпульсу mТ/ M при перебігу в трубі газу з Rew = 4,3 104, Pr = 0,7 (1 - нагрівання повітря при Tw = 1000 К, TF = 154 К; 2 - охолодження повітря при TW= 300 К, TF = 902 К; 3 - ізотермічний протягом).

Так як

а коефіцієнт тепловіддачі

де среднемассовая температура потоку

то неважко зробити висновок, що найбільший вплив на a надасть збільшення lГ в безпосередній близькості від стінки. У пристінному шарі товщиною (0,05 ... 0,1) r0 середнє значення коефіцієнта турбулентної теплопровідності lr не перевищує 10% від максимального при даному числі Рейнольдса, а тепловий потік близький до максимального. Тому, в пристінному шарі товщиною (0,05 ... 0,1) r0 або висотою  (Y - відстань від стінки; u - кінематична в'язкість; tW - Дотичне напруження на стінці) витрачається 60 ... 70% наявного температурного напору. Чим більше число Прандтля, тим на більш вузький пристінний шар доцільно впливати. Отже. найбільшою інтенсифікації тепловіддачі можна домогтися, збільшуючи lГ саме в таких пристінних шарах. У той же час ясно, що додаткова турбулізація ядра потоку (де lГ велике, а q << qw) Мало збільшить тепловіддачу, хоча і призведе до більшого зростання гідравлічних втрат.

Ефективним методом інтенсифікації тепловіддачі є створення в пристенной області відривних зон. Найкращі результати виходять при дискретної турбулізації потоку на стінках каналів, причому джерелами турбулентних вихорів повинні служити плавно окреслені виступи або канавки з висотою Y+ = 60 ... 150. Їх не рекомендується розташовувати занадто часто (t / h 5 ... 10, де t - крок, а h - висота турбулізатора), так як виникають при цьому за турбулізаторами пульсації не встигнуть помітно згаснути на шляху до наступного турбулізаторами і будуть дифундувати в ядро , збільшуючи тим самим інтенсивність пульсацій. Подібне явище має місце в шорсткуватих трубах і веде до значного зростання гідравлічних втрат при невеликому підвищенні тепловіддачі.

Якщо ж збільшити відстань між турбулізаторами, то додатково виникли в зоні вихори і генеруються при їх періодичному руйнуванні турбулентні пульсації переносяться потоком близько до стінки, підвищуючи lГ тільки біля неї, а значить, інтенсифікація тепловіддачі буде досягнута ціною мінімальних гідравлічних втрат. При занадто великому (t / h 50 ... 100) відстані між турбулізаторами додаткова турбулентність встигає помітно згаснути на деякій відстані від турбулізатора, і решта ділянки каналу до наступного турбулізатора за структурою потоку буде мало відрізнятися від гладкого каналу.

Максимальне збільшення тепловіддачі Nu / Nuгл і гідравлічного опору x / xгл досягається при t / h @ 10, причому максимум Nu / Nu гл не залежить від форми турбулізатора, а максимум x / xгл сильно залежить (він мінімальний при плавній формі турбулізатора).

Проведений аналіз дозволив вибрати раціональний метод інтенсифікації теплообміну в каналах будь-якого поперечного перерізу і розробити способи його реалізації. Для трубчастих теплообмінних апаратів запропонований наступний метод інтенсифікації теплообміну. На зовнішній поверхні теплообмінних труб накаткой наносять періодично розташовані кільцеві канавки. При цьому на внутрішній поверхні труб утворюються кільцеві діафрагми з плавною зміною. Діафрагми і кільцеві канавки турбулізіруєт потік в пристінному шарі і забезпечують інтенсифікацію теплообміну як зовні, так і всередині труб. При цьому не збільшується зовнішній діаметр труб, що дозволяє використовувати їх в тісних пучках і не міняти існуючої технології складання трубчастих теплообмінних апаратів. Дані поверхні теплообміну застосовуються в трубчастих апаратах, що працюють на газах і рідинах, а також при кипінні і конденсації теплоносіїв.

Збільшення коефіцієнтів тепловіддачі і гідравлічного опору в трубах з кільцевими діафрагмами в порівнянні з гладкими зручно враховувати відносинами Nu / Nuгл і x / xгл при однакових числах Re (індекс «гл» відноситься до гладкої трубі). При визначенні коефіцієнтів тепловіддачі в трубах з кільцевими діафрагмами і в пучках труб з кільцевими канавками збільшення поверхні теплообміну не враховувався, т. Е. Щільність теплового потоку розраховувалася по поверхні гладкої труби. При визначенні Re і коефіцієнта гідравлічного опору x швидкість потоку розраховувалася по прохідному перетину гладких каналів.

Були знайдені оптимальні параметри турбулизаторов. Встановлено, що відривні зони як джерела вихрових структур формують нестійкість вязкостних течій, розширюючи тим самим перехідну область (Re = 2000 ... 5000), в якій досягаються найбільш ефективні співвідношення між зростанням коефіцієнта тепловіддачі і гідравлічного опору (Nu / Nuгл= 2,83 при x / xгл= 2,85). На основі виявленого механізму взаємодії штучних турбулизаторов з потоком в області переходу і слаборозвиненою турбулентності встановлено, що раціональна інтенсифікація досягається в цих умовах при досить великих висотах діафрагм (d11/ d1 = 0,92) і оптимальному кроці t / d1= 1.

   В області розвиненого турбулентного течії найбільш ефективні результати виходять при невисоких діафрагмах (d11/ D = 0,94) і невеликому кроці (t / d1 = 0,25 ... 0,5). На рис.9 показано зміна Nu / Nuгл і x / xгл в залежності від d11/ D і t / d1 і при Re = 4 105. Зі збільшенням висоти діафрагми (зі зменшенням d11/ d1) Відношення Nu / Nuгл спочатку різко зростає, а потім стабілізується. Гідравлічний опір зі збільшенням висоти діафрагм зростає спочатку плавно, а потім різко. В області малих висот діафрагми (d11/ d1 = 0,96 ... 0,993) змінюється діапазон зміни

d11/ d1 і t / d1 , В якому зростання тепловіддачі дорівнює або перевищує зростання гідравлічного опору, т. Е. Nu / Nuгл > X / xгл. Співвідношення Nu / Nuгл= X / xгл при t / d1 = 0,25 збільшуються з ростом Re, досягаючи значення ~ 2 при Re = 4 105.

Теоретичний аналіз структури турбулентних течій в каналах і відривний зоні, як джерела збільшення турбулентності в потоці, а також експериментальні дослідження турбулентності в каналах різного поперечного перерізу дозволили виявити визнану в якості наукового відкриття невідому раніше закономірність зміни тепловіддачі на стінках каналів з дискретної турбулізацією потоку при вимушеній конвекції , яка полягає в тому, що в певному діапазоні відповідних розмірів і розташування турбулизаторов зростання тепловіддачі більше зростання гідравлічного опору в порівнянні з аналогічним гладким каналом. Використання практично реалізованого співвідношення Nu / Nuглгл дозволяє при заданих значеннях теплової потужності і гідравлічного опору теплообмінника зменшити не тільки обсяг апарату, а й площа його поперечного перерізу.

Застосування даного методу інтенсифікації дозволяє зменшити обсяг теплообмінного апарату приблизно в два рази при незмінних значеннях теплової потужності і потужності на прокачування теплоносія.

Значний ефект спостерігається в перехідній області. При цьому обсяг теплообмінного апарату може бути зменшений в 2,5 рази.

Область з Nu / Nuгл> X / xгл має місце і при поздовжньому обтіканні пучків труб з кільцевими канавками, аж до Nu / Nuгл= 1,4 ... 1,5 при відносному кроці розміщення труб в пучку S / d2 = 1,2. При цьому обсяг апарату може бути знижений на одну третину. Накатка труб з різними співвідношеннями між глибиною канавок зовні і висотою діафрагми всередині труб дозволяє отримати оптимальну інтенсифікацію тепловіддачі по обох поверхнях теплообміну при різних кроках розміщення труб в пучку (S / d2 = 1,05 ... 1,5).

Наведемо деякі розрахункові рекомендації.

1. Досвідчені дані по середній тепловіддачі при нагріванні і охолодженні газів узагальнюються наступними залежностями:

при d11d1 = 0,88 ... 0,98, t / d11 = 0,25 ... 0,8

при d11/ d1 = 0,88 ... 0,98, t / d1 = 0,8 ... 2,5

при d11 / d1 = 0,90 ... 0,97, t / d1 = 0,5 ... 10

В (36) і (37) Ref визначається по среднемассовой температурі потоку, а Rew в (38) - по середній температурі стінки.

В (36) - (37) Nuгл знаходиться за такими формулами:

при нагріванні газів

де визначальною є середня по довжині труби температури стінки;

при охолодженні газів

де визначальною є середня по довжині труби температура стінки, або

Nuгд = 0,018Re 0,8, (41)

де визначальною є среднемассовая по довжині труби температура газів.

Формули (36) - (38) справедливі при Re = 104 , ... 4 105.

2. Середня тепловіддача для крапельних рідин при t / d1 = 0,5 і d11/ d1?0,94 (Re> Re*) становить

Тут визначальною є среднемассовая температура рідини по довжині труби.

значення Re*, При якому зростання Nu / Nuгл зі збільшенням Re припиняється, знаходиться за формулою

3. У кільцевому каналі зростання тепловіддачі за рахунок турбулізації потоку кільцевими канавками визначається за формулою

справедливої ??для Re> 2 104, Де d2 - Зовнішній діаметр внутрішньої труби; d21 - Діаметр кільцевої канавки, d3 - Внутрішній діаметр зовнішньої труби.

 



ОБРОБКА РЕЗУЛЬТАТІВ | ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНА УСТАНОВКА

ВІКНО ИЗМЕРЕНИЙ | ПОРЯДОК ПРОВЕДЕННЯ ДОСЛІДІВ | ОБРОБКА РЕЗУЛЬТАТІВ. |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати