1.3 Инновационные методы повышения эффективности существующих типов кожухотрубных аппаратов

Плохое распределение потоков рабочего вещества внутри испарителя и конденсатора существенно ухудшает их характеристики. В недалеком прошлом это обстоятельство обычно не принималось во внимание. Однако, в связи с ростом стоимости энергии и материалов в настоящее время проблема эффективности использования оборудования с учетом срока его службы становится весьма актуальной.

Одним из вариантов решения данной задачи является коллекторный подвод и отвод рабочего вещества в испарителях холодильных машин. Считается, что в крупных аппаратах при кипении хладагента из-за значительной их длины (2 метра и более) в межтрубном пространстве могут существовать застойные зоны. Так, например, отбор пара с одной точки приводит к снижению интенсивности кипения в местах, удаленных от всасывающего патрубка. Поэтому в промышленных аппаратах с большой поверхностью теплообмена для обеспечения равномерного омывания потоком поверхности отвод пара производится с помощью нескольких патрубков, объединенных общим коллектором.

Коллекторный подвод парожидкостной смеси к испарителю тоже должен в определенной степени способствовать интенсификации теплообмена. Но, если учесть, что в затопленных испарителях по всему объему межтрубного пространства находится жидкость, то назначение рассматриваемого конструктивного решения, скорее всего в распределении по всей длине аппарата пара, образующегося при дросселировании. Поступающая паровая фаза, поднимаясь в межтрубном пространстве аппарата в виде пузырьков пара, не только вносит изменения в гидродинамическую структуру потока, но и увеличивает турбулизацию пристенного слоя, что приводит к росту интенсивности теплообмена при кипении. С этой целью в нижней части испарителей турбокомпрессорных агрегатов ставится специальный распределитель.

Ярким примером рационального распределения потоков рабочего вещества при кипении является испаритель затопленного типа с

---

экранирующим устройством.

Экран, установленный в трубной части традиционного типа испарителя, разделяет два потока: восходящий и опускной, что приводит к снижению гидравлического сопротивления циркуляционного контура. Этот фактор способствует увеличению скорости циркуляции и, следовательно, возрастанию конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи, в результате, в аммиачных аппаратах с экраном коэффициент теплопередачи возрастает в 1,5 раза.

Применение экранирующего устройства является только частью решаемой проблемы, а именно, создание оптимальной гидродинамической обстановки для кипения рабочих веществ. Как видно из схемы, представленной на рис. 1, в циркуляционном контуре может быть несколько мест с наибольшими гидравлическими сопротивлениями. К ним относятся: трубный пучок, переход потока из межтрубного пространства в опускные каналы, прохождение опускных потоков жидкости в межтрубное пространство и т.п.

Таким образом, снизив местные сопротивления хотя бы в одной из указанных точек, можно добиться дальнейшего повышения эффективности конструкции затопленных испарителей холодильных машин.

Равномерное распределение парожидкостной смеси по теплообменным трубам является основным условием эффективной работы испарителей водоохлаждающих холодильных машин. В крышку испарителя с

внутритрубным кипением хладагента после регулирующего вентиля входит двухфазный поток с высоким объемным паросодержанием, в результате чего во входной камере происходит разделение потока и неравномерное заполнение труб паровой и жидкой фазами, неравномерность заполнения труб хладагентом ведет к снижению интенсивности теплообмена и уменьшение холодопроизводительности машины в целом.

Качество распределения холодильного агента зависит, как от скорости потока во входной камере, так и от формы и размеров входной камеры, а также от ориентации испарителя в пространстве.

Анализ работы промышленных

---

водоохлаждающих холодильных машин показал, что на холодопроизводительность машин основное влияние оказывает степень неравномерности распределения парожидкостной смеси по трубам испарителя. В связи с этим, в последнее время стали применять специальные распределительные устройства в крышках испарителей.

В отечественных холодильных машинах, в основном, используются устройства 2-х типов: с распределительной перегородкой и форсуночного типа. На рис. 2, а показано устройство с распределительной перегородкой в виде пятачковой шайбы с центральным отверстием. Распределительное устройство форсуночного типа показано на рис. 2, б, где равномерность распределения достигается подачей холодильного агента в смесительную камеру через две форсунки, которые направляют потоки рабочего вещества на встречу друг другу.





а) б)
Рис.1.4-Распределительное устройство:

а – с плитой в коллекторной камере; б – с поворотной перегородкой

ГЛАВА 2. ТЕПЛОВОЙ И КОМПОНОВОЧНЫЙ РАСЧЁТЫ ВЕРТИКАЛЬНОГО КОЖУХОТРУБЧАТОГО ТЕПЛООБМЕННИКА

2.1. Определение основных параметров теплообменника
Техническое задание. Произвести тепловой и компоновочный расчеты спирального теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола с расходом G_б=1450 кг/час при атмосферном давлении.

Жидкий бензол отводится при температуре конденсации насыщенных паров. Охлаждающий агент - вода с начальной температурой –t_в¹=19⁰С и конечной –t_в¹¹=37C. Термическое сопротивление поверхности теплообмена со стороны бензола – 0,0001м²час*К/ккал, а со стороны воды - 0,0007м²*час*К/ккал. Температура кипения бензола при атмосферном давлении t_к=80,1⁰С, а скрытая теплота парообразования бензола – r=94,5ккал/кг.

---

Решение.

Больший температурный напор ∆t_б = t_к - t_в¹ = 80,1-19 = 61,1⁰С



Меньший температурный напор ∆t_м = t_к - t_в¹¹ = 80,1-37 = 43,1⁰С

Среднелогарифмический напор

(∆t_б-∆t_м)/ln⁡((∆t_б)/(∆t_м ))

Средняя температура охлаждающей воды

t_в = t_к - ∆t=80,1 – 52 = 28,1⁰С

Тепловая нагрузка (теплопроизводительность)



Здесь:

- скрытая теплота парообразования бензола при атмосферном давлении;

G_б = 1450 кг/час - массовый расход бензола (задано).

Массовый расход охлаждающей воды



Здесь r = 94,5ккал/кг - теплоёмкость воды при средней температуре

t_в = 28,1^оС.
2.2. Тепловой расчет кожухотрубчатого теплообменника
Выбор типа теплообменника.
Из всех приведенных в таблице №7 (Приложение) четырехходовых теплообменников (рис.4, Приложение) наименьшее количество трубок имеет один теплообменник, у которого общее число трубок равно n=100 и, следовательно, число трубок в одном ходе равно 25.

Выбираем для расчета именно такой теплообменник, т.к. у него наибольшая скорость воды в трубках, наибольшее число Рейнольдса и, следовательно, наибольший коэффициент теплоотдачи к воде.

Диаметр корпуса этого теплообменника равен D=400 мм [Конахин, 2006].

Расчет коэффициента теплоотдачи от бензола к трубкам

Для проведения теплового расчета необходимо рассчитать коэффициент теплоотдачи при конденсации паров бензола на вертикальных трубках. Это можно сделать по зависимости.

α_к

---

= 1,15·⁴√r·ρ² ·λ³3600/(μ·∆t_б·Н),

где:

r = 94,5 ккал/кг – скрытая теплота парообразования бензола при атмосферном давлении;

ρ – плотность бензола при средней температуре пленки бензола;

λ – коэффициент теплопроводности бензола при средней температуре пленки;

μ – динамический коэффициент вязкости бензола при средней температуре пленки;

t_бср = (t_к + t_ст.1)/2 – средняя температура пленки бензола.

∆t_б = t_к-t_ст.1-температурный напор между конденсирующимся паром бензола и наружной поверхностью стенки трубки t_ст.1;

Н - высота трубок, Н=1000 мм.

Видно, что для расчета коэффициента теплоотдачи необходимо определить температуру стенки t_ст.1.. Поэтому, расчет проводим последовательными приближениями, задаваясь значениями t_ст.1.

Проведем два расчета:

Первый – при t_ст.1¹ = 60 ⁰С;

Второй – при t_ст.1¹¹ = 50 ⁰С

Тогда в первом расчете

∆t¹ = t_к-t_ст.1¹ = 80,1-60 = 20,1 ⁰С

и во втором

∆t¹¹ = t_к-t_ст.1¹¹ = 80,1 -50=30,1 ⁰С

В этих зависимостях верхние индексы обозначают номер расчёта.

Физические параметры бензола в первом и втором расчетах приведены в таблице №2.1.

Таблица 2.1- Физические параметры бензола в первом и втором расчете

Параметр бензола	Первый расчет	Второй расчет
Средняя температура пленки бензола t = (tк+tст.1)	(80,1+60)/2 ≈ 70 0C	(80,1+50)/2 ≈ 70 0C
Плотность пленки бензола	825 кг/м3	829 кг/м3
Коэффициент теплопроводности пленки бензола	0,114 ккал/м*час*К	0,115 ккал/м*час*К
Динамический коэффициент вязкости пленки бензола	0,354 сП (сантипуаз)	0,372 сП (сантипуаз)
	1сП=1,02*10-4 кг*с/м2 технической системы единиц

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров бензола

---

Смотрите также файлы

• Клиникопедагогическая классификация Нарушения письменной речи Нарушения устной речи Дислексия Нарушения структурносемантического.docx

• Отчет по учебной практике пм. 01 Разработка программных модулей программного обеспечения для компьютерных систем.docx

• Практическая работа 12. Тема. Построение диаграмм в ms excel. Цель закрепить навыки построения диаграмм в ms excel.docx

• Введение выбор главных размеров.doc

• .doc