2020-05-25
644
Коэффициенты теплоотдачи являются сложной функцией многих переменных и зависят от [17] скорости теплоносителя ω, его плотности ρ и вязкости μ, т.е. переменных, определяющих режим движения теплоносителя; теплофизических свойств теплоносителя (удельной теплоемкости ср, теплопроводности λ, коэффициента объемного расширения β и др.; геометрических параметров - формы и определяющих размеры стенки (для труб - их диаметр d и длина L). Таким образом,
Коэффициенты теплоотдачи для конкретных случаев рассчитывают по критериальным уравнениям, полученным путем обобщения опытных данных методами теории подобия. Например, для расчета процесса теплоотдачи в закрытых каналах при турбулентном режиме движения и умеренных числах Прандтля (Рг<80) рекомендуется уравнение [29]
а для теплоносителей с повышенной вязкостью (Рг г 100) - уравнение [24]:
Теплоотдача при ламинарном режиме движения [17]
при конденсации насыщенных паров на вертикальных трубах [33]
где △t - разность температур насыщения и стенки. Для других случаев теплоотдачи расчетные уравнения широко представлены в [16, 17, 25-28, 33]. Из них видно, что коэффициент теплоотдачи зависит от температуры стенки. В некоторых случаях (1.17-1.18) он не имеет заметного влияния на величин α, в других (1.19-1.20) оказывает существенное.
|
|
|
Температуры стенок со стороны каждого из теплоносителей неизвестны. Их определяют методом последовательных приближений. Предварительно рассчитывают коэффициенты теплоотдачи без учета температуры стенки по критериальным уравнениям вида (1.17-1.20). Такой расчет называется приближенным. При этом вид некоторых уравнений изменяется. Например, для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации насыщенных паров на вертикальных трубах без учета температуры стенки трубы широко используется приближенная формула [33]:
где G - массовый расход конденсирующегося пара, кг/с; п - число труб в аппарате с наружным диаметром d, шт.
Для расчета коэффициента теплопередачи К, Вт/(м2∙К) через тонкостенную цилиндрическую стенку (dвн > 0,5dнар) с достаточной степенью точности применяют формулу для плоской поверхности
(1.22)
где α1 и α2 - коэффициенты теплоотдачи для горячего и холодного теплоносителей, Вт/(м2К); ∑rст- сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений, м2∙К/Вт.
Опыт эксплуатации промышленных теплообменных аппаратов и результаты многочисленных экспериментов, выполненных во ВНИИнефтемаше, свидетельствуют, что действительные коэффициенты теплопередачи оказываются значительно более низкими, чем расчетные значения. Объясняется это тем, что на теплопередающих поверхностях аппаратов в процессе эксплуатации отлагаются различные загрязнения, оказывающие дополнительное термическое сопротивление тепловому потоку. Оценка величины этого термического сопротивления имеет для конструктора важное, иногда решающее значение, так как именно оно определяет величину коэффициента теплопередачи проектируемого аппарата.
|
|
|
Имеющиеся в технической литературе и в нормативной документации рекомендации по оценке величины термических сопротивлений некоторых видов загрязнений во многих случаях противоречивы, недостаточно обоснованны и некорректны. Связано это с сопутствующими химической и пищевой технологии процессами: коррозией металлов и сплавов, отложением солей, взвешенных твердых примесей, образованием в потоке теплоносителей полимеров, их отложением и налипанием на поверхности, пригоранием теплоносителей на поверхности и т.п. Такое разнообразие процессов существенно затрудняет разработку обобщенных методов оценки величины термических сопротивлений зарязнений, поэтому рекомендации по.их выбору обычно имеют ограниченные области применения и являются ориентировочными [26].
Данные о термических сопротивлениях загрязнений на поверхностях теплообмена аппаратов промышленного назначения обобщены в [26, с. 44-46].
Площадь поверхности теплопередачи приближенно определяют по формуле (1.1) или F = Q/q,
(1.23)
удельная тепловая нагрузка, Вт/м2.
