Тепловой напор формула. Расчёт подогревателя сетевой воды

Малые температурные напоры приводят к уменьшению плотности теплового потока, а следовательно, к возрастанию теплопередающей поверхности, массы и объема аппаратов.
Область малых температурных напоров (разность температуры стенки и температуры насыщения) и соответственно низких тепловых напряжений характеризуется слабым кипением.
При малых температурных напорах ДГГ8 - Гс коэффициент теплоотдачи возрастает по мере увеличения Д7, а при больших ДГ резко уменьшается.
При малых температурных напорах Д Т коэффициент теплоотдачи растет по мере увеличения Д Г, а при больших Д Т резко уменьшается.
При малых температурных напорах (участок С / С) теплота от греющей поверхности передается жидкости путем свободной конвекции. Паровые пузыри на поверхности нагрева и тем более в жидкости отсутствуют.
Схема свободного движения жидкости около нагретых горизонтальных пластин. При малых температурных напорах около проволочки образуется неподвижная пленка нагретой жидкости, что соответствует теплопереносу при пленочном режиме.
К тео -. рии пленочного кипения. При малых температурных напорах распределение температуры имеет практически линейный характер.
При столь малом температурном напоре размеры поверхности нагрева, ее габариты и вес чрезвычайно возрастают и установка такого воздухоподогревателя не может быть осуществлена. Поэтому - более простой по конструкции одноярусный (одноступенчатый) воздухоподогреватель применяется тогда, когда высокий подогрев воздуха не требуется ни для экономичного сжигания топлива, ни для его подсушки при размоле.
Зависимость числа единиц переноса теплоты в протнвоточном теплообменнике от неравномерности расхода теплоносителя. Для применения малых температурных напоров в теплообменниках криогенной техники необходимо использование развитых поверхностей теплообмена, поэтому в аппаратах криогенной техники часто применяются поверхности с двусторонним оребрением.
Уравнение (7.5) получено при малых температурных напорах. При наличии больших температурных напоров в случае газовых теплоносителей вводится поправка 8j (ТУТст) /, где f CTJ - средняя температура стенки. Однако при qidem и Tnidem, а также если для всех газов Cjidem, эта поправка сокращается.
При расчете теплообменников, работающих с малыми температурными напорами, игнорирование потерь холода в окружающую среду может привести к значительным погрешностям.
Влияние температурного напора на величину коэффициента теплоотдачи.
Из рисунка видно, что при малых температурных напорах рост Д сопровождается повышением коэффициента теплоотдачи У.
В тех случаях, когда необходимо получить малые температурные напоры на теплом конце аппарата (низкотемпературные установки) используются, как правило, противоточные теплообменники.
При малых плотностях теплового потока (или малых температурных напорах) и низких давлениях (температурах) насыщения кипение происходит только на верхних рядах пучка, при достижении которых омывающая их жидкость приобретает необходимый для закипания перегрев. Теплообмен между нижними рядами пучка и жидкостью осуществляется путем конвекции.
Регенератор ХГМ должен обеспечивать огромные тепловые нагрузки при малых температурных напорах. Столь противоречивые требования удается удовлетворительно согласовать, применяя насадку с развитой теплообменной поверхностью. Кольцевая конструкция регенераторов обусловлена компоновкой соответствующих машин. В машинах с вынесенным вытеснителем применяются цилиндрические регенераторы.
Зависимость коэффициента теплоотдачи от а. Опытным путем установлено, что теплоотдача газов при малых температурных напорах не зависит от температурного фактора. И только при температурных напорах в сотни градусов теплоотдача газов существенно зависит от температурного фактора.
При низких значениях плотности теплового потока и, следовательно, малых температурных напорах At (область А) значения коэффициента теплоотдачи невелики и определяются условиями естественной конвекции.
Радиационный теплообмен не оказывает существенного влияния на эффективную теплопроводность неподвижного слоя из-за малых температурных напоров в ячейках слоя и незначительности их размеров. В движущемся слое возникает разрыхленная пристенная зона, где роль излучения может возрасти. Конвективный теплообмен в неподвижном непродуваемом слое практически отсутствует. В движущемся непродуваемом слое появляются токи твердых частиц и увлекаемых ими газовых прослоек. Подобные интенсифицирующие эффекты в неподвижном слое, разумеется, невозможны.
Экспериментальные данные по теплоотдаче шахматных пучков. ОО - опыты ВТИ (Кузнецова. дд - опыты ВТИ (Варавицкого, фф - опыты ЦКТИ (Антуфьева. АА - опыты ЦКТИ (Бернштейна. Нижняя, пунктирная, линия проведена по опытам В. М. Антуфьева и Л. С. Козаченко с малыми температурными напорами (А / 100) и лежит на 15 % ниже.
На рис. 2 - 2 показаны различные идеальные циклы второй ступени при исчезающе малых температурных напорах в теплообменниках.
Радиационный теплообмен не оказывает существенного влияния на эффективную теллопро вод-ность неподвижного слоя из-за малых температурных напоров в ячейках слоя и незначительности их размеров. В движущемся слое возникает разрыхленная пристенная зона, где роль излучения может возрасти. Конвективный теплообмен в неподвижном непродуваемом слое практически отсутствует. В движущемся непродуваемом слое появляются токи твердых частиц и увлекаемых ими газовых прослоек. Подобные интенсифицирующие эффекты в неподвижном слое, разумеется, невозможны.
Опытным путем обнаружено, что при охлаждении газа или при его нагревании с малыми температурными напорами теплоотдача практические не зависит от температурного фактора, если физические параметры выбираются по температуре внешнего потока. Теплоотдача нагреваемого газа существенно зависит от температурного фактора ори температурных напорах порядка сотен градусов.
На сегодняшний день на предприятиях нефтегазохимической промышленности существует проблема охлаждения технологических потоков при малом температурном напоре. Такое положение складывается в силу различных причин, но в основном из-за малоэффективной работы существующих видов теплообменной аппаратуры в данных условиях.
Схема энергоопреонительной ГТУ и ее цикл.
По термодинамическим соображениям целесообразно использовать аппараты пленочного типа, которые эффективно работают при малых температурных напорах и обеспечивают наименьшие термодинамические потери.
Другая трудность связана с очень большими градиентами температуры по длине пучка в сочетании с малым температурным напором. Весьма сложно также измерить среднюю температуру на выходе из ячеек, окружающих калориметр.
Схема обогрева пластинчатого аппарата вакуумным паром. При такой компоновке наряду с высокой эффективностью непосредственного обогрева паром достигается мягкий обогрев в условиях малого температурного напора, меньше затрачивается электроэнергии, чем на водообогреваемые установки, в которых циркуляционный насос для горячей воды поглощает большую долю энергии, расходуемой установкой в целом.
Выравнивание температуры спутника. Высокая эффективная теплопроводность тепловой трубы позволяет передавать с ее помощью теплоту на значительные расстояния при малом температурном напоре.
В инженерных расчетах удобно использовать аналитические решения для постоянных физических свойств или опытные данные, полученные при малых температурных напорах, а влияние изменения свойств учитывать введением поправок. Анализ данных о теплообмене и сопротивлении при переменных свойствах показывает, что для умеренного диапазона их изменения такие поправки довольно просты. Если же абсолютные величины физических свойств изменяются в пограничном слое в десятки раз, простого способа введения поправок найти не удается и для решения задачи требуется полное численное интегрирование соответствующих дифференциальных уравнений. К счастью, подобные случаи редки.
Подстрочный индекс пс относится к решению при постоянных физических свойствах или к опытным данным, полученным при малых температурных напорах. Вязкость цо определяют при температуре поверхности, а цт - при средней массовой температуре жидкости.
Пленочные выпарные аппараты получают в настоящее время все более широкое распространение благодаря тому, что обладают высокой интенсивностью теплообмена при малых температурных напорах. По способу движения пленки такие аппараты подразделяются на аппараты с ниспадающей и восходящей пленкой, а также пленкой, движущейся под действием центробежных сип.
Для устранения влияния свободной конвекции, как и в методе коаксиальных цилиндров, применяются малые толщины цилиндрического слоя исследуемой жидкости или газа и малые температурные напоры.
Зависимость газосодержания q пристенного слоя от скорости W вдува газа (азота при барботаже воды (1, 20 % раствора (2 и 50 % раствора (3 глицерина в воде (р 0 1 МПа, Т 280 К. Данные С. С. Кута-теладзе, И. Г. Маленкова (1976. Эксперименты по барботажу, помимо определения критической скорости вдува, позволяют выделить конвективную составляющую интенсификации теплообмена путем сведения к нулю испарения за счет малых температурных напоров или тепловых потоков (qw - 20 - 40 кВт / м2), низкой температуры жидкости (для воды использовались температуры 5 - 8 С) и предварительного насыщения вдуваемого газа паром барботируемой жидкости.
Влияние температурного фактора на теплообмен в поперечно-омываемых пучках. При больших температурных напорах резко меняются физические свойства теплоносителей, что приводит к деформации профилей скоростей и температур в пограничных слоях по сравнению с условиями, соответствующими малым температурным напорам. Для газов изменение физических свойств однозначно следует за относительным изменением абсолютных температур.
Промышленные эксперименты на теплотехническом оборудовании установок первичной переработки нефти показали, что применяемые аппараты не в полной мере решают проблему охлаждения технологических потоков, обладающих низкопотенциальным теплом, а также охлаждения многофазных технологических потоков при малом температурном напоре. Показано, что для утилизации низкопотенциального тепла наиболее эффективным является использование устройства на базе двухфазных термосифонов, которое снижает удельные энергозатраты при эксплуатации теплотехнического оборудования рассматриваемых установок.

Выполнение условия (2 - 4) обеспечивает совпадение линий охлаждения и нагрева при теплообмене между рабочими телами (процессы 4 - 3 и 3 - 4, 8 - 3 и 3 - 8 на рис. 2 - 1) в случае исчезающе малого температурного напора. При конечном температурном напоре эти линии в Т - - S-координатах будут эквидистантны.
Влияние конечного паросодер - ших значениях d. В ЭТОМ слу.| Три режима работы кипящего экономайзера. В точке D это 1ело представляет собой пароводяную смесь. Исчезающе малый температурный напор имеет место в точке В.
Нагрев пароводяного рабочего тела в экономайзере идет по линии Е - F - К - А. Исчезающе малый температурный напор возникает в точке А, где завершается перегрев пара. Состоянию газопаровой смеси за регенератором соответствует некая точка и, причем при d - 0 точка и - А.
Схема свободного движения жидкости около нагретых горизонтальных пластин.| Значения постоянных В и п. Для тонких проволочек (d 0 2 - bl 0 мм) ламинарный режим движения сохраняется и при больших температурных напорах. При малых температурных напорах около проволочки образуется неподвижная шГенка нагретой жидкости, что соответствует теплопереносу при пленочном режиме.
Кривые зависимости q - f (АГ для воды при р 1 am. I - кипение воды в большом объеме. 2 - кипение воды в пленке. При кипении в большом объеме с увеличением разности температур стенка - кипящая жидкость растет удельный тепловой поток, а также растет коэффициент теплоотдачи а. При малых температурных напорах (до 5) имеет место свободная конвекция и происходит испарение с поверхности жидкости. Здесь происходит очень быстрый рост а. При достижении критической температуры AT 25 тепловой поток достигает максимума, возникает максималь-ное количество паровых пузырьков, которые сливаются, образуя паровой слой. В этой области (область пленочного кипения) резко ухудшается теплообмен. В критической точке С (АГ 25 и q 1 16 10е вт / м2) имеет место значительный перегрев стенки поверхности нагрева. При дальнейшем повышении АГ наблюдается падение q, и в точке D тепловой поток имеет минимум. Затем с ростом АГ тепло передается через пленку пара путем теплопроводности и излучения и q снова растет.
Распределение скоро. Из них следует, что характер распределения скорости и температуры в паровой пленке аналогичен соответствующим профилям в пограничном слое однофазной жидкости в условиях свободной конвекции. При малых температурных напорах распределение температуры имеет практически линейный характер.
Из них следует, что характер распределения скорости и температуры в паровой пленке аналогичен соответствующим профилям в пограничном слое однофазной жидкости в условиях свободной конвекции. При малых температурных напорах распределение температуры имеет практический линейный характер.
Высокая теплопроводность жидких металлов, как правило, сочетается с малой объемной теплоемкостью. При малых температурных напорах стенка - жидкость имеют место большие подогревы теплоносителя в каналах. Поэтому температура поверхности твэлов в основном определяется локальными подогревами теплоносителя, а не локальными коэффициентами теплообмена. Разность подогревов теплоносителя по ячейкам вокруг твэлов часто вызывает большие неравномерности температуры по их периметру, особенно если твэлы окружены ячейками различной конфигурации.
Результаты опытов для трубы диаметром 26 7 мм при различных скоростях циркуляции (до 2 94 м / сек) представлены на фиг. В области малых температурных напоров (8 - 10 С) коэффициент теплоотдачи пропорционален скорости жидкости на входе в степени 0 6; с увеличением температурного напора зависимость от скорости уменьшается.
Изменение коэффициента.| Свободное движение около горизонтальных труб.| Теплоотдача при свободном движении около горизонтальных. Так как поверхность (проволоки мала, то и количество передаваемого тепла незначительно. Пр и малых температурных напорах вокруг проволочки образуется неподвижная пленка нагретого воздуха. Этот режим называют пленочным.

Поэтому теплообмен при сверх - критическом состоянии рассматривают как теплообмен в однофазной среде, но с ярко выраженной переменностью физических свойств теплоносителя. Только при исчезающе малых температурных напорах, когда переменность физических параметров практически не проявляется, коэффициенты теплоотдачи можно рассчитывать по обычным формулам, приведенным ранее. С ростом температурного напору, расхождение между опытными данными и данными расчета по этим формулам растет и может стать недопустимым.
Теплоемкость воды и водяного пара в околокритической области. Поэтому теплообмен при сверхкритическом состоянии рассматривают как теплообмен в однофазной среде, но с ярко выраженной переменностью физических свойств теплоносителя. Только при исчезающе малых температурных напорах, когда переменность физических параметров практически не проявляется, коэффициенты теплоотдачи можно рассчитывать по обычным формулам, приведенным ранее. С ростом температурного напора расхождение между опытными данными и данными расчета по этим формулам растет и может стать недопустимым.
Там же показаны заштрихованной полосой коэффициенты теплоотдачи, рассчитанные по формуле Бромли. Как видно из рисунка, при малых температурных напорах величина с располагается в области значений коэффициентов теплоотдачи, соответствующих формуле Бромли.
Изменение плотности теплового потока по длине щели. Сравним закономерности теплообмена при кипении в большом объеме и на нижней стенке щели. Как видно из рисунка, при малых температурных напорах плотность теплового потока в корне щели выше, чем при кипении в большом объеме.
Для теплообменников криогенной техники, работающих при малых температурных напорах, необходима интенсификация теплообмена для повышения их эффективности.

Саратовский государственный технический

университет

Кафедра: промышленная теплоэнергетика

Расчетно-графическая работа

по курсу “ТЕПЛОМАССОБМЕН”

«РАСЧЕТ КОЖЕХОТРУБЧАТОГО ВОДОВОДЯНОГО

ТЕПЛООБМЕННИКА»

Выполнил:

студент группы ПТЭ-21

парапра. Ю.

Проверил:

апрапрЛп прА.

Cаратов 2011

ЗАДАНИЕ

Вариант 44

При заданном расходе и параметрах греющего и нагреваемого теплоносителей рассчитать кожухотрубчатый водоводяной теплообменник. По трубам движется вода, а в межтрубном пространстве движется конденсат. Среднее давление воды и конденсата в теплообменнике принять равным 0,5 МПа.

Выполнить тепловой, гидравлический и укрупненный технико-экономический расчет теплообменника. Схема движения теплоносителей и значения конструктивных характеристик теплообменника приведены ниже.

Схема движения: противоток.

Расход воды;

- температура воды на входе в теплообменник;

- температура воды на выходе из теплообменника;

- температура конденсата на входе в теплообменник;

- температура конденсата на выходе из

теплообменника;

- наружный диаметр трубок;

- толщина стенки трубки теплообменника;

- соответственно шаг между трубками и наружный

диаметр трубок.

- коэффицент полезного действия теплообменника

- коэффицент заполнения трубками корпуса

теплообменника

- среднее давление конденсата и воды

- скорость движения воды, протекающей внутри

Реферат

Расчетно-графическая работа содержит 22 страниц текста, 2 таблицы и 5 источников.

ТЕПЛООБМЕННИК, ТЕМПЕРАТУРНЫЙ НАПОР, КОНДЕНСАТ,

КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛООТДАЧИ, ПОВЕРХНОСТЬ ТЕПЛООБМЕНА, ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ СОПРОТИВДЕНИЕ, МЕСТНЫЕ ПОТЕРИ, НАСОС, МОЩНОСТЬ, ЗАТРАТЫ, ИНТЕГРАЛЬНЫЙ ЭФФЕКТ.

Объект исследований: кожухотрубный водоводяной теплообменник.

В данной расчетно-графической работе выполнен тепловой и гидравлический расчеты кожухотрубчатого водоводяного теплообменника, а также расчет мощности водяного и конденсатного насосов. Расчет экономического эффекта выполнен по критерию – интегральный эффект за период 2 года.

Cодержание

Введение

Теплопередача или теплообмен – учение о самопроизвольных необратимых процессах распространения теплоты в пространстве. Теплообменник – устройство, в котором теплота переходит от одной среды к другой. Чаще всего в теплообменниках осуществляется передача теплоты от одного теплоносителя к другому. Независимо от принципа действия теплообменники, применяющиеся в различных областях техники, имеют свои специальные названия. Эти названия определяются технологическим назначением и конструктивными особенностями. Однако с теплотехнической точки зрения все аппараты имеют одно назначение – передачу от одного теплоносителя другому теплоты. Это определяет общие положения, лежащие в основе теплового расчета.

Общие сведения о ТА

Кожухотрубные -теплообменники появились в начале XX века в сняли с потребностями тепловых станций в теп­лообменниках с большой поверхностью, таких, как конден­саторы и подогреватели питательной воды, работающие при относительно высоком давлении, Кожухотрубные теп­лообменники применяются в качестве конденсаторов и подогревателей, и п настоящее время конструкция их в результате специальных разработок с учетом опыта эк­сплуатации стала намного более совершен. В те же годы началось широкое промышленное применение кожухотрубных теплообменников в нефтяной промышленности. Для эксплуатации в тяжелых условиях потребовались на­греватели и охладители массы, испарители и конденсаторы для различных фракций сырой нефти и сопутствующих органических жидкостей. Теплообменникам часто при­ходилось работать с загрязненными жидкостями при вы­соких температурах и давлениях, и поэтому их необходимо было конструировать так, чтобы обеспечивалась легкость ремонта и счистки.

С годами кожухотрубные теплообменники стали наи­более широко применяемым типом аппаратов. Это обус­ловлено прежде всего надежностью конструкции, большим набором вариантов исполнения для различных условий эксплуатации

Тип кожуха.Основным типом кожуха является класс Е с иходным и выходным патрубками на противополож­ных концах для одного хода теплоносителя. Метод, изло­женный здесь, без всяких оговорок применим только к этому классу кожухов

Класс J - кожух с так называемым разделенным по­током, с одним входным и двумя выходными патрубками (поток в этом случае делится пополам]. Потери давления для этого класса кожухов составляют примерно 1/8 низких потерь давления для кожуха класса Е- Используется в основном в условиях низких перепадов давления, напри­мер п газовых охладителях.

КлассG - кожух с расщепленным потоком и с про­дольной перегородкой. Потери давления для такого ко­жуха примерно такие же, как и для кожуха класса Е, но те­пловая эффективность выше. В основном используется для испарителей, но иногда может применяться и для од­нофазных потоков.

Класс X - кожух, в котором используется чисто по­перечное обтекание пучков труб теплоносителем и отсутст­вуют перегородки. Для кожухов этого класса характерны предельно низкие потери давления. Используется для га­зов и конденсирующихся паров при низком давлении.

Класс F - кожух, в котором осушествлена двуххо­довая схема движения теплоносителя благодаря наличию продольной перегородки. Используется для замены двух последовательных секций при малой разности температур теплоносителей или невысокой скорости потока в межтруб­ном пространстве, когда применение кожухов класса Е исключено. Перепад давления приблизительно в 8 раз выше, чем для кожухов класса Е, но это обычно вполне при­емлемо по указанным выше соображениям. Вследствие возможных перетечек через продольную перегородку про­мышленное применение кожухов класса Р весьма ограни­чено.

В кожухотрубных ТА с цилиндрическим кожухом трубы могут быть расположены по сторонам шестиугольников (в вершинах равносторонних треугольников - треугольная разбивка) или по концентрическим окружностям (концентрическая разбивка) - рис. 2.4.

а б в

Рис.2.4. Размещение труб в трубном пучке: а – по сторонам шестиугольников; б – по концентрическим окружностям; в – мостик между трубами

Шаг между трубачи принимается из условий прочности трубной решетки и из технологических соображений= (1,2... 1,4), но не менее=d i + 6 мм. При <1,2d i возникают сложности с креплением труб в трубной решетке.

Общее число труб, заключенных внутри шестиугольника (при треугольной разбивке)

, (2.25)

где m- число труб на большой диагонали, включая трубу, расположенную в центре.

При m>7 сегменты между краем трубной решетки и сторонами наружного шестиугольника желательно заполнять трубами.

Размещение труб по концентрическим окружностям производится так, чтобы был выдержан радиальный шаг , т.е. расстояние между окружностями, и примерно такой же шаг между трубами по окружности.

Число труб по окружностям, расположенным с шагом, приблизительно равным , составляет

,

,

где i- номер окружности.

Общее число труб, размещенных по концентрическим окружностям

(2.26)

Шестиугольная (треугольная) разбивка труб при числе шестиугольников m≥6 (при условии заполнения сегментов трубами) выгоднее размещения труб по концентрическим окружностям (табл. 2.1).

Обычно число труб, размещаемых в трубном пучке, определяется с помощью таблиц.

Следует иметь в виду, что в многоходовых (по трубам) ТА число труб меньше, чем в одноходовых ТА, вследствие установки перегородок в крышках и наличия мест, где трубы не могут быть установлены.

Число труб, размещаемых в корпусе аппарата с внутренним диаметром D к при расположении труб по вершинам треугольников:

Таблица 2.1

Число труб в аппарате при разбивке трубной решетки по шестиугольникам и по концентрическим окружностям

Число шестиугольников для окружностей, шт.	Разбивка по шестиугольникам							Разбивка по окружностям
	Число труб по диагонали, шт.	Общее число труб без учета сигментов, шт.	Число труб, шт			Число труб во всех сегментах		Число труб по наружной окружности, шт.	Общее число труб в аппарате, шт.
			в 1-м ряду сегмента	во 2-м ряду сегмента	в 3-м ряду сегмента

, (2.27)

где ψ з - коэффициент заполнения трубной решетки (для одноходовых ТА обычно ψ з = 1, для многоходовых ψ з = 0,7...0,85). Внутренний диаметр корпуса ТА:

, (2.28)

где D"- наибольший диаметр окружности центров труб при концентрической разбивке или наибольшая диагональ шестиугольника при треугольной разбивке труб; δ m - кольцевой зазор между крайними трубами и внутренней поверхностью корпуса (принимается минимальным, но не менее 6 мм).

В ТА с коробчатым кожухом компоновка труб может быть: коридорной; шахматной, частным случаем которой является треугольная; с неравномерным поперечным шагом.

где , - большая и меньшая разности температур двух тепло­носителей на концах теплообменника (рис. 12.1); можно определить по номограмме рис. П.13 приложения.

Рис. 12.1. Температурные графики при прямотоке (а) и противото­ке (б)

Среднеарифметический напор - при малом изменении разности температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена (при )

(12.9)

Для перекрестного тока и сложного движения теплоносителей

(12.10)

где - среднелогарифмический температурный напор, определенный для противотока; - коэффициент, определяемый по рис. П. 14 приложения в зависимости от параметров Р и R и схемы движения теплоносителей; при этом

(12.11)

В. Уравнение массового расхода теплоносителя

где - скорость движения теплоносителя, м/с; - плотность тепло­носителя, кг/м 3 ; - площадь живого сечения потока, м 2 . через цилиндрическую стенку длиной

Площадь живого сечения потока при движении теплоносителя в трубах

(12.13)

где и п - внутренний диаметр труб и их общее количество в теп­лообменнике; z - число ходов теплоносителя в теплообменнике. При поперечном обтекании трубной решетки

(12.14)

где - поперечный шаг труб, в среднем можно принимать s 1 = (1,5÷2,5) d н 1 ; d н и l - наружный диаметр и длина трубы.

Г. Поверочный расчет теплообменников осуществляется следующим образом: при малом изменении разности температур вдоль поверхности теплообмена (при ) в приближении линейного распределения температур по длине и при известных величинах F, W 1 , W 2 , , ис­пользуется формула.

(12.15)

где W 1 , W 2 - полные массовые расходные теплоемкости теплоносите­лей (водяные эквиваленты), Вт/К, W=mc p .

При экспоненциальном изменении температурного напора по длине теплообменника разность температур определяется с учетом схемы дви­жения теплоносителей.

При прямоточной схеме:

(12.16)

Где определяется по графику рис.15 приложения

Количество передаваемой теплоты при прямотоке

При противоточной схеме

(12.18)

где определяется по графику рис. П.16 прило­жения;

Эффективность (КПД) теплообменника

(12.20)

где Q - фактически переданное количество теплоты; - макси­мальное количество теплоты, которое возможно передать в идеальном противоточном теплообменнике; - минимальный из W 1 и W 2 во­дяной эквивалент.

Метод расчета теплообменников с помощью числа единиц переноса теплоты

(12.21)

осуществляется следующим образом: при конструктивном расчете опре­деляется

По графику рис. П. 12 приложения находится ЧЕП в зависимости от Е , и схемы движения теплоносителей. Поверхность теплообмена F вычисляется по формуле (12.21) при известном коэффи­циенте теплопередачи.

При поверочном расчете вычисляется ЧЕП по формуле (12.21) и затем находится Е по графику рис. П. 12 приложения в зависимости от и схемы движения теплоносителей. Определяются и конечные температуры теплоносителей и

12.2. Гидромеханический расчет теплообменников

Целью расчета является определение перепада (потери) давления теплоносителя ∆p=p 1 - p 2 на участке между входом и выходом, кото­рый необходим для преодоления: сопротивления трения при движении теплоносителя; местных сопротивлений на пути потока; сил тяжести в гравитационном поле; инерционных сил при ускорении по длине канала из-за изменения объема при нагревании теплоносителя.

Сопротивление ∆р шахматного пучка труб при поперечном обте­кании (см. рис. 6.4) определяется следующим образом. Обозначим геометрический параметр пучка

(12.22)

где d - наружный диаметр труб; - поперечный и диагональный шаги труб.

Если A ≤ 0,53 , то сопротивление

Если А > 0,53 , то сопротивление

где z - число рядов труб по потоку.

Сопротивление коридорного пучка труб при поперечном обтекании (см. рис. 6.5) определяется следующим образом.

Обозначим геометрический параметр пучка

(12.25)

где s 2 - продольный шаг труб.
Если В ≤ 1, то сопротивление

Если В > 1, то сопротивление

Показатель степени Re определяется по формуле

(12.28)

В формулах (12.23), (12.24), (12.26), (12.27) ω - скорость потока в узком сечении пучка.

Мощность N, кВт, потребляемая двигателем насоса или вентиля­тора,

(12.30)

где V, т - объемный, м 3 /с, и массовый, кг/с, расходы теплоносителя; - полное гидравлическое сопротивление движению теплоносителя, Па; ρ - плотность теплоносителя, кг/м 3 ; - КПД соответ­ственно насоса (вентилятора), передачи и двигателя.

Полное сопротивление при движении теплоносителя через тепло­обменник определяется по формуле

где - сопротивление трения; - местное сопротивление; - сопротивление ускорения потока.

Сопротивление трения при движении теплоносителя

(12.32)

Где -коэффициент сопротивления трения; l - длина канала; - эквивалентный (гидравлический) диаметр (F - площадь по­перечного сечения канала, П - периметр канала); ρ, ω - плотность и средняя скорость теплоносителя.

Коэффициент сопротивления трения определяется следующим образом: при ламинарном стабилизированном режиме течения в изотерми­ческих условиях для гладких прямых каналов

(12.33)

где для трубы =64, для каналов квадратного поперечного сечения =57, кольцевого сечения =96;

при ламинарном неизотермическом течении потока

(12.34)

при турбулентном изотермическом режиме течения

при турбулентном неизотермическом режиме течения

(12.36)

при турбулентном режиме течения с учетом шероховатости стенок труб (12.37)

где - внутренний диаметр трубы; ∆ - эквивалентная абсолютная шероховатость стенок труб, значение которой можно принимать: для бесшовных стальных новых труб 0,014 мм; для сварных стальных но­вых труб 0,05 мм; умеренно заржавевших труб 0,5 мм; старых за­ржавевших труб 1 мм; для чугунных труб, бывших в употреблении, 1 мм; для очень старых труб ∆ ≤ 3 мм.

Местные гидравлические сопротивления

(12.38)

где - коэффициент местного сопротивления, который выбирается по справочнику ; для некоторых случаев его можно определить сле­дующим образом:

при повороте потока в колене на угол α

при внезапном расширении потока

(12.40)

где F 1 и f 2 - площади сечения канала до и после расширения; при внезапном сужении потока:

	0,01	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0
	0,5	0,47	0,42	0,38	0,34	0,3	0,25	0,20	0,15	0,05

Сопротивление от ускорения потока газа при неизотермическом течении в канале постоянного сечения

(12.41)

где индексы 1 и 2 обозначают величины, определенные для входного и выходного сечений канала.

Змеевики из круглых труб:

при (см. § 6.3) коэффициент сопротивления трения

(12.42)

при коэффициент сопротивления трения

(12.42)

где - коэффициент сопротивления трения при турбулентном движе­нии для прямой трубы при том же значении Re ж, формулы (12.35) - (12.37).

12.3. Задачи

12.1. Теплоносителем с температурой на входе 300 °С и на выходе 1200°С нагревается нефть от 25 до 175 °С. Определить средние арифметический и логарифмический температурные напоры между тепло­носителем и нефтью в теплообменнике для прямотока, противотока и перекрестного тока, выполненного по схемам в) и д) на рис. П.14 приложения.

12.2.Сухой насыщенный пар с давлением 6,18*10 5 Па конденси­руется в теплообменнике на трубах, внутри которых движется вода, нагреваемая от 20 до 70 °С. Определить среднелогарифмический и среднеарифметический температурные напоры.

12.3.В теплообменнике горячим мазутом нагревается сырая нефть от 20 до 160°С. При этом мазут остывает от 280 до 190°С. Найти средние температурные напоры - арифметический и ло­гарифмический в теплообменнике для прямотока и противотока. Во сколько раз при противотоке поверхность нагрева будет меньше по сравнению с прямотоком, если в обоих случаях принять одинако­выми коэффициенты теплопередачи k и тепловые потоки Q? На сколь­ко процентов уменьшится поверхность теплообмена при одинаковых k и Q, если при прямотоке использовать вместо ?

12.4.По условию задачи 12.3 определить, по какой схеме - д) или
е)рис. П.14 приложения - следует выполнить теплообменник, чтобы
он имел меньшую поверхность теплообмена при одинаковых k и Q?

12.5.Требуется охладить жидкость от 120 до 50 °С, для чего ис­пользуется вода с температурой 10°С. Конечная температура воды 24 °С. Определить необходимую поверхность охлаждения при прямо­токе и противотоке, если коэффициент теплопередачи 1000 Вт/(м 2 *К) и передаваемый тепловой поток 14 кВт.

12.6.Определить поверхность нагрева рекуперативного теплооб­менника при прямоточном и противоточном движении теплоносителей. Теплоносителем является газ с начальной температурой 600 °С и ко­нечной 300 °С. Необходимо нагреть 40 000 м 3 /ч воздуха (объем при нормальных физических условиях) от 30 до 250 °С. Принять коэффи­циент теплопередачи 20 Вт/(м 2 *К), теплоемкость воздуха постоянная.

12.7.В прямоточном теплообменнике вода охлаждает жидкость. Расход воды и ее начальная температура 0,25 кг/с и 15 °С. Те же ве­личины для жидкости соответственно 0,07 кг/с и 140°С. Коэффициент теплопередачи 35 Вт/(м 2 *К), и поверхность теплообмена 8 м 2 . Тепло­емкость жидкости 3 кДж/(кг*К). Найти конечные температуры воды и жидкости и переданный тепловой поток, если принять линейное из­менение температур теплоносителей по длине теплообменника. Опре­делить эффективность (КПД) охладителя.

12.8.По условию задачи 12.7 определить конечные температуры жидкости и воды и переданный тепловой поток, если принять экспо­ненциальное изменение температурного напора по длине теплообмен­ника.

12.9.В противоточном теплообменнике охлаждается 0,5 м 3 /ч трансформаторного масла от 95 до 40 °С. Охлаждающая вода нагревается от 12 до 50 °С, коэффициенты теплоотдачи: со стороны масла 200, со стороны воды 800 Вт/(м 2 *К). Толщина сталь­ной стенки 3 мм. Стенка покрыта слоями ржавчины и накипи толщиной по 0,5 мм. Опре­делить расход охлаждающей воды и необходимую поверхность теплообмена.

12.10.Трубчатый теплообменник имеет по­верхность теплообмена 48 м 2 . В нем нагрева­ются 85,5 т/ч воды от 77 до 95 °С. Греющей средой является насыщенный водяной пар при избыточном давлении 0,43 *10 5 Па. Найти ко­эффициент теплопередачи.

12.11.В межтрубное пространство аппа­рата А (рис. 12.2) поступает газ с t 1 = 300 °С. На выходе из аппарата газ имеет t 2 =430 °С, проходит через нагреватель Н и возвращается в трубы аппарата А при t 3 =560 °С. Найти коэффициент теплопередачи в аппарате, если его поверхность нагрева 360 м 2 , расход газа 10 т/ч, средняя теплоем­кость газа 1,05 кДж/(кг*К), а потери в окружающую среду состав­ляют 10% теплоты, полученной газом при нагреве в аппарате. Можно ли в данных условиях осуществить в аппарате прямоточную схему движения газа?

12.12.По стальному змеевику с диаметром витка 0,4 м и диа­метром трубы 57х3,5 мм протекает 2 м 3 /ч трансформаторного масла, которое охлаждается от 90 до 30 °С. Охлаждение осуществляется во­дой, имеющей на входе 15 °С и на выходе 40 °С. Коэффициент тепло­отдачи для воды 580 Вт/(м 2 *К). Термическое сопротивление стенки и ее загрязнений принять равным 0,0007 м 2 *К/Вт. Определить: а) схему движения теплоносителей; б) необходимую длину змеевика; в) расход охлаждающей воды.

12.13.Паровой калорифер изготовлен из 150 горизонтальных сталь­ных труб диаметром 38х3 мм. По трубам проходит 5200 м 3 /ч воздуха (объем при нормальных физических условиях), который нагревается от 2 до 90 °С. Снаружи трубы обогреваются водяным паром с дав­лением 1,98*10 5 Па и влажностью 6%. Найти необходимую длину труб и расход греющего пара. Принять среднюю температуру стенки труб 90°С, пар считать неподвижным, переохлаждение конденсата не учи­тывать.

12.14. Требуется испарить 1600 кг/ч жидкости, поступающей в ис­паритель при температуре кипения 127°С. Теплота парообразования жидкости 377 кДж/кг. Нагрев происходит водяным паром при давле­нии 4,76*10 5 Па. Определить расход греющего пара, если он: а) су­хой насыщенный; б) перегретый до 250 °С; в) влажный насыщенный со степенью сухости х = 0,8. Водяной пар конденсируется полностью, кон­денсат отводится при температуре насыщения, теплоемкость перегре­того пара принять 2,14 кДж/(кг*К). Для случая а) определить необходимую поверхность теплообмена, если средний коэффициент теплопередачи 809 Вт/(м 2 *К).

12.15.По трубам одного хода кожухотрубного теплообменника необходимо пропустить т, кг/ч, жидкости с вязкостью μ, Па*с, при ее средней температуре. Чтобы коэффициент теплоотдачи был доста­точно высоким, число Рейнольдса должно быть не меньше 10 4 . Какое наибольшее число труб с внутренним диаметром d, м, можно взять в теплообменнике?

12.16.Вычислить поверхность нагрева противоточного теплообмен­ника для передачи 8 МДж теплоты в секунду, если на входе газ имеет температуру 380°С, на выходе 210°С. Температура воздуха на входе 150 °С. Расходы и теплоемкости газа и воздуха одинаковы, ко­эффициент теплопередачи 90 Вт/(м 2 *К). Можно ли осуществить дан­ный нагрев воздуха, если теплообменник будет включен по прямо­ точной схеме?

12.17.Пучок труб в теплообменнике обтекается поперечным пото­ком нагреваемого трансформаторного масла, имеющего среднюю тем­пературу t ж. Наружный диаметр труб d , поперечный и продольный шаги труб S 1 и S 2 . Перед пучком скорость масла ω 0 . Число рядов труб в пучке z, число труб в одном ряду п. Средняя температура поверхно­сти труб t с . Определить: а) какой длины должны быть трубы, если тепловой поток равен Q? б) как изменится средний коэффициент теплоотдачи пучка, если вместо нагрева масла будет осуществляться его охлаждение? в) каковы будут средний коэффициент теплоотдачи пучка и длина труб, если в пучке станет нагреваться вода вместо трансформаторного масла? Данные для решения взять из таблицы.

12.18. Трубчатый шестирядный воздухонагреватель с коридорным расположением труб омывается воздухом в поперечном направлении под углом 60° к оси труб со скоростью перед пучком 4,87 м/с. Диа­метр труб 44x2 мм, поперечный и продольный шаги труб 74 и 54 мм соответственно. Средняя температура воздуха 200 °С. Найти средний коэффициент теплоотдачи для пучка. Как изменится коэффициент теплоотдачи, если трубы в пучке расположить в шахматном порядке?

Таблица к задаче 12.17

Тип пучка	Вариант	, м/с	, мм	, мм	, мм	d, мм	Вариант	п	, °С	, °С	Q МВт
Шахматное расположение труб в пучке		0,9					a				1,5
	1,1					б				1,7
	1,2					в				2,0
	1,0					г				1,6
	0,8					д				1,9
Коридорное расположение труб в пучке		0,7					е				1,8
	1,0					ж				1,9
	1,2					з				1,7
	1,1					и				1,6
	0,9					к				1 ,8

12.19.Водовоздушный нагреватель выполнен из труб диаметром 38х3 мм. Греющая среда - воздух с температурой на входе t" 1 и на выходе t" 1 . Нагреваемая вода имеет расход т, начальную температу­ру t" 2 и конечную t" 2 . Коэффициенты теплоотдачи от воздуха к трубам α 1 от труб к воде α 2 . Найти площадь поверхности нагрева аппарата, если он выполнен по прямоточной и противоточной схемам. Учесть загрязнение поверхности труб с одной стороны накипью толщиной 0,5 мм и с другой - слоем масла толщиной 0,1 мм. Кривизной стенки трубы можно пренебречь. Нагреватель теряет в окружающую среду 5% теплоты, получаемой водой. Данные для решения взять из таб­лицы.

12.20.Трубчатый теплообменник смонтирован из 187 труб диа­метром 18х2 мм. Кожух выполнен из трубы диаметром 424х12 мм. По межтрубному пространству вдоль труб проходит 3000 м 3 /ч азота под давлением 0,15 МПа при средней температуре 10 °С. Определить средний коэффициент теплоотдачи со стороны азота.

12.21. Шахматный (или коридорный) пучок труб обтекается поперечным потоком воздуха со средней температурой 100 °С. Наружный диаметр трубы 50 мм. Количество рядов в пучке больше 18. Построить зависимость среднего коэффициента теплоотдачи от скорости движения воздуха в узком сечении, взяв интервал от 5 до 20 м/с. На. этом же графике построить зависимость коэффициента теплоотдачи от скорости при наружном диаметре труб, равном 25 мм.

12.22.Шахматный (или коридорный) пучок из труб диаметром 80х4 мм омывается под углом 70° к оси труб потоком дымовых га­зов следующего состава: , , . Ско­рость газов при подходе к пучку 10 м/с, температура на входе 1100°С и на выходе 900 °С. Пучок состоит из 8 рядов труб, в каждом ряду - 8 труб, шаги труб в пучке s 1 = s 2 =l,5d. Определить: 1) средний ко­эффициент теплоотдачи для пучка; 2) тепловой поток и длину труб, если поверхность теплообмена 45,2 м 2 , а средняя температура стенки труб 400 °С; 3) как изменится для пучка коэффициент теплоотдачи, если количество рядов увеличить в 3 раза? 4) как изменится коэффициент теплоотдачи пучка, если диаметр труб уменьшить в 2 раза?

Таблица к задаче 12.19

Вари­ант	Материал труб	t" 1 °С	t" 1 °С	t" 2 °С	t" 2 °С	Вари­ант	т т/ч	α 1 Вт/(м 2 *К)	α 2 *10 -3 Вт/(м 2 *К)
	Алюминий					а	2,0		2,0
	Титан					б	4,0		3,0
	Латунь					в	6,0		4,0
	Медь					г	8,0		5,0
	Сталь					д	2,5		6,0
	Нержавеющая сталь					е	5,0		3,5
	Латунь					ж	3,5		2,5
	Титан						3,0		4,5

12.22.В противоточный поверхностный конденсатор подается 360 кг/ч водяного пара при температуре 120°С и постоянном давлении 31 кПа. Пар охлаждается и конденсируется, отдавая теплоту воде, имеющей на входе температуру 20 °С. Конденсат выходит из конден­сатора при температуре насыщения. Найти расход воды, необходимой для конденсации пара, и температуру воды на выходе из конденсатора. Принять, что в конденсаторе наименьшая разность температур между насыщенным паром и охлаждающей водой составляет 10 °С. Опреде­лить среднелогарифмический температурный напор между теплоноси­телями и тепловой поток от пара к воде.

12.24.По спиральному маслонагревателю движется масло МК со скоростью 2,7 м/с. Нагреватель имеет 15 витков диаметром 400 мм из трубки диаметром 53х1,5 мм. Средняя температура масла 90 °С, стенки 100 °С. Найти потерю давления на трение в спиралях нагрева­теля. Шероховатость стенки не учитывать.

12.25.Двухходовой кожухотрубный теплообменник (рис. 12.3) имеет 120 труб диаметром 28х2 мм и длиной 3 м. По трубам дви­жется вода со скоростью 1,2 м/с. Входной и выходной патрубки вы­полнены диаметром 180 мм. Средняя температура воды 110°С, стенок труб 140 °С. Коэффициенты местных сопротивлений: при входе в патрубок и выходе из него ζ п =1,5; при входе в трубы и выходе из них ζт = 1; при повороте потока на 180° из одного хода в другой в камере А, где скорость воды принять равной скорости в трубках, ζ х =2,8. Определить сопротивление трения, местные сопротивления и полное гидравлическое сопротивление теплообменника.

12.26.Шахматный пучок омывается поперечным потоком дымового газа со скоростью 25 м/с в узком сечении при средней температуре газа 700 °С. Характеристика пучка: диаметр труб 32х2 мм, поперечный шаг l,2d , продольный шаг d, количество рядов по ходу газа 30. Опре­делить гидравлическое сопротивление пучка.

12.27.Воздушный поток набегает на коридорный пучок под углом 90° к оси труб со скоростью 18 м/с в узком сечении. На входе воздух нагрет до 350 °С, а на выходе его температура 120 °С. Пучок изготов­лен из труб диаметром 26x1,5 мм с шагами s 1 = s 2 =l,3d. Найти гидравлическое сопротивление пучка, если он имеет 22 ряда труб. Опргделить мощность вентиляторной установки с КПД, равным 0,75, если расход воздуха 2500 кг/ч.

12.28.По изогнутой под углом 90° трубе (рис. 12.4) протекает вода со скоростью 0,9 м/с. Труба стальная, сварная, умеренно заржа­вевшая с прямыми участками длиной по 5 м и диаметром 96x3 мм. На входе и выходе вварены патрубки диаметром 44x2 мм. Средняя температура воды 90 °С. Определить полное гидравлическое сопротив­ление движению воды с учетом шероховатости и мощность, потребляе­мую насосной установкой, имеющей КПД, равный 82%.

12.29.В длинной гладкой прямой трубе увеличена скорость тур­булентного потока жидкости, что привело к возрастанию среднего коэффициента теплоотдачи в т раз. Во сколько раз увеличится при этом мощность установки на прокачивание жидкости, если принять, что коэффициент сопротивления трения ξ пропорционален Re -0,25 ?

12.30.Уменьшение диаметра длинной прямой трубы привело к по­вышению коэффициента теплоотдачи в z раз при турбулентном ре­жиме течения жидкости и постоянной скорости потока. Во сколько раз изменится мощность установки на прокачивание жидкости, если считать, что коэффициент сопротивления трения ξ пропорционален Re -0,25 ?

12.31.Используя соотношение между эффективностью Е и числом ЧЕП, найти поверхность теплообмена для прямоточного нагревателя воздуха. Коэффициент теплопередачи 38 Вт/(м 2 *К). Водяные эквива­ленты воздуха 1,04 и греющей жидкости 4,16 кДж/К. Начальная и конечная температуры воздуха - соответственно 10 и 210 °С, жидкость на входе имеет температуру 300 °С. Во сколько раз уменьшится по­верхность теплообмена, если нагреватель сделать по противоточной схеме?

12.32.Определить конечные температуры теплоносителей, проходя­щих через противоточный охладитель с поверхностью теплообмена 125 м 2 и коэффициентом теплопередачи 78 Вт/(м 2 *К). Для охлаждае­мого газа водяной эквивалент равен 2,74 кДж/К, температура на входе 520 °С. Для охлаждающей жидкости эти значения соответственно равны 5,48 кДж/К и 55 °С. Расчет провести с помощью соотношения .

Устройство, в котором происходит процесс нагревания или охлаждения, т. е. осуществляется переход теплоты от одного теплоносителя к другому, называют теплообменным аппаратом.

По принципу действия теплообменные аппараты разделяют на рекуперативные, регенеративные, смешивающего типа и с внутренним тепловыделением.

В рекуперативных аппаратах (подогревателях) передача теплоты от греющего (горячего) к нагреваемому (холодному) теплоносителю происходит непрерывно через разделяющую их стенку. Примером такого аппарата может служить водоводяной подогреватель (рис. 1), в котором нагреваемая вода движется внутри трубок 6, закрепленных в трубных досках 3, а в пространство между трубками, ограниченное кожухом 4, поступает горячая вода. Она передает через стенки труб теплоту холодной воде.

Рисунок 1. Водоводяной подогреватель: 1 - патрубок входа нагреваемой воды; 2 - крышка; 3 - трубная доска; 4 - кожух; 5 - перегородки; 6 - трубки; 7 - патрубок входа греющей воды

В регенеративных аппаратах одна и та же поверхность омывается попеременно, то греющим, то нагреваемым теплоносителем (например, в насадках доменной печи). Так как в рекуперативных и регенеративных подогревателях процесс передачи теплоты всегда связан с поверхностью нагрева, то эти аппараты называют также поверхностными.

Процесс теплоотдачи в аппаратах смешивающего типа происходит путем непосредственного соприкосновения и смешения горячего и холодного теплоносителей. Эти аппараты применяют, например, для охлаждения или нагревания воды в потоке воздуха или газа. К ним относятся башенные охладители (градирни), деаэраторы, скрубберы и др.

В теплообменных аппаратах с внутренним тепловыделением не два, как обычно, а один теплоноситель, при этом теплота выделяется в самом аппарате. По этому принципу работают электронагреватели, ядерные реакторы и другие установки, действие которых связано с выделением теплоты.

В настоящее время наибольшее распространение получили рекуперативные аппараты. При их разработке применяют два вида расчетов: конструктивный, имеющий целью определение поверхности нагрева F проектируемого аппарата, и поверочный - для определения возможностей уже спроектированного аппарата. При расчетах в обоих случаях используют уравнения теплового баланса и теплопередачи.

Если обозначить G 1 - массовый расход первого (греющего) теплоносителя, кг/с; G 2 - массовый расход второго (нагреваемого) теплоносителя, кг/с; t 1 ’ и t 1 ’’ - соответственно температуры греющего теплоносителя на входе в теплообменный аппарат и на выходе из него, К; t’ 2 и t’’ 2 - соответственно температуры нагреваемого теплоносителя на входе и на выходе, К; с р1 и с р2 - соответственно удельные средние массовые теплоемкости при постоянном давлении греющего и нагреваемого теплоносителя, Дж/(кг-К); Q П - тепловой поток от греющего теплоносителя к нагреваемому, Вт, то уравнение теплового баланса будет иметь вид

где k - коэффициент теплопередачи; ?t - средний температурный напор.

Греющий теплоноситель при движении по аппарату охлаждается, а нагреваемый - наоборот, поэтому температурный напор, т. е. разность температур теплоносителей, меняется по длине L теплообменника. Средний температурный напор?t = t 1 - t 2 , где t 1 и t 2 - соответственно некоторые средние температуры греющего и нагреваемого теплоносителей.

В зависимости от направления движения потоков теплоносителей различают теплообменные аппараты с противотоком, параллельным, смешанным и перекрестным токами.

При противотоке движение теплоносителей встречное (рис. 2, а); при параллельном токе (прямотоке) греющий и нагреваемый теплоносители движутся вдоль поверхности нагрева в одном направлении (рис. 2, б); при смешанном токе имеют место в различных частях поверхности нагрева оба случая движения, а при перекрестном токе греющая и нагреваемая жидкости движутся под прямым углом друг к другу. Наиболее распространенные схемы теплообменников при перекрестном токе показаны на рис. 3.

Рисунок 2. Схема движения и график изменения температур теплоносителей: а - противоток; б - прямоток

Рисунок 3. Варианты перекрестных токов в теплообменниках: а - одноходовом; б, в - двухходовых; г - трехходовом

Произведение Gc p = ? называют водяным эквивалентом. Из уравнения (1) получаем:

где?t вх и?t вых - разность температур греющего и нагреваемого теплоносителей соответственно на входе в теплообменник и на выходе из него.

Отсюда средний температурный напор для случая прямотока

Эти формулы справедливы лишь при условии, что водяные эквиваленты? 1 и? 2 и коэффициент теплопередачи k не меняются по длине теплообменника.

Если?t вх мало отличается от?t вых, то средний температурный напор можно рассчитать по формуле

Полученный результат будет правильным, если изменение температур каждого из теплоносителей происходит по линейному закону. Ошибка от замены средней логарифмической разности температур среднеарифмитической при 0,5

В теплообменных аппаратах противоток более выгоден, чем прямоток, так как в противоточном теплообменнике можно сильнее нагреть холодный теплоноситель и охладить горячий.

Если греющим теплоносителем является насыщенный пар, температура которого остается при теплообмене неизменной (процесс отдачи теплоты от пара протекает при постоянном давлении), то график изменения температур рабочих тел в теплообменном аппарате будет иметь вид, показанный на рис. 4.

Рисунок 4. График изменения температур греющего и нагреваемого теплоносителей по ходу (по длине L) теплообменного аппарата, когда греющий теплоноситель - насыщенный пар

Средний температурный напор для случая, когда один из теплоносителей (конденсирующийся пар или кипящая вода) имеет постоянную температуру t H , находят по формуле

На рис. 5 показана схема воздухоподогревателя котельной установки, в котором горячий газ движется по трубам, а нагреваемый воздух омывает эти трубы. Изображенный подогреватель является одноходовым с перекрестным током. Двух- и трехходовой перекрестный ток можно получить, применяя несколько пакетов труб.

Рисунок 5. Схема одноходового воздухоподогревателя