Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

Содержание

Аннотация

1. Методы экспериментального исследования теплообмена при конденсации

1.1 Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

1.2 Конденсация пара внутри вертикальных труб и каналов

1.3 Гомогенная структура двухфазного потока

1.4 Конденсация при раздельном безградиентном течении парожидкостной смеси

1.5 Теплообмен при конденсации в каналах, образованных пластинами УП - 0,2 К

1.6 Теплопередача в пластинчатом конденсаторе

1.7 Исследование теплообмена при конденсации фреонов в плоских щелевых каналах

1.8 Локальные коэффициенты теплоотдачи

2. Методы интенсификации теплообмена

3. Стенд для исследования теплообмена при конденсации хладоагентов в каналах пластинчатого конденсатора

4. Расчет площади поверхности теплопередачи и количества пластин пластинчатого конденсатора

5. Расчет и подбор оборудования

6. Методика проведения и обработки результатов экспериментов

7. Оценка погрешности измерений

8. Экономика

9. Гражданская оборона

10. Безопасность жизнедеятельности

Список литературы

Аннотация

В настоящее время в связи с растущими потребностями в промышленном холоде все более и более актуальными становятся исследования и внедрения новых типов теплообменных аппаратов, которые по своим показателям будут лучше используемых и широкораспространенных кожухотрубных аппаратов.

Примером таких аппаратов может служить пластинчатый теплообменник, который по своим массогабаритным показателям а также и эксплуатационным показателям превосходит кожухотрыбный аналог.

Анализ литературы, показал, что в качестве конденсаторов холодильных машин наиболее перспективно применение цельносварного или пакетно-сварного пластинчатого конденсатора. Аммиачный пластинчатый конденсатор с площадью поверхности 50 м², разработанный УкрНИИхиммашем и ЛТИХПом, был испытан в схеме холодильной машины. Масса аппарата составляла 1800 кг, максимальная тепловая производительность Q=500 кВт при среднем температурном напоре ?_м=3,2 К

и скорости движения воды в каналах w_в=0,6 м/с. При работе конденсатора обеспечивалось значительное переохлаждение агента. В компрессорном цехе, где был установлен пластинчатый конденсатор, ранее работало четыре конденсатора КВ75 общей площадью 300 м².После включения нового конденсатора при том же общем расходе воды давление конденсации снизилось на величину Дp=0,5?1,0 кПа. Эти показатели иллюстрируют достоинства пластинчатого конденсатора.

В то же время имеющиеся в литературе зависимости для расчета теплоотдачи в пластинчатых конденсаторах водяного пара нельзя непосредственно применять к пластинчатым конденсаторам холодильных машин, а данные для расчета последних весьма не универсальны.

В связи с этим необходимо дальнейшее изучение процессов конденсации в тех же пластинчатых аппаратах. Поэтому я считаю весьма актуальным создание универсального стенда для исследования конденсаторов холодильных машин. Создание стенда, работающего по схеме термосифона дает возможность экспериментального исследования как кожухотрубных аппаратов с применением различных способов интенсификации, так и пластинчатых аппаратов, а так же даст возможность исследования новосконструированных аппаратов.

Экспериментальная установка включает в себя следующие основные элементы: экспериментальный конденсатор -(I), кипятильник -(2), мерные емкости для измерения расхода хладагента-(3) и воды -(4),термостат -(5),водяной насос-(6), аммиачный насос-(7)систему трубопроводов и комплекс измерительной аппаратуры, а так же Х.М. для охлаждения воды в летнее время.

В экспериментах измеряются следующие режимные параметры: объемные расходы образующегося конденсата и хладоносителя(измерение расхода производится объемным способом), температуры воды на входе и выходе из конденсатора_, температуры жидкости и пара в кипятильнике, температуры пара в паровом коллекторе и конденсата - в жидкостном, температура стенки сварной конструкции экспериментального конденсатора. Характеристика условий проведения экспериментов:

t_н =+15 +20 +30 °С. щ_щ =0.5; 1; 2.5 м/с. ?_к =10 кВт.

методика проведения и обработки результатов экспериментов:

q = Q_k / F_k

Величину Q_k находят как среднюю, определяемую тремя независимыми способами:

по мощности, потребляемой электронагревателями: Q_L=?W_эл;

по теплу, отданному сконденсировавшимся аммиаком: Q_k =V_L •с_L•r;

по теплу, воспринятому охлаждающей водой: Q_w=с_wG_w(t_wвых-t_wвх)

Средние коэффициенты теплоотдачи при конденсации определяются из выражения:

б = q/(t_н - t_ст)

t_ст - средняя арифметическая из показаний всех термопар температура стенки: t_ст=

1. Методы эксперементального исследования теплообмена при конденсации

1.1 Теплообмен при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов

Исследование теплообмена при конденсации пара в сложных каналах пластинчатых конденсаторов с различными типами гофрированных пластин впервые в нашей стране проведен Л.Л.Товажнянским [2,30,31]. В качестве рабочего вещества в опытах использован водяной пар давлением Р= 0,5 -1,0 бар. Результаты обработки экспериментальных данных для каждого исследованного типа конденсатора представлены в форме уравнений подобия вида:

Nu_d=c•Reⁿ_пл•Pr^m. (1.1а)

Отмечено, что увеличение средней скорости пара в конденсаторе приводит к усилению динамического воздействия пара на стекающую пленку конденсата, ее утоньшению и турбулизации, а следовательно, и к возрастанию коэффициентов теплоотдачи. Установлено также, что степень влияния кинетической энергии пара на теплообмен при конденсации в щелевом канале сложной конфигурации несколько снижается в сравнении с прямолинейным из-за многократного изменении направления движение парожидкостной смеси.

Следует отметить, что предложенные Товажнянскмм зависямости не могут быть непосредственно применены для расчета конденсаторов фреоновых холодильных машин, так как указанный нижний предел использования этих уравнений (Re = 150) соответствует плотностям теплового потока значительно превышающим рабочие тепловые нагрузки аппаратов холодильных машин. Например для пластин УП - 0,2 К [26] при конденсация фреона 12 (t_H =20°С) - Re =150 соответствует плотности теплового потока q=13000 Вт/м²; для аммиака - q=61300 Вт/ м²

Согласно [26] при среднем температурном напоре Дt= t_н - t_ст?10 °К коэффициенты теплоотдачи при конденсации пара в каналах пластинчатых конденсаторов следует рассчитывать по формуле Нуссельта (1.3) для неподвижного пара.Однако, с уменьшением ширины канала растут средние скорости пара, это приводит к значительному превышению действительных значений б над рассчитанными по уравнению (1.3) ори Дt <10 °К [6, 14, и др.]. Поэтому распространение этих рекомендаций на случаи конденсации в узких щелевых каналах представляется ошибочным.

Кроме того, как показано О.П. Ивановым [12], при конденсации таких низкотеплопроводных веществ как фреоны (л_L для Ф12?0,7 Вт/(м•град), при Дt ?20 °С [4]) сравнительно небольшие по абсолютной величине скорости конденсирующегося пара должны оказывать существенное влияние на процесс теплоотдачи, поскольку незначительное увеличение турбулентной составляющей теплопроводности проявляется в большей степени для веществ с малой молекулярной теплопроводностью.

Таким образом, имеющиеся зависимости для расчета средних коэффициентов теплоотдачи со стороны конденсирующегося в пластинчатых аппаратах водяного пара [26, 30,31], нельзя без коррекции использовать в случае конденсации хладоагвитов.

1.2 Конденсация пара внутри вертикальных труб и каналов

Процесс конденсации пара внутри труб и каналов отличается от такового для конденсации на вертикальной поверхности при практически неподвижном паре. Скорость пара в этом случае не равна нулю и изменяется при полной конденсации от своего максимального значения на входе в трубу до нуля - на выходе из нее. Влияние скорости пара на интенсивность теплообмена учитывают введением в основную систему уравнении, описывающих процесс, уравнения, характеризующего величину касательного напряжения на границе раздела фаз

µ_L=_гр=±оv •

Силовое воздействие пара на пленку приводит к измению ее толщины и турбулизации, а при определенных условиях - к срыву капель конденсата с поверхности пленки. Наличие 'oтсоса' пара из парового потока при конденсации приводит к появлению дополнительного касательного напряжения на поверхности раздела, определяемом соотношением ф_v=ј•Vv_z [5,32 и др.] При полной конденсации величина Vv_z есть функция структуры потока, массового расходного паросодержашш в данной сечении и других характеристик газожидкостной системы. Касательное напряжение ф_v ламинаризирует паровой пограничный слой [34] и определенным образом воздействует на жидкостной поток. По Данным работ [24,33] процесс конденсации приводит к стабилизации ламинарного течении пленки и увеличению критического числа Рейнольдса в сравнении с течением без конденсации.

Процесс Конденсации в трубах и каналах зачастую происходит в условиях переменного по длине статического давления, поэтому в данном случае неправомерно пренебрегать величиной градиента давления в уравнении движения Навье - Стокса.

Все исследования, касающиеся вопросов теплообиена и гидродинамики при конденсации внутри вертикальных труб и каналов и спутном, нисходящем движении пара и конденсата, можно разделить на две группы:

исследования, посвященные гомогенному течению парожмдхостной смеси в канале;

исследования раздельных течений, когда жидкость стекает кольцевым потоком по стенкам трубы, а пар движется в центре. Следует заметить, что при значительных плотностях теплового потока такое разделение весьма условно, в этом случае дать четкую границу перехода от кольцевого к дисперсно-кольцевому и гомогенному течению затруднительно. Часто предлагаемые мависимости для расчета теплоотдачи в кольцевом режиме хорошо согласуются с данными па гомогенному течению парожидкостной смеси и аналогичны им по форме [7,]

1.3 Гомогенная структура двухфазного потока

В достаточно длинной вертикальной трубе при значительных скорости пара и плотности теплового потока возможен срыв жидкости с поверхности пленки, образование парожидкостной смеси в ядре потока и обратное выпадение капель конденсата на поверхность пленки. Вследствие этого происходит интенсивная турбулизациа всего потока, область ламинарного течения жидкости полагается весьма малой и в расчет не принимается. При значительном силовом воздействии пара на пленку характер движения смеси не зависит от ориентации трубы в гравитационном поле [18,25 ].

Уравнения для расчета средних коэффициентов теплоотдачи в таком режиме аналогичны зависимостям для теплоотдачи при движении однофазной жидкости в каналах (уравнение 1,1а). Л.Д. Бойко и Г.Н. Кружилин [6] сделали допущение о постоянстве гидравлического сопротивления по длине трубы для конденсирующегося турбулентного парожидкостного потока и, учитывая аналогию между теплообменом и гидродинамическим сопротивлением, получили выражение для расчета среднего по длине коэффициента теплоотдачи в виде:

Nu=cRe^0,8•Pr^0,43••[+], (1.1)

где

с_L/с_m =1+ (с_L - с_v)x/ с_v - отношение плотностей жидкости и гомогенизированной смеси, отнесенное к входному (I) и выходному (2) сечению.

Экспериментальная проверка результатов анализа проведена авторами (5,6) для конденсации водяного пара в горизонтальных трубах различных диаметров и длив (таблица 1.1). В опытах имели место режимы полной и неполной конденсации с пределами изменения массового расходного паросодержания по длине трубы x₁= 1,0 x₂= 0,2-0,5 x₁=0,3-0,6 и x₂=0

На рис. 1.1 приведен заимствованный из работы [6] график

k=f (Re).

для средней теплоотдачи в указанных условиях. Кроме опытных данных авторов [6], здесь нанесены результаты экспериментов В.В. Консетова [18] (график V). полученные при конденсации водяного пара в горизонтальных и вертикальных трубах (таблица 1б1).

Обобщение полученных экспериментальных данных с помощью уравнения (1б1)показало, что для стальных труб С =0,024, для медных С=0,032. Такое расхождение в коэффициентах, очевидно, объясняется различной шероховатостью материалов труб.

Теоретическое подтверждение справедливости зависимости (1,1) выполнено С.С Кутателадзе [20], экспериментальное - в работах В.П Исаченко [14], А.Д. Двойриса [8 ] и др. По данным [14],при Re?1,8•10³ расчет по уравнению (1.1) хорошо согласуется с экспериментальными данными для полной конденсации водяного пара в вертикальной трубе d_вн=10 мм.

А. Каваллини к сотрудники проведя экспериментальное исследование теплоотдачи при неполной конденсации насыщенного пара Ф-11 Ф-21 и Ф-114 в вертикальных трубах d_вн=20 мм. (таблица 1. 1).

Рис. 1.1 Теплоотдача при конденсации в гомогенном режиме.

I-IУ - опытные данные Л.Д. Бойко и Г.Н Кружилина горизонтальные трубы l=2500 мм d = 16x1,5 мм; 20x1,5; 13x1,5 мм

l =11954 мм d = 16x1,5 мм.

У - опытные данные В.В.Консетова горизонтальные трубы l =2000 мм d = 13x1,5 мм; 20x2,5 мм вертикальные трубы l =2200, 3200 мм d = 13x1,5 мм.

Таблица 1.1

Условия проведения эксперементов в ряде работ различных исследователей

Рис. 1.2 Сопоставление данных различных авторов по теплообмену при конденсации внутри труб и каналов

------------ расчет по формуле Нуссельта;

-----х------ - то же с учетом волнообразования;

-------- • -------- - по данным [39]; 2a- по данным [87](

ф_v=0); 2б- по данным [87] (ф_v=const=50); 3a- по данным[68](ДP=0); 3б-эксперементальные данные [68]; 4а-по данным [76], А=4,41•10^-5 канал ??_к=3,0 мм D_э=2 ??_к; 4б-по данным [76],А>0; 5а-по данным [11],канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к; 6-по данным [12], канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к; 7- по данным [42]; 8- по данным [89]; 9- по данным [20],канал ??_к=0,5 мм, D_э=2 ??_к;10- по данным [70,71].

Данные автора: ? -канал, ??=0,5 мм; Д-канал, ??=1,0 мм; ? -канал, ??=3,0 мм

Nu = 0,05 , (1.2)

где Re_eq- среднеарифметическая величина (между начальным и конечным участками конденсации) числа Re_eq.

Re_eq=Re_v(^0,5+ Re_L

В величинах Re_v и Re_L в качестве определяющего размера выбран внутренний диаметр трубы. Скорости паровой и жидкостной фаз рассчитаны из условия полного заполнения сечения трубы соответствующей фазой. Результаты экспериментов приведены на рис.1.3

Авторы [70,71] провели сопоставление расчетной зависимости (1,2) с результатами опытов Д. Гудикунца и У. Брауна, М. Альтмана, У. Розенова, полученных при конденсации Ф-113, Ф-12 и Ф-22 в вертикальных и горизонтальных трубах различных диаметров и длин. Согласование указанных данных свидетельствует о гомогенной структуре парожидкостного потока в этих опытах (рис. 1.2). На это указывает форма уравнения (1.2), а также независимость результатов по средней теплоотдаче от ориентации труб в пространстве.

Аналогичные расчетные зависимости получены З.Л. Миропольским, У. Акерсом [25] и др.

Очевидно, надежность расчета средней теплоотдача во уравнениям (1.1) и (1.2) зависит от степени соответствия действительной картины течения парожидкостной смеси в канале модели гомогенного потока и правильности выбора нижней границы применения этих уравнений.

1.4 Конденсация при раздельном безградиентном течении парожидкостной смеси

При конденсации нара в вертикальной трубе в верхней ее части может иметь место ламинарный режим течения пленки конденсата. Для небольших скоростей пара на входе в трубу или канал локальные и средние величины коэффициентов теплоотдачи в этом режиме могут быть рассчитаны по известной зависимости Нуссельта с учетом поправки на волнообразование при изотермическом течении пленки, полученной И.Л. Капицей [17 ].

б=1,15

С ростом скорости пара увеличивается касательное напряжение на границе раздела фаз и расчет б по уравнению (1.3) дает значительное отклонение от экспериментальных данных [28, и др. ]. При некотором значения числа Рейнольдса пленки наступает переход к турбулентному течению жидкости, граница перехода зависит от толщины пленки, величины касательного напряжения на границе раздела фаз и других факторов.

В ряде работ, посвященных исследованию теплообмена при конденсации пара в вертикальных трубах в условиях раздельного безградиентного течения пара и конденсата, приводится эмпжрическая обработка опытных данных по локальной и средней теплоотдаче. К ним можно отнести работы В.М. Боришанского и сотрудников, В.П. Исаченко и сотрудников, А.Д. Двойриса и Д.А. Баньяминовича, Л.Д. Бермана и др. [3,7,8,14,15, 16, 28 ].

В работе В.М. Боришанского и сотрудников [7] приводятся уравнения для расчета среднего по длине трубы коэффициента теплоотдачи, обобщающие опытные данные конденсации различных веществ в трубах и каналах различных геометрических характеристик. Экспериментальные результаты обработаны с помощью системы уравнений, учитывающих закон соответственных состояний.

Расчетные формулы имеют вид:

при конденсации малоподвижного пара (М_V<30)

б=1,6•10⁴(q)^-1/3••L^-1/3•f(р)

Рис. 1.3. Средние коэффициенты теплоотдачи при конденсации Фреонов в трубе d_вн= 20

При конденсации пара, движущегося с умеренной скоростью (М_V=100?300)

б=1,3•10²•q^-0,5••)^0,25•f(р);

а для конденсации быстродвижущегося пара

б=1,3•q^-0,8••)^0,8•f(р);

здесь P_кр, T_кр соответственно давление и температура в критической точке. f(р) - параметр, зависящий от отношения давлений при T_н и T_кр.

Результаты расчета средних коэффициентов теплоотдачи по предложенным уравнениям (рис. 1.2) хорошо согласуются с уравнением (1.3) для конденсации малоподвижного пара и с уравнением (1.1) - для быстродвижущегося. Однако в области 100 ?М? 300 наблюдается значительное рассогласование с расчетными уравнениями других исследователей.

Приведенные зависимости не отражают физической картины явлений, происходящих при взаимодействии пара с пленкой жидкости в условиях фазового превращения, границы их применении весьма условны и поэтому их следует считать приближенными.

В работах B.П. Исаченко, Ф. Саломзода и сотрудников [13_,14, 15, 16,28] на основании экспериментальных исследований теплообмена при конденсации водяного пара в вертикальных трубах (табл. 1.1) предложено различать три случая соотношения сил в двухфазном потоке.

1. Силы тяжести превалируют над силами трения ('g').

2. Силы тяжести и трения соизмеримы ('g' 'w').

3. Силы трения значительно превосходят гравитационные силы ('w')

В каждом из перечисленных случаев течение пленки может быть как ламинарным ('л'), так и турбулентным ('т')_.

Таким образом, выделяется шесть основных режимов течения пленки конденсата и соответствующих им особенностей теплообмена. Авторы [14,15, 28] предложили ряд эмпирических зависимостей для расчета теплоотдачя в этих режимах. Гранины существования каждого из режимов определены на основании обработки результатов экспериментов (рис. 1.4 и 1.5).

Для теплообмена при конденсации в условиях гравитационного ламинарного течения пленки рекомендовано уравнение

Nu/Ga^1/3=0,85•Re^-1/3•e_t.

Оно справедливо при Re= ?200; •Fr ? <0,01

Здесь

e_t - поправка, учитывающая изменение физических свойств конденсата при переменной по толщине пленки температуре.

l=(l₁+l₂)/2 - координата рассматриваемого участка.

V_v- средняя на участке скорость пара.

Рис. 1.4. Изменение теплоотдачи для различных режимов течения пленки конденсата

Теплоотдачу при гравитационном турбулентном cтекании пленки авторы [14,15, 28] предлагают рассчитывать по формуле Д.А. Лабунцова [21,22]

Nu/Ga^1/3=0,0325•Re^0,25•Pr^0,5•e_t.

В случае гравитационного ламинарного течения пленки при силовом воздействии парового потока расчетная зависимость представлена уравнением

Nu/Nu_'д.л'=2,25[]^1/6,

справедливым при Re ?170; 0,01 ? ? 0,1.

Когда пленка стекает ламинарно, а силы гравитации пренебрежимо малы в сравнении с трением на границе раздела фаз расчетное уравнение имеет вид

Nu/Nu_'д.л'=3,34[]^1/3,

границы применения этого уравнения Re ?130; Fr ? 0,1.

Рис. 1.5. Влияние Re и Fr_v на особенности теплообмена при конденсации в трубах.

Й- теплоотдача на серединных и выходных участках твубы l = 390 мм. режим «дл»;; 2 - то же, режим «д, w,л»; 3 - то же, для трубы

l = 1600 мм; 4 - теплоотдача на входных участках трубы l = 1600 мм^;

5 - то же, для трубы l = 1600 мм.

Обозначения на. рис. 1.4. * - режим «w,T».

При Re ?170; Fr ? 10^-2, согласно данным В.П.Исаченко и сотрудников, наблюдается переход к турбулентному течению пленки, при этом силы трения пара о пленку значительно превышают силы гравитации. Теплоотдачу для этого случая рекомендовано рассчитывать по уравнению (1.1), предложенному Л.Д. Бойко и Г.Н. Кружилиным.

Наглядное представление о совместном влиянии числа Re и комплекса Fr на режим течения пленки дает приведенная в работе [15] карта режимов (рис. 1.5). Как следует из рисунка, комплекс Fr, учитывающий силовое воздействие парового потока на пленку конденсата в значительной степени определяет режим ее течения. При одном и том же значении числа Re, характеризующем плотность потока конденсата режимы течения пленки изменяются от ламинарного под действием гравитационных сил до ламинарного с преобладающим влиянием сил трения. С увеличением числа Re пленки при Fr =idem cтекание пленки становится неустойчивым и далее турбулентным. Очевидно, в левой верхней части карты будет существовать гравитационный турбулентный режим, в верхней правой - устойчивое гомогенное течение парожидкостной смеси.

В работах А.Б. Левина [22,23 ] изложен полуэмпирический метод расчета теплоотдачи при кольцевом базградиентном течении двухфазного потока в условиях докритического режима движения пленки конденсата. Результаты расчета представлены в виде уравнений подобия

т для частичной конденсации

4Ga••()²•()³+0,02[Re_vвх-Re()•()]^1,8• Re^0,76 •Re_vвх^0,11,

k•Pr•()²=0,094Re_vвх^0,33 (kPr)³• ()•()²

- для частичной конденсации

и Re = •()^0,865 -для полной конденсации.

Экспериментальная проверка предложенных расчетных зависимостей проведена для теплообмена при конденсации ф-12 внутри вертикальной и наклонной под различным углом к горизонту трубы d_вн=11,5 мм (табл. 1.1). Верхней границей применения приведенных уравнений, по мнению автора [22,23], следует считать значение Re = =2000 и Re_vвх = 8•10⁴ -для Ф-12 и Re_vвх = 7•10⁴ - для Ф-22.

Принятые при выводе уравнений допущения ограничивают возможность их применения для расчета теплоотдачи в условиях значительного влияния скорости пара и наличия градиента давления по высоте канала, что имеет место при конденсации в узких каналах. Следует отметить, что предложенные расчетные зависимости весьма громоздки и неудобны дли инженерного расчета.

Значительное количества работ посвящено аналитическому исследованию теплоотдачи при конденсации в трубах и каналах в условиях градиентного раздельного кольцевого течения парожидкостной смеси [19,24,29, 32, и др.]. Методы расчета основаны на аналогии между переносом тепла и количества движения и требуют знания профиля косательного напряжения в пленке. Последнее зависит от изменения составляющих статического давления по длине канала.

1.5 Теплообмен при конденсации в каналах, образованных пластинами УП - 0,2 К

В.О. Мамченко были проведены испытания по исследованию теплообмена при конденсации в каналах пластинчатого конденсатора. Результаты экспериментального исследования средних по поверхности теплообмена коэффициентов теплоотдачи при полной конденсации паров фреона 12, фреона 22 и аммиака в модели вертикального полуразборного пластинчатого конденсатора из пластин УП - 0,2К (разработки УкрНИИХиммаш) представлен в координатах б=f(Дt) на рис. 1.6. Пунктирные линии на графиках соответствуют теоретическому решению Нуссельта (уравнение 1.3) для Ф-22.

Для всех исследованных веществ при Дt < 20°С наблюдалось уменьшение средних коэффициентов теплоотдачи с ростом температурного напора 'пар - стенка', как это имеет место при конденсации неподвижного пара с ламинарно движущейся пленкой. Однако, характер изменения и абсолютные величины не согласуются с расчетом по зависимости (1.3). Тангенс угла наклона n линий, аппроксимирующих экспериментальные результаты, превышает n= -0,25 в решении Нуссельта; с ростом температуры насыщения это расхождение увеличивается. Так, при конденсации фреона 12 и 22 при температуре насыщения t_н=20°С -б~ Дt^-0,21; для t_н=30°С -б~ Дt^-0,175; для t_н=40°С -б~ Дt^-0,11; для аммиака при t_н=30°С -б~ Дt^-0,14.В исследованной области изменения режимных параметров опытные значения б на 40?60% выше теоретических, причем большим плотностям потока соответствуют большие отклонения. При Дt > 20°C экспериментальные величины средних коэффициентов теплоотдачи становятся автомодельными относительно температурного напора.

Полученный характер аппроксимирующих кривых и превышение опытных значений б над расчетными, В.О.Мамченко объясняет искусственной турбулизацией конденсата при течении по гофрированной поверхности теплообмена, а также влиянием на толщину и режим стенания пленки сил межфазового трения. Влияние каждого из перечисленных факторов становится очевидным при рассмотрении рис. 1.7 и 1.8.

Для фреонов, имеющих относительно низкие коэффициенты теплопроводности л_L, линия, обобщающая опытные данные, при Rе<320 эквидистантна кривой, соответствующей расчетной зависимости Нуссельта

Рис. 1.6. Средняя теплоотдача при конденсации хладагентов в каналах, образованных пластинами УП-0,2К.

о - фреон 12, Д- фреон 22, ?- аммиак

для неподвижного пара (рис. 1.7). Имеющееся превышение, составляющее примерно 30% может быть отнесено за счет влияния на среднюю теплоотдачу геометрии поверхности. При конденсации аммиака, величины л_L которого выше, а толщина пленки при Дt^-= idem меньше, чем для фреонов, это влияние проявляется в меньшей степени. Таким образом, для веществ с более иизкими коэффициентами теплопроводности жидкой фазы относительно небольшие возмущения пленки приводят к большей интенсификации теплообмена. Это положение согласуется с выводами, высказанными в работе /12/.

С увеличением плотности теплового потока толщина стекающей пленки конденсата растет, устойчивость ее теряется, возникновению турбулентных возмущений способствует трение на границе раздела фаз, величина которого также увеличивается с ростом q. При Rе > 320 наблюдается изменение наклона аппроксимирующей линии, что указывает на увеличение доли турбулентной составляющей в среднем коэффициенте теплоотдачи. Начало перехода к турбулентному течению соответствует значениям приводимым С.С. Кутателадзе [20] Д.А. Лабувцовым [21 ] и др.

Для оценки влияния на теплоотдачу скорости пара и, следовательно, сил межфазового трения, В.О.Мамченко обработал экспериментальные данные в виде зависимости

• =f(Re_{v вх});

здесь

- число Нуесельта, рассчитанное для случая конденсации неподвижного пара. Число Re_вх определялось по скорости пара на входе в экспериментальный конденсатор, в качестве определяющего размера выбрана приведенная длина гофрированной поверхности конденсации. Все экспериментальные данные удовлетворительно аппроксимируются следующим выражением (рис. 1.8)

=0,264••• (3.1)

Таким образом, при конденсации хладоагентов в каналах пластинчатого конденсатора в пределах исследованных режимных параметров б~; это согласуется, с результатами, полученными О.П. Ивановым и сотрудниками для случая конденсации на пучках гладких и оребренных труб [9].

Рис. 1.7. Зависимость ()^1/3 = f(Re_пл)

Конденсация в канале, образованном пластинами УП-0,2К

-- • -- • -- • - расчет (неподвижный пар, плоская вертикальная стенка).

Рис. 1.8. Зависимость • P=f(Re_vвх).

о - фреон 12, Д- фреон 22, ?- аммиак

1.6 Теплопередача в пластинчатом конденсаторе

Опытные величины коэффициентов теплопередачи к_оп для экспериментального конденсатора из пластин УП - 0,2К, работающего на аммиаке и Ф-22, при постоянных скорости воды и температуре насыщения приведены на рис. 1.9 и 1.10. Здесь же для сравнения нанесены данные по конденсации для некоторых наиболее эффективных типов конденсаторов.

Как следует из рис. 1.9, при w_В = idem коэффициенты теплопередачи аммиачного пластинчатого конденсатора значительно превышают таковые для всех эксплуатируемых в настоящее время типов аммиачных конденсаторов. Полученный результат объясняется тем, что для аммиачных конденсаторов с чистой поверхностью теплообмена основную долю термического сопротивления в коэффициент теплопередачи обычно вносит термическое сопротивление теплоотдачи со стороны охлаждающей воды 1/б_в, а для пластинчатых конденсаторов величины б_в сравнительно высоки и соизмеримы с б_.

Так, для конденсатора из пластин УП - 0,2К при средней температуре охлаждающей воды t_в= 30°С, плотности теплового потока q=10600 Вт/м² и скорости воды w_в= 0,6 м/с: б_в ?8000 Вт/(м²К); б?9000 Вт/(м²К);

для кожухотрубного конденсатора при тех же условиях: б_в ?3000 Вт/(м²К)

Относительно высокие величины средних коэффициентов теплоотдачи со стороны охлаждающей воды в пластинчатых аппаратах, согласно данным УкрНИИХиммаша [29], объясняются чередующимися диффузорными и 'конфузорными' эффектами, имеющими место при течении жидкости в канале сложного переменного сечения; последние приводит к периодическому отрыву образующегося пограничного слоя и турбулизации потока. По данным [2,29], турбулентный режим течения жидкости в каналах пластинчатых аппаратов наблюдается уже при числах Re=100?200. Коэффициенты теплоотдачи со стороны охлаждающей воды для данного типа пластинчатых аппаратов могут быть рассчитаны по уравнению [27]:

Nu=0,086Re^0,73•Pr^0,43•()^0,25. (3.2)

Рис. 1.9. Зависимость k=f (q) для аммиачных конденсаторов.

1. К_оп для конденсатора из пластин УП-0,2К, w_воды= 0,6 м/с;

2. К_вн по данным [25 ], w_воды= 1,8 м/с; чистая поверхность;

3. К_вн по данным [26 ], w_воды= 0,6 м/с; чистая поверхность;

4. К_вн по данным [26 ], t_н=30?С w_воды= 1,5 м/с; КТГ-90.

Некоторое уменьшение коэффициентов теплопередачи с ростом плотности теплового потока (рис. 1.9) связано с утолщением пленки конденсата и ухудшением теплообмена со стороны воды, которое обусловлено снижением ее средней температуры. Расчетные величин к удовлетворительно согласуются с опытными.

Коэффициенты теплопередачи фреонового пластинчатого конденсатора (рис. 1.10) выше таковых для некоторых типов конденсаторов поршневых холодильных машин, но значительно уступают величинам к конденсаторов турбомашин. Причина низкой эффективности фреонового пластинчатого конденсатора заключается в относительно большой доле термического сопротивления теплопередачи.

Например, при конденсации Ф-22 в незагрезненном конденсаторе, для скорости води W_в=0,6 м/c:

?1,25•10^-4 ; R_стенки ?4,79•10^-5 ; R_б ?5•10^-4 .

Результаты экспериментального исследования были использованы для сопоставления тепловой эффективности пластинчатых и других типов конденсаторов холодильных машин [10]. Оценка эффективности производилась по энергетическому коэффициенту Е, представляющему собой отношение плотности теплового потока q к мощности, затрачиваемой на прокачивание теплоносителя, отнесенной к 1 м² поверхности аппарата N_f Сопоставление выполнено по методике, изложенной в работе Г.Н. Даниловой и О.П. Иванова [17].Сравнивались: пластинчатый конденсатор из пластин у-0,8 [2] с кожухотрубными, имеющими гладкие и оребренные трубы (КТГ и КТР). За эталон при сопоставлении выбран кожухотрубный аппарат типа КТГ. Расчет осуществлялся по обобщенным показателям. Окончательные результаты сведены в таблицу 1.2.

Выполненное сопоставление показало, что объем аммиачного пластинчатого конденсатора примерно в 3, а масса в 2 раза меньше, чем для широкораспространенных в настоящее время кожухотрубных конденсаторов типа КТГ.

Проведенные в дальнейшем промышленные испытания пластинчатого конденсатора общей поверхностью теплообмена 50 м², разработанного в УкрНИИХиммаш е по результатам данного исследования, показали высокую эффектность аппаратов подобного типа и подтвердили справедливость изложенных выше соображений [11].

Ряс. 1.10. значения К_оп для фреоновых конденсаторов.

1 - К_оп для конденсатора из пластин УП-0,2 К, w_воды= 0,63 м/с; ф-22; t_н=30?С;

2 - то же, t_н=40?С; 3 - конденсатор КТР-600 турбомашины ХТМФ-348, t_н=35?С, w_воды= 2 м/с [16]; 4, 5 - конденсаторы поршневых машин ХМФУУБС-45, w_воды= 1,8 м/с и ХМФВ-201, w_воды= 2,05 м/с.

Таблица 1.2

Результаты сопоставления аппаратов по объемам, массам и стоимости (при одинаковых энергетических коэффициентах)

Массовые и габаритные показателе фреоновых пластинчатых конденсаторов находятся на уровне аппаратов тина КТР. Для улучшения теплотехнических характеристик пластинчатых аппаратов, работающих на фреонах, прежде всего необходимо обратить внимание на процесс теплоотдачи со стороны конденсирующегося хдадоагента. При использовании конденсаторов с малой шириной канала по фреону этот процесс может быть существенно интенсифицирован.

1.7 Исследование теплообмена при конденсации фреонов в плоских щелевых каналах

Вертикальные каналы. Средние коэффициенты теплоотдачи.

Исследование теплообмена и перепадов статического давления по длине при конденсации внутри плоских вертикальных щелевых каналов осуществлялось В.О. Мамченко на экспериментальном стенде №2. Результаты исследования средних по высоте конденсатора коэффициентов теплоотдачи для каналов различной ширины изображены на рис. 1.11 и 1.12

Как следует из рисунков, изменение средних коэффициентов теплоотдачи б при t=const зависит от величины плотности теплового потока q и ширины щелевого канала ??_к. При q ? 2•10³ Вт/м² характер изменений средней теплоотдачи для всех каналов соответствует теоретическому решению Нуссельта для ламинарного с учетом волнообразования, течения пленки конденсата при неподвижном паре (на рис. 1.11 и 1.12 показано пунктирной линией).Хорошее согласование экспериментальных и расчетных данных в этой области может служить подтверждением правильности проведения экспериментов и определения б. С увеличением q линии, аппроксимирующие экспериментальные результаты отклоняются от расчетной кривой, что свидетельствует о влиянии на б увеличения сил межфазового трения, приводящие к утоньшению пленки конденсата. С дальнейшим ростом плотности теплового потока увеличиваются как величина касательного напряжения на границе «пар- конденсат» - ф_v, так и толщина пленки. Совместное изменение обоих величин приводит к потере устойчивости пленки и изменению режима ее течения. Величина среднего по высоте поверхности конденсации коэффициента теплоотдачи зависит от доли поверхности, на которой организовано турбулентное течение пленки, а это в свою очередь определяется средней плотностью теплового потока. Как следует из приведенных графиков (рис. 1.11,1.12), граница перехода к турбулентному течению пленки смещается в сторону более низких q для каналов меньшей ширины. Так, при конденсации Ф-12 (t_н=20?С) для канала ??_к=1,0 мм изменение режима наблюдается при q?8•10³ Вт/м^2;для канала шириной ??_к=0,5 мм - q?3,5•10³ Вт/м². В диапазоне изменения режимных параметров в данной серии опытов явления перехода к турбулентному стеканию пленки в канале ??_к=3,0 мм не обнаружено.Интересно отметить, что изменение режима происходит скачкообразно, в узком интервале изменения q, а это особенно отчетливо прослеживается в опытах с каналом шириной 0,5 мм. Визуальное наблюдение за процессом истечения конденсата на выходе из щелевого канала показало, что область резкого увеличения б совпадает со сменой режима стенания от плавного с равномерным распределением жидкости по обеим стенкам щелевого канала к напорному, струйному, без пульсаций, при этом конденсат выталкивался равномерно по всей площади поперечного сечения канала, измерения полного перепада статического давления при конденсации свидетельствовали, что в этой области происходит резкое изменение характера зависимости ДP_полн=f(q) (Рис. 1.14).

В области развитого турбулентного (на большей части поверхности конденсатора) режима течения пленки влияние плотности теплового потока на теплообмен проявляется неодинаково для каналов различной ширины. Более узким каналам соответствует более пологий характер зависимости б=f(q).Так, при t_н=20?С, для канала шириной 1,0 мм - б~q^0,25. По мнению В.О. Мамченко, данное явление объясняется тем, что в каналах меньшей ширины паровой поток в большей степени ламинаризует течение конденсатной пленки, гася турбулентные возмущения, возникающие в ней.

Рис. 1.11. Влияние ширины канала на теплообмен при конденсации в плоских щелевых каналах.

-- -- -- -- расчет для неподвижного пара (с учетом волнообразования).

Рис. 1.12. Влияние ширины канала на теплообмен при конденсации.

-- - -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Начало перехода к турбулентному течению в случае конденсации фреона 22 происходит при более высоких плотностях теплового потока, чем для конденсации фреона 12. При всех значениях q экспериментальные величины средних коэффициентов теплоотдачи при конденсации ф-22 оказывались, в среднем, на 28% выше, чем для ф-12 (при q=idem). Такое же превышение получено в опытах А.Б.Левина [22], Ю.Н.Ширяева [33] и др. В области плотностей тепловых потоков, характерных для условий работы конденсаторов холодильных машин (q=(3?6)•10³ Вт/м²) средние коэффициенты теплоотдачи для канала шириной ??_к=0,5 мм в 2?2,5 раза превышали расчетные значения б для неподвижного пара с учетом волнообразования пленки.

Опытные данные, позволяющие оценить характер зависимости средней теплоотдачи от температуры насыщения при конденсации пара в каналах различной ширины приведены на рис. 1.13, 1.14, 1.15, 1.16, 1.17. В диапазоне плотностей теплового потока, соответствующих ламинарному, волновому стеканию конденсата влияния температуры насыщения на б не обнаружено. Наиболее отчетливо это проявляется для канале шириной ??_к=3,0 мм. Опытные данные для температур насыщения t_н=20; 30; 40 ?С в данном случае удовлетворительно обобщаются одной прямой с n=-0,17.

Изменение физических свойств ф-12 и ф-22 в исследованной области температур насыщения таково, что, согласно теоретическому решению Нуссельта, с ростом t_н на 10 ?С коэффициенты теплоотдачи при конденсации уменьшаются примерно на 6,5%. В случае конденсации движущегося пара (что имеет место при конденсации в узких каналах) толщина пленки конденсата и коэффициенты теплоотдачи при ламинарном волновом стекании пленки будут зависить при прочих равных условиях от комплекса ()ⁿ ()^m, характеризующего соотношение сил на поверхности раздела фаз в кольцевом двухфазном потоке. Изменение этого комплекса компенсирует ухудшение теплоотдачи с повышением температуры насыщения, наблюдаемое при конденсации неподвижного пара. Увеличение тангенса угла наклона кривой, аппроксимирующей опытные значения б, в сравнении с теоретическим значением n= -0,33, связано с действием сил межфазового трения.

Рис. 1.13. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной ??_к=1,0 мм.

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.14. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной ??_к=1,0 мм.

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.15. Влияние температуры насыщения на теплообмен при конденсации в канале шириной 3 мм

-- -- -- -- расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.16. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в узких каналах.

-- -- - -- расчет для неподвижного пара (с учетом волнообразования).

С ростом температуры насыщения средняя скорость пара в канале уменьшается (примерно, на 25% на каждые 10°С изменения t_н) и смена режима течения происходит при больших плотностях теплового потока. Наибольшее расслоение опытных данных по температурам насыщения наблюдается в переходной области, причем с уменьшением ширины канала это расслоение проявляется более отчетливо. Область турбулентного стекания конденсата характеризуется незначительным влиянием t_н на б, при этом с ростом t_н интенсивность теплоотдачи уменьшается (рис. 1.13 и 1.14).

1.8 Локальные коэффициенты теплоотдачи

Изменение температур стенки по высоте поверхности конденсации позволило В.О. Мамченко исследовать характер изменения локальной теплоотдачи. При этом допускалось постоянство плотности теплового потока q. При расчете локальных коэффициентов температура стенки определялась как средняя из показаний двух термопар, расположенных симметрично по обеим сторонам щелевого канала. Типичный характер изменения б по высоте конденсатора приведен на рис. 1.18. Максимальные величины б соответствуют начальному участку конденсации. Толщина пленки в этой области весьма мала, режим ее течения ламинарный. С увеличением расстояния от входа в канал толщина пленки ??_пл непрерывно нарастает, и интенсивность теплоотдачи резко уменьшается. При некотором значении Н устойчивость ламинарного течение конденсата нарушается, течение пленки становится волновым и далее - турбулентным. Наличие турбулентных возмущений приводит к появлению турбулентной составляющей теплопроводности и компенсирует уменьшение б за счет утолщения пленки, поэтому для этой области характерно незначительное влияние увеличения протяженности участка конденсации на теплоотдачу.

Стабилизации б по высоте способствует также увеличение величины касательного напряжения на границе раздела фаз ф_v из-за сужения 'живого сечения' парового потока вследствие роста толщины пленки. Дальнейшее увеличение Н приводит к уменьшению касательного напряжения ф_v (до нуля в выходном сечении канала); интенсивность теплоотдачи в этой зоне определяется, с одной стороны, - увеличением толщины пленки, с другой, - турбулизацией потока конденсата.

Рис. 1.17. Влияние температуры насыщения на теплоотдачу при конденсации в канале шириной 3 мм.

-- -- -- -- -расчет по Нуссельту (с учетом волнообразования).

Рис. 1.18. Характер изменения б по высоте конденсатора. ? - ??_к = 0,5 мм; ф-12, t_н=30?С, q=8560 Вт/м²;

_ - ??_к = 0,5 мм; ф-22, t_н=20?С, q=12876 Вт/м².

В отдельных опытах в нижней части щелевого канала конденсатора В.О. Мамченко наблюдал увеличение локальных коэффициентов телоотдачи. Это явление наиболее характерно для канала шириной 0,5 мм и значительных плотностей теплового потока. (рис. 1.18). Причина этого, по мнению В.О. Мамченко, заключается в том, что в данном случае удвоенная толщина пленки конденсата на некотором расстоянии от выходного сечения становится соизмеримой с шириной канала конденсатора, происходило «захлопывание» порций пара, наблюдается переход от кольцевого режима течения двухфазной смеси к снарядному, при этом толщина пленки жидкости на стенках резко уменьшалась и коэффициенты коэффициенты теплоотдачи возрастали. Таким образом, усредненные во времени локальные величины коэффициентов теплоотдачи на этом участке оказались выше, чем на предшествующем. Некоторая аналогия этого процесса наблюдалась В.М. Азарсковым [1] при исследовании теплообмена в процессе кипения фреонов в узких щелевых каналах.

2. Методы интенсификации теплообмена

Интенсификация процессов теплообмена и повышение энергетической эффективности устройств, в которых эти процессы протекают, являются лейтмотивом развития теплообменных аппаратов.

Задачи интенсификации теплообмена сводятся к уменьшению габаритов и массы теплообменных устройств или к снижению температурного напора по сравнению с их величиной, которая достигается в данных условиях обычными путями. Если увеличение скорости потока в пределах, допустимых на практике, не обеспечивает получения необходимых габаритов теплообменного устройства, то необходима интенсификация теплообмена методами, которые обеспечат уменьшение габаритов при умеренном увеличении суммарных потерь мощности на прокачку теплоносителей через теплообменные аппараты.

Выделяются два направления интенсификации. Одно из них связано с увеличением теплового потока без учета дополнительных потерь энергии.

Второе направление связано с увеличением теплового потока при заданной величине энергии, затрачиваемой на перекачку теплоносителя, т. е. с увеличением эффективности теплоотдачи. Оно становится особенно важным для стационарно работающих теплообменных аппаратов большой мощности.

Теплообменные аппараты, в которых используется выбранный метод интенсификации теплообмена, должны быть пригодны для серийного производства, достаточно надежны и эффективны в эксплуатации.

Как известно, при взаимодействии твердой теплопередающей непроницаемой поверхности с омывающим ее потоком образуется пограничный слой, оказывающий основное сопротивление теплопередаче. Чем больше толщина теплового пограничного слоя и чем ниже теплопроводность теплоносителя, тем меньше теплоотдача. Увеличить теплосъем можно разными путями, в первую очередь подбором теплоносителя, поскольку Nu ~ Рг^п.

Определив теплоноситель с учетом его теплофизических свойств, можно рассматривать вопрос интенсификации теплообмена за счет выбора надлежащего гидродинамического режима. Наивыгоднейшим в отношении теплообмена гидродинамическим режимом является турбулентный или переходной режим в пограничном слое, но естественное развитие турбулентности начинается при весьма высокой скорости потока, а следовательно, и значительном гидравлическом сопротивлении. Поэтому во многих случаях для интенсификации конвективного теплообмена необходима либо искусственная турбулизация пограничного слоя, позволяющая перенести процесс теплообмена из ламинарной области в турбулентную, либо уменьшение толщины или разрушение пограничного слоя.

Наибольшего прироста теплоотдачи можно достичь с увеличением скорости теплоносителя, особенно в условиях турбулентного течения. С увеличением скорости потока, а соответственно и числа Re значительно возрастает коэффициент теплоотдачи по периметру трубы. Вместе с тем для достижения больших скоростей потока теплоносителя приходится затрачивать большие мощности энергии на его прокачку. Поэтому применяются искусственные способы интенсификации теплоотдачи.

Методы интенсификации конвективного теплообмена можно разделить на пассивные, активные и сложные.

К пассивным методам относятся: применение оребренных и других развитых поверхностей теплообмена на стороне теплоносителя с низким коэффициентом теплоотдачи, использование разных турбулизирующих планок, завихрителей или шероховатых поверхностей теплообмена, уменьшающих толщину пограничного слоя или разрушающих его.

Активные методы требуют применения дополнительной внешней энергии.

Сложные методы имеют место при одновременном использовании не менее двух отдельных методов интенсификации конвективного теплообмена, например в случае применения шероховатых труб со вставками, закручивающими поток, вибрирующих оребренных труб и т. д.

Одним из эффективных путей интенсификации теплообмена является искусственная турбулизация потока. Турбулизация потока значительно сказывается на теплообмене при ламинарном пограничном слое. Вместе с тем с развитием турбулентного пограничного слоя уменьшается вихревая зона отрыва и гидравлическое сопротивление падает. При турбулентном течении применение прямой турбулизации потока менее выгодно. Например, турбулизатор в трубе в несколько раз сильнее увеличивает перепад давления, чем теплоотдачу, а протяженность зон действия этого турбулизатора не превышает 10--12 диаметров.

Важным фактором на пути увеличения теплосъема является подбор оптимальной геометрии и типа теплообменной поверхности. Технология обработки алюминия и других металлов дает возможность сконструировать каналы любых форм, и в настоящее время наиболее качественным примером этого служат пластинчатые теплообменники.

Если коэффициент теплоотдачи одного теплоносителя значительно превышает коэффициент теплоотдачи другого теплоносителя, то следует применять оребрение. В настоящее время разработано много конструкций оребренных труб как с поперечными, так и с продольными ребрами. Эффективными являются ребра, которые дают малое гидравлическое сопротивление.

Все шире применяются шероховатые трубы. Суть интенсификации теплообмена посредством применения шероховатых поверхностей заключается в разрушении элементами шероховатости вязкого подслоя при турбулентном движении, а также в повышении неустойчивости пограничного слоя, вследствие чего при прочих равных условиях переход из ламинарного течения в турбулентное на шероховатой поверхности наступает при меньшем числе Re, чем на гладкой.

Для интенсификации теплообменных процессов в компактных аппаратах с продольно-обтекаемыми пучками труб предложено использовать трубы с поперечными кольцевыми канавками, изготовленными накаткой (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Продольный разрез трубы с канавками

d -- наружный диаметр труб, d_l -- диаметр кольцевой канавки, t -- шаг кольцевых канавок

Преимущества этого способа интенсификации теплообмена по- сравнению с другими способами следующие: а) образующиеся внутри трубы диафрагмы после накатки снаружи кольцевых канавок существенно интенсифицируют теплообмен в трубе, б) технологически способ осуществляется несложно, к тому же не надо менять существующую технологию сборки трубчатых теплообменников, в) он применим при больших удельных тепловых потоках и в тесных пучках труб, поскольку не увеличивает наружного диаметра труб. Применение данного способа интенсификации теплообмена наиболее целесообразно в диапазоне относительных шагов труб s/d = 1,1 ?1,3. В пучках с s/d >l,3 оптимальная интенсификация в межтрубном пространстве обеспечивается при высотах кольцевых диафрагм внутри трубы выше оптимальных и, следовательно, при значительных потерях давления внутри трубы. Оптимальная же интенсификация теплообмена внутри трубы дает незначительную его интенсификацию снаружи труб.

В кожухотрубных теплообменниках для интенсификации теплообмена применяются винтообразно закрученные продольно- и поперечно-обтекаемые трубы. Установлено, что причинами интенсификации теплоотдачи являются сложные течения в межтрубном пространстве от ядра потока к стенке и от стенки в ядро, приводящие к непрерывному обмену массами теплоносителя в поперечном сечении пучка, а также существенная турбулизация потока по сравнению с гладкотрубным пучком, обусловленная еще и неравномерностью скорости в ядре потока.

На рис. 2.2 представлена схема кожухотрубного теплообменного аппарата повышенной эффективности, предназначенного для использования на предприятиях химической промышленности, где требуется обеспечить высокую интенсификацию процессов теплообмена и перемешивание теплоносителей при их циркуляции по трубам и в межтрубном пространстве. Аппарат состоит из винтообразно закрученных профильных труб (1), закрепленных прямыми круглыми концами в трубных досках (2). Профиль труб выполнен в виде овала. Трубы соприкасаются в местах максимального размера овала, что обеспечивает высокую вибропрочность конструкции аппарата. При циркуляции теплоносителей по трубам и в межтрубном пространстве осуществляется спиральная закрутка потоков. Теплоотдача теплообменника данной конструкции на 50% выше, а объем на 30% меньше по сравнению с гладкотрубным теплообменник

В кожухотрубных аппаратах, особенно типа «жидкость--газ», для обеспечения в трубах и межтрубном пространстве одинаковых предельных значений коэффициентов теплоотдачи в межтрубном пространстве устанавливаются перегородки, а внутри труб -- разные вставки, которые турбулизируют пристенный слой потока и тем самым снижают термическое сопротивление. Применяются вставки разных типов: в виде дисков, колец, диафрагм, спиралей, винтообразно закрученной проволоки и т.д.

Влияние на теплообмен трубы и пластины ультразвуковых волн частотой 27--697 кГц, перпендикулярных потоку, при вынужденной конвекции экспериментально исследовалось. Скорость потока воды или масла изменялась от 0,07 до 1,0 м/с. Максимальное увеличение теплоотдачи, достигавшее 80%, было получено на тонкой пластине в условиях стоячих волн, где с увеличением интенсивности ультразвука теплообмен повышается, а с ростом скорости потока при той же интенсивности ее влияние понижается. Анализ результатов, полученных при частоте 697 кГц, показал, что теплообмен улучшается вследствие турбулизирующего действия микротечений у поверхности теплообмена. С увеличением скорости потока турбулизирующее действие поля ультразвуковых волн становится незначительным по сравнению с турбулизирующим действием самого потока. Поэтому применение ультразвука для интенсификации конвективного теплообмена имеет смысл только при низких скоростях потока.

3. Стенд для исследования теплообмена при конденсации хладоагентов в каналах пластинчатого конденсатора

Исследование теплообмена при конденсации аммиака в модели вертикального пластинчатого конденсатора, образованного серийно выпускаемыми промышленностью пластинами будет проводиться на экспериментальном стенде, схема которого представлена на рис. 3.1.

Экспериментальная установка включает в себя следующие основные элементы: экспериментальный конденсатор -(I), кипятильник -(2), мерные емкости для измерения расхода хладагента-(3) и воды -(4),термостат -(5),водяной насос-(6), аммиачный насос-(7)систему трубопроводов и комплекс измерительной аппаратуры, а так же Х.М. для охлаждения воды в летнее время.

Экспериментальный конденсатор представляет собой модель вертикального полуразборного пластинчатого теплообменника, он состоит из восьми прямоугольных пластин с гофрами. Пластины собираются в пакет. Две внутренние пластины свариваются по боковым образующим(по хладоагенту). Наружные пластины уплотняются через резиновые прокладки. Весь пакет сжимается с помощью прижимных плит.

Конденсация осуществляется внутри сварной конструкции аппарата: конденсат собирается в жидкостном коллекторе и, проходя через мерную емкость, стекает в кипятильник. Хладоноситель подаётся по двум смежным каналам образованным наружными пластинами. Движение потоков хладагента и хладоносителя -противоточное.

Тепловая нагрузка в кипятильнике создается с помощью двух электронагревателей общей мощностью 12 кВт, один из которых включается в цепь однопостового сварочного трансформатора СТЭ-34-У с регулятором тока, второй - в цепь регулятора напряжения PH0-250-I0. Мощность определяется в первом случае по показаниям амперметра типа 959. кл. 0,5, подключаемого через трансформатор тока УТт-6, и астатического вольтметра типа АМВ, кл. 0,5; во втором -- по показаниям ампервольтваттметра типа Д 522. кл. 0,5.

Пар из кипятильника поступает в паровой коллектор конденсатора, предварительно перегреваясь на I - 2°С выше температуры насыщения в дополнительном пароперегревателе, тепловую нагрузку которого необходимо учитывать в тепловом балансе. Тепло конденсации отводится охлаждающей водой, подаваемой из термостата (4) насосом (6). Постоянство температуры воды, поступающей в конденсатор, в опытах поддерживается автоматически при помощи электронного реле и системы электронагревателей, при необходимости воду в баке можно охлаждать холодильной установкой.

Рис. 3.1. Схема экспериментальной установки

1-эксперементальный конденсатор; 2-кипятильник; 3-мерная ёмкость для аммиака; 4-мерная ёмкость для воды; 5-термостат; 6-водяной насос; 7-образцовые манометры; 8-запорные вентили.

В экспериментах измеряются следующие режимные параметры: объемные расходы образующегося конденсата и хладоносителя, температуры воды на входе и выходе из конденсатора_, температуры жидкости и пара в кипятильнике, температуры пара в паровом коллекторе и конденсата - в жидкостном, температура стенки сварной конструкции экспериментального конденсатора.

Измерение расхода конденсата производится объемным способом при закрытом вентиле, соединяющем мерную емкость (3) с кипятильником (2).

Для измерения температур используются медь -константановые термопары с диаметром провода 0,2 мм.

Возникающая термо-э.д.с. измеряется по компенсационной схеме с помощью потенциометра Р-306, гальванометра М 195/I и нормального элемента Вестона второго класса. Кроме того, измерительная схема позволяет записывать показания термопар на диаграммную ленту двух электронных автоматических самопишущих потенциометров типа КСП-4 с пределами измерения 0 - 25^вС и 25 - 55°С. Потенциометры КСП-4 должны быть отградуированы совместно с термопарами. Холодные спаи термопар помещаются в сосуд Дьюара с мелкодробленым льдом.

Температура стенки определяется как средняя арифметическая из показаний термопар, расположенных симметрично по обеим сторонам сварной конструкции конденсатора. Термопары укладываются в пазы глубиной 0,5 и шириной 1 мм, профрезерованные на боковых поверхностях гофр. После этого пазы заполняются эпоксидной смолой. Корольки горячих спаев термопар припаиваются к стенке. Термопары, измеряющие температуры насыщения и перегрева пара на входе в паровой коллектор, помещаются внутри тонких капилляров из нержавеющей стали, заполненных трансформаторным маслом.

Температура насыщения, определяемая по показаниям термопар, контролируется также по давлению насыщения, измеряемому двумя образцовыми манометрами класса 0,4. Отличие температуры насыщения, измеряемой при помощи термопар, от искомой величины, соответствующей давлению насыщения и определяемой по показаниям манометров (с учетом барометрического давления), не должно превышать в опытах 0,3°С.

Характеристика условий проведения экспериментов:

t_н =+15 +20 +30 °С. щ_щ =0.5; 1; 2.5 м/с. ?_к =10 кВт.

4. Расчет площади поверхности теплопередачи и количества пластин пластинчатого конденсатора

Исходные даннные t_k=30?C; W_w=0.7 ; Q_k=10кВт.

Приняв перегрев воды в конденсаторе Дt_w=13 ?C, определяю среднюю логарифмическую разность температур:

?м = ==10,15 ?C;

Расход охлаждающей воды

G_w = Qk /(Дt_w c_w) ==0,18 кг/с;

c другой стороны

G_w=с_w•w_w•F_сеч=995,7•0,7•=0,2 кг/с;

поэтому следует принять для водяного контура трубу с внутренним диаметром d_вн=0,02 м.

Определяем теплофизические свойства воды при средней температуре пленки:t_w=(t_w1+t_w2)/2=(12+25)/2=18,5 ?C

Кинематическая вязкость н=1,0545•10^-6 м²/с;

динамическая вязкость µ=1049•10^-6 Па/с;

теплопроводность л=0,51805 Вт/(м•К);

число Прандтля Pr=7,287.

Принимаю зазор между пластинами равным д=4 мм, тогда d_экв=2 д=2•4=8мм.

В качестве теплообменныой поверхности выбираю стальные пластины для разборных теплообменников фирмы «Alfa Laval» марки T5-MFG, с размерами пластин 636х184мм и площадью поверхности F=0,117 м².

Определяю число Рейнольдса для воды:

Re_w=w_wd_экв/ н=0,7•0,008/1,0545•10^-6=5310,57.

Число Нуссельта со стороны воды:

Nu=0,021•Re^0,8Pr^0,43=0,021•5310,57^0,8•7,29^0,4=44,4.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

б_w= Nu• л/d_экв=44,4•0,51805/0,008=2875,17 Вт/(м²•К)

Приняв суммарное термическое сопротивление ?(д_i/ л_i)=2,6•10^-4 м²•К/Вт;

составлю уравнение для определения плотности теплового потока со стороны воды:

q_w= = =1645(10,15-?_a);

Для нахождения числа Рейнольдса со стороны аммиака необходимо знать расход и скорость пара:

G_пара=Q_кд/Дi=10000/(1785,3-641,3) •10^-3=0,00874 кг/с,

G_пара= с_пара•w_пара•f_сеч•n, где f_сеч=В• д, площадь попечного сечения канала;n-число каналов. Из этого уравнения: w_пара= G_пара/ n• с_пара• f_сеч=

=0,00874/4•9,054•0,736•10^-3=0,328 м/с

Число Рейнольдса для аммиака: Re = =0,328•0,553/1,0545•10^-6= =1,72•10⁵,где l-длина пластины(высота);

Полученное значение числа Рейнольдса удовлетворяет условию 1,5 •10⁵? Re?4,5 •10⁶, поэтому для нахождения коэффициента теплоотдачи следует применить уравнение:

б=0,2б_n(Re)^0,12(Pr)^-0,33, где б_n=1,15

б_n=1,15=

=10826?_a^-0,25.

б=0,2•10826•?_a^-0,25 (1,72•10⁵)^0,12(1,4)^-0,33=8233 ?_a^-0,25.Отсюда плотность теплового потока со стороны аммиака: q= б•?_a= 8233 ?_a^-0,25• ?_a= 8233 ?_a^0,75;

Таким образом получены уравнения для нахождения плотности теплового потока:

q_w=1645(10,15-?_a);

q_а= 8233 ?_a^0,75;

Данная система уравнений является трансцендентной относительно q и ?_a. Наглядный и достаточно точный результат дает графоаналитический метод, основанный на том факте, что в установившемся режиме работы аппарата имеет место равенство q_w = q_а =q_вн. Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока q_вн как ординату точки пересечения графических зависимостей q_w=1645(10,15-?_a) и 8233 ?_a^0,75 в координатных осях ?_a -q. Для построения упомянутых зависимостей предварительно вычисляют значение q для ряда значений ?_a

?_a, ?C….......0,8 1,0 1,9 2,0 3,0

q_w, Вт/м²… 15380,75 15051,75 13571,25 13406,75 11761,75

q_а, Вт/м²……6964,27 8233 13323,65 13846,2 18767,18

По этим данным построены кривые q_w=f(?_a) и q_а =ц(?_a) рис. 4.1.Точка пересечения кривых определяет значение q_вн=13515 Вт/м².

Площадь внутренней поверхности теплообмена F_вн=Q_k/ q_вн=10000/13515=

=0,74 м².Общее число пластин будет равно n= F_вн/ F_1пласт=0,74/0,117=6,3 шт.

Применяю 8 пластин марки T5-MFG. => Q_max=12650 Вт.

5. Расчет и подбор оборудования

5.1 Расчет трубопроводов

Расход охлаждающей воды

G_w = Qk /(Дt_w c_w) ==0,18 кг/с.

С другой стороны G_w=с_w•w_w•F_сеч; отсюда можно найти площадь сечения и диаметр трубы для воды, он будет равен d_вн= =0,02м

Расход пара аммиака равен расходу жидкого аммиака, который можно измерить объемным методом. Его так же можно найти из выражения:

G_пара=Q_кд/Дi=10000/(1785,3-641,3) •10^-3=0,00874 кг/с

Зная или задавшись скоростью пара на входе в конденсатор, можно определить внутренний диаметр трубы, при скорости пара 1,36 м/с,диаметр трубы составит 30мм. Из того условия что расходы жидкого и газообразного аммиака одинаковы, можно вычислить внутренний диаметр трубы на выходе из конденсатора, он будет равен 10 мм.

5.2 Расчет насосов

Расчет и подбор аммиачных насосов производят по необходимой производительности и напору. Производительность насоса должна быть больше или равна необходимой производительности, а напор должен быть несколько большим,чем посчитанный по суммарным местным падениям давления и падениям давления по длине.

Учитывая то, что перекачивается парообразный аммиак и высота подъема мала, выбираю насос с самыми близкими характеристиками по производительности- центробежный насос АНМ-Е 8/40-А-55 подача=8 м³/ч; Н=40м; N=4кВт.

Для воды выбираю КМ50-32-125:подача 12,5 м³/ч, напор 20 м, мощность 2,2 кВт.

5.3 Подбор холодильной машины

Для охлаждения теплоносителя подбираю компрессорно-конденсаторный агрегат на t_о= -5 ?С, производительностью Q = 12 кВт, марки AК9-2-2

6. Методика проведения и обработки результатов экспериментов

В опытах исследуется конденсация технически чистого аммиака. Перед заправкой аммиака в экспериментальную установку последняя тщательно вакуумируется. Заправка осуществляется методом конденсации. Поправка на теплопотери в окружающую среду в расчетах не учитывается. Измерения производятся при установившемся ражиме, достижение которого определяется но постоянству параметров работы установки в течение 10-I5 минут.

После вывода экспериментальной установки на заданный режим работы и установления его стационарности производятся измерения: давления насыщения, мощности, потребляемой электронагревателями, температурного режима работы стенда, расходов хладоагента и хладоносителя.

Средние коэффициенты теплоотдачи при конденсации определяются из выражения

б = q/(t_н - t_ст) (6.1)

здесь

q = Q_k / F_k - средняя плотность теплового потока (6.2),

Q_k - средний тепловой поток в конденсаторе. Величину Q_k находят как среднюю, определяемую тремя независимыми способами:

по мощности, потребляемой электронагревателями, установленными в кипятильнике и пароперегревателе, -

Q_L=?W_эл;

по теплу, отданному сконденсировавшимся аммиаком, -

Q_k =V_L •с_L•r (6.3)

где

V_L - объемный расход конденсата, м³/c

по теплу, воспринятому охлаждающей водой

Q_w=с_wG_w(t_wвых-t_wвх)

Несходимость баланса тепла, определяемого этими способами для большинства опытов не должна превышть 4%.

F_k =8bh - полная поверхность конденсатора, где

b - ширина, h - высота поверхности конденсации

t_ст - средняя арифметическая из показаний всех термопар температура стенки (с учетом поправки на глубину залегания королька термопары)

t_ст= .

Расчетная температура стенки определяется из выражения

t_iрасч= t_iизм+q•, (6.4)

здесь

t_iизм - измеренная температура стенки;

_, - соответственно толщина и коэффициент теплопроводности материала стенки;

а- глубина паза под термопару.

С некоторым допущением оказывается возможным принять линейное изменение температуры воды по высоте канала и постоянство по поверхности плотности теплового потока q. Учитывая это обстоятельство, локальную величину коэффициента теплоотдачи в данном сечении, можно рассчитать, зная температуру стенки

б=q/(t_н-t_расч) (6.5)

7. Оценка погрешности измерений

Если измеряемая величина является функцией нескольких переменных, то есть

y=f(x₁, x₂……..x_n),

то максимально возможное значение абсолютной величины у определится арифметической суммой частных погрешностей

Дy=±(Дx₁ +Дx₂ +……….. Дx_n). (7.1)

а относительная погрешность измеряемой величины выразится соотношением

± = ± =±(Дx₁ +Дx₂ +……….. Дx_n).(7.2)

Рассчитаем относительные погрешности при определении средних коэффициентов теплоотдачи б.

7.1 Погрешность измерений б

Относительная погрешность измерении мощности, потребляемой электронагревателями

W_полн=W₁+W₂+W₃

В опытах используются ваттметры Д-522 кл. 0,5. Наименьшая измеряемая ими мощность 117,5 Вт (по шкале 250Вт); наибольшая - 2140 Вт (по шкале 7500 Вт). Мощность электронагревателя пароперегревателя измеряется ваттметром кл. 0,5 со шкалой 30 Вт. Максимальная относительная погрешность измерения мощности, в соответствии с выражением (7.2), определится

()_max= = 0,0119

()_min= = 0,0110

Погрешность при расчете тепла, отданного конденсирующимся

аммиаком, определяется следующим образом.

Величина Q_к рассчитывается по уравнению (6.3), при этом объемный расход хладоагента V_L измеряется с помощью мерной емкости с точностью до 10 мл. Количество конденсата при замере -1000мл. Время ф определяется по секундомеру с точностью 0,1 с. Отсюда

() = + + + .

Эта погрешность соответствует наибольшим плотностям теплового потока: для меньших q ф возрастает и величина уменьшается.

В расчете погрешности необходимо учесть и ошибку, вносимую из-за пренебрежения величинами перегрева пара на входе в конденсатор С_рvДt_пер (Дt_пер=2?С) и переохлаждения конденсата на выходе (Дt_вых<0,5 ?С). Общая относительная погрешность составит

0,0094 + 0,0034 =0,0128.

Таким образом,

= + + + + 0,0128.

Погрешность в определении Q_k

Q_k=

При максимальной нагрузке

= .

Расчет относительной погрешности при определении q согласно (7.2),

= + + .

Ширина канала В измеряется штангенциркулем с точностью ДВ= 0,1 мм

= 0,1/В

Высота канала Н определяется при помощи металлической линейки с ценой деления 1мм

= 1/Н

Погрешность при измерении температур при помощи термопар не должна превышать 0,1 ?С.

Толщина стенки канала измеряется микрометром, а глубина паза микрометрическим глубиномером, отсуда

.

Погрешность при определении средних коэффициентов теплоотдачи

Из(6.1) и (7.2) имеем

= + +

Минимальная погрешность при расчете средних коэффициентов теплоотдачи должна соответствовать максимальной разности температур Дt=t_н-t_ст т.е. значительным плотностям теплового потока

8. Экономика

Для оценки тепловой эффективности пластинчатого конденсатора, необходимо произвести его сопоставление с широкораспространённым кожухотрубным конденсаторам типа КТГ.

Пластинчатый конденсатор представляет собой сварной пластинчатый аппарат, каналы для движения рабочих сред которого образованы плоскими пластинами из нержавеющей стали. Каналы компонуются путем сварки двух смежных пластин по боковые образующим и присоединения их к соответствующим коллекторам. Каналы для течение охлаждающей среды образуются двумя соседними парами пластин.

Условия сопоставления: холодильный агент -NH₃. Производительность 100 кВт. Температура насыщения t_н=30 ?С. Среднелогарифмический перепад температур ?_m=5,46 ?С. Скорость охлаждающей воды в конденсаторе w_w=0,7 м/с.

Оценка эффективности производится по энергетическому коэффициенту Е, представляющему собой отношение плотности теплового потока q к мощности, затрачиваемой на прокачивание теплоносителя, отнесенной к 1м² поверхности аппарата N_f.

Для КТГ коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося аммиака находится по:

б_а=0,72 n^-0,167-0,25=

=0,72 4^-0,167-0,25 => q_а=10018^0,75

коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

Nu=0,021•Re^0,8Pr^0,43; б_w= Nu• л/d_вн => q_w=1587,2(5,46-?_а)

Для нахождения q можно воспользоваться графоаналитическим методом, => q_вн=7600 Вт/м².

Для пластинчатого конденсатора, коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося аммиака находится по:

б=0,2б_n(Re)^0,12(Pr)^-0,33, где б_n=1,15

б_n=1,15=

=10826?_a^-0,25.

б=0,2•10826•?_a^-0,25 (7,5•10⁵)^0,12(1,4)^-0,33=9824 ?_a^-0,25. =>

плотность теплового потока со стороны аммиака: q= б•?_a= 9824 ?_a^-0,25• ?_a= 9824 ?_a^0,75

Число Нуссельта со стороны воды:

Nu=0,021•Re^0,8Pr^0,43=69,5.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

б_w= Nu• л/d_экв=69,5•0,549/0,005=7631,1 Вт/(м²•К)

плотность теплового потока со стороны воды:

q_w=2557(5,46-?_a);

Из графоаналитического метода q_вн=10625 Вт/м².

Мощность, затрачиваемая на прокачку теплоносителя через каналы конденсатора, рассчитывается следующим образом

Для конденсатора КТГ по уравнению

N_f=0,125(о_L+0,015)с_LV_L³=0,125•(0,026+0,015)1000•2,9³=35 Вт/м²

где о_L-коэффициент гидравлического сопротивления по длине, определенный из выражения

о_L==1/(1.8lg18906.6-1.5)²=0.026

Для пластинчатого конденсатора по уравнению

N_f= =0,004•17643/8(2•0,117) =38 Вт/м²

где ДP=(4/Re^0.25)•(h/d_экв)•(сw²/2)=(4/6084^0.25)•(636/4)•(1000•0.7²/2)=17643 Па

n-число каналов по воде.

Для КТГ Е=7600/35=217, для пластинчатого аппарата Е=10625/38=279

Сопоставление по массогабаритным показателям показало, что использование в пластинчатом аппарате тонкостенных пластин (от 0,5 до 1 мм) дает ощутимое преимущество над кожухотрубными, в которых используются более массивные трубы. Коэффициенты теплоотдачи пластинчатых аппаратов больше чем у кожухотрубных, что так же способствует уменьшению массы и габаритов в сравнении с кожухотрубными аппаратами. К плюсам этих аппаратов так же можно отнести возможность их разбора и прочистки от водяного камня.

К минусам можно отнести несколько большие затраты на прокачку теплоносителя при большом количестве пластин и образованных ими каналов, однако преимущества по массогабариным и тепловым показателям, а также возможность легкой очистке в конечном счете делает эти аппараты более привлекательными нежели кожухотрубные, поэтому все больше и больше предприятий стараются заменить имеющиеся кожухотрубные аппараты на пластинчатые.

Для наглядного представления преимуществ пластинчатых аппаратов прилагается лист экономики в котором представлен график зависимости Е=f(N_f) для различных типов конденсаторов, работающих на фреоне 22. При одной и той же величине энергетического коэффициента (соответствующей скорости воды в конденсаторе типа КТР примерно 1,5 м/с) определены значения N_f каждого конденсатора. Найденные таким образом N_f использованы для сопоставления массовых (М_эт/М_с)и габаритных(V_эт/V_с) показателей аппаратов (таблица 8.1).

За эталон при сравнении выбран горизонтальный кожухотрубный конденсатор с медными оребренными трубами КТР.

9. Гражданская оборона

Краткая характеристика аммиака.

Аммиак (NH3) широко распространен в качестве хладагента. Его применяют в машинах средней и крупной производительности, как правило, для получения средних температур охлаждения. Уже к концу XIX века аммиак практически вытеснил другие холодильные агенты, такие как хлористый этил, сернистый ангидрид, хлористый метил, диоксид углерода. Достоинствами аммиака являются хорошие термодинамические свойства, высокая объемная холодопроизводительность, относительно невысокие давления конденсации, давления кипения, близкие к атмосферному. Большую опасность представляет жидкий аммиак при попадании в глаза и на поверхность кожи. Он прекрасно растворяется в воде, образуя нашатырный спирт, не растворяет смазочные масла.

-- Воспламеняемость.

Самовоспламенение аммиака возможно при температуре выше 651°C, и как хладагент он относится к группе B2 (низкая воспламеняемость). Аммиак способен гореть только в замкнутых пространствах, в силу чего классифицируется как неогнеопасный при использовании на открытом воздухе.

Для воспламенения аммиака требуется гораздо большая энергия, чем для возгорания других горючих веществ (14 мДж против 0,26 мДж для метана, этана и пропилена и 0,02 мДж - для газообразного водорода). Энергии разрядов в трехфазных электрических системах напряжением 440 Вольт недостаточно для воспламенения аммиака, и это является причиной отсутствия каких-либо требований по взрывобезопасности электрооборудования холодильных аммиачных систем.

-- Токсичность

Физиологическое воздействие аммиака на организм человека

Предотвращение аварий на объектах, использующих аммиак.

Вновь поступающие рабочие основных профессий и специальностей должны проходить обязательный предварительный, а затем и периодический медицинский осмотр в установленном порядке.

Все лица, работающие на объекте, обязаны проходить инструктаж и обучение по безопасности труда в соответствии с ГОСТ 12.0.0004-90 ССБТ. Организация обучения работающих безопасности труда. Общие положения:

Инженерно-технические работники должны сдавать экзамен на знание правил, норм и инструкций по технике безопасности, обязательные для применения на данном рабочем месте, не реже одного раза в три года. Основные рабочие -ежегодно.

Для каждого объекта должен быть разработан план локализации аварийных ситуаций.

Запрещается допускать к работе лиц, не ознакомленных с планом локализации аварийных ситуаций и не знающих его в части, относящейся к месту работы.

В процессе обучения персонала знания правил, норм и инструкций по технике безопасности инженерно- технической и производственной персонал должен:

-- знать токсичные свойства аммиака

-- основные производственные неполадки и методы их устранения

-- план локализации аварийных ситуаций и личные действия в процессе ликвидации аварий

-- действии, которые необходимо предпринять для профилактики и в случае выброса аммиака

-- уметь правильно пользоваться средствами индивидуальной защиты от поражения аммиаком, оказывать первую медицинскую помощь пострадавшим, применять первичные средства пожаротушения.

Весь персонал должен быть обеспечен промышленными фильтрующими противогазами с коробкой защиты от аммиака марки КД, самоспасателями, специальной одеждой, спецобувью в соответствии с типовыми отраслевыми нормами, без которых он не может быть допущен на рабочее место. Для ликвидации аварии должен храниться запас изолирующих костюмов, противогазов, защитных перчаток, обуви и других средств защиты. На территории объекта должны быть фонтанчики для промывания глаз и аварийные душивые для смыва жидкого аммиака.

Задача

При аварии произощел разрыв емкости с аммиаком, хранившимся под давлением. Общее количество NH₃ в емкости 80т. Разлив произощел в поддон. Высота слоя 0,8 м. Температура окружающее среды 0?С. Подвижность воздуха 5км/ч, инверсия. Расстояние до населенного пункта 1,6 км. Оценить максимальный масштаб заражения.

1. Количество выброшенного при аварии химического вещества (ХВ) принимается равным всей его массе в емкости Q₀=80 т.

2. Расчет эквивалентного количества ХВ по первичному облаку:

Q_э1=к₁к₃ к₅ к₇ Q₀ = 0,18•0,04•1•1,0•80=0,576 т;

где к₁- коэффициент, зависящий от условий хранения ХВ, для этой формулы он принимается равным 0,18;

к₃- коэффициент, равный отношению пороговой токсодозы хлора к пороговой токсодозе данного АХОВ. Для аммиака он равен 0,04;

к₅- в условиях инверсии равен 1,0;

к₇- зависит от температуры воздуха, при 0?С он равен 1,0.

3. Расчет времени испарения АХОВ и продолжительности его поражающего действия:

T= = = 21,8 ч;

где к₂- коэффициент, зависящий от физико-химических свойств ХВ; для аммиака он равен 0,025;

К₄- коэффициент, учитывающий скорость ветра; при малой подвижности воздуха 1 м/с он равен 1,0;

h- высота разлива ХВ;

d- плотность сжиженного NH₃=0,68;

к₇- равен 1,0.

4. Расчет эквивалентного количества АХОВ по вторичному облаку:

Q_э2=(1-к₁)к₂ к₃ к₄ к₅ к₆ к₇ = (1-0,01)0,025•0,04•1•1•3,03•1• =0,44 т

к₂ -при разливе в поддон равен 0,01;

к₆ = B^0,8=4^0,8=3,03; B=4 при Т>4

5. Определения глубины зоны заражения а) первичным б) вторичным облаком проводится в зависимости от эквивалентного количества АХОВ с интерполяцией:

а) глубина 3,4 км;

б) глубина 2,93 км;

6. Расчет полной глубины зоны заражения: Г_полн=Г_б+Г_м=3,4+0,5•2,93=4,86 км.

7. Расчет предельно возможной глубины переноса воздушных масс:

Г_пр=В•v=4•5=20 км

где v- скорость ветра (5км/ч)

8. Определения окончательной расчетной глубины зоны заражения по наименьшему значению Г_{полн или} Г_пр: 4,86 км.

9. Определение времени перемещения облака зараженного воздуха на расстояние х:

х/5 км/ч = 1,6/5= 0,32 ч= 19,2 мин

10. Определение площади зоны заражения:

а) возможного

З_в =8,72•10^-3Г²ц=8,72•10^-3•4,86 ²•180=37 км²

где ц- угловой размер зоны возможного заражения, при скорости ветра 1м/с он равен 180?

б) фактического

З_ф=к_вГ²В^0,2=0,081•4,86 ²•4^0,2=2,52 км²

где к_в- коэффициент, зависящий от степени вертикальной устойчивости воздуха. Здесь он 0,081

10. БЖД

Анализ опасных и вредных факторов

В соответствии с ГОСТ 12.0.003-91 'Опасные и вредные производственные факторы' все возникающие в производственных условиях опасные и вредные факторы подразделяются по природе действия на следующие группы: биологические, психологические, физические, химические.

При работе холодильного оборудования и систем вентиляции и кондиционирования стоит выделить физические и химические факторы. Самым основными вредным физическим факторам, при работе холодильного оборудования являются шум и вибрация. Одним из видов химически опасных и вредных веществ является аммиак.

Шум и вибрация

Шум ухудшает условия труда, оказывая вредное действие на организм человека. Работающие в условиях длительного шумового воздействия испытывают раздражительность, головные боли, головокружение, снижение памяти, повышенную утомляемость, понижение аппетита, боли в ушах и т. д. Такие нарушения в работе ряда органов и систем организма человека могут вызвать негативные изменения в эмоциональном состоянии человека вплоть до стрессовых. Под воздействием шума снижается концентрация внимания, нарушаются физиологические функции, появляется усталость в связи с повышенными энергетическими затратами и нервно-психическим напряжением, ухудшается речевая коммутация. Все это снижает работоспособность человека и его производительность, качество и безопасность труда. Длительное воздействие интенсивного шума [выше 80 дБ(А)] на слух человека приводит к его частичной или полной потере.

В табл. 7.3 указаны предельные уровни звука в зависимости от категории тяжести и напряженности труда, являющиеся безопасными в отношении сохранения здоровья и работоспособности.

Таблица 7.3 Предельные уровни звука, дБ, на рабочих местах

Уровень шума, создаваемый компрессором возможно снизить до 70 дБА путем создания специальных кожухов. Звукопоглощение в компрессорных помещениях обеспечивается облицовкой стен и потолка звукопоглощающими материалами. Уровень вибрации в в компрессорных помещениях быть снижен путем установки оборудования на специальные виброизоляторы.

Аммиак

При нормальных условиях бесцветный газ с характерным резким запахом ('нашатырного спирта'), почти в два раза легче воздуха. При выходе в атмосферу дымит. При обычном давлении затвердевает при температуре -78°С и сжижается при -34°С. С воздухом образует взрывоопасные смеси в пределах 15-28 объёмных процентов. Аммиак используют при получении азотной кислоты, азотосодержащих солей, соды, мочевины, синильной кислоты, удобрений, диазотипных светокопировальных материалов. Жидкий аммиак широко применяется в качестве рабочего вещества (хладагента) в холодильных машинах и установках.

Вызывает поражение дыхательных путей. Признаки: насморк, кашель, затрудненное дыхание, удушье, учащается сердцебиение, нарастает частота пульса. Пары сильно раздражают слизистые оболочки и кожные покровы, вызывают жжение, покраснение и зуд кожи, резь в глазах, слезотечение. При соприкосновении жидкого аммиака и его растворов с кожей возникает обморожение, жжение, возможен ожог с пузырями, изъязвления.

Если поражение аммиаком все же произошло, следует немедленно вынести пострадавшего на свежий воздух. Транспортировать надо в лежачем положении. Необходимо обеспечить тепло и покой, дать увлажнённый кислород. При отеке легких искусственное дыхание делать нельзя.

Наличие и концентрацию этого газа в воздухе позволяет определить универсальный газоанализатор УГ-2.

В случае аварии необходимо опасную зону изолировать, удалить людей и не допускать никого без средств защиты органов дыхания и кожи. Около зоны следует находиться с наветренной стороны. Место разлива нейтрализуют слабым раствором кислоты, промывают большим количеством роды. Если произошла утечка газообразного аммиака, то с помощью поливомоечных машин, авторазливочных станций, пожарных машин распыляют воду, чтобы поглотить пары.

Анализ пожаро- и взрывоопасности.

Самовоспламенение аммиака возможно при температуре выше 651°C, и как хладагент он относится к группе B2 (низкая воспламеняемость). Аммиак способен гореть только в замкнутых пространствах, в силу чего классифицируется как неогнеопасный при использовании на открытом воздухе.

Для воспламенения аммиака требуется гораздо большая энергия, чем для возгорания других горючих веществ (14 мДж против 0,26 мДж для метана, этана и пропилена и 0,02 мДж - для газообразного водорода). Энергии разрядов в трехфазных электрических системах напряжением 440 Вольт недостаточно для воспламенения аммиака, и это является причиной отсутствия каких-либо требований по взрывобезопасности электрооборудования холодильных аммиачных систем.

Мероприятия по устранению вредных и опасных факторов.

Для снижения или предотвращения влияния опасных и вредных факторов необходимо соблюдать технику безопасности при работе с холодильным оборудованием. Для снижения опасных факторов в помещении стенда применены следующие положения

1) применена установка с малым содержанием аммиака

2) обеспечен необходимый уровня контроля параметров, автоматической защиты и управления;

3) разработка система аварийной вентиляции в случаи утечки аммиака;

4) все электрическое оборудование тщательно изолировано и заземлено

5) лаборатория является помещением без повышенной опасности (отсутствуют условия, создающие повышенную опасность)

Параметры микроклимата должны соответствовать следующим значениям:

Температура воздуха в помещении должна быть:

в холодный период не более 22-24 °С;

в теплый период не более 23-25° С;

относительная влажность 40-60%;

скорость движения воздуха в помещении не более 0.2м/с. Освещение должно соответствовать расчетному.

Требования безопасности перед началом работы

-- Проверить место вокруг установки. Убедиться, что оно освещено и не загромождено посторонними предметами.

-- Проверить наличие и исправность:

-средств пожаротушения (огнетушители, ящика с песком);

-ограждений электроприводов (муфт, ремней);

-наличие и исправность заземления компрессоров, двигателей, пусковых устройств;

-манометров и предохранительных клапанов;

-вытяжной и приточной вентиляции;

Требования безопасности в аварийных ситуациях

При обнаружении неисправности немедленно обесточить все электрооборудование, оповестить администрацию. Продолжение работы возможно только после устранения неисправности.

При обнаружении оборвавшегося провода необходимо немедленно сообщить об этом администрации, принять меры по исключению контакта с ним людей. Прикосновение к проводу опасно для жизни.

Во всех случаях поражения человека электрическим током немедленно вызывают врача. До прибытия врача нужно, не теряя времени, приступить к оказанию первой помощи пострадавшему.

Необходимо немедленно начать производить искусственное дыхание, наиболее эффективным из которых является метод рот в рот или рот в нос, а также наружный массаж сердца.

Искусственное дыхание пораженному электрическим током производится вплоть до прибытия врача.

На рабочем месте запрещается иметь огнеопасные вещества. В помещениях запрещается:

а) зажигать огонь;

б) включать электрооборудование, если в помещении пахнет газом;

в) курить;

г) закрывать вентиляционные отверстия в электроаппаратуре Источниками воспламенения являются:

а) искра при разряде статического электричества

б) искры от электрооборудования

в) искры от удара и трения

При возникновении пожароопасной ситуации или пожара персонал должен немедленно принять необходимые меры для его ликвидации, одновременно оповестить о пожаре администрацию.

Помещения с электрооборудованием должны быть оснащены огнетушителями типа ОУ-2 или ОУБ-3

Расчет освещения рабочего места.

Описание помещения, в котором располагается рабочее место.

Помещение, в котором находится рабочее место оператора, имеет следующие характеристики:

длина помещения 5 м;

ширина помещения 4 м; -высота 4м;

число окон 2;

количество рабочих мест 5;

- окраска интерьера: белый потолок, светло-коричневые стены,

пол деревянный.

Расчет освещения рабочего места.

В помещении, где находится рабочее место, используется смешанное освещение, т.е. сочетание естественного и искусственного освещения.

В качестве естественного - боковое освещение через окна. Искусственное освещение используется при недостаточном естественном освещении. В данном помещении используется общее искусственное освещение.

Расчет его осуществляется по методу светового потока с учетом потока, отраженного от стен и потолка.

Нормами для данных работ установлена необходимая освещенность рабочего места Ен=300лк (средняя точность работы по различению деталей размером от 1 до 10 мм).

Общий световой поток определяется по формуле:

теплообмен конденсация пар пластинчатый конденсатор

F=

F - рассчитываемый световой поток, Лм;

Е - нормированная минимальная освещенность, Лк (определяется по таблице). Работу, в соответствии с этой таблицей, можно отнести к разряду точных работ, следовательно, минимальная освещенность будет Е = 300Лк;

S - площадь освещаемого помещения (в нашем случае S = 20м2);

Z - отношение средней освещенности к минимальной (обычно принимается равным 1,1…1,2, пусть Z = 1,1);

К - коэффициент запаса, учитывающий уменьшение светового потока лампы в результате загрязнения светильников в процессе эксплуатации (его значение зависит от типа помещения и характера проводимых в нем работ и в нашем случае К = 1,5);

n - коэффициент использования, (выражается отношением светового потока, падающего на расчетную поверхность, к суммарному потоку всех ламп и исчисляется в долях единицы; зависит от характеристик светильника, размеров

помещения, окраски стен и потолка, характеризуемых коэффициентами отражения от стен (РС) и потолка (РП)), значение коэффициентов РС и РП были указаны выше: РС=40%, РП=60%. Значение n определим по таблице коэффициентов использования различных светильников. Для этого вычислим индекс помещения по формуле:

, где

S - площадь помещения, S = 20 м2;

h - расчетная высота подвеса, h = 3.4 м;

A - ширина помещения, А = 4 м;

В - длина помещения, В = 5 м.

Подставив значения получим:

Зная индекс помещения I, по таблице находим n = 0,22

Подставим все значения в формулу для определения светового потока F:

Для освещения выбираем люминесцентные лампы типа ЛБ40-1, световой поток которых F = 4320 Лк.

Рассчитаем необходимое количество ламп по формуле:

N - определяемое число ламп;

F - световой поток, F = 45000 Лм;

Fл- световой поток лампы, Fл = 4320 Лм.

При выборе осветительных приборов используем светильники типа ОД. Каждый светильник комплектуется двумя лампами.

Список литературы

1. Азарсков В.М. исследование теплообмена при кипении фреонов в щелевых каналах пластинчатых испарителей. Автореферат КНД. Диссерт. Л., 1973.

2. Барановский Н.В., Коваленко Л.М., Ястребенецкий А.Р. Пластинчатые и спиральные теплообменники.-«машиностроение», М.,1973.

3. Берман Л.Д. теплоотдача при пленочной конденсации движущегося пара на вертикальной поверхности и горизонтальной трубе. -В ст. «4-ая всесоюзная конференция по теплообмену и гидравлическому сопротивлению при движении двухфазного потока в элементах энергетических машин». Л.,1971, ч.1

4. Богданов С.Н.,Иванов О.П., Куприянова А. В. Свойства рабочих веществ, теплоносителей и материалов Л., 1972.

5. Бойко Л.Д. Гидравлическое сопротивление при конденсации чистого пара и пара из парогазовой смеси в горизонтальной трубе.-«Теплоэнергетика», 1968, №1

6. Бойко Л.Д., Кружилин Г.Н. Теплоотдача при конденсации пара в трубе.-«Известия АН СССР.Энергетика и транспорт». 1966,№5

7. Боришанский В.М., Волков Д.И., Иващенко Н. И.,Кректунов О.П. Обобщение опытных данных по теплоотдаче при пленочной конденсации пара.- В сб. «Тепломассоперенос». Минск,1972, т.2,часть 1

8. Двойрис А.Д.,Бельяминович О.А. Теплообмен при конденсации движущихся паров углеводородных жидкостей._ «Теплоэнергетика», 1970,№1

9. Иванов О.П..Бутырская С.Т., Мамченко В.О. Теплообмен при конденсации движущегося пара фреона 12 на пучках гладких и оребренных труб. -«Холодильная техника», 1971, №9

10. Иванов О.П. и др. Перспективы использования пластинчатых аппаратов в компрессорных холодильных машинах.- «Холодильная техника». 1971,№12

11. Иванов О.П., Мамченко В.О., Ширяев Ю.Н. и др. Промышленные испытания аммиачного пластинчатого конденсатора.-«холодильная техника».1974 №2

12. Иванов О.П. Теплообмен при конденсации движущегося пара.- В сб. «Техника низких температур» Л.,1971

13. Исаченко В.П., Саломзода Ф. интенсивность и режимы теплообмена при конденсации водяного пара в вертикальной трубе.-«Доклады научно-технической конференции по итогам научно-исследовательских работ за 1968-1969 гг. Секция теплоэнергетика. Подсекция теплофизика».

14. Исаченко В.П., Саломзода ф. Интенсивность и режим теплообмена при конденсации водяного пара в вертикальной трубе.-«Теплотехника». 1968, №5

15. Исаченко В.П.,Саломзода Ф.,Шалахов А.А. К вопросу о расчете теплообмена при конденсации пара в трубе.- В сб. «Труды МЭИ. Теоретические основы теплотехники «.М., выпуск3.»

16. Исаченко В.П., Солодов А.П., Тирунараянан М.А. Исследование теплоотдачи при конденсации водяного пара внутри вертикальной трубы.-«Теплообмен и гидравлическое сопротивление» Труды Мэи.1965, выпуск 63

17. Капица П.Л. Волновое течение тонких слоев вязкой жидкости.-«Журнал экспериментальной и теоретической физики», 1948,т18,вып 1

18. Консетов В.В. Исследование теплоотдачи при конденсации чистого насыщенного пара внутри трубы.- Автореферат канд. Диссерт. ВВМИОЛУ им. Ф.Э. Дзержинского, 1962.

19. Кунц Х., Иеразунис С. Анализ пленочной конденсации, пленочного испарения и однофазовой теплоотдачи при числах Прандтля для жидкости от 10^-3до 10⁴ -«Теплопередача, серия С.Труды 1969

20. Кутателадзе С.С. Основы теории теплообмена. «наука», Новосибирск,1970.

21. Лабунцов Д.А. Кандидатская диссертация. М., 1956.

22. Левин А.Б. Исследование теплоотдачи при конденсации фреоноа-12 в трубах.Автореферат кандид. Диссерт.,М.,1970.

23. Левин А.Б. Теплообмен при пленочной конденсации холодильных агентов в вертикальных трубах.-«Холодильная техника», 1073 №5

24. Мествиришвили Ш.А. Теоретическое и экспериментальное исследование процесса пленочной конденсации движущегося пара внутри вертикальной трубы.-Автореферат кандид. Диссерт. Каунас 1970.

25. Миропольский З.Л. Теплоотдача при конденсации пара высокого давления внутри труб.-«Теплоэнергетика»., 1962, №3

26. Руководящийтехнический материал «Теплообменнники пластинчатые.Методы тепловых и гидромеханических расчетов».РТМ 26-01-36-70,М.,1971.

27. Руководящийтехнический материал «Теплообменнники пластинчатые.Методы тепловых и гидромеханических расчетов».РТМ 26.Харьков,1970.

28. Соломзода Ф. исследование теплообмена при конденсации пара внутри вертикальной трубы. -Автореферат канд. Диссерт.МЭИ, М., 1968.

29. Солимэн М., Шустер Д.Р., Беренсон П.Д. Общая корреляция теплоотдачи при конденсации кольцевого потока.-«Теплопередача.Серия С. Труды 1968. №2

30. Товажнянский Л.Л., Коваленко Л.М.,Ястребенцкий А.Р. Влияние скорости пара в каналах пластинчатого теплообменника на интенсивность теплоотдачи при конденсации.- В сб. «Межотраслевая научно-техническая конференция молодых специалистов химического и нефтехимического машиностроения». М.,1966.