Отчет по научно педагогической работе Бадалов А. А. Магистр: Маъсумов М. Ташкент 2020

по каждому из теплоносителей, где Gi— расход; рi — плотность; wi — осредненная по сечению канала скорость теплоносителя; fi —живое се­чение канала для прохода греющего (i=1) и нагреваемого (i=2) теп­лоносителей.

Если конвективный теплообмен сопровождается массообменом, на­пример испарением или конденсацией из парогазовой смеси, то пользу­ются понятием общего или эффективного коэффициента теплоотдачи. Характерные схемы переноса теплоты и массы при теплообмене через непроницаемую поверхность показаны на рис. 2.12. Так, в случае на­гревания газа, сопровождающегося испарением (рис. 2.12,6), расчет ве­дут по уравнению

где ак2— коэффициент конвективной теплоотдачи; βр2— коэффициент массоотдачи при испарении; r2 — удельная теплота парообразования при температуре жидкости на поверхности испарения tг2; рг2— парциаль­ное давление пара у поверхности испарения, равное давлению насыще­ния при tг2; р2 — парциальное давление пара в потоке смеси; t2 — тем­пература смеси в потоке.

В случае охлаждения газа, сопровождающегося испарением жидко­сти, подаваемой на орошение (рис. 2.12,в),

При конденсации пара из парогазовой смеси (рис.2.12,г)

В формулах (2.21) и (2.22) индексом 1 обозначены те же величи­ны, что и в формуле (2.20), но для греющего теплоносителя.

Если толщина пленки испаряющейся жидкости, подаваемой на оро­шение поверхности, или конденсата пренебрежимо мала или происхо­дит капельная конденсация, то рг1=рст1; tгl = tстl; рг2=рст2; tr2 = tст2 (рст1 и рст2 — парциальные давления пара, определяемые соответствен­но при tстl и tст2). Указанные условия выполняются при подводе жид­кости к поверхности испарения по капиллярно-пористому покрытию, при конденсации пара из влажного воздуха в широком диапазоне из­менения его температуры и влажности, в частности в системах конди­ционирования, в сушильных установках и т. п.

Рекомендации по расчету αк и βр приведены в § 2.10.

При расчете коэффициентов тепло- и массоотдачи существенным является правильное определение или расчет теплофизических свойств теплоносителей. Сведения об этих свойствах и методах их расчета при­водятся в справочной и специальной литературе [16, 95, 108].

При использовании табличных данных значения теплофизических свойств теплоносителей выбирают обычно при средних температурах теплоносителей t1 и t2. В особых случаях способ выбора определяющей температуры специально оговаривают. Среднюю температуру среды с наименьшей разницей между начальной и конечной температурами рассчитывают как среднеарифметическую:

Для второго теплоносителя ее вычисляют как

где ∆t — средняя разность температур между теплоносителями.
Средний температурный напор в случае теплообмена без изменения фазового состояния теплоносителей при прямотоке и противотоке (рис. 2.13) рассчитывают как среднелогарифмический между наибольшим и наименьшим напорами:


Формула (2.25) справедлива также и в случае, когда только один из теплоносителей меняет фазовое состояние (рис. 2.13,ж, зона II).

Если меняется фазовое состояние и греющей, и нагреваемой сред,, например при кипении и конденсации (зона II на рис. 2.13,з, и), та температурный напор имеет постоянное значение и равен

∆t = tн1 - tн2 (2.26)

где tн1 и tн2 — температуры насыщения конденсирующегося пара и ки­пящей жидкости.

Обычно пар поступает в теплообменник перегретым, а конденсат пе­реохлаждают во избежание его самовскипания на выходе из теплооб­менника. В свою очередь вода, поступающая в аппарат, имеет более низкую температуру, чем температура насыщения. Образующийся пар перегревают с целью снижения уноса из аппарата капель жидкости и предупреждения нежелательной конденсации пара в паропроводах,, подводящих его к теплоиспользующему оборудованию. Указанным процессам соответствуют участки температурных кривых в зонах I и III на графиках рис. 2.13,ж, и.

Поскольку в зонах I-III температурные напоры и коэффициенты теплопередачи могут существенно отличаться, расчет размеров поверх­ностей нагрева каждой из зон, строго говоря, нужно производить раз­дельно, рассчитывая ∆tI и ∆tIII по (2.25), a ∆tII — по (2.26). В про­мышленных и станционных теплообменниках влияние зон перегрева, переохлаждения и недогрева обычно мало и им в расчетах пренебрега­ют. В транспортных теплообменниках дело обстоит, как правило, ина­че, и расчет ведут по зонам.

Если при противотоке полные теплоемкости теплоносителей одина­ковы, т. е.. G1C1 = G2c2, то ∆tм=∆tб =∆t. Когда ∆tб /=∆tм ≤ 4,5, вместо формулы (2.25) используют зависимость то

которая дает ошибку не более 3%. Если же ∆tб /=∆tм ≤ 1,8

При перекрестном токе и более сложных схемах течения теплоноси­телей и сред, не меняющих агрегатного состояния,

где ∆tпрот — температурный напор, рассчитанный по формуле противо­тока (2.25); ε∆t — поправка, учитывающая влияние схемы движения сред, отличной от противотока, и зависящая от параметров Р и R:

Зависимости ε∆t (Р, R) для некоторых схем движения теплоносите­лей приведены на графиках рис. 2.14. Из этих графиков видно, что в случае бесконечно большой полной теплоемкости любого из теплоно­сителей (G1C1→∞ или G2c2→∞) поправка ε∆t обращается в единицу (ε∆t→l). Действительно, в этом случае характер изменения темпера­тур будет таким же, как при изменении фазового состояния одного из теплоносителей (зона II на рис. 2.13,ж), когда значение среднего тем­пературного напора не зависит от направления их движения.