Теплообменники с интенсификацией теплоотдачи - Коваленко Л.М., Глушков А.Ф.

Автор: Коваленко Л.М. Глушков А.Ф.
Теги: методы и оборудование для термической обработки энергетика теплопередача теплообмен
Год: 1986
Похожие
Справочник по теплообменникам Т.2
Расчет и конструирование теплообменников
Моделирование теплообменного энергетического оборудования
Стандартные кожухотрубные теплообменные аппараты общего назначения. Каталог
Текст
                    ББК 31 391
К 56
УДК 66.045.1
Рецензент П. Г. У дыма
Коваленко Л. М., Глушков А. Ф.
К 56 Теплообменники с интенсификацией теплоотда-
чи.— М: Энергоатомиздат 1986. — 240 с.: ил.—
(Экономия топлива и электроэнергии).
Приведены основы расчета н конструирования теплообменников
со сложной формой поверхности теплообмена. Показаны возможно-
сти снижения металлоемкости и энергоемкости промышленного теплооб-
менного оборудования. Описан опыт применения теплообменников в
различных отраслях народного хозяйства. Приведены правила веде-
ния монтажно-сборочных работ, даны рекомендации по эксплуатации
теплообменного оборудования
Для инженеров-теплоэнергетиков электростанций, промышленных
предприятий и коммунального хозяйства.
„ 2303010000-355
К051(01)-86	46-86
ББК 31.391
© Энергоатомиздат, 1986
ПРЕДИСЛОВИЕ
К числу особо важных проблем, стоящих в на-
стоящее время перед наукой и техникой, относится проб-
лема экономии энергоресурсов.	»—
Задача рационального, бережного отношения к топли-
ву решается путем проведения активной энергосберегаю-
щей политики. Важное значение приобретает усовершен-
ствование конструкций существующих теплообменных ап-
паратов.	---
Многие технологические процессы в промышленности,
коммунальном хозяйстве, энергетике, на транспорте осу-
ществляются при подводе или отводе теплоты. Для пере-
дачи теплоты от среды с высокой температурой к среде
с более низкой температурой используют теплообменные
аппараты разнообразных конструкций.
Со времени изобретения первых теплообменников по-
верхности нагрева в них изготавливали из труб малого
диаметра. Такие трубы и в настоящее время используют
в больших количествах при изготовлении теплообменных
аппаратов. Однако квадратный метр поверхности тепло-
обмена, состоящей из труб, в несколько раз дороже по-
верхности той же площади из тонкого листа. Для изготов-
ления бесшовных труб малых диаметров требуются значи-
тельные трудозатраты и более сложное оборудование.
Производительность оборудования для изготовления труб
несопоставимо ниже производительности оборудования для
изготовления тонкого листа.
В связи с этим возникает необходимость пересмотра
старых конструкций трубчатых теплообменных аппаратов
с целью широкого использования более экономичного тон-
кого листа для создания компактных поверхностей тепло-
обмена.
Работы по интенсификации процесса конвективного теп-
лообмена и созданию наиболее экономичного техноло-
3
гичного теплообменного оборудования привели в послед-
нее время к существенному усовершенствованию конст-
рукций теплообменных аппаратов. Раскрыты возможности
замены традиционных гладкостенных труб поверхностями
теплообмена, выполненными из тонкого листа с приданием
этим поверхностям сложных форм. Интенсификация теп-
лоотдачи в настоящее время является важной специальной
областью исследований и разработок оборудования для
организации процессов теплообмена.
В данной книге изложены основные принципы конст-
руирования, расчета, выбора и эксплуатации теплообмен-
ных аппаратов для осуществления интенсивного конвек-
тивного теплообмена. При этом использовался многолет-
ний опыт разработок, исследований и эксплуатации новых
конструкций теплообменных аппаратов — преимуществен-
но пластинчатых, спиральных и трубчатых. Показан новый
подход к расчету, выбору и оптимизации теплообменного
оборудования при проектировании различных теплоисполь-
зующих установок. Главное внимание уделено экономич-
ному использованию теплоты, снижению эксплуатационных
расходов на теплообменные процессы и аппараты В сфе-
ре изготовления теплообменных аппаратов обращено вни-
мание на снижение их удельной металлоемкости (особенно
при изготовлении теплообменников из коррозионно-стойких
и цветных металлов) при условии сохранения высокой на-
дежности аппаратов, сокращение габаритных размеров и
массы аппаратов, повышение уровня унификации основ-
ных узлов и серийному изготовлению.
В книге гл. I написана Л. М. Коваленко, гл. 4 —
А. Ф. Глушковым, гл. 2, 3, 5—7 — совместно.
Авторы с благодарностью примут все замечания по
книге, которые просят направлять в издательство по ад-
ресу 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10, Энерго-
атомиздат.
Авторы
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а — коэффициент температуропроводности, м2/с
b — ширина, м
с — удельная теплоемкость, Дж/(кг-К)
d3 — диаметр (эквивалентный диаметр), м
Е — теплоэнергетический коэффициент эффективности, К-1
f — площадь поперечного сечения; площадь проходного сечения
канала для рабочей среды, м2
F — площадь поверхности теплообмена, м2
g—ускорение свободного падения, м/с2
G — масса; массовый расход рабочей среды, кг/с
h — высота, м
( — удельная энтальпия вещества, Дж/кг
К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К)
I. L — длина, линейный размер, м
т— число параллельных каналов в трубном пучке (ходе) или
пакета теплообменника, шт.
п— число труб или пластин в аппарате, шт
Д' — мощность, расход энергии на преодоление гидравлических
сопротивлений, Вт
р, Др— давление; перепад давления, Па
q — плотность теплового потока, Вт/м2
Q — тепловой поток, Вт
Q — количество теплоты, Дж
г — удельная теплота фазового превращения вещества, Дж/кг
R — термическое сопротивление тепловому потоку, м2-К/Вт
S — шаг гофр, толщина, размер, м
t — температура, К (°C)
At —.разность температур, К (°C)
V — объем (объемный расход среды), м3 (и3/с)
W — линейная скорость, м/с
IV' — водяной эквивалент, Вт/К
X — количество пакетов (ходов) в аппарате, шт.
а— коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К)
р — температурный коэффициент объемного расширения, К-1
5
в — толщина, зазор, м
е — относительная величина
£ — коэффициент гидравлического сопротивления единицы отно-
сительной длины канала
г] — КПД (коэффициент полезного действия), отн. ед., %
0 — температурный напор, К (°C)
X — теплопроводность, Вт/(м  К)
/,т — коэффициент трения
р. — динамическая вязкость, Па с
v — кинематическая вязкость, м2/с
л — смоченный периметр, м
р — плотность вещества, кг/м3
т — время, с
ф — относительный коэффициент теплоэнергетической эффектив-
ности
ГЛАВА 1
ТЕПЛООБМЕННИКИ С ВЫСОКОЙ
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТЬЮ
1.1.	ТРЕБОВАНИЯ К ТЕПЛООБМЕННИКАМ
В народном хозяйстве требуются теплообменни-
ки для различных рабочих сред, различающихся как по
химическому составу, так и по агрегатному состоянию и
структуре (газа, пара, капельной жидкости, одно- и мно-
гофазных сред, суспензий, эмульсий и т. п.). Рабочие тем-
пературы и давления рабочих сред могут быть самыми
разнообразными и изменяться в широких пределах.
Многообразие исходных данных определяет основные
требования к теплообменным аппаратам:
1.	Аппарат должен обладать определенной пропускной
способностью для каждой из рабочих сред при заданном
уровне гидравлических сопротивлений.
2.	Применение конкретного типоразмера аппарата дол-
жно обеспечить передачу требуемого количества теплоты
с получением необходимых конечных температур рабочих
сред.
3.	При заданной тепловой нагрузке и других равных
исходных параметрах рабочих сред аппарат должен иметь
наименьшие габаритные размеры и наименьшую металло-
емкость, т. е. процесс теплообмена должен протекать наи-
более интенсивно.
4.	Процесс теплообмена в аппарате должен протекать
стабильно во времени при неизбежных изменениях фи-
зических (а возможно, и химических) свойств рабочей
среды: вязкости, плотности, теплопроводности, фазового
состояния и т. д.
5.	Аппарат должен обладать определенным запасом
прочности, гарантирующим его безопасную эксплуатацию
при механических нагрузках, возникающих как от давле-
ния рабочих сред, так и вследствие температурных де-
формаций различных частей теплообменника.
6.	Поверхность теплообмена и другие элементы кон-
струкции аппарата, омываемые рабочими средами, дол-
7
жны обладать достаточной стойкостью к химическому
(агрессивному) и эрозионному воздействию в течение за-
данных сроков эксплуатации.
7.	При использовании рабочих сред, выделяющих от-
ложения на поверхностях теплообмена, конструкция ап-
парата должна предусматривать возможность периодиче-
ских осмотров поверхностей теплообмена и их механиче-
скую либо химическую очистку.
В отдельных областях применения появляются допол-
нительные требования к теплообменным аппаратам.
Например, требование к доступности поверхностей теп-
лообмена для осмотра и механической очистки от загряз-
нений решается разборностью конструкции, но при этом
возникают усложнения устройств, обеспечивающих герме-
тизацию полостей для каждой из рабочих сред. Требова-
ния к повышению надежности и долговечности аппарата
ведут к увеличению его металлоемкости, габаритных раз-
меров и увеличению стоимости используемых материалов.
Можно найти и другие примеры противоречивых требова-
ний к теплообменнику, которые сглаживаются на основе
технико-экономической оптимизации аппарата.
При всем многообразии требований к теплообменным
аппаратам во всех случаях должно соблюдаться главное
требование — высокая эффективность осуществляемого
процесса передачи теплоты.
1.2.	НОМЕНКЛАТУРА ВЫПУСКАЕМЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
В связи с многообразием требований, предъяв-
ляемых к теплообменным аппаратам, и разнообразием
условий теплообмена в них требуется изготовлять и при-
менять большое число различных типов теплообменников.
Для каждого типа, как правило, должен существовать
широкий размерный ряд площадей поверхности теплооб-
мена. Для наиболее распространенных типов теплообмен-
ников (кожухотрубчатых, пластинчатых) такие размерные
ряды начинаются с площадей, равных нескольким квад-
ратным метрам, и доходят до нескольких тысяч квадрат-
ных метров в одном аппарате.
Размерные ряды теплообменных аппаратов имеют гра-
дации также по допустимым давлениям и температурам
рабочей среды. Для обеспечения достаточной коррозионной
стойкости поверхности теплообмена размерные ряды теп-
лообменников помимо градаций по параметрам должны
8
иметь градации по маркам материалов, из которых изго-
товлен аппарат.
Очевидно, что одной универсальной конструкции теп-
чообменного аппарата, которая отвечала бы многим тре-
бованиям для различных областей применения и работала
бы при этом достаточно эффективно, не существует. Средн
многообразных условий эксплуатации удается для конкрет-
ных отраслей промышленности выделить наиболее часто
повторяющиеся. Для этих условий создают типовые кон-
струкции теплообменных аппаратов, так называемые ап-
параты общего назначения. Так, в промышленности в си-
стемах теплоснабжения до 70% теплообменников приме-
няют для сред жидкость — жидкость и пар —жидкость
при давлениях до 1,0 МПа и температурах до 200 °C. Для
этих условий разработаны и серийно изготовляются тепло-
обменные аппараты общего назначения; кожухотрубные,
спиральные, а также более эффективные пластинчатые.
Теплообменные аппараты могут классифицироваться
по следующим признакам:
1.	По способу передачи теплоты — рекуперативные (по-
верхностные), регенеративные и смесительные. В рекупе-
ративных аппаратах передача теплоты происходит через
разделяющую непроницаемую твердую стенку. Б регене-
ративных теплообменниках греющий теплоноситель при-
водится в соприкосновение с твердым телом (керамиче-
ской или металлической насадкой) и отдает ему теплоту, в
последующий период в соприкосновение с твердым ^елом
приводится нагреваемый теплоноситель. В этих теплооб-
менниках используют аккумулирующую сповобность на-
садки. В смесительных теплообменниках передача теплоты
происходит при непосредственном соприкосновении грею-
щего и нагреваемого теплоносителей и, следовательно, со-
провождается полным или частичным смешением.
В данной работе рассматриваются только рекуператив-
ные аппараты.
2.	По конструкции аппаратов, включая различные фор-
мы поверхности теплообмена и материал: с поверхностью,
изготовленной из труб, из листового металла, из неметал-
лических материалов.
3.	По назначению — рекуператоры, нагреватели, холо-
дильники, конденсаторы, дефлегматоры, испарители, пере-
греватели пара, регенераторы, реакторы. Здесь же следу-
ет различать процессы без изменения агрегатного состоя-
ния рабочих сред и с изменением последнего, а также вид
9
рабочих сред (жидкость, газ, пар, суспензия, однофазные
и многофазные рабочие среды).
4.	По взаимному направлению движения рабочих сред
и характеру движения — противоточные, прямоточные, пе-
рекрестного и смешанного тока, в также двухпоточные и
многопоточные аппараты.
5.	По характеру температурного режима — со стацио-
нарным и с неустановившимся температурными режи-
мами.
6.	По способу интенсификации процесса теплообмена
различают интенсификацию конструкционными методами
и формой поверхности теплообмена (т. е. гидродинамиче-
ским воздействием на пограничный слой), увеличением
площади поверхности (оребрением) со стороны рабочей
среды с низким коэффициентом теплоотдачи, режимными
методами, т. е. механическим воздействием на поток (виб-
рацией, вращением, пульсацией), и воздействием элект-
рического и магнитного полей на поток.
Классификация теплообменников по признакам 1, 3—5
подробно описана в [13, 14].
Остановимся подробнее на классификации по второ-
му признаку, который широко используется на практике.
По конструкциям аппаратов и основному материалу осу-
ществлена специализация заводов-изготовителей теплооб-
менной аппаратуры и производятся поставки аппаратов
потребителям. В соответствии с этой классификацией осу-
ществляется промышленное производство теплообменников
с интенсивной теплопередачей. На рис. 1.1 представлена
классификация теплообменников по второму признаку —
по конструкции аппаратов интенсивного действия, вклю-
чая различные формы поверхности теплообмена. На рис. 1.2
представлена классификация теплообменников, поверх-
ность теплообмена которых выполнена из листового ме-
талла. Этому виду оборудования уделено наибольшее вни-
мание в настоящей книге.
Одним из основных условий высокого технического
уровня теплообменной аппаратуры, предназначенной для
удовлетворения потребностей промышленности, является
достаточно развитая по типам, размерам, параметрам и
материалам номенклатура поставляемых аппаратов, что
позволяет выбирать для конкретных случаев оптимальную
конструкцию теплообменника. В табл. 1.1 дана современ-
ная номенклатура теплообменных аппаратов для интен-
сивных процессов теплопередачи. Здесь же приведены
сравнительные показатели различных конструкций аппа-
10
I Из оребренных труб | | Скоростные элементные
Рис. 1.1. Классификация промышленных теплообменников интенсивного действия по конструкционным признакам
11
Рис. 1.2. Классификация теплообменников, изготовленных из листового
ратов (при равных исходных условиях их применения) по
расходам рабочих сред, температурам, давлениям, допу-
стимым гидравлическим сопротивлениям. Более подробно
основные технические показатели стандартных теплообмен-
ных аппаратов рассмотрены ниже.
1.3. СПОСОБЫ ИНТЕНСИФИКАЦИИ ТЕПЛООБМЕНА
Интенсивность процесса теплообмена в аппарате
определяется отношением тепловой производительности ап-
парата к основным величинам, характеризующим движу-
щую силу процесса и размер аппарата. Для теплообменни-
ка соответственно интенсивность определяется отношением
количества передаваемой теплоты в единицу времени к
температурному напору и площади поверхности теплооб-
мена. В общем случае процесс теплообмена в аппарате
протекает по схеме, показанной на рис. 1.3. Две жидкие
12
и® листового металла
металла
со средней температурой tt и
t2 — разделены твердой непро-
рабочие среды — горячая
холодная с температурой
ницаемой стенкой. Количест-
во теплоты, Дж, передавае-
мое в единицу времени от го-
рячей среды к холодной, про-
порционально разности тем-
ператур и площади по-
верхности теплопередающей
стенки:
Q =	(1.1)
Коэффициент пропорцио-
нальности К определяет ко-
личество теплоты, которое
передается через квадрат-
ный метр поверхности тепло-
обмена от горячей среды к
Рис. 1.3. Распределение темпера-
тур через теплопередающую стей-
ку при конвективном теплообмене
13
Таблица 1,1. Современная номенклатура теплообменных аппаратов
Тип и схема аппарата		Обозначение	Исполнение	ПлошаДь поверхности теплообмен- ника, я2	
		ТПР	Ра (борные	Пластин 1—800J	
1В	з Mt	I	ТПП	Пспуразборные	31—300	
		тпн	Неразборные	100—500	
	И ---	t w	i	КСА	Специальные	100—2000	
-4^	-dH 1	тнв, тнг, ткв	С неподвижными ре- шетками	Кожухо 1—960	
	—nd 	4	ткг. тп, хп. ТУ, ИУ	С плавающей головкой	10—1240	
Л	и	—	Витые трубы	100—600	
		тс	Лента стальная	Спи 10—100	
Г и__ Нк	—	1 _:"й 	‘"Гн	ТТ	' 2,	Трубы	Труба 10—100	
		ТР	Оребренные пластины	Пластинча 16	
ш		АВГ	! Оребренные трубы	Воздуш 85—540	
		—	Г рафит	Из не 1—120	
		1 —	Фторопласт	1—40	
14
с]		интенсивным процессом теплопередачи					
		Параметры среды		Масса теплооб- менника общая (в том числе нержавеющая сталь)	Коэффици- ент тепло- энергети- ческой эффектив иостн Е	Коэффнци- ен т тепло- передачи в эталонном режиме, Вт/(м2-К)	Цена 100 м’, руб.
		\ t. “С	Р, кг/см2				
чатые
	—204- +150	10	1900—940	3577	1750	8000
	—204- +200	16	2755—1370	3952	1900	7000
	—1004- +300	25	2200—1200	3600	1800	7500
	550	320	2400—1800	3362	1600	9000
	трубчатые —304-+350	6—40	3410—2700	2580	1200	10 900
	-304- +450	16—80	4700—3100	1674	830	13 000
	—2004- +475	16—200	3600—3400	2498	1150	15 000
	ральные —204- +200	10	6000—3500	2775	1400	9500
	в трубе -304- +300	10—80	10 000—4800	2972	1400	16 000
	тс-ребристые —2004- +200	3	1680—1600	1740	850	12 000
	кого охлаждения -404- +400 | 6^100		12 000—5000	1649	65	14 000
	металлов —10-4 +150	5	6000—2400	2200	1000	30 000
	До 150	2	1850	900	300	23 000
15
холодной в единицу времени при разности температурнсго
напора, равной одному градусу. Эта величина характери-
зует общую интенсивность процесса теплопередачи через
стенку и называется коэффициентом теплопередачи. Урав-
нение (1.1) получено в предположении постоянства тем-
ператур рабочих сред вдоль всей стенки. Теплопередача
является сложным физическим процессом, зависящим от
многих факторов, определяющих коэффициент теплопере-
дачи.
Для плоской стенки К, Вт/(м2-К), равно:
К = (—Аь-{-Л_+2_'Г1>	(1.2)
где щ, а2 — коэффициенты теплоотдачи от греющей1
(охлаждающей) среды к стенке, и от стенки к нагреваемой
(охлаждаемой) среде, Вт/(м2-К); боь бог, бсТ— толщины
слоев посторонних отложений на стенке со стороны гре-
ющей (охлаждающей) и нагревающей (охлаждаемой)
сред и стенки, м; Xoi, Л02, Act — теплопроводность отложе-
ний на стенках со стороны греющей (охлаждающей) и
нагреваемой (охлаждаемой) сред и стенки, Вт/(м-К).
Анализ уравнения (1.2) показывает, что коэффициент
теплопередачи или степень интенсивности теплообмена за-
висит в значительной мере от наибольшего из термических
сопротивлений.
Следовательно, для интенсификации процесса тепло-
передачи необходимо прежде всего уменьшать термическое
сопротивление с той стороны, с которой оно является наи-
большим. Обычно наибольшим термическим сопротивле-
нием бывает 1/ai или 1/а2. Коэффициент теплопередачи
всегда меньше любого из коэффициентов теплоотдачи и
снижается с увеличением толщины стенки, с уменьшением
ее теплопроводности, а также с ростом толщины слоев от-
ложений на ней и снижением теплопроводности.
Если не проводить своевременной очистки поверхности
теплообмена от загрязнений, то тепловая производитель-
ность аппарата быстро уменьшится и технологический ре-
жим будет нарушен. Восстановить режим можно увели-
чением расхода рабочей среды и температурного напора,
однако это экономически невыгодно, а во многих случаях
’ В дальнейшем изложении будет рассматриваться нагревание, при
этом ие исключается возможность использования аппарата для ох-
лаждения.
просто не может быть реализовано на практике. Наи-
меньшие затраты труда и средств на очистку поверхно-
стей теплообмена от загрязнений и наилучшие условия
поддержания стабильной интенсивности процесса обеспе-
чены в разборных конструкциях теплообменных аппа-
ратов.
Рассмотрим пути интенсификации теплоотдачи. Со-
гласно теории гидродинамического пограничного слоя
теплоотдача от жидкости или газа к твердой стенке или
наоборот происходит в тонком пристенном слое путем
теплопроводности. Интенсивность процесса теплоотдачи
определяется коэффициентом теплоотдачи, В/(м2-К):
<2
а — —_—_—.
/ст)
(1.3)
Коэффициент теплоотдачи является сложной величи-
ной, зависящей от физических свойств рабочей среды, ско-
рости ее движения, геометрических размеров канала и
формы теплопередающей стенки. Обычно физические
свойства рабочих сред и температурный режим бывают
известными из исходных данных для расчета теплоотдачи.
Они, как правило, не могут произвольно выбираться для
интенсификации теплоотдачи. Таким образом, влиять на
интенсивность теплоотдачи можно изменением геометри-
ческих размеров каналов, скорости движения рабочей сре-
ды и формы поверхности теплообмена, определяющими
температурное поле. Интенсификация процессов теплопе-
редачи приводит к уменьшению потребной площади по-
верхности теплообмена, габаритных размеров аппаратов,
их металлоемкости и стоимости. Соответственно можно
сократить затраты на капитальное строительство, па экс-
плуатацию и ремонт аппаратов, т. е. снизить приведенные
затраты на процесс теплообмена. Интенсификация тепло-
отдачи неразрывно связана с энергозатратами на чреодо-
(ление гидравлических сопротивлений движущимися рабо-
чими средами. Главным показателем интенсификации про-
цесса теплообмена в аппарате является эффективность
этого процесса, т. е. процесс должен быть экономически
[ выгодным. Известен простой путь интенсификации тепло-
Ь'-ебмена посредством увеличения скорости движения рабо-
чих сред в каналах аппарата. Однако при этом способе
быстро растут гидравлические сопротивления, а следова-
тельно, и затраты энергии на привод насосов, в силу чего
дальнейшая интенсификация теплообмена путем увеличе-
ния скорости рабочих сред становится экономически не-
2—5078	17
^выгодной. Убедиться в этом легко, проанализировав (из-
вестные уравнения теплоотдачи и гидравлических сопро-
тивлений при турбулентном движении жидкости в трубном
теплообменнике [15]:	I
Nu=0,021Re°-8Pr°>«;	(1.4)
Ap=gTp//J+Sg„pr2/2,	(1.5)
где Nu —критерий Нуссельта; Re — критерий Рейнольд-
са; Рг—-критерий Прандтля; Др — гидравлическое сопро-
тивление теплообменного аппарата по стороне данной ра-
бочей среды; W — скорость рабочей среды; р—плотность
среды; I—длина канала; d—диаметр канала; gTp—коэффи-
циент гидравлического трения; 2£м — сумма коэффициен-
тов местных сопротивлений.
Задавая ряд значений скорости потока рабочей среды
в каналах при прочих постоянных исходных данных из
(1.4) и (1.5), находим
a=AxW^-, Ьр=А2№-™,
где А) и А2 — коэффициенты пропорциональности.
Увеличение скорости потока в 2 раза дает рост тепло-
отдачи в 1,75 раза, а рост гидравлического сопротивле-
ния — в 3,4 раза.
Из изложенного выше следует, что нельзя рассматри-
вать интенсификацию теплообмена изолированно от тре-
буемых затрат энергии. Определяющим критерием оптими-
зации является эффективность процесса теплообмена при
заданном (одинаковом для сопоставляемых вариантов)
уровне энергозатрат на перекачивание рабочих сред че-
рез аппарат. Особую остроту приобретает задача интен-
сификации теплообмена при использовании газообразных
рабочих сред, для которых характерны пониженная ин-
тенсивность обменных процессов и высокие энергозатраты
на преодоление гидравлических сопротивлений при прока-
чивании газов. Уменьшение толщины теплопередающей
стенки и повышение ее теплопроводности, а также пред-
отвращение отложений загрязнений на стенке являются
очевидными факторами интенсификации теплообмена.
В типичных для практики случаях основной целью яв-
ляется получение более высокой интенсивности теплооб-
мена при заданном экономически обоснованном уровне
затрат энергии на преодоление гидравлических сопротив-
лений. Только совместный анализ интенсивности тепло-
обмена и расходуемой мощности дает рациональное осно-
вание для оценки полученных результатов. В дальнейшем
18
Мы будем оперировать понятием интенсификации как сум-
марным эффектом увеличения интенсивности теплоотдачи
(Теплопередачи) при заданном уровне энергозатрат и на-
чальных и конечных температурах рабочих сред.
Главной задачей интенсификации конвективного теп-
лообмена является такое воздействие на пограничный
слой, которое сделало бы его более гонким или частично,
разрушило [1, 2]. Увеличение скорости набегающего по-
тока уменьшает толщину пограничного слоя, но сзязано-
с быстрым ростом гидравлических сопротивлений. Ис-
пользование этого простейшего способа ограничено ростом
энергозатрат. При омывании потоком гладких стенок, не
имеющих у поверхности турбулизаторов, действует осо-
бого рода явление, называемое аналогией Рейнольдса.
Аналогия устанавливает прямую связь между интенсивно-
стью теплообмена и диссипацией энергии. Как отмечает
А. А. Гухман [3], при усложнении физической формы про-
цесса аналогия Рейнольдса теряет силу. При омывании
поверхностей теплообмена более сложных конфигураций,
чем гладкая стенка, соотношение между расходуемой
мощностью и достигаемой интенсивностью теплообмена
усложняется. В изменившейся физической обстановке на-
чинает действовать такой механизм диссипации энергии,
который не связан столь же простым и очевидным обра-
зом с переносом теплоты в направлении, нормальном к
поверхности. Возможны ситуации, приводящие к сущест-
венному усилению теплообмена при незначительном воз-
растании диссипации энергии. В этом смысле более бла-
гоприятными получаются соотношения между интенсивно-
стью теплообмена и гидравлическими сопротивлениями
для поверхностей, работающих по принципу внешней за-
дачи или поперечного обтекания. Определенная система
физических представлений и понимание физической при-
роды интенсификации теплообмена позволяют рациональ-
но использовать в конструкциях теплообменников интен-
сифицирующие эффекты. В последнее время эти эффекты
тщательно изучены не только качественно, но и количе-
ственно [4—12]. Интенсифицирующие воздействия благо-
приятны, когда они вызывают в пограничном слое усилен-
ное обновление среды, энергичное замещение одних объ-
емов среды другими. Чем существеннее различие в
распределении температуры и скорости частиц рабочей
среды у стенки, тем благоприятнее соотношение между
интенсивностью теплообмена и гидравлическим сопротив-
лением.
2*	19
К настоящему времени разработаны различные спосо-
бы и средства воздействия на пограничный слой. На ин-
тенсивность и эффективность процесса теплообмена влия-
ют форма поверхности теплообмена, эквивалентный диа-
метр каналов, шероховатость поверхности, компоновка
каналов, обеспечивающая оптимальные скорости движе-
ния рабочих сред, температурный напор, наличие турбу-
лизующих элементов в каналах, оребрение и другие кон-
струкционные особенности. Конструкционные и режимные
способы целесообразно использовать совместно, комплекс-
но для гполучения оптимальных условий процесса тепло-
обмена (Интенсификация теплоотдачи может достигаться
разнообразными способами и их сочетаниями. Основными
являются следующие способы:
1.	Воздействие на поток рабочей среды формой по-
верхности теплообмена.
2.	Воздействие турбулизации вставками в канале.
3.	Увеличение площади поверхности теплообмена со
стороны рабочей среды с малым коэффициентом тепло-
отдачи.
14.	Механическое воздействие на поверхность теплооб-
мена вращением поверхности теплообмена (внутреннее и
внешнее обтекание), вибрацией поверхности теплообме-
на, пульсацией давления в потоке, перемешиванием жид-
кости.
5.	Воздействие на поток полем электрическим, акусти-
ческим, магнитным.
6.	Интенсификация теплообмена при фазовых превра-
щениях (обработка поверхности, использование эффекта
поверхностного натяжения, капельная конденсация, за-
крутка потока, наложение электростатического поля
и т. д.).
7.	Вдув или отсос рабочей среды через пористую по-
верхность.
8.	Добавка в жидкость твердых частиц или газовых
пузырьков.
Возможность широкого практического использования
того или иного способа интенсификации теплообмена опре-
деляется его технической доступностью и технико-эконо-
мической эффективностью. Имеющиеся сведения о про-
цессах переноса в пограничном слое еще не привели к со-
зданию единой теории интенсификации с определенной
математической моделью. Вместе с тем имеются обширные
теоретические и экспериментальные данные об интенси-
фицирующих эффектах, позволяющих обосновать перечне-
20
ленные выше методы интенсификации теплообмена [16].
Основной эффект достигается за счет усиленного обновле-
ния жидкой среды в пограничном слое, энергичного
замещения одних объемов другими. Эти объемы имеют
различный характер распределения температуры и ско-
рости и выполняют роль носителей количества движения.
Чем больше различие температур и скоростей в объемах
жидкости, замещающих у теплопередающей стенки друг
друга, тем выше интенсивность теплоотдачи. Столь слож-
ная схема обтекания поверхности теплообмена, повышаю-
щая интенсивность процесса, создается искусственно.
Рассмотрим подробнее наиболее эффективный про-
мышленный способ интенсификации теплоотдачи, заклю-
чающийся в воздействии на поток рабочей среды формой
поверхности теплообмена.
Этот способ, именуемый в литературе, особенно в ино-
странной, способом использования шероховатых поверх-
ностей [16], предусматривает применение специальных
сложных форм поверхности теплообмена и образуемых ею
каналов теплообменника. Эти поверхности создают в по-
токе переменные поля давлений, вызывающих направлен-
ное действие вторичных течений возле теплопередающих
стенок. При незначительном воздействии на ядро потока
специальные формы поверхности повышают уровень тур-
булентности в пограничном слое, создавая слабые отрывы
потока и вторичные пристенные течения. Использование
переменных полей давления и вихревых зэн для интенси-
фикации теплоотдачи связано с устройством вдоль поверх-
ности турбулизаторов в виде выступов, впадин, поворотов
или гофрировки поверхностей теплообменaj Существенно
повышает интенсивность теплоотдачи также уменьшение
гидравлического эквивалентного диаметра каналов, об-
разуемых поверхностью теплообмена. Элементы шерохо-
ватости поверхности теплообмена при определенных усло-
виях также могут турбулизировать пограничный слой.
Теплообменники с интенсивной теплоотдачей работают
при вынужденном движении рабочих сред. Характер дви-
жения рабочей среды в каналах может быть ламинарным,
переходным или турбулентным.
При стабилизированном ламинарном движении ско-
рость частиц по сечению канала с прямыми гладкими
стенками изменяется по параболическому закону от ну-
левой скорости на стенке (прилипание) до максималь-
ной на оси канала. Не смешивающиеся струйки плавно
обтекают встречающиеся на их пути препятствия.
21
Турбулентный режим движения рабочей среды харак-
теризуется беспорядочным перемещением конечных масс,
перемешивающихся между собой. Частицы движутся как
в осевом, так и в радиальном направлении. В каждой
точке потока происходят быстрые изменения скорости во
времени — так называемые пульсации скорости, однако
значения мгновенных скоростей колеблются вокруг неко-
торого среднего.
Но и при турбулентном движении в очень тонком по-
граничном слое у стенок канала движение носит лами-
нарный характер (ламинарный пограничный слой). В ос-
тальной части потока вследствие перемешивания распре-
деление средних скоростей более равномерно, чем в по-
граничном слое.
Режим движения жидкости зависит от соотношения сил
инерции и сил вязкости в потоке, которое принято харак-
теризовать числом Рейнольдса:
Re=Wa/v,	(1.6)
где v — кинематическая вязкость рабочей среды при дан-
ной температуре.
Для каждой конкретной формы поверхности теплооб-
мена и образуемых пластинами щелевидных каналов су-
ществует некоторый диапазон «критических» значений Re,
при которых происходит переход от одного режима к дру-
гому (переходный режим движения).
На критическое Re существенно влияют формы поверх-
ности стенок и канала, а также источники искусственной
турбулизации потока.
Так, если при движении жидкости в круглой гладкой
трубе в условиях стабилизированного потока область пе-
реходного режима лежит в пределах 2300<Re< 10 000, то
в извилистых каналах сложной формы эта область, как
показывает опыт, находится значительно ниже, в пределах
50 < Re <200.
Это свидетельствует о наличии эффективной искусст-
венной турбулизации потока в каналах сложной формы.
Характеризуя течение жидкости в извилистых щеле-
видных каналах, необходимо отметить, что его основной
особенностью является периодическая дестабилизация по-
тока, обусловленная наличием частых поворотов, расстоя-
ние между которыми обычно не превышает необходимой
длины участка стабилизации.
Под участком стабилизации подразумевается участок
прямого канала с гладкими стенками, в котором равно-
22
мерный профиль скоростей формируется в профиль, соот-
ветствующий режиму движения после стабилизации по-
тока.
При турбулентном режиме длина начального участка
щелевидного канала (плоской трубы) с прямыми гладки-
ми стенками может быть определена по формуле
LHa4/dr=3,28 1g Re-4,95,	(1.7)
где £Нач —длина начального участка канала, м; dr — гид-
равлический диаметр канала, м.
На примере конструкции пластинчатого теплообменни-
ка рассмотрим картину распределения потока в канале
[12, 23].
На прозрачных моделях исследована картина омыва-
ния гофрированной поверхности при различных направ-
лениях движения потоков. Исследовались модели с одно-
сторонним и диагональным расположением отверстий вхо-
да жидкости в межпластинный канал и выхода из него
при восходящем и нисходящем потоках.
Применение нитяных зондов и введение окрашенной
жидкости в поток позволили выявить линии тока, которые
при установившемся в условиях опытов движении соот-
ветствовали одновременно траекториям частиц.
Наблюдение за поведением потока окрашенной жидко-
сти подтверждает наличие эффективной искусственной тур-
булизации в извилистых щелевидных каналах даже при
изотермическом течении.
Картина омывания поверхностей при прямом и диа-
гональном восходящих потоках схематически представле-
на на рис. 1.4.
В условиях неразрывного потока как при ламинарном,
так и при турбулентном течении движение частиц про-
исходит по определенным изогнутым линиям, которые при
ламинарном течении очерчены резко, а при турбулентном
размыты в поперечном направлении. Однако степень по-
перечного рассеивания невелика и не приводит к переме-
шиванию среды внутри объема межпластинного канала.
На основе проведенного измерения средних скоростей по
различным линиям тока построены эпюры распределения
скоростей потока по ширине пластины (рис. 1.5). Уста-
новлено значительное тормозящее • влияние боковых сте-
нок канала на движение жидкости. Следствием этого эф-
фекта являются параболический вид эпюр распределения
скоростей и значительная неравномерность движения по
ширине пластины как при ламинарном, так и при турбу-
23
кую стенку большое число те|рмопар и обеспечивать с их
•помощью надежные измерения средней температуры стен-
ки. Установка термопар не должна нарушать гидродина-
мическую картину движения рабочих сред в каналах, что
практически не всегда удается. Способ исследования теп-
лоотдачи с непосредственным измерением температуры
стенки при помощи термопар применялся нами в работах
с пластинчатыми конденсаторами и их моделями.
На рис. 2.1 показана схема опытной установки для
исследования процесса конденсации в щелевидных изви-
листых каналах. Установка имеет разомкнутый парокон-
денсатный цикл. Охлаждение конденсатора осуществляет-
ся водой. Пар из парогенератора проходит подогрева-
тель, в котором насыщенный пар перегревается на 2—3°С
и поступает в конденсатор. Полученный конденсат охлаж-
дается в холодильнике для конденсата и собирается в мер-
ном бачке конденсата. Охлаждающая вода может пода-
ваться насосом по разомкнутой схеме через расходомер с
последующим сбросом в канализацию. Такая система
охлаждения используется при больших температурных на-
порах и стабильной начальной температуре воды. При не-
обходимости исследования процесса конденсации при ма-
лых температурных напорах охлаждение смежных кана-
лов в конденсаторе осуществляется горячей водой —
конденсатом, циркулирующим в замкнутой системе.
Температура пара, конденсата и воды измеряется ла-
бораторными термометрами и дублируется показаниями
термопар, установленных в штуцерах. Для измерения тем-
пературы теплопередающей стенки в пластинку заделыва-
лись медьконстантовые термоэлектрические термометры,
ЭДС которых измерялась компенсационным методом. Теп-
ловой поток в конденсаторе определялся для надежности
двумя независимыми способами: по измерению в мернике
количества конденсата и по расходу и температуре охлаж-
дающей воды. Стабильность режимов работы установки
достигается соблюдением постоянства давления конденси-
рующегося пара, расхода и начальной температуры ох-
лаждающей воды. Коэффициент теплоотдачи от пара к
стенке пластин определяется по формуле
а=^/(/к—4т),	(2.9)
где q—QIF — удельный тепловой поток по данным опыта;
tK — температура конденсирующегося пара; tCT — средняя
температура стенки пластины по результату измерений.
52
Моделирование сложных форм щелевидных извилистых
каналов и особенно гидродинамических условий входа, об-
текания профиля поверхности и выхода из каналов сопря-
жено с большими трудностями, так как реальные пласти-
ны изготовляют штамповкой. Это приводит в моделях к
некоторым отклонениям от условий движения сред и теп-
лоотдачи по сравнению с промышленными аппаратами.
Поэтому, как правило, результаты, полученные на моде-
лях пластинчатых и спиральных теплообменников, требу-
ют экспериментальной проверки и уточнения на промыш-
ленных аппаратах. Критерием правильности считается сов-
падение модельных и экспериментальных результатов.
2.2. СПОСОБ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ
С РАСЧЕТНЫМ ОПРЕДЕЛЕНИЕМ ТЕМПЕРАТУРЫ
ТЕПЛОПЕРЕДАЮЩЕЙ СТЕНКИ
Пластинчатые, пластинчато-ребристые и спи-
ральные теплообменники конструкционно имеют обычно
одинаковые или геометрически подобные каналы по обе
стороны теплопередающей стенки. Эта конструкционная
особенность позволила предложить для исследования теп-
лоотдачи при движении жидких рабочих сред в таких ап-
паратах способ исследования теплоотдачи без измерения
температуры стенки термопарами. Достоинством этого
способа является надежное определение средних темпера-
тур теплопередающей стенки расчетным путем по началь-
ным и конечным температурам рабочих сред. Необходи-
мость выполнения сложной трудоемкой работы по заделке
множества термопар в тонкие стенки теплопередающих
пластин и измерений средней температуры с их помощью
отпадает.
Рассмотрим устройство экспериментальной установки,
нашедшей широкое применение в исследовательских рабо-
тах с пластинчатыми и спиральными теплообменниками.
Установка состоит из трех теплообменных аппаратов —
подогревателя рабочей среды, промежуточного холодиль-
ника и экспериментального теплообменника (рис. 2.2).
В качестве рабочей среды можно использовать любую
жидкую или газообразную среду, однако наиболее просто
в данной установке применить дистиллированную воду
(преимущественно при турбулентных режимах движения
среды в каналах теплообменника). При работе на дистил-
лированной воде отпадает необходимость борьбы с отло-
жениями на поверхностях теплообмена в эксперименталь-
53
Рис. 1.4. Линии тока при движении
жидкости в межпластиниом канале
при одностороннем расположении
входа и выхода (а) и при диаго-
нальном расположении отверстий
входа и выхода (6)
Рис. 1.5. Распределение
скоростей в межпластин-
ном канале по ширине
потока жидкости
лентном течении. Важно, что как при одностороннем, так и
при диагональном расположении отверстий входа и выхода
максимальная скорость течения имеет место не по крат-
чайшей линии тока, а в средней зоне.
Отношение максимальной скорости потока к средней
зависит от Re и с его увеличением в диапазоне 70<Re<
<2000 изменяется от 1,7 до 1,5.
В целом исследование картины движения среды в меж-
пластинных каналах приводит к выводу, что при условии
неразрывности как при восходящем, так и при нисходя-
щем потоках при всех практически возможных режимных
условиях имеет место полное и эффективное омывание
рабочей поверхности пластин, если участки расширения
на входе и сужения на выходе имеют плавные очертания
и отношение высоты пластины к ее ширине не менее 2,5
При нисходящем потоке при наличии газовой фазы
или пузырьков пара в среде происходит нарушение сплош-
ности потока, что сопровождается иногда образованием
пены в межпластинном канале и нарушением нормальных
условий омывания рабочей поверхности. Картина работы
канала в таких условиях схематически показана на
рис. 1.6. Опыты, проведенные на прозрачных моделях
показали, что эта картина существенно не меняется ни
при увеличении расхода среды через межпластинный ка-
24
нал, ни при создании противодавления на выходе. Срав-
нительный анализ особенностей омывания рабочей поверх-
ности пластин при одностороннем и диагональном распо-
ложениях отверстий входа и выхода на пластине позволил
установить практическую равноценность обоих вариантов
в отношении эффективности использования поверхности
пластин, что позволяет успешно применять на практике
оба варианта в зависимости от условий компоновки аппа-
ратов различного назначения.
Гидравлические сопротивления, возникающие при дви-
движении рабочей среды в канале, имеют сложный меха-
низм. Известно, что любой элементарный объем движу-
щейся жидкости испытывает действие механических на-
пряжений со стороны окружающей жидкости и стенок ка-
нала. Причиной гидравлических сопротивлений является
необратимый переход механической энергии потока в теп-
лоту, который обусловлен вязкостью реальной движущей-
ся среды и формой канала. В каналах теплообменных ап-
паратов различают два вида гидравлических сопротивле-
ний — сопротивление трения и местные сопротивления.
Сопротивление трения вызывается вязкостью рабочих
сред, проявляющейся при их движении и являющейся ре-
зультатом обмена количеством движения между молеку-
лами при ламинарном течении, а также между отдельны-
Рис. 1.7. Схема движения рабо-
чей среды вдоль поверхности
теплопередающей пластины:
а, в — соответственно участки вхо-
да и выхода; б — омывание гофри-
рованной поверхности
Рнс. 1.6. Схема движе-
ния рабочей среды в ка
нале при нисходящем
потоке и наличии газо-
вой фазы
25
ми частицами при турбулентном течении соседних слоев
жидкости, движущихся с различными скоростями. Эти
сопротивления имеют место вдоль всего канала, поэтому
их называют также потерями по длине. Местные сопро-
тивления возникают при нарушении нормального течения
потока, отрыва его от стенки и вихреобразованпя в местах
изменения формы канала или встречи препятствий. К ме-
стным сопротивлениям относятся также и потери скорост-
ного напора при входе и выходе потока из канала в боль-
шой объем. Местные сопротивления происходят на участ-
ках канала определенной протяженности, при этом они не-
отделимы от потерь на трение. Для определения гидрав-
лических сопротивлений каналов сложной формы местные
сопротивления, равномерно расположенные по длине кана-
ла (например, гофры), учитывают совместно с сопротив-
лением трения условным коэффициентом сопротивления:
|=|тР+£м.	(1.8)
Тогда гидравлическое сопротивление подобных каналов
при любой их длине определяют по уравнению Дарси —
Бейсбаха:
Л	L рГ2	.. п.
крсуч - ?	>	(1-9)
где L — приведенная длина канала, м; d3 — эквивалентный
диаметр межпластинного канала, м.
Для вычисления условного коэффициента трения g в
инженерных расчетах используют критериальные урав-
нения вида
Eu=f(Re),
где Ей — критерий Эйлера:
Eu = Ap/(plF2).	(1.10*
Уравнение Eu=/(Re) устанавливают путем обработки
экспериментальных данных для каждого режима движе-
ния рабочих сред и формы канала.
Решая совместно (1.9) и (1.10), находим
£=2Еш/э/Д	(1.11)
Уравнения приведенного выше вида получают для вы-
числения гидравлического сопротивления при изотерми-
ческом движении рабочих сред. При наличии теплообме-
на, когда температура жидкости изменяется, условия ее
движения сложнее. В частности, вследствие изменения фи-
зических свойств рабочей среды поле скоростей по сече-
нию канала изменяется в зависимости от направления
теплового потока.
На основе проведенных опытов Л. Н. Ильин и
М. А. Михеев предложили ввести поправку для вычис-
ления коэффициента сопротивления при неизотермическом
движении по коэффициенту сопротивления при изотерми-
ческом движении:
ё=?из(РГсТ/Рг)'/3.	(1.12)
Аналогичные опыты проводили Зидер и Тейт, которые
получили следующую формулу:
МЖЫи)0'14.	(М3)
где р. — динамическая вязкость, Па-с.
В межпластинных каналах пластинчатых теплообмен-
ников различают три участка движения среды (рис. 1.7):
от входной кромки углового отверстия до начала гоф-
рированной поверхности, в основном канале при омыва-
нии гофрированной поверхности, от конца гофрированной
поверхности до выходной кромки углового отверстия, где
движение завершается стеканием жидкости в коллектор-
ный канал аппарата.
На первом участке движение жидкости происходит в
условиях плоского расходящегося потока при плавном
уменьшении скорости, причем этот участок можно рас-
сматривать как плоский диффузор. С обтеканием первой
гофры начинается омывание профильной поверхности. При
движении в извилистом щелевндном канале жидкость мно-
го раз меняет направление движения и ее средняя ско-
рость пульсирует вдоль потока. Это связано с местными
гидравлическими сопротивлениями и формой поверхно-
сти теплообмена межпластинного канала.
Ниже будут даны некоторые теоретические предпо-
сылки, позволяющие выявить особенности процесса дви-
жения жидкости, например, при обтекании горизонталь-
ных гофр в ленточно-поточном канале пластинчатого теп-
лообменника. Основным многократно повторяющимся
элементом формы такого канала является поворот (пло-
ское колено) с примыкающими к нему прямолинейными
участками.
27
Рис. 1.8. Схема движе-
ния элементарного объе-
ма жидкости в межплас-
гинном канале
Рассмотрим характер движения в месте поворота (пло-
ского колена) элементарного объема жидкости (рис. 1.8),
движущегося со скоростью W, масса которого равна:
dm=pdfdr,	(1.14)
где df — площадь поперечного сечения элементарного объ-
ема; dr — направление перемещения в данный момент.
Элементарная центробежная сила, действующая на этот
объем, составляет
pdfdrW2lr.	(1.15)
Эта сила уравновешивается разностью сил давления на
гранях ab и cd рассматриваемого объема:
dp={dp/dr)dfdr.	(1.16)
Проектируя все силы на направление г, на основе прин-
ципа Даламбера можем написать pdfdrW2/r—dp/drdfdr—
=0, отсюда находим
plT2 lr=dp/dr.	(1-17)
Так как давление (для идеальной жидкости) по всему
сечению должно быть постоянным, то изменение статиче-
ского давления на основании уравнения Бернулли может
происходить только вследствие изменения скоростного на-
пора, так как
p+plT2/2=const.	(1.18)
Дифференцируя это уравнение, получаем
dp/dr=—pWdW/dr.	(119)
Подставшз значение dp/dr в (1.17), получим
-pWdW/dr=PW2lr, или W/r+dWldr=0. (1.20)
Интегрирование этого уравнения приводит к важней-
шему результату
г Wz—const.
(1-21)
28
Это значит, что при прохождении потоком поворота
частицы жидкости, описывающие дуги больших радиусов
(у вогнутой стенки), движутся медленнее, чем частицы,
описывающие дуги малых радиусов (у выпуклой стенки
поворота). Скорость движения обратно пропорциональна
радиусу кривизны траектории частицы. Для вязкой жид-
кости трение дополнительно уменьшает скорость частиц
около вогнутой удаленной поверхности. Вследствие этого
скорость струек жидкости около вогнутой стенки умень-
шается до нуля и появляется поверхность раздела, за ко-
торой начинается обратное движение жидкости. В резуль-
тате в «дальнем» углу поворота образуется область вих-
ревого движения. Вихревое движение возникает и у вы-
пуклой стенки непосредственно за поворотом. Образова-
ние вихрей рассматривается в гидравлике как основная
причина потерь энергии на поворотах, поскольку оно свя-
зано с затратой кинетической энергии и ему сопутствуют
потери на сужение потока и его внезапное расширение за
областью вихря.
На рис. 1.9 дана схема образования вихрей, получен-
ная для ленточно-поточных пластин с горизонтальными
гофрами, и показано распределение профилей скоростей 2
и давлений 1 в межпластинном канале. Вихри у вогнутой
стенки не вызывают существенных потерь, так как их зона
Рис. 1.9. Схема образования вихрей и распределения профилей скорос-
тей и давлений потока жидкости в межпластинном извилистом канале:
1 — профиль давлений; 2 — профиль скоростей (профили давлений и скоростей
снимались по длине канала, выраженной в долях эквивалентного диаметра)
29
замкнута и находится в области повышенных давлений,
где малы скорости.
По опытным данным при угле поворота труб, равном
90°, глубина вихревой области за поворотом составляет
около половины диаметра трубы и коэффициент сжатия
струи равен приблизительно 0,5. Это дает возможность
•определить потери на таком повороте по теореме Борда:
(__	(122)
где е — коэффициент сжатия.
Для прямоугольного поворота получим
|пов=(1/е-1)2 = 1.	(1.23)
Установлено, что коэффициент сопротивления поворо-
та зависит не только от его геометрии, но и от Re.
Так, для прямолинейного колена
£„ов=16,3/Re0’285.	(1.24)
Турбулентный поток жидкости в межпластинном кана-
ле обычно дестабилизирован — в извилистых каналах нет
условий для стабилизации поля скоростей и давлений, так
как длина прямолинейных участков в извилистых каналах
пластинчатых аппаратов составляет всего
Z=(l, 4-^1,6)rfBK.	(1.25)
Расчетная длина начального участка, определяемая по
формуле LH/d=3,28 lg Re—4,95, значительно превышает
фактическую длину прямолинейного участка в межпла-
стинных извилистых каналах промышленных аппаратов,
поэтому течение жидкости в них можно характеризовать
как нестабилизированное. Следует отметить, что анали-
тическое определение потерь энергии при омывании жид-
костью гофрированной поверхности затруднено недостат-
ком надежных опытных данных, характеризующих сопро-
тивление каждого элемента сложного профиля гофр и их
взаимное влияние.
В связи с этим в инженерной практике применяется,
как правило, формула (1.9) с широким использованием
полученных экспериментальных данных для вычисления
условного коэффициента сопротивления единицы относи-
тельной длины канала.
Авторами было проведено экспериментальное исследо-
вание гидравлических сопротивлений межпластинных ка-
налов различных типов и при большом числе вариантов
30
параллельно-последовательных компоновок тракта движе-
ния рабочей среды. Установлено, что для всех вариантов
компоновок тракта сохраняет силу принцип суммирования,
который может служить надежной основой расчета гид-
равлического сопротивления в сложных многопакетных
трактах. При этом (1.9) для многопакетных компоновок,
получает следующий вид:
<L26>
где Л' — число последовательно соединенных пакетов (ка-
налов, ходов) по тракту данной рабочей среды при оди-
наковом числе каналов в каждом пакете.
Анализ условий движения жидкости в теплообменном
аппарате приводит к выводу, что основные потери энергии
жидкости происходят в каналах.
Проведенные экспериментальные исследования гидрав-
лических сопротивлений межпластинных каналов позво-
лили получить критериальные формулы и коэффициенты,
необходимые для выполнения гидромеханических расчетов
аппаратов и для сравнительной оценки эффективности
пластин. Конкретная форма функциональной связи Еп=
=f(Re) зависит от профиля поверхности пластин, формы-
и размеров межпластинного канала в целом.
Математическая обработка опытных данных привела-
к получению расчетных уравнений, которые являются ча-
стными выражениями зависимости обобщенного вида:
Eu=AiRe“s,
где параметры А и S отражают влияние форм и разме-
ров межпластинных каналов.
Рекомендации по расчету гидравлических сопротивле-
ний для каждых формы и размеров каналов, применяемых
в промышленности, изложены вместе с рекомендациями
по расчету теплоотдачи.
Особенности теплообмена при движении рабочих сред
в каналах сложной формы. Пластинчатые, спиральные,
ламельные и пластинчато-ребристые конструкции тепло-
обменников со щелевидными каналами относятся к груп-
пе поверхностных теплообменников, в которых теплообмен
между охлаждаемой и нагреваемой средами происходит
через стенку посредством теплопередачи.
.31
Общее термическое сопротивление теплопередачи мо-
жет быть представлено в виде
я=— +-г+т^+-г+—	(127)
а1	Лст Ag а2
Если стенка имеет малую толщину, на ней отсутствуют
загрязнения и сделана она из материала с высокой теп-
лопроводностью, то ее термическое сопротивление обычно
мало по сравнению с сопротивлениями пограничных слоев.
Если указанными сопротивлениями пренебречь, то можно
воспользоваться упрощенной формулой:
/?=i/ai+l/ct2==(ct.+ct2)/(aict2),	(1-28)
где Д= (ctia2)/(си+аг).
Главная трудность при расчете коэффициента тепло-
передачи состоит в нахождении коэффициентов теплоот-
дачи си и оса, которые определяют интенсивность процесса
теплообмена.
Понятие конвективного теплообмена охватывает про-
цесс теплообмена при движении рабочей среды.
Плотность теплового потока в любой точке жидкости од-
нозначно определяется, если известны поля температур,
скоростей и удельной энтальпии. Чтобы аналитически
найти поля температур, скоростей и энтальпии и опреде-
лить удельный тепловой поток, необходимо располагать
системой соответствующих дифференциальных уравнений
и условиями однозначности [15].
При переходном и турбулентном режимах течения наи-
более надежные результаты получают методами экспе-
риментального исследования.
Для учета направления теплового потока хорошие ре-
зультаты дает введение поправки в виде множителя
(Рг/Ргст)0,25 в соответствии с рекомендацией М. А. Ми-
хеева. Поправка имеет не только определенный физиче-
ский смысл, но может рассматриваться и как удобный
методический прием, приводящий, как показала практика
испытаний, к малому разбросу опытных точек при полу-
чении одного общего уравнения для нагреваемого и охлаж-
даемого потоков. В результате обработки эксперименталь-
ных данных для теплообменников с каналами сложной
формы могут быть получены следующие критериальные
уравнения.
Для турбулентного режима движения рабочих сред:
а) при определении коэффициента теплоотдачи
Nu=CRe"Pr°’43 (Рг /Ргст) °-25;	(1.29)
32
б) при расчете гидравлических сопротивлений
Eu=.4iRe_s,
или
g—2Eu(d/L) Re~s.	(1.30)
Для ламинарного режима движения рабочих сред:
а)	при определении коэффициента теплоотдачи
Nu=X(Re Рг)р,
или
Nu=42[RePr(d/L)p;	(1.31)
б)	при расчете гидравлических сопротивлений
Eu=X3Re-1,
или
g=2Eu(d/L)=BiRe-*.	(1.32)
Значения показателей степени и. $, р, т, а также ко-
эффициентов С, Ai, А2 приведены в гл. 3 (см. табл. 3.5).
Для режима конденсации движущегося пара внутри
вертикальных извилистых каналов:
а)	при определении коэффициента теплоотдачи, если
А£5=10сС, где
At—tx £ст»
Nu=ZKReKpPrm.	(1.33)
Здесь Ми=а£кАк; ReK=^LK/(rpv), где определяющий раз-
мер — приведенная длина канала LK, по которой стекает
конденсат;
б)	при расчете теплоотдачи, если А#<10°С, и малых
скоростях движения пара
gpKV/'
а = А
(1-34)
В этих формулах индекс «к» означает отнесение пара-
метра к конденсату. Значения остальных величин (сред-
ней разности температур, тепловой производительности,
теплопередачи) определяются общепринятыми методами и
уравнениями теплового расчета теплообменника [15]. Тре-
буемая площадь поверхности теплообмена аппарата опре-
деляется по уравнению
F=Q/(RAt).	(1.35)
При выборе оптимальных форм и размеров теплопере-
дающей поверхности аппарата определяют наивыгодней-
шее соотношение между требуемой площадью поверхности
теплообмена к расходам энергии на перекачивание рабо-
3-5078	33
чих сред через аппарат. Этот расход энергии, как прави-
ло, должен определяться при оптимизации всей теплоис-
пользующей установки и задаваться при расчете тепло-
обменника как предельная величина.
Гидравлическое сопротивление Др теплообменника для
данной рабочей среды и заданных условий процесса пред-
определяет значение мощности двигателя, необходимой
для перемещения данной рабочей среды через теплооб-
менник.
Мощность, Вт, на валу насоса или вентилятора опре-
деляется по формуле
N=VAp/i]=Ghpl (рт}),
(1.36)
где V — объемный расход рабочей среды, м3/с; G— мас-
совый расход рабочей среды, кг/с; Др — полное гидравли-
ческое сопротивление всего тракта теплообменного аппа-
рата при заданных расходах среды от входного штуцера
до выходного; т] — КПД насоса или вентилятора.
Для определения достигнутой интенсификации тепло-
передачи определяется удельная мощность (отнесенная к
единице площади поверхности теплообмена), Вт/м2,
N0=M/F.	(1.37)
При использовании способов интенсификации процес-
сов теплообмена с подводом энергии (механическое воз-
действие на поверхность, наложение полей, вдув или от-
сос рабочей среды и др ), следует учитывать затраты на
подвод этой энергии.
1.4. ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНОГО СПОСОБА
ИНТЕНСИФИКАЦИИ ПРОЦЕССА ТЕПЛООБМЕНА
Для интенсификации теплоотдачи необходимо
выбрать соответствующий способ воздействия на поток у
теплопередаюшей стенки.
Анализируя происходящие у стенок каналов процессы,
определяющие интенсивность теплоотдачи и гидравличе-
ские сопротивления, а также процессы в вихревых зонах
и за ними, можно наметить рациональный способ интен-
сификации теплоотдачи при минимальных затратах энер-
гии на преодоление гидравлических сопротивлений. Для
правильного выбора места подвода энергии к потоку на-
до знать его структуру, знать, что происходит с пульса-
циями после их возникновения, как они распределяются
в потоке, каким образом их кинетическая энергия преоб-
34
разуется в теплоту. Затронутые вопросы исследовали мно-
гие авторы [1—3, 6, 9, 10, 12, 17, 18]. Прандтль разделил
поток на две области: пограничный слой у стенки, где
происходит молекулярный обмен, и ядро потока, где пре-
обладает турбулентное смешение. Толщина пограничного
слоя бел зависит от касательного напряжения т. Для вяз-
кого пограничного слоя
t—iidW/dy,
где dW/dy — скорость угловой деформации, с-1.
При у=0 (у стенки ) %w = \i(dW[dy)v=.o, а бсл^
== 1/[ Эта зависимость имеет большое значение для
познавания процессов теплоотдачи. Термическое сопротив-
ление пограничного слоя при воздушном потоке в глад-
ком круглом канале (трубе) составляет около 70% об-
щего термического сопротивления. С увеличением Рг это
значение повышается.
Анализ показывает, что турбулизировать поток надо
таким образом, чтобы колебания (пульсации) увеличились
в пограничном слое, так как в остальном потоке турбу-
лентная проводимость значительна. Увеличение пульса-
ций вдали от стенки нецелесообразно, так как это приво-
дит к дополнительным потерям энергии и почти не ска-
зывается на увеличении интенсивности теплоотдачи.
Сравнительно крупные пульсации, несущие большую
энергию и мало теряющие ее из-за вязкости среды, при
диффузии распадаются на мелкие пульсации, которым
крупные передают свою энергию. На очень мелкие пуль-
сации силы вязкости действуют сильнее, поэтому большая
часть их переходит в теплоту. Структура мелких пульса-
ций не зависит от структуры крупных, однако наимень-
ший размер мелких пульсаций зависит от потока энергии,
передаваемой от крупных пульсаций. На основе подобной
физической модели турбулентного движения А. Н. Колмо-
горов создал теорию локальной изотропной турбулентно-
сти [1].
В целях интенсификации теплоотдачи предложены раз-
личные конструкции турбулизаторов для размещения в
трубах кожухотрубчатых теплообменников [4, 9, 38]. Од-
нако на практике по ряду причин применение таких тур-
булизаторов не получило широкого распространения.
Анализ теоретических и экспериментальных работ поз-
воляет найти оптимальные способы интенсификации про-
цесса теплообмена: подводом дополнительной кинетиче-
ской энергии к потоку в пограничном слое канала или в
3*	35
непосредственной близости от него. Такой способ позво-
ляет интенсифицировать теплоотдачу потока с меньшими
затратами энергии на преодоление гидравлических сопро-
тивлений по сравнению с интенсификацией при подводе
кинетической энергии к потоку в других зонах попереч-
ного сечения канала при одинаковой теплоотдаче в обоих
случаях.
В работе [9] предложено в кожухотрубчатых тепло-
обменниках для интенсификации теплоотдачи применять
трубы с периодическим пережатием сечения диафрагмой
с отношением ее диаметра d к диаметру трубы D, равным
d/D^0,9.
Располагать участки с местными сужениями и расши-
рениями канала рекомендуется на расстоянии (1—5)/)
один от другого. Выполняются такие сужения диаметра
способом обкатки труб роликами.
Анализируя работы Дэвиса, Болтера, Янга, Эверсона,
где исследовалось пережатие сечения трубы диафрагма-
ми с соотношением d/£>=0,5; 0,56; 0,66; 0,84, а также
Нуннера, исследовавшего диафрагмы с сегментным про-
филем сечения трубы, имеющим соотношение d/D —
= 0,92, с относительным шагом 5//)=3,2 (при Re =
=2-104; NuTyP/Nur« = 1,4 и §тур/ёгл=1,46), Э. К. Калинин
с сотрудниками получили при d/D—G,9b NuTyp/NuM =
— £тур / £гл = 1,45.
Таким образом, достигалось увеличение интенсифика-
ции теплоотдачи при прочих равных условиях по сравне-
нию с гладкой трубой на 45%.
В последнее время в качестве интенсивных поверхно-
стей для различных теплообменников все более широкое
распространение получают пластинчатые и пластинчато-
ребристые сложные поверхности теплообмена, которые
позволяют интенсифицировать теплообмен в 2—3 раза по
сравнению с гладкими поверхностями и трубами. Неоспо-
римые преимущества пластинчатых и пластинчато-ребри-
стых теплообменников по сравнению с трубчатыми тепло-
обменниками при всех прочих равных условиях по ком-
пактности, технологичности, интенсивности процесса явля-
ются определяющими при выборе промышленного тепло-
обменного аппарата.
Как уже отмечалось, универсальной конструкции тепло-
обменного аппарата, обеспечивающей эффективную интен-
сификацию конвективного теплообмена во всем многооб-
разии промышленных задач, не существует.
36
Наиболее приемлемыми будут такие методы интенсифи-
кации теплообмена, которые обеспечат интенсификацию
без существенного увеличения уровня гидравлических со-
противлений. Иными словами, рост теплоотдачи должен
опережать рост гидравлических сопротивлений и энерго-
затрат по сравнению с базовым теплообменником.
1.5. МЕТОДЫ ОЦЕНОК ИНТЕНСИФИКАЦИИ
КОНВЕКТИВНОГО ТЕПЛООБМЕНА
Многообразие способов интенсификации конвек-
тивного теплообмена и создание все новых форм конвек-
тивных поверхностей и конструкций теплообменных аппа-
ратов тесно связаны с проблемой качественной и количе-
ственной оценки их экономической эффективности по срав-
нению с базовым вариантом. Эта проблема решается по-
этапно. На первом этапе создания новых способов интен-
сификации теплоотдачи и новых конструкций поверхно-
стей теплообмена используются принципы технической
оптимизации и сопоставления рассматриваемых вариан-
тов. Для этой цели разработано несколько методов, поз-
воляющих объективно оценить эффективность различных
форм конвективных поверхностей или способов интенси-
фикации теплоотдачи. На завершающем этапе создания
нового теплообменного аппарата интенсивного действия,
когда изготовлены и всесторонне испытаны промышлен-
ные образцы аппарата в реальных условиях и точно опре-
делены все технико-экономические показатели сопостав-
ляемых вариантов, оценку проводят по «приведенным за-
тратам» — универсальному критерию технико-экономиче-
ской оптимальности [14].
В зависимости от цели аппарата интенсивного дейст-
вия в качестве критерия оптимальности на каждом этапе
разработок могут быть приняты разные величины. Наи-
более полно характеризует аппарат на первом этапе со-
здания лабораторных моделей и экспериментальных об-
разцов площадь поверхности теплообмена F. При приме-
нении ее в качестве критерия оптимальности ставится
задача для заданной тепловой производительности, рас-
ходах и температурах одинаковой рабочей среды и для
заданного уровня гидравлических сопротивлений найти
вариант с минимальной площадью теплопередающей по-
верхности. Для транспортных установок обычно стремят-
ся иметь наиболее легкие аппараты — здесь критерием
оптимальности может быть масса (металлоемкость). Кри-
37
терием оптимальности в некоторых случаях могут быть
выбраны габаритные размеры аппарата или один из его
размеров.
Основное требование к критерию оптимальности со-
стоит в том, что это должна быть единственная величина,
которая наиболее полно отвечает поставленной цели.
Оценка способа интенсификации конвективного тепло-
обмена по коэффициенту теплоэнергетической эффектив-
ности поверхностей теплообмена. Затраты энергии на пре-
одоление гидравлического сопротивления в промышленных
теплообменниках играют решающую роль при оценке спо-
соба интенсификации конвективного теплообмена. Совер-
шенство теплообменного аппарата и реализуемого в нем
способа интенсификации конвективного теплообмена при
вынужденном движении рабочих сред характеризует отно-
шение двух видов энергии — теплоты Q, переданной в ап-
парате, и энергозатрат N на преодоление гидравлических
сопротивлений, называемое энергетическим коэффициен-
том:
E0=Q/N.	(1.38)
Понятие энергетического коэффициента было предло-
жено в сороковых годах академиком М. В. Кнрпичевым
[19]. Установлено, что при оценке способа интенсифика-
ции теплообмена на различных конструкциях поверхности
теплообмена температурный напор не играет роли и мо-
жет приниматься равным единице. Чем больше значение
коэффициента £0, тем лучше способ интенсификации теп-
лообмена и конструкция аппарата. Однако сравнительно
простая зависимость E0=Q/N не получила практическо-
го применения. Главным недостатком ее явилась неод-
нозначность коэффициента £о в зависимости от принятых
скоростей рабочих сред, соотношений коэффициентов теп-
лоотдачи, температур и др. С возрастанием скоростей ра-
бочих сред, даже при прочих равных условиях сравнения,
значение коэффициента £0 уменьшается, так как энерго-
затраты растут пропорционально кубу скорости.
Дальнейшее развитие идея энергетического коэффи-
циента нашла в работах некоторых авторов [5—8, 12].
Предлагаемый метод оценки способа интенсифика-
ции конвективного теплообмена исходит из понятия ко-
эффициента теплоэнергетической эффективности поверх-
ности теплообмена Е.
При выводе уравнения для расчета коэффициента теп-
лоэнергетической эффективности Е, однозначного в широ-
38
ком интервале скоростей рабочей среды, с учетом извест-
ных для данной конструкции критериальных уравнений
сравнения поверхностей теплообмена или теплообменников
выполняются в сопоставимых условиях (эталонном режи-
ме), которыми предусматриваются одинаковая рабочая
среда — вода, одинаковые теплофизические свойства ра-
бочей среды (принята средняя температура для выбора
свойств 50°C), наличие конвективного теплообмена при
вынужденном турбулентном движении среды, принятие
скоростей рабочих сред в теплообменнике в широком ин-
тервале, практически применяемых в теплообменниках,
неограниченность температурного перепада рабочей сре-
ды при прохождении вдоль поверхности теплообмена и
температурного напора, так как приняты их удельные
значения — изменения на один градус.
По коэффициенту теплоэнергетической эффективности |
можно сравнивать любые конструкции и получать объек-
тивную оценку интенсивности процесса конвективного
теплообмена при оптимальном использовании данной кон-
струкции теплообменника.
Преобразуем Ео в коэффициент Е путем анализа ве-
личин, входящих в уравнение (1.38) для одной среды:
Ео=QiN=aiF\tx/{V^Pi).
Разделим числитель и знаменатель на площадь поверх-
ности теплообмена F, м2, и получим удельный показатель
теплоотдачи и энергозатрат на 1 м2.
Обозначим Vikp-i/F — Nn — удельные энергозатраты,
Вт/м2, тогда
£о=щЛ/1/Л/о.	11.38')
Примем Д/=1 °C.
D	с “i-1	Вт-К/(м2-К)
величина	~ является безразмерной,
отсюда a=E0N0.
Из выражения E0=a/N0 видно, что интенсивность
процесса теплоотдачи а связана с энергозатратами на
преодоление гидравлических сопротивлений функциональ-
ной зависимостью:
a=f(N0).
Коэффициент теплоэнергетической эффективности дает
отношение двух видов энергии — удельного теплосъема
аЛЛ и удельных энергозатрат на преодоление гидравли-
ческих сопротивлений Л/о на единице поверхности тепло-
39
обмена в данной конструкции при равных условиях срав-
нения. Другими словами, коэффициент теплоэнергетиче-
ской эффективности определяет основное качество поверх-
ности теплообмена, а именно: сколько передается тепло-
ты при разности температур, равной 1 градусу, при за-
тратах 1 Вт энергии на движение рабочей среды при об-
текании 1 м2 поверхности теплообмена. Это показатель
энергоемкости теплового и гидромеханического процессов
при интенсификации теплообмена в данной конструкции
аппарата.
Для определения уравнения a=f(No), в котором ко-
эффициент теплоэнергетической эффективности Е был бы
постоянным при различных скоростях и при любых опре-
деляющих размерах канала, существуют два способа —
графический и аналитический.
При использовании графического способа эксперимен-
тальные значения а и 7V0 откладывают на графике в ло-
гарифмических координатах: уравнение прямой, исполь-
зуемой при решении графическим способом, имеет вид
a—EN0°’26.	(1.39)
Второй способ раскрытия зависимости a=f(N0)—ана-
литический. Рассмотрим уравнение удельных энергозатрат
при перекачивании рабочей среды через теплообменник
N0=kpV/F=kp'Wf!F,	(1.40)'
где f — площадь поперечного сечения канала. Отсюда гид-
равлическое сопротивление
bp=N0F/(Wf).	0-40')
ТЛ	А I Р^2
Известно, что = ?----------, или
d 2
а___l ;	_ л l	41
Р Rep d 2 = r(Wd/v)P d 2 ’	' ’ '
где g=X/Rep.
Приравняв уравнения (1.40') и (1.41), получим взаи-
мосвязь энергозатрат и скорости рабочей среды в ка-
нале:
N0F AvPL№	42)
2WPdpd ‘	’ 7
Отсюда найдем скорость рабочей среды:
N р__ WfAvPLSW2 fA^PLfW^P .	43j
0 ZWPdP-1’1 — 2dPJ'1
40
^P-2YC+1- или	(144)
AfvPLp	Т AfyP?L v '
Найдем взаимосвязь теплоотдачи от скорости рабочей
среды в канале.
Известно, что
ct=Nu X/6/=(Z/rf)Re"Pr°.43 = C(X/r/) (lFd/v)’IPr°-43=
=CXTFndn-’Pr0-43/v".	(1.45)
Подставим в (1.45) значение скорости IP по (144),
тогда
п п (р4-1) t п
а =______d~^ +N^. (1.46)
п п Зп у If )	О
/ А \3~р з—р з—р
— ₽ v
\ 2 )
Из (1.46) видно, что сомножитель перед No описывает
коэффициент теплоэнергетической эффективности Е в за-
висимости от критериальных уравнений теплоотдачи и гид-
равлического сопротивления, тогда
a.=EN^.	(1.47)
Получаем уравнение для определения коэффициента
теплоэнергетической эффективности поверхностей конвек-
тивного теплообмена:
E=a)Nf^.	(1.48)
Обозначим п/(3—р)=т, тогда
E—a/\Nom.	(1.49)
Для турбулентного режима течения рабочих сред в
сетчато-поточных каналах пластинчатых теплообменников
(критериальные уравнения Nu=CRenPr0>43, g=A/Rep)
известны показатели степеней: п=0,73; р=0,25, тогда т=
= 0,73/(3-0,25) =0,26 и
E=a/N00’26.	(1.49')
Уравнение (1.49') полностью совпадает с уравнением
прямой (1.39), найденным графическим способом, что сви-
детельствует о равноценности обоих методов вывода урав-
нения коэффициента теплоэнергетической эффективности.
1ем больше значение коэффициента Е, тем лучше теп-
лообменник: по энергетическому показателю, требуемой
41
площади поверхности теплообмена, удельной материало-
емкости и другим техническим показателям, характери-
зующим ’оптимальный аппарат.
Из (1.47) следует, что при yVo=l Е=а.
Для промышленных теплообменников преобразуем
(1.38), раскрыв величины Q и N:
E0=Q/N=KFM/(Nl+N2).
Разделим числитель и знаменатель на площадь поверх-
ности теплообмена F, получим удельный показатель коли-
чества теплоты, передаваемой на одном квадратном мет-
ре поверхности, и соответственно удельные энергозатраты
на 1 м2 поверхности.
Обозначим Ni/Fi=Not, Ео—KAt/(No t-{-N02). Примем
Д/ — 1 °C, Ео — величина безразмерная.
По аналогии с (1.49) можно написать уравнение коэф-
фициента теплоэнергетической эффективности, отнесенное
к коэффициенту теплопередачи:
----	- EK=K/2Noh=K/(NOl<>’™+NoW). (1.50)
В пластинчатых, спиральных и других конструкциях
теплообменников с одинаковой конструкцией смежных ка-
налов при S./Vo=l Е,к=К=Д/2=а/2.
Коэффициент теплоэнергетической эффективности, от-
несенный к коэффициенту теплопередачи, равен половине
коэффициента Е, вычисленного в эталонном режиме.
Удельный расход мощности 2Л^о=Л^о1+Л/ог определя-
ют по результатам экспериментальных измерений (либо
расчета) гидравлических сопротивлений Др канала дан-
ной формы и расхода рабочей среды G через этот канал
с площадью поверхности теплообмена F.
Если способ интенсификации предусматривает подвод
энергии извне (вибрации, электрического поля, вращения
поверхности и др.), то эта энергия суммируется с энер-
гией, затрачиваемой на преодоление гидравлических со-
противлений.
Для расчета коэффициента теплоэнергетической эф-
фективности надо иметь следующие исходные данные: ре-
зультаты экспериментального определения коэффициентов
теплоотдачи (теплопередачи) и гидравлических сопротив-
лений, или расчетные а (или К) и Ер (по критериаль-
ным уравнениям); определяющие размеры канала, в ко-
тором происходит теплообмен, и площадь его поверхности
теплообмена; теплофизические свойства рабочей среды.
42
Последовательность расчета коэффициента теплоэнер-
гетической эффективности следующая:
1.	Задают несколько расходов рабочей среды через
канал теплообменника и рассчитывают соответствующий
спектр скоростей в желаемом диапазоне.
2.	По спектру скоростей вычисляют соответствующие
Re и гидравлические сопротивления Др.
3.	Рассчитывают удельные затраты мощности No на
преодоление этих гидравлических сопротивлений.
4.	Вычисляют по принятому спектру скоростей потока
и Re соответствующие значения а (интенсивность тепло-
отдачи).
5.	Рассчитывают показатель степени т и коэффициент
теплоэнергетической эффективности Е по (1.49) и (1.50).
Примеры расчетов по предлагаемой методике приве-
дены в гл. 6.
Если все расчеты выполнены без ошибок, то расчет-
ное значение коэффициента Е остается постоянным для
данной конструкции канала (поверхности) в заданных
условиях сравнения при всех принятых скоростях рабочих
сред и Re. В этом заключается одно из достоинств пред-
лагаемого метода количественной оценки интенсивности
процесса теплоотдачи.
Коэффициент теплоэнергетической эффективности об-
ратно пропорционален требуемой площади поверхности
теплообмена аппарата и этим характеризует ожидаемые
приведенные затраты при использовании такого теплооб-
менника.
Данный метод сравнения и оценок эффективности ин-
тенсификации теплоотдачи вскрывает взаимосвязь таких
величин, которые непосредственно характеризуют каче-
ство теплообменного аппарата: его тепловую производи-
тельность Q, требуемую площадь поверхности теплообме-
на F и расход энергии на преодоление гидравлических со-
противлений No.
Метод оперирует удельными значениями этих величин,
отнесенными к площади, равной 1 м2 поверхности тепло-
обмена: Q/F—aAt; при Д/=1 тепловая производитель-
ность Q прямо пропорциональна интенсивности теплоот-
дачи а.
Метод может распространяться на различные площади
поверхности теплообмена и различные температурные на-
поры.
43
Эффективности различных форм конвективных поверх-
ностей и способов интенсификации оцениваются по коэф-
фициенту теплоэнергетической эффективности Е.
Предлагаемая методика сохраняет свои основные по-
ложения, если в качестве критерия оптимальности при-
нять не площадь поверхности теплообмена F, а ее массу G
или объем V (компактность).
Например, зависимость a—f(NG) находится следую-
щим образом:
aG=Q/(GAO;	(1.51)
Ng=N/G,	(1.52)
где G — масса конвективной поверхности теплообмена;
Q — тепловая производительность; А/ — температурный
напор; N — общий расход мощности на преодоление гид-
равлических сопротивлений при соответствующих а.
Коэффициент теплоотдачи ас получают пересчетом а по
уравнению
ac=aF/G.	(1.53)
Соответственно Ng получают путем пересчета No'.
NC—NOF/G.	(1.54)
Величина F/G исследуемой конвективной поверхности
определяется по чертежу данной конструкции.
Расчеты и построение графика aG=f(NG) ведутся в
последовательности, указанной для зависимости а =
= f(N0).
Сопоставление по компактности конвективных поверх-
ностей теплообмена находят, построив график =
= f(Nv). Здесь
ai)=Q/(VAf); Nv=N/V,	(1.55)
где V — объем конвективной поверхности теплообмена, м3.
<av получают пересчетом а по уравнению
av=aF/V.	(1.56)
Соответственно и Nv получают пересчетом:
N^NoF/V.	(1.57)
Величина F/V определяется по чертежу данной кон-
струкции конвективной поверхности теплообмена
Строят график av=f(Nv) и по нему проводят оценку
сравниваемых конструкций по их компактности при фик-
сированных удельных энергозатратах.
44
Оценка эффективности интенсификации теплообмена
в аппарате. В данном случае методика определения теп-
лоэнергетической эффективности всего теплообменного ап-
парата или способа интенсификации с подводом внешней
энергии существенно усложняется.
Определяется зависимость K=f(2Wo), где ~£N0 —
и=Лго,Н-Л^о2— суммарные затраты мощности на преодоле-
ние гидравлических сопротивлений и интенсификацию теп-
лообмена для двух обменивающихся теплотой рабочих
сред.
Коэффициент теплоэнергетической эффективности для
пластинчатых теплообменников определяется из (1.50).
Величина Ек неоднозначна, как это имеет место при теп-
лоотдаче, поскольку коэффициент теплопередачи зависит
не только от интенсивности теплоотдачи на данной форме
поверхности теплообмена, но и от рационального распре-
деления расхода мощности между рабочими средами и
достигаемого соотношения между термическими сопротив-
лениями: 1/cti; 2(б/Х); 1/а2.
Последовательность расчета Ек сохраняется, как и при
расчете Е, но число расчетов удваивается, поскольку в
процессе теплообмена участвуют две рабочие среды и для
каждой из них требуются самостоятельные расчеты зави-
симостей al—f(NOl) и a2=f(J\l0i).
Результаты расчетов двух этих зависимостей могут
быть представлены на графике в виде двух прямых, по
которым упрощается выбор рационального соотношения
интенсивности теплоотдачи и энергозатрат в аппарате *.
В первом приближении рационально выдерживать при
определении коэффициента теплопередачи примерное ра-
венство термических сопротивлений
1/сцяк1 / 02^2 (6 /X),
где S(6/X)—термическое сопротивление теплопередаю-
щей стенки с учетом вероятных ее загрязнений.
Далее в логарифмических координатах строят график
K=f (S7V0) и по нему находят уравнение для расчета ко-
эффициента теплоэнергетической эффективности аппарата.
Требуемая площадь поверхности теплообмена в аппарате
тем меньше, чем больше коэффициент эффективности Ек
в заданных условиях эксплуатации.
* Примеры расчетов и графики результатов этих расчетов даны
'В гл. 6.
45
Метод оценки эффективности интенсификации тепло-
обмена в аппаратах при выборе в качестве критерия опти-
мальности массы аппарата G или его объема V (ком-
пактности) сохраняет основные особенности по аналогии с
приведенными выше методом для оценки теплоотдачи.
Строятся графики зависимостей KG=f(S./VG) или Kv=
=f(^Nv) для сопоставляемых аппаратов. Здесь
Аналогично
AG=Q/(GAfcp);	(1.58)
2Ng=(ZN)/G-,	(1.59)
Kg=KFIG\	(1.60)
2Ag=(2JVo) (F/G).	(1.61)
A»—Q/ Г A/c₽;	(1.62)
SlVv=2JV/ V;	(1.63)
Kv=KFlV-	(1-64)
S,Vv=(SJV0) (F/V).	(1.65)
Погрешность при оценке вариантов по данному методу
зависит от точности расчета исходных величин и прежде
всего от а или К и соответствующих им энергозатрат No-
Наибольшая точность оценки достигается при непосред-
ственном определении а и Ар экспериментальным путем.
Получив коэффициенты теплоэнергетической эффектив-
ности сопоставляемых конструкций или способов интенси-
фикации теплоотдачи Ei и Е2, можно определить при рав-
ных средних температурах эталонной среды коэффициент
относительной теплоэнергетической эффективности:
ip=£i/£2=const.	(1.66)
Главным достоинством коэффициента ф является его
постоянное численное значение во всем диапазоне рабочих
скоростей при условии, что сопоставление проведено в
равных условиях на одной эталонной рабочей среде по
методике, приведенной выше, и показатель степени т в
уравнении a=ENom одинаков для сопоставляемых вари-
антов.
Сопоставление по относительной интенсивности тепло-
отдачи (теплопередачи) при фиксированных (равных)
энергозатратах No проводится по формуле
фм<,=а1/а2.	(1-67)'
При Ао=1 Вт/м2 фМ(1=ф.
46
Недостатком коэффициента фдг0 является его непосто-
янство при выборе различных фиксированных значениях
затрат энергии No, т. е. зависимость от изменения скоро-
стей рабочих сред. Обычно с уменьшением этих скоростей
1 величина уменьшается.
Сравнение относительных удельных энергозатрат (за-
трат по мощности на преодоление гидравлических сопро-
тивлений) при фиксированной (равной) интенсивности
теплоотдачи а можно получить из выражения
фа=^О1/Л/о2.	(1.68)
Значение этого коэффициента изменяется с изменени-
ем принятого уровня теплоотдачи а, что является недо-
статком для количественных сопоставлений.
Обычно оценка вариантов по коэффициенту теплоэнер-
гетической эффективности соответствует поиску минимума
.площади поверхности теплообмена F и является опреде-
ляющей для создания аппаратов интенсивного действия.
Площадь поверхности теплообмена, как правило, опреде-
ляет размеры теплообменника, его металлоемкость, стои-
мость, капитальные и эксплуатационные расходы и в ко-
нечном счете значение универсального критерия оптималь-
ности— значение ожидаемых приведенных затрат.
— Надежным и сравнительно полным, но и весьма тру-
доемким является метод сравнения конвективных поверх-
ностей, предложенный в [3]. По этому методу составляют-
ся две поверхности. Одна из них служит эталоном, другая
является объектом сравнительной оценки.
ГЛАВА 2
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ
ИНТЕНСИФИЦИРОВАННОГО
КОНВЕКТИВНОГО ТЕПЛООБМЕНА
В КАНАЛАХ С РАЗЛИЧНОЙ ФОРМОЙ
ПОВЕРХНОСТИ НАГРЕВА
2.1. СПОСОБ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ
С НЕПОСРЕДСТВЕННЫМ ИЗМЕРЕНИЕМ
ТЕМПЕРАТУРЫ ТЕПЛОПЕРЕДАЮЩЕЙ СТЕНКИ
Задачи исследования интенсифицированной теп-
лоотдачи и возникающих при этом гидравлических сопро-
тивлений в каналах сложной формы связаны с турбулент-
47
ным движением жидкости. Турбулентное движение харак-
теризуется сложными траекториями, множеством завихре-
ний и отрывных течений у теплопе|редающей стенки,
непрерывно возникающих и исчезающих. Исключительная
сложность тепловых и гидромеханических явлений в не-
прерывно дестабилизируемом турбулентном потоке, соз-
даваемом при интенсификации теплоотдачи, не позволяет
в настоящее время получить надежные аналитические ре-
шения задачи о теплоотдаче и гидравлических сопротив-
лениях в каналах с различной формой поверхности на-
грева.
В рассматриваемом случае наиболее точные сведения
о теплоотдаче и гидравлических сопротивлениях получа-
ют экспериментальным исследованием, построенным на
основе теории подобия и законах, установленных фунда-
ментальной наукой. При проведении экспериментальных
исследований теплоотдачи наиболее сложной и ответствен-
ной задачей является определение температуры поверхно-
сти теплопередающей стенки, необходимой для расчета
температурного напора и коэффициента теплоотдачи. Ко-
эффициент теплоотдачи и гидравлическое сопротивление
являются основными характеристиками интенсивности теп-
лообмена, подлежащей опытному исследованию при кон-
вективной теплоотдаче. Для определения коэффициента
теплоотдачи наиболее надежным и самым распространен-
ным является метод стационарного теплового потока с ис-
пользованием закона Ньютона — Рихмана:
dQ — u(t„—tiK)dF.	(2.1)
Если все величины, входящие в это уравнение, отно-
сить к небольшим элементам поверхности, то из него оп-
ределяются местные значения коэффициента тешюотдачи.
Среднее значение коэффициента теплоотдачи а может
быть найдено по формуле
в
a = (l/F)farfF.	(2.2)
о
или
где Q — общий поток теплоты, проходящий через поверх-
ность в единицу времени.
48
Средняя температура поверхности стенки определяет-
ся как цреднее арифметическое значение из нескольких из-
мерений ее в отдельных точках поверхности:
п
(2-4)
1
где п — число термопар, измеряющих температуру поверх-
ности.
Среднее арифметическое значение температуры по дли-
не потока внутри канала определяется соотношением
?Ж= (Гж+Гж)/2.	(2.5)
Этот способ усреднения применяется в случае измене-
ния температуры жидкости по длине канала, что харак-
терно для пластинчатых аппаратов при конвективном теп-
лообмене без изменения агрегатного состояния сред.
Тепловой поток в зависимости от способа обогрева по-
верхности может быть найден следующими способами.
При обогреве поверхности конденсирующимся паром
тепловой поток определяется по уравнению
Q= Gn (i"~i') = Gn[r-f-c" (/пер—/н) 4~c' (/«—/ох) ], (2.6)
где Gn — массовый расход пара; I" и i' — энтальпия грею-
щего пара и конденсата соответственно; /пер, /н, /ох — тем-
пература перегрева пара, насыщения и выходящего кон-
денсата; с", с' —удельная теплоемкость перегретого пара
и конденсата соответственно; г —удельная теплота фазо-
вого превращения вещества.
При обогреве с использованием жидкости в однофаз-
ном состоянии тепловой поток определяется по ее массо-
вому расходу и изменению температуры:
<2=0жС(/,ж—/"ж).	(2.7)
Если обогрев поверхности проводится с помощью элек-
трического нагревателя, то тепловой поток определяется
по силе тока и падению напряжения AG в нагревателе:
Q=7AG.	(2.8)
Описанный способ является основным при изучении
теплоотдачи, сопровождающейся изменением агрегатного
состояния рабочей среды. Он также широко применяется
при проведении экспериментов на моделях отдельных уз-
лов теплообменных аппаратов.
4—5078	4
Рис. 2.1. Схема опытной установки для исследования теплоотдачи и
гидравлических сопротивлений при конденсации пара в каналах слож-
ной формы:
1 и 3 — экспериментальные пластинчатые конденсаторы; 2 — теплопередающие
пластины; 4 — термометры; 5 — коиденсатоотводчик; 6 — холодильник для кон-
денсата; 7 — мерник конденсата; 8 — измерительное устройство; 9—переключа-
тель термопар; 10 — холодные слои термопар в сосуде; 11 и 12— измерительные
устройства давления; 13 — манометры; 14 — расходомер охлаждающей воды;
15 — дифференциальные манометры; 16 — подогреватель пара; 17 — датчик тем-
пературы пара; 18 и 19 — измерители температуры подвижной термопарой
П|ри проведении экспериментов непосредственно на
промышленных образцах теплообменных аппаратов при
конвективном теплообмене без изменения агрегатного со-
стояния рабочих сред использование данного метода не
50
---Вход Воды
всегда оправдано, поскольку возникают дополнительные
трудности.
Довольно трудно в пластинчатых, пластинчато-ребри-
стых и спиральных теплообменниках заделывать в тон-
4*	51
кую стенку большое число те|рмопар и обеспечивать с их
•помощью надежные измерения средней температуры стен-
ки. Установка термопар не должна нарушать гидродина-
мическую картину движения рабочих сред в каналах, что
практически не всегда удается. Способ исследования теп-
лоотдачи с непосредственным измерением температуры
стенки при помощи термопар применялся нами в работах
с пластинчатыми конденсаторами и их моделями.
На рис. 2.1 показана схема опытной установки для
исследования процесса конденсации в щелевидных изви-
листых каналах. Установка имеет разомкнутый парокон-
денсатный цикл. Охлаждение конденсатора осуществляет-
ся водой. Пар из парогенератора проходит подогрева-
тель, в котором насыщенный пар перегревается на 2—3°С
и поступает в конденсатор. Полученный конденсат охлаж-
дается в холодильнике для конденсата и собирается в мер-
ном бачке конденсата. Охлаждающая вода может пода-
ваться насосом по разомкнутой схеме через расходомер с
последующим сбросом в канализацию. Такая система
охлаждения используется при больших температурных на-
порах и стабильной начальной температуре воды. При не-
обходимости исследования процесса конденсации при ма-
лых температурных напорах охлаждение смежных кана-
лов в конденсаторе осуществляется горячей водой —
конденсатом, циркулирующим в замкнутой системе.
Температура пара, конденсата и воды измеряется ла-
бораторными термометрами и дублируется показаниями
термопар, установленных в штуцерах. Для измерения тем-
пературы теплопередающей стенки в пластинку заделыва-
лись медьконстантовые термоэлектрические термометры,
ЭДС которых измерялась компенсационным методом. Теп-
ловой поток в конденсаторе определялся для надежности
двумя независимыми способами: по измерению в мернике
количества конденсата и по расходу и температуре охлаж-
дающей воды. Стабильность режимов работы установки
достигается соблюдением постоянства давления конденси-
рующегося пара, расхода и начальной температуры ох-
лаждающей воды. Коэффициент теплоотдачи от пара к
стенке пластин определяется по формуле
а=^/(/к—4т),	(2.9)
где q—QIF — удельный тепловой поток по данным опыта;
tK — температура конденсирующегося пара; tCT — средняя
температура стенки пластины по результату измерений.
52
Моделирование сложных форм щелевидных извилистых
каналов и особенно гидродинамических условий входа, об-
текания профиля поверхности и выхода из каналов сопря-
жено с большими трудностями, так как реальные пласти-
ны изготовляют штамповкой. Это приводит в моделях к
некоторым отклонениям от условий движения сред и теп-
лоотдачи по сравнению с промышленными аппаратами.
Поэтому, как правило, результаты, полученные на моде-
лях пластинчатых и спиральных теплообменников, требу-
ют экспериментальной проверки и уточнения на промыш-
ленных аппаратах. Критерием правильности считается сов-
падение модельных и экспериментальных результатов.
2.2. СПОСОБ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ
С РАСЧЕТНЫМ ОПРЕДЕЛЕНИЕМ ТЕМПЕРАТУРЫ
ТЕПЛОПЕРЕДАЮЩЕЙ СТЕНКИ
Пластинчатые, пластинчато-ребристые и спи-
ральные теплообменники конструкционно имеют обычно
одинаковые или геометрически подобные каналы по обе
стороны теплопередающей стенки. Эта конструкционная
особенность позволила предложить для исследования теп-
лоотдачи при движении жидких рабочих сред в таких ап-
паратах способ исследования теплоотдачи без измерения
температуры стенки термопарами. Достоинством этого
способа является надежное определение средних темпера-
тур теплопередающей стенки расчетным путем по началь-
ным и конечным температурам рабочих сред. Необходи-
мость выполнения сложной трудоемкой работы по заделке
множества термопар в тонкие стенки теплопередающих
пластин и измерений средней температуры с их помощью
отпадает.
Рассмотрим устройство экспериментальной установки,
нашедшей широкое применение в исследовательских рабо-
тах с пластинчатыми и спиральными теплообменниками.
Установка состоит из трех теплообменных аппаратов —
подогревателя рабочей среды, промежуточного холодиль-
ника и экспериментального теплообменника (рис. 2.2).
В качестве рабочей среды можно использовать любую
жидкую или газообразную среду, однако наиболее просто
в данной установке применить дистиллированную воду
(преимущественно при турбулентных режимах движения
среды в каналах теплообменника). При работе на дистил-
лированной воде отпадает необходимость борьбы с отло-
жениями на поверхностях теплообмена в эксперименталь-
53
гидравлических сопротивлений при конвективном теплообмене без изме-
нения агрегатного состояния рабочих сред;
1 — подогреватель рабочей среды; 2 — промежуточный холодильник рабочей сре-
ды; 3 — экспериментальный теплообменник; 4 — циркуляционный насос; 5 — ем-
кость для рабочей среды; 6 — насос охлаждающей воды; 7 — вентиль для регу-
лирования расхода рабочей среды; 8 — расходомер; 9 — дифференциальный ма-
нометр к расходомеру; 10, 11 — дифференциальные манометры; Р — манометр;
Т — термометр; Др — перепад давления
ном теплообменнике. Кроме тоге, теплофизические свой-
ства воды известны для широкого диапазона температур
и давлений. Для работы в ламинарных режимах обычно
используют вязкие минеральные масла и растворы поли-
меров.
Подогреватель рабочей среды желательно иметь с
большим объемом, что позволяет использовать этот аппа-
рат как аккумулятор теплоты. Вода в подогревателе на-
гревается паром до требуемой температуры, которая ав-
томатически поддерживается постоянной соответствующи-
ми приборами на протяжении всего опыта. Циркуляцион-
ный насос перекачивает горячую воду по преющей стороне
экспериментального теплообменника, далее подает ее в
промежуточный холодильник, а затем возвращает ее по
нагреваемой стороне теплообменника и сбрасывает. В хо-
лодильнике рабочая среда дополнительно охлаждается до
желаемой температуры технической водой, циркулирую-
щей по другую сторону теплопередающей стенки.
Возможности описываемого способа наиболее полно
реализуются при выполнении следующих требований:
54
Рис. 2.3. График распре-
деления температуры и
температурных напоров
при работе пластинчато-
го теплообменника при
равенстве водяных экви
валентов
1. Геометрические характеристики каналов; их форма
и площади поперечного сечения для охлаждаемой и на-
греваемой рабочей среды в экспериментальном теплооб-
меннике должны быть одинаковыми или подобными.
2. Испытания экспериментального теплообменника
должны проводиться в режиме рекуператора теплоты, при
противоточном движении рабочих сред, равенстве их ско-
ростей и водяных эквивалентов1 по обе стороны теплопе-
редающей стенки.
При соблюдении этих требований средний температур-
ный напор между рабочими средами будет постоянным
вдоль всей поверхности теплопередачи, а температура
каждого из потоков рабочих сред будет изменяться по ли-
нейному закону (рис. 2.3).
3. Должна быть обеспечена возможность измерения на-
чальных и конечных температур рабочих сред и их расхо-
дов в экспериментальном теплообменнике с достаточной
точностью. На основе этих измерений в дальнейшем вы-
полняется расчет средней температуры стенки и коэффи-
циентов теплоотдачи. Перечисленные требования выполни-
мы в пластинчатых и спиральных теплообменниках, во
многих конструкциях пластинчато-ребристых теплообмен-
ников и других теплообменников, в которых процесс теп-
лоотдачи по обе стороны стенки описывается одинаковы-
ми зависимостями. Процесс теплоотдачи по обе стороны
стенки в исследуемых теплообменниках при турбулентном
движении жидкости выражается, как и для труб, зависи-
мостью [15]
Nu—CRe”Prm (Рг/Ргст)р.
Если по обе стороны стенки течет жидкость, физиче-
ские свойства которой известны, и изменение этих свойств
1 Водяным эквивалентом рабочей среды W называют то количе-
ство воды, которое по теплоемкости эквивалентно теплоемкости рас-
хода за единицу времени рассматриваемой среды, т. е. 1Г=бвСр.
55
в зависимости от средних температур потока может быть
учтено, то соотношение между сц и а2 может быть доста-
точно точно установлено для условий каждого опыта.
Зная отношение <p=ai/a2, можно рассчитать средние тем-
пературы поверхности теплопередающей стенки.
Действительно, если закон теплоотдачи по обе стороны
стенки одинаков, то можно написать
Nut _ Re/^Pr/'-fPrx/Pr^)^
Nu2 Re2"Pr2m(Prs/PrCT2)P '	1	'
Принимая m=0,43 и р=0,25, получаем
^2—/ ^4 v2 \ ( Ph \0,в8 / РГСТ! \0,2В	...
*1 a2d3	WdJ \PrJ pr I •
\ СТа /
Если учесть, что стенка металлическая и тонкая и тем-
пературы по обе стороны стенки мало отличаются одна от
другой, можно принять, что для одной и той же жидкости
при небольших температурных напорах
(РТст./РГст,)0-23 = 1.
Тогда после сокращения получим (учитывая, что т+
+р=0,68, а скорости W одинаковы)
Ф=а1/а2=.ММ^Л1)"(Рг1/Рг2)°-68.	(2.12)
В первом приближении для турбулентного режима дви-
жения можно принять /2 = 0,8 и вычислить ф.
Анализируя график на рис. 2.3, можно записать, что
средний температурный напор между рабочими средами
равен:
д? = (А'—^") + (G"—.	(2.13)
Этот средний температурный набор можно записать
как сумму частных температурных напоров:
Д/=Д6-(-Д^ст+Д^2,	(2J14)
где ДЛ — температурный напор между средней температу-
рой охлаждаемой среды и средней температурой первой
поверхности стенки:
=	(2.15)
Д/2— температурный напор между средней температурой
второй поверхности стенки и средней температурой нагре-
ваемой среды:
Д4=7„,-/7=9/а2;	(2.16)
56
Д/Ст— температурный напор, теряемый на преодоление
термического сопротивления стенки:
Д^ст = ^СТ! — ^сг2 — ^стАст’	(2-17)
q — удельный тепловой поток, передаваемый через стенку
от одной рабочей среды к другой.
Так как
q — СС1Д/1 — СС2Д^2 — Аст/бст) Д^ст»	(2-18)
то получим отношение искомых величин
Д/2/ДЛ = «1/«2—ф-	(2-19)
Измерив в опытах начальные и конечные температуры
рабочих сред, проходящих через теплообменник (// и ti";
К' и ti"), и их расход и вычислив средние температуры
этих сред ?i и ?2, средний температурный напор Д/ и
удельный тепловой поток q, вычислим сначала частные
температурные напоры ДЛ, Д/Ст и Д/2, а затем и средние
температуры поверхностей стенки.
Для этого решим совместно уравнения (2.14) и (2.19),
принимая ф в качестве известной величины из (2J12):
ф=Д/2/Д<1.
Получим
=	(2-20)
Д/а = у(дГ—д^ст)
2	1	'
Подставляя значения ДЛ и Д/2 в (2.15) и (2.16), опреде-
ляем искомые средние температуры поверхностей теплопе-
редающей стенки:
~4т,=7,- а<~а<ст ;	(2.22)
U = /; + ?(Af^yA<CT)-	(2-23)
Имея значения средних температур поверхностей теп-
лопередающей стенки, по (2.3) легко вычислим щ и а2 и
критерии подобия Nu, Re и Рг.
Далее результаты вычислений, как обычно, нанесем на
график с логарифмической сеткой в виде зависимости
комплекса Ко от Re: Ko—f(Re), где
pro,«(pr/prCT)o,26 •
57
Опытные точки на графике ложатся на прямую, кото-
рая аппроксимируется искомым уравнением:
Nu=CRe«Pr°-43 (Рг/Ргст)0-25.	(2.25)
Искомые коэффициенты в этом уравнении Сип полу-
чают математической обработкой опытных данных.
Данный способ позволяет определить не только сред-
ние температуры поверхности стенки, но и локальные. Для
этой цели удобен графический способ определения темпе-
ратур.
По типу, показанному на рис. 2.3, строят график тем-
ператур, на котором по оси абсцисс откладывают в мас-
штабе площадь поверхности теплопередачи вдоль канала,
а по оси ординат — температуру. Линии показывают изме-
нения температур рабочих сред вдоль поверхности тепло-
передачи.
На этом графике в принятом масштабе откладывают
вычисленные по (2.22) и (2.23) температуры поверхностей
стенки в средней точке поверхности теплопередачи. Через
эти точки проводят прямые, параллельные линиям измене-
ния температуры рабочих сред вдоль поверхности тепло-
передачи. По этим прямым можно найти температуру
стенки в начале и конце канала или в любой другой его
точке.
Приведенный способ обработки полученных экспери-
ментальных данных применим как для турбулентного, так
и для ламинарного режимов движения рабочих сред. При
этом обработку данных эксперимента следует вести, как
показали теоретические исследования, по (2.30) или
(2.32). По описанной методике проведены изложенные ни-
же исследования сетчато-поточных пластин с наклонными
гофрами, ленточно-поточных пластин с горизонтальными
гофрами треугольного профиля и каналов спиральных теп-
лообменников.
2.3.	ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ
И ЭНЕРГОЕМКОСТЬ ПРОЦЕССА
КОНВЕКТИВНОЙ ТЕПЛООТДАЧИ
Даже в самых простых теплообменных аппара-
тах структура потока рабочей среды очень сложна. Экс-
периментальные исследования позволяют получить доста-
точно надежные данные о гидравлических сопротивлениях
при конвективном теплообмене. Интенсивность этого про-
цесса определяется как геометрическими формами и раз-
58
мерами твердого тела, так и гидродинамическим и тепло-
вым состоянием жидкости. При перемещении жидкости
относительно твердого тела, имеющего другую температу-
ру, механическое движение жидкости в однофазном состо-
янии и явления распространения теплоты в ней происхо-
дят одновременно, оказывая взаимное влияние [15].
Для вычисления условного коэффициента трения
используют эмпирическое уравнение вида Eu=f(Re), где
Ей—критерий Эйлера:
Eu=Ap/(pU72).	(2.26)
Эти уравнения необходимо получить путем обработки
экспериментальных данных для каждого режима движе-
ния рабочих сред и форм каналов. Тогда
g=2Eud3/L, или £ = —------ (2.27)
ь	'	fW*/2d3	'	7
Энергоемкость процесса конвективной теплоотдачи при
вынужденном движении рабочей среды характеризуется
затратами мощности на единицу площади поверхности
теплообмена:
N0=N/F,	(2.28)
где /V — энергоемкость процесса или мощность, расходуе-
мая на преодоление общего гидравлического сопротивле-
ния в теплообменнике Api при движении данной рабочей
среды, Вт.
При вынужденном движении однофазной жидкости в
каналах любой формы и размеров
N=&pV.	(2.29)
При экспериментальном исследовании моделей тепло-
обменников с каналами сложной формы п|ри параллель-
ном включении многих каналов удобно замеры и расчеты
проводить относительно одного канала. Объемный расход
V, гидравлическое сопротивление Ар, и площадь поверх-
ности теплообмена FK принимают относительно одного ка-
нала. Тогда
NOl = APlV/FK.	(2.30)
Затраты мощности на единицу поверхности являются
универсальной характеристикой для оценки энергетиче-
ской эффективности и энергоемкости любой поверхности
теплообмена.
59
2.4.	РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ
ИССЛЕДОВАНИЙ ПАСТИНЧАТЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
По методике, описанной в § 2.2, проведены ра-
боты как на моделях пластинчатых теплообменников с
различными сложными формами поверхности теплообмена,
так и на промышленных образцах теплообменников,
(рис. 2.4).
Рассмотрим некоторые результаты исследования гид-
равлических сопротивлений, теплоотдачи и энергоемкости
процесса теплообмена на моделях теплопередающих пла-
стин одинаковых размеров, но с различной формой гофри-
ровки поверхности.
Все модели теплопередающих пластин были отштампо-
ваны из нержавеющей стали марки 12Х18Н10Т из листа
толщиной '1 мм и одинаковых заготовок размером 71 ОХ
Х350 мм. Различались между собой модели только фор-
Рис. 2.4. Пластинчатый
теплообменник с моде-
лями пластин
мой, размерами и расположением
гофр на поверхности пластин. Пер-
вая модель, принятая в экспери-
ментах за эталон, не имела гофр на
поверхности, пластины были глад-
кие (плоские прямоугольные) с
площадью поверхности теплообме-
на, равной 0,15 м2. Основные разме-
ры моделей и характеристики обра-
зуемых ими каналов приведены в
табл. 2.1. Все восемь моделей обо-
значены порядковыми номерами
1—8. Модели пластин собирались
на одной и той же раме теплооб-
менника по схеме 3/3 или 4/4.
Испытания проводились на од-
ном и том же стенде с использова-
нием одинаковых средств и методов
измерений температур, расходов
рабочих сред, перепадов давления.
В качестве рабочих сред использо-
валась водопроводная вода, цирку-
лирующая в замкнутом контуре,
как это показано на рис. 2.2. За
определяющую температуру прини-
малась средняя температура воды
в межпластинном канале. За опре-
60
деляющий размер принимался эквивалентный диа-
метр межпластинного канала d3=4f/n. Средняя темпера-
тура теплопередающей стенки находилась способом, опи-
санным в § 2.2. Проводились контрольные опыты с моде-
лями таких же пластин с измерением температуры стенки
термопарами (см. § 2.1). Результаты измерений темпера-
тур стенки и расчета совпадали.
По результатам измерений и расчетов определялись за-
висимости Nu=/:(Re, Рг); Eu=/(Re); g=/(Re) в широ-
ком диапазоне скоростей движения жидкости в каналах.
Для количественной оценки энергоемкости процесса теп-
лообмена в каналах каждой конструкции рассчитывали в
равных условиях коэффициент теплоэнергетической эффек-
тивности E=a/Nom. Исследованные модели однозначно
моделировали процесс теплоотдачи и теплопередачи в про-
мышленных аппаратах, так как все определяющие пара-
метры межпластинного канала и форма гофр переноси-
лись на модель в масштабе .1:1. Модель уменьшалась по-
сравнению с промышленными пластинами только по дли-
не и ширине канала. Упрощалась конструкция узла уп-
лотнения. Во всем остальном модель являлась полным по-
добием промышленного пластинчатого теплообменника
малых размеров.
Экспериментальные теплообменники компоновались по
симметричной схеме расположения каналов для охлажда-
емой и нагреваемой жидкости, что обеспечивало равенст-
во скоростей и расходов жидкости по обе стороны тепло-
передающей пластины. Теплообменники включались по
противоточной схеме.
Измерение расхода рабочей среды проводилось с по-
мощью комплектов диафрагм со вторичным прибором —
дифманометром типа ДТ-50 (поз. 9 на рис. 2.2). Гидравли-
ческие сопротивления каналов измерялись дифманометра-
ми. Контроль за показаниями дифманометров осущест-
влялся по показаниям образцовых пружинных маномет-
ров, установленных на штуферах экспериментального теп-
лообменника. Измерение температур рабочей среды осу-
ществлялось лабораторными ртутными термометрами с
ценой деления 0,1 °C. Исследование теплопередачи и воз-
никающих при этом гидравлических сопротивлений прове-
дено в диапазоне скоростей движения воды в межпластин-
ных каналах от 0,05 до 0,5 м/с. Каждый замер проводил-
ся при установившемся тепловом режиме и фиксирован-
ной скорости (расходе) рабочей среды. Горячая вода по-
ступала в экспериментальный теплообменник с температу-
61
Таблица 2.1. Техническая характеристика моделей теплопередаю
				Наименование	
Наименование показателя	Обоз- начение	Плоская	Гофры 3,6+1 на обе стороны	Гофры жвертикаль+ + наклон“	
Площадь поверхности тепло- обмена, м Эквивалентный диаметр, м Площадь поперечного сече- ния одного канала, м2 Ширина канала (между боко- выми прокладками), мм Приведенная длина канала, м Смачиваемый периметр кана- ла, м Ссобеиности гофрировки Форма гофр Высота гофр, м ’Число гофр на пластине, шт. Шаг гофр (по нормам к ним), мм Расположение гофр (угол пе- ресечения вершин) Отношение размеров основа- ния горфа к его высоте Отношение шага гофр к нх высоте (частота размеще- ния) Общий вид пластины показан на рисунке	Ft f b L П h t sfh t(h	0,15 0,0093 0,00128 280 0.555 0,55 Гофр нет Зазор 4,7 2.5	0,18 0,00788 0,00125 290 0,563 0,639 С площадкой на обе стороны Равнобедрен- ный треуголь- ник с площад- кой 4,6(3,6+1) 29 30 „Елка* (90°) 3,3/6 8,3 2.7	0.178 0,00915 0,00144 238 0,565 0,60 Односторон- ний Равнобедрен- ный треуголь- ник Стандарт 5 17 18 „Елка"—вер- тнкаль+ 4-наклон 3,6 3,6 2,12	
рой 35—90 °C, холодная вода — при температурах 22—
55 °C. Интенсивность процесса теплоотдачи определялась
коэффициентом теплоотдачи а или критерием Нуссельта
Nu=ac?A.
Тепловой поток Q определялся измерением массового
расхода рабочей среды (воды) и разности ее температур
на входе в каналы и выходе из них:
Q=Gc(ti'—tl") = Gc(t2"—t2').	(2.31)
Соблюдалось равенство водяных эквивалентов грею-
щей и нагреваемой сред, поэтому разность температуры
охлаждения равнялась разности температур нагрева сред:
ti'—Zi"=G"—t2f.	(2.32)
В опытах расхождение теплового баланса не превыша-
ло 2—3%. Выход на стационарный режим контролировал-
62
щих пластин и образуемых ими каналов
модели и ее обозначение
	Гофры „верти- каль—зигзаг*	Елка" с площад- кой 24	«Елка" с площадкой 6	«Елка* по обе стороны 3,64-3,6 с площадкой 6	«Елка- 8—стандарт~5
	0,17	0,165	0,175	0,18	0,178
	0,0097	0,007	0,007	0,0132	0,0096
	0,00152	0,00102	0,00104	0,0021	0,00144
	288	290	290	290	290
	0,54	0,563	0,589	0,565	0,595
	0,60	0,59	0,60	0,64	0,60
	Односторонний	Односторонний с	Односторон-	На обе сторо-	Односторои-
	с площадкой 5	площадкой 24	ний с площадкой	иы с площад- кой	НИЙ
	Равнобедр ениый	Равнобедренный	Равнобедрен-	Равнобедрен-	Равнобедрен
	треугольник с	треугольник с	ный	ный треуголь-	ный треу-
	площадкой	площадкой	треугольник с площадкой	ник с пло- щадкой	гольннк
	5	3,6	3,6	3,64-3.6	5
	11	14	28	28	31
	23	36	18	36	18
	«Зигзаг“ с пло- щадкой	«Елка* (120°)	.Елка" (120°)	.Елка" (120°)	.Елка" (120°>
	3,6	3,3	3,3	3,3	3.6
	4,6	10	5	5/5	3,6
	2.13	2.14	2.15	2.16	2.17
ся получением предыдущего равенства температур. Даль-
нейшая обработка результатов измерений выполнялась по
алгоритму с использованием программы и ЭВМ ЕС-1022.
Модель 1. Пластины гладкие (эталон). Теплообменник
собирался из девяти пластин размером 710X350Xil мм.
Каждая пластина имела четыре угловых отверстия для
входа и выхода греющей среды в межпластинный канал и
для прохода нагреваемой в смежный канал и к патрубкам.
По контуру пластины и вокруг пары отверстий приклеива-
лась резиновая прокладка, которая герметизировала ка-
нал и отделяла его от прохода нагреваемой среды. Общий
вид пластины модели 1 показан на рис. 2.5. Пластины ус-
танавливались на раму теплообменника и плотно сжима-
лись винтами между плитами рамы. Благодаря наличию-
между пластинами резиновой прокладки и нескольких ме-
таллических упорных штифтов в центральной части пла-
стины создавались межпластинные каналы заданных раз-
63
Рис. 2.5. Общий вид теплопередающей пла
стины модели 1 с гладкой поверхностью
теплообмена
Рис. 26. Плоская (а) и пространственная
(б) схемы устройства модели пластинчато-
го теплообменника:
t\, t\" — температура горячей среды соответст-
венно на входе и выходе; — h" — температура
холодной среды на входе и выходе соответствен-
но; 1—9 — теплопередающие пластины
меров, соединенные с патрубками для входа и выхода ра-
бочих сред. Схема устройства модели пластинчатого теп-
лообменника показана на рис. 2.6. Патрубки для рабочих
сред установлены на концевой плите.
Греющая чреда с температурой ti подавалась через
верхний угловой патрубок, проходила вдоль коллектора1
внутри аппарата и распределялась по четным межпла-
стинным каналам, там, где не установлены резиновые про-
кладки.
1 Коллектор образуется при стягивании пластин с установленными
между ними резиновыми прокладками для уплотнения отверстий.
64
Пройдя межпластинные каналы, греющая среда попа-
дала в противоположный коллектор и выводилась из ап-
парата через нижний угловой патрубок с температурой Л".
Аналогично нагреваемая среда с температурой подава-
лась через нижний патрубок (на плите) в коллектор и
распределялась по нечетным межпластинным каналам.
Холодная среда с температурой h" выводилась через
верхний коллектор и угловой патрубок на плите аппарата.
Для уменьшения вероятности прогиба плоских (глад-
ких) пластин под воздействием внутреннего давления дре-
ды в канале опыты велись при одинаковых давлениях на-
греваемой и греющей сред по обе стороны пластин. Таким
образом, каждая пластина омывалась с одной стороны
греющей, а с другой нагреваемой водой, движущейся про-
тивотоком.
Исследования теплоотдачи и возникающих при этом
гидравлических сопротивлений проводились на данной мо-
дели при скорости движения воды в межпластинных кана-
лах от 0,3 до 1 м/с. Каждый замер температур, давлений,
расхода проводился при установившемся тепловом режи-
ме, контролируемом по показаниям термометров. Резуль-
таты экспериментальных измерений и расчетов, сделанных
по этим измерениям, приведены в табл. 2.2. За определя-
ющий размер принят эквивалентный диаметр межпластин-
ного канала d3=0,093 м. За определяющую температуру
принималась средняя температура рабочей среды. Этот
принцип соблюдения единых определяющих размеров и
температур выдержан во всех экспериментальных иссле-
дованиях, описанных в данной работе.	.__
Экспериментальные данные для плоских пластин ап- 1
проксимированы уравнениями:	,
для теплоотдачи
Nu=0,033Re0’73Pr0’43(Pr/PrCT)0'25;	(2.33)
для коэффициента гидравлического сопротивления еди’
ницы относительной длины межпластинного канала
? = —------— 3,25 Re~0,25.	(2.34)
fW*L/2d
Этот коэффициент включает в себя сопротивление тре-
ния и местные гидравлические сопротивления — участки
входа потока и выхода его из межпластинного канала,
расширения, сужения и поворота потока в штуцерах и в
каналах. Критическое число Рейнольдса ReK=2300-4-4000.
Для данной модели выполнены расчеты удельного рас-
5—5078	65
Таблица 2.2. Результаты экспериментальных исследований и рас
(мвдель 1, без гофр, плоская, 8=4,7)
Измеряемая или расчетная	У словкое				Номер	
величина	обозначение	1	2	1 3	4	I
Расход воды на один ка- нал. 103 м® с Температура, °C: греющей воды на входе то же на выходе нагреваемой воды на входе то же на выходе стенки Скорость воды в каналах, м/с Критерий Рейнольдса ГС* То же НС** Критерий Нуссе тьта ГС То же НС Критерий Прандтля Коэффициент теплоотда- чи ГС, Вт (м2-К) То же НС, Вт (м2 К) Коэффициент сопротивле- ния канала Удельный расход мощно- сти, Вт м2 Потеря давления, Па Комплекс Nu [Рг°’43Х Х(Рг/Ргст)° 2Б1	V 2 1Г1=1Г2 Re2 NU1 Nu„ Prf “i “2 Ko	0,411 99,2 93,5 47,8 53,2 80,2 0,325 9732 5918 35,1 36 1,83 2222 2178 0,35 2,5 998,5 27,2	0,479 87,3 82,7 40,5 45 70,3 0,374 9622 5590 36,9 38,5 2,17 2312 2278 0,33 2,6 1333 26,5	0,548 70,6 68 41,2 43,8 60,1 0,428 9622 6599 39 40,2 2,5 2418 2390 0,32 4,2 1766 26,3	0,555 100,9 95,2 49,2 53,5 82,4 0,434 12 988 7878 42,3 43,3 1,83 2674 2621 0,31 4,5 1617 32,8	
* ГС—греющая среда; **НС—нагреваемая среда.
хода мощности No на перекачивание рабочей среды через
теплообменник при фиксированных коэффициентах тепло-
отдачи (интенсивности теплоотдачи). Знание этой величи
ны необходимо для дальнейшей теплоэнергетической оцен-
ки различных форм гофрировки пластины для сравнения
каналов с плоскими стенками, принятыми за эталон.
Модель 2. Гофры по обе стороны от базовой плоскости
пластины высотой 3,6+1. Для турбулизации пограничного
слоя и интенсификации теплоотдачи приняты гофры тре-
угольного профиля в поперечном сечении с высотой, рав-
ной 3,6 мм в одну сторону от базовой плоскости пластины
и 1 мм в другую сторону. Между гофрами имеются пло-
щадки шириной в 6 мм. Гофры размещены наклонно по
отношению к продольной оси пластины под углом 45°.
66
четов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
опыта
1 5	6	7	8	1 9	1 10	11	12
0,589	0,625	0,735	0,987	1,071	1,069	1,161	1,292
66.6	81,5	78,6	81,6	98,8	79,2	97,5	93,7
64,6	78,2	75,6	79,4	95,7	77,2	94.5	91
41	42,3	41,2	50	53,5	49,2	52	50,7
43,1	45,6	44,2	52,2	56,6	51,2	55,1	53,3
57,6	67,9	66,3	72,1	85,8	70,4	85,1	82,1
0,46	0,488	0,574	0,771	0,837	0,835	0,907	1,01
10415	12 524	14 735	19 820	25032	21 428	27 123	30 362
7Ю5	7290	8580	13 027	15 247	14 123	16 454	18 388
i 41,3	43,1	51,1	64,2	71,4	68,1	79,4	82,8
42,5	45	53,3	66,3	73,1	70,2	81,3	84,8
'	2,5	2,17	2,17	2,17	1,83	2,17	1,83	1,83
2560	2701	3201	4026	4514	4267	5019	5235
.	2528	2660	3153	3990	4424	4229	4919	5132
0,32	0,31	0,3	0,28	0,26	0,28	0,24	0,24
5,1	6,5	9,2	21	26,3	25,1	27,6	41,1
1980	2139	2875	4823	5218	5668	5850	7072
27,9	31,0	36,7	46,2	55,3	49,0	61,5	64,2
Общий вид пластины модели 2 и профиль гоф'р в попе-
речном сечении показаны на рис. 2.7. Такая форма гофри-
ровки позволяет получить сетчато-поточные каналы с ин-
тенсивным воздействием на пристенный слой. Кроме того,
сравнительно малая глубина вытяжки гофр позволит
штамповать пластины из малопластичных материалов с
коэффициентом относительного удлинения не более 30%.
Все габаритные и присоединительные размеры пластин
сохранены такими же, как и в базовой модели. Характе-
ристика пластины приведена в табл. 2.1. Теплообменник
собран из семи пластин, что дало схему компоновки кана-
лов Сж=3/3, т. е. для нагреваемой и греющей сред отво-
дилось по три канала. Форма межпластинного канала, об-
разуемого парами пластин модели 2, показана на рис. 2.8.
5*	67
Исследование теплоотдачи и возникающих при этом
гидравлических сопротивлений проведено в диапазоне ско-
ростей движения воды от 0,2 до 0,5 м/с. Результаты изме-
рений и их математической обработки приведены в
табл. 2.3.
На рис. 2.9 показана зависимость коэффициента гид-
равлического сопротивления единицы относительной дли-
ны канала g от Re. Наблюдался разброс точек, вызванный
малой жесткостью пакета пластин, упругой деформацией
прокладок из мягких сортов резины и другими недостатка-
ми модели теплооб-
менника.
На рис. 2.10 по-
казана зависимость
интенсивности теп-
лоотдачи (/Со) от
чисел Рейнольдса.
По сравнению с эта-
лоном — плоской
пластиной — интен-
сивность теплоотда-
чи при равных ско-
ростях движения
воды в каналах воз-
росла в 2,9 раза.
Опытные данные по
теплоотдаче аппро-
ксимированы урав-
нением
Nu = 0,lRe°’73Pr°'43X
X (Рг/Ргст) °-25.
(2.35)
Рис. 2.7. Общий вид (а)
и профиль гофр в попе-
речном сечении (б)
Пластины модели 2 с
гофрами по обе стороны
от базовой плоскости
пластины
30
68
Рис 2.8. Форма межпластинного каната, образуемого пластинами ми-
дели 2 и некоторые сечения этого канала
За определяющую температуру здесь и во всех других
моделях принята средняя температура потока рабочей
среды. За определяющий размер принят эквивалентный
диаметр канала.
Коэффициент общего гидравлического сопротивления
единицы относительной длины межпластинного канала оп-
ределяется по выражению
Е = ——- 19,5 Re-0,25	( 2.36)
PlV2L/2d3
Модель 3. Гофры «вертикаль-!-наклон». В пелях увели-
чения теплопередачи в конструкции пластин необходимо
иметь элементы гофрированной поверхности, вызывающие
пульсацию скорости в межпластинном канале, нарушение
пограничного слоя и его интенсивное перемешивание. Од-
г/ако при этом увеличиваются гидравлические сопротив-
ления участков входа и выхода рабочей среды в канале,
потери на распределение потока по ширине канала и др.
Для сокращения гидравлических сопротивлений и повыше-
ния тептоэнергетической эффективности процесса тепло-
обмена в широко распространенных конструкциях тепло-
передающих пластин сделана попытка конструкционного
улучшения условий входа жидкости в канал и выхода из
него специальным расположением гофр относительно на-
бегающего потока на начальных участках пластин. На
рис. 2.11 показана промышленная теплопередающая пла-
стина такого вида (типоразмера 0,3). На входном участ-
ке гофры одной из пластин, образующие канал, ориенти-
рованы вдоль набегающего потока, а не под углом к нему.
Канал составляется из двух пластин, одна из которых по-
69
Таблица 2.3. Результаты экспериментальных исследовани-i и расче
(модель 2, гофры по обе стороны, высота 3,6-|-1)
Измеряемая или расчетная величина	Условное обозначе- ние	Номер				
		1	1 3	1 3	1 4	* 1
Расход объемный на один канал, 103 м3 с Температура, °C:	V	0,206	0,262	0,286	0,330	0,330
на входе ГС		77,5	52,0	49	53,3	57,5
на выходе ГС	^1ZZ	43,6	43,1	44,5	48,5	52,3
на входе НС		34,6	28,6	34 3	3'9,1	40,9
на выходе НС		51,4	36,6	39 7	43,6	46,7
средняя стенки		49,06	41,44	42,48	46,9	50,2
Скорость среды в канале, м с		0,164	0,208	0,227	0,262	0,262
Критерий Рейнольдса ГС	Re,	3078	2828	3034	3775	4003
То же НС	Re2	2060	2133	2545	3212	3343
Критерий Нуссельта ГС	Nu,	49 2	55	56,7	63,2	64,0
То же НС	Nu2	50,2	55,8	57,2	63,8	64,6
Критерий Прандтля ГС	Pr,	2,95	3,73	3,81	3,45	3,26
То же НС	Pr2	4,08	5,14	4,69	4,19	4,04
Коэффициент теплоотдачи ГС, Вт/(м2-К)	“1	4163	4501	4627	5209	5310
То же НС, Вт (м2-К)	a2	4058	4405	4565	5147	5243
Гидравлическое сопротив- ление, Па	Др	2640	4360	4303	4734	4734
Общий коэффициент гид- равлического сопротив- ления	в	2,77	2,85	2,36	1,95	1,95
Удельный расход мощно- сти, Втм2	No	1,51	3,17	3,42	4,34	4,34
Комплекс Nu/[Pr°>,3X Х(РгРгст)0’25]	Ko	30,9	31,3	31,9	37,2	38.6
Рис. 2.9. Зависимость коэффициента общего гидравлического сопротив-
ления единицы относительной длины В межпластинного канала модели
2 от Re
Рис. 2.10 Зависимость теплоотдачи от Re для каналов модели 2
70
тов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
опыта
1 	2	8	9	10	11	1 12	1 13	1 14	1 >5
0,359	0,382	0,443	0,456	0.504	0,523	0,562	0,592	0,614	0,641
58,7	64.5	48,0	62,0	64,0	64,6	65,7	65,9	65.5	65,4
52,7	43,6	43,8	57,2	59,7	60,5	61,3	62,2	62,0	62,1
43,2	40 4	33,1	48,2	51.0	52,1	53,3	54,5	54,8	55,2
48,2	58,5	37,6	52,6	55,0	56,0	56,9	58 I	58.0	58,1
51,57	52,2	41 76	55,9	58,34	59,2	60,28	61,1	60 97	61,06
0,287	0,303	0,352	0,362	0.4	0,419	0,446	0,47	0,487	0,508
4394	5401	4630	5940	6759	7163	7716	8188	8449	8826
3745	4248	3818	5169	5919	6509	6815	7309	7585	7955
79,5	71,5	77 3	94,0	37,6	104	114	120	120,5	120,6
80,1	72 3	78,1	94,6	98,2	104,6	114	121	121,1	121,1
3,23	3,04	3,85	2,89	2 89	2,8?	2,83	2,8	2,8	2,8
3,88	3,56	4,81	3,48	3,37	3,48	3,26	3,17	3,2	3,2
6602	6030	6300	7857	8181	8729	9581	10 069	10 131	10 139
6530	5943	6208	7788	8114	8662	9511	10 029	10 067	10077
6559	6531	11 195	10 7130	13 330	14 833	16 160	17 720	18 545	19 720
2,28	2,62	2,55	2,32	2,35	2,39	2,29	2,27	2,21	2,16
6,54	9,05	13,78	13,59	18,66	21,55	25,23	29,14	31,63	35,11
48,2	44.4	43,4	59,5	61,8	66,2	73,1	77,4	77,7	77,7
вернута на 180° в своей плоскости относительно смежной
пластины. Входной участок с продольно расположенными
гофрами накладывается на участок с наклонно располо-
женными гофрами. Такая конструкция гофр и их располо-
жение позволяют снизить гидравлическое сопротивление
при распределении потока по ширине канала.
Для проверки и дальнейшего развития идей, заложен-
ных в конструкции пластин, которые показаны на рис.
2.11, была изготовлена модель 3 (рис. 2.12). В ней чередо-
вание наклонно расположенных гофр по отношению к по-
току сочетается с продольно расположенными гофрами по
всей поверхности пластины. Живое сечение межпластин-
ного канала модели 3 состоит из продольных треугольных
каналов между гофрами, пересекающихся с наклонными
треугольными каналами. Поверхность пластин модели 3
71
Рис 2.11. Промышлеи
ная теплопередающая
пластина типоразме-
ра 0,3
разбита по длине на четыре уча-
стка, на которых гофры пооче-
редно расположены вертикально
и наклонно. Поток жидкости
в таком канале по всей его дли-
не расчленяется продольными
гофрами и одновременно пере-
мешивается при обтекании на-
клонными гофрами смежной пла-
стины.
Техническая характеристика
теплопередающих пластин и об-
разуемых ими каналов была
приведена в табл. 2.1
Результаты измерений и их
математической обработки даны
в табл. 2.4.
Критическое Re для каналов
из пластин модели 3 ReK=100-^-
200.
Экспериментальные данные
для пластин модели 3 аппрокси-
мированы уравнениями:
для теплоотдачи при лами-
нарном режиме
Nu = 0,59(RePr) 0 33;	(2.37)
при турбулентном
Ки=0,17Ке0’73Рг°'43(Рг/Ргст)0'25;
(2.38)
для коэффициента общего
гидравлического сопротивления
единицы относительной длины
межпластинного канала:
при ламинарном режиме те-
чения
g=760Re->;	(2.39)
при турбулентном режиме
g=14,8Re-0’25.	(2.40)
Модель 4. Гофры «вертикаль,
зигзаг». При тепловой обработ-
ке высоковязких рабочих сред,
72
710
Рис. 2.12. Пластина модели 3; гофры «вертикаль + наклон»
при конденсации паров под вакуумом и в других случаях
требуются теплообменные аппараты со сравнительно низким
гидравлическим сопротивлением. В конструкциях теплооб-
менников эта задача успешно решается созданием теплопе-
редающих пластин с поверхностью специальной формы.
Рис. 2.13. Пластина модели 4; гофры «вертикаль зигзаг»
73
Таблица 2.4. Результаты экспериментальных исследований и расче
(модель 3, гофры „вертикаль ^-наклон1*)
Измеряемая или расчетная величина	Условное обозначение	Номер				
		1 1 2		3	4 1	
Расход объемный на один	V	0,148	0,19	0,222	0,353	
канал, 103 м3 с						
Температхра, С°:			100 1		83,4	
на входе ГС		64.7		93,7		
на выходе ГС	ty"	50,7	73,1	70,3	67,6	
на входе НС	izr	30,3	35,8	34,5	38,3	
на выходе НС		43,6	61,2	56,9	53,9	
Средняя	температура	ZCT	51,8	75.1	72,8	68,8	
стенки, °C Скорость среды в канале,	^=^2	0,103	0,132	0,154	0,245	
м с						
Критерий Рейнольдса ГС	PeL	1898	3550	3956	5803	
То же НС	Re2	1340	2116	2350	3820	
Критерий Нуссельта ГС	Nth	71,5	83,5	107	131	
То же НС	Nu2	66,5	82	95	130	
Критерий Прандт я ГС	Ph	3,11	2,03	2,15	2,35	
То же НС	Pr2	4 65	3,65	3,9	3,89	
Коэффициент теплоотдачи	“i	4160	5220	6680	10 100	
ГС. Вт (№ К) То же НС, Вт (м2-К)	a2	4010	5120	5930	8170	
Гидравлическое сопротив-	Др	720	1108	1400	3199	
ление, Па Общий коэффициент гид-	E	2,5	2,3	2,1	1,8	
равлнческого сопротив- ления						
Удельный расход мощно-	'Vo	0 6	1,2	1,«	6,5	
сти Вт м2 Комплекс Nu '[Pr° 43Х	Ko	43,8	61.4	76,9	90,9	
Х(Рг Ргст)° 251						
Одним из таких решений является изготовление пластин
с формой гофр «зигзаг». Поверхность этих пластин гофри-
рована волнистыми гофрами треугольной формы, располо-
женными вдоль направления движения потока рабочей сре-
ды. Для снижения гидравлического сопротивления и улуч-
шения технологичности штамповки между каждой смежной
гофрой устроен плоский участок шириной 5 мм. Угол на-
клона гофр к продольной оси пластины составляет 30°.
При совмещении пластин в пакет образуются каналы
сложной формы. Общий вид пластины показан на
рис. 2.13.
Результаты экспериментальных измерений и их мате-
матической обработки для модели 4 приведены в табл. 2.5.
74
тов для одного
канала модели пластинчатого теплообменника
опыта
	5	6	7	8	9	10	11	'2
	0,388	0,452	0,493	0,510	0,528	0,538	0,599	0,634
	100 7	81 0	81,3	100,4	81,8	98,3	101,2	99,6
	79 4	67,6	68,3	81,8	69,0	78,5	83,7	82,9
	39	40,0	40.8	42,3	41,2	39,8	44,2	44,5
	60	53,3	53,6	60,8	53,8	59,3	61,6	60,9
	79,0	67,1	67,6	80,2	67,4	78,4	82,7	82,8
	0,270	0,314	0,343	0,354	0,367	0,374	0,416	0,440
	7561	7284	8110	10017	8720	10 383	11 961	12 482
	4404	4870	5340	5948	5794	4892	7024	7440
	142	161	172	166	163	181	203	211
	140	155	164	160	562	144	192	195
	1 94	2,41	2 35	1 92	2,34	1, 97	1 88	1 92
	359	3,81	3,78	3,46	3,73	3,59	3,41	3,4
	8860	10 090	10 730	10 350	10 180	11 300	12 860	13 150
	8740	9670	10 240	10100	10 100	9000	12 000	12 150
	3442	4791	5409	5924	6452	6026	7766	8579
	1, ?8	1,70	1,69	1,66	1,68	1,52	1,61	1,58
	- 6,9	12,2	15,0	17,0	19,2	18,3	25,9	30,3
	106,7	110,1	119,4	125,7	113,1	135,0	154,9	159,8
Критическое число Рейнольдса для каналов из пластин
этой модели равно 350—500.
Экспериментальные данные для пластины модели 4 ап-
проксимированы уравнениями:
для теплоотдачи при ламинарном режиме
Nu = 0,4(Re Рг)0’33;	(2.41)
при турбулентном
Nu=0,065Re°'73Pr°’43 (Рг/Ргст) °’25;	(2.42)
для коэффициента гидравлического сопротивления еди
ницы относительной длины межпластинного канала.
75
Таблица 2.5. Результаты гидромеханических и тепловых измерений
(модель 4, гофры „вертикаль+зигзаг“)
Измеряемая нлн расчетная величина	Условное обозначение	1	2	3	Номер 4 1
Расход объемный на один	V	0,208	0,278	0,325	0,320
канал, 103 м3 с Температура, °C: на входе ГС	G'	80,1	71,7	74,0	81,7
на выходе ГС	ti"	70 9	65,4	67.7	73,5
на входе НС	t2'	41,8	45,0	46,5	45,6
на выходе НС	tz"	50,3	50,6	52,0	52,9
средняя стенки		63,3	59,8	62,4	66,8
Скорость среды в канале,	Wy=W2	0,137	0,183	0,214	0,210
м с Критерий Рейнольдса ГС	Re,	3438	4187	5047	5394
То же НС	Ke2	2230	3058	3675	3596
Критерий Нуссельта ГС	NU1	30,6	40	47	46,5
То же НС	Nu2	30,5	41,5	48	45,5
Критерий Прандтля ГС		2,35	2,6	2,52	2,28
То же НС	Pr2	3,85	3,72	3,63	3,63
Коэффициент теплоотдачи	ai	1880	2420	2850	2840
ГС, Вт (м2-К) То же НС, Вт (м2.К)	a2	1860	2520	2900	2800
Гидравлическое сопротив-	Др	670	1115	1540	1470
ление, Па Обший коэффициент гид-	E	>,3	1,21	1,2	1,2
равлического сопротив- ления Удельный расход мощно-	^0	1,2	1,9	3	2,9
сти, Вт,ма Комплекс Nu/[Pr°’43X	Ka	21,0	26,7	31,3	32,0
Х(Рг Ргст)°-261 при ламинарном [ при турбулентном	режиме g=740R £=9,lRe-	-0,25			(2-43) (2.44)
Модель 5. Гофры разреженные «елка с площадкой
24». В трубах с гладкими стенками путем устройства по-
перечных гофр малой высоты удается интенсифицировать
теплоотдачу и снизить затраты энергии на преодоление
гидравлического сопротивления [9]. Оптимальное соотно-
шение размеров между вершинами гофр t и их высотой h
равно tlh—10.
76
и расчетов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
опыта								
	Г\5	1 6	1 7	8	1 9	1 '°		12
	0)359	0,385	* 0,451	'0,568	0,634	0,704	0,772	0,783
	79,9	72,5	84,3	80,1	78,2	95,6	84,6	95,0
	72,J 1	67,8	77,4	73,7	72,7	88,6	77,6	88,2
	46.1	47,6	50,0	46,4	47,3	57,1	44,5	57,6
	52,6	52,5	56,3	52,1	52,4	63,2	51,2	63,7
	65,1	63,3	70,2	66,7	66,0	82.1	68,8	80.5
	0,236	0,253	0,297	0,374	0.417	0,469	0,508	0,515
	5954	5897	7896	9549	10 326	14 180	13 869	15 462
	4082	4410	5408	6480	7286	9505	8587	10 644
	46,5	56,5	57,5	68,0	74,0	95,5	85,5	92,0
	51,0	54,5	60,0	75,0	80,5	88,0	84,5	92,5
	2,34	2,54	2,2	2,3	2,39	1,9	2,17	1,9
	3.6	3,55	3,4	3.58	3,6	2,98	3,69	2,96
	2850	3400	3500	4200	4500	5800	5250	5650
	3100	3300	3680	4570	3900	5400	5200	5800
	1770	2010	2850	3910	4820	5550	6540	6800
	1,15	1,13	1,1	1,02	0.99	0,92	0,93	0,92
	3,9	4,5	7,1	12,8	16,5	24,5	27,2	30.9
	32,0	37,6	40,3	46,9	50,4	70,3	60,4	68,3
Для экспериментальной проверки такой интенсифика-
ции в щелевидных каналах пластинчатых теплообменни-
ков была разработана модель 5, в которой гофры высотой
А=3,6 разделены плоскими площадками и раздвинуты на
шаг /=36 мм (|рис. 2.14): t/h=36/3,6= 10. Угол наклона
гофр к продольной оси пластины составлял 60°. Все
остальные габаритные и присоединительные размеры соот-
ветствуют модели 1.
Для создания щелевидных каналов сложной формы
сетчато-поточного типа в пакете каждая пластина повер-
нута относительно смежной в своей плоскости на 180°.
Характеристика пакета из пластин данной модели приве-
дена в табл. 2.1. Результаты измерений и расчетов приве-
дены в табл. 2.6. Критическое Re для каналов, составлен-
ных из пластин модели 5, ReK=400-?-600.
77
Рис. 2.14. Пластина модели 5; гофры «елка с площадкой 24»
Экспериментальные данные для пластин модели 5 ап-
проксимированы уравнениями:
для теплоотдачи при турбулентном режиме
Nu=0,098Re0’73Pr0’43 (Рг/Ргст) °-25;	(2.45)
для коэффициента гидравлического сопротивления еди-
ницы относительной длины межпластинного канала при
турбулентном режиме
g=74,5Re-0’zs.	(2.46)
Модель 6. Гофры «елка с площадкой 6». С целью уточ-
нения влияния отношения величин шага гофр к их высоте
t/h была разработана пластина модели 6. В ней сохране-
на малая высота гофр /1=3,6 мм и их треугольная форма
в поперечном сечении, а между гофрами устроены плоские
площадки шириной 6 мм, шаг гофр равен 118 мм.
Отношение ///г= 18/3,6=5, основание гофра 5=42г
тогда Slh= 12/3,6=3,3.
Угол наклона гофр относительно продольной оси пла-
стины сохранен наиболее распространенный в промышлен-
ных аппаратах и равный 60°. Все остальные присоедини-
тельные и габаритные размеры одинаковы с эталоном —
78
моделью 1. Характеристика каналов и пакета, образуемо-
го из пластин модели 6, приведена в табл. 2.1. Общий вид
Дпастины показан на рис. 2.15. Следует подчеркнуть, что
устройство плоских площадок шириной 6 мм между осно-
ванием гофр весьма облегчает процесс штамповки пластин
из металлов с низкой вязкостью и малым относительным
удлинением. Соприкосновение пар пластин в канале про-
исходит по прямым линиям длиной 6 мм, образуемым
вершинами гофр и плоскими площадками, в виде равно-
мерней сетки опор. Несущая способность от односторонне-
го давления у таких конструкций пластин повышается.
Результаты экспериментальных измерений и их мате-
матической обработки приведены в табл. 2.7. Критическое
Re для каналов, составленных из пластин модели 6, равно
ReK= 1004-150.
Экспериментальные данные для пластин модели 6 ап-
проксимированы уравнениями:
для теплоотдачи при турбулентном режиме
Nu=0,181Re0-73Pr0’43(Pr/PrcT)OZ5,	(2.47)

74*
в-в
повернуто
/?3.
Рис. 2.15. Пластина модели 6; гофры типа «елка» высотой 3,6 и шагом
38 мм с площадками между ними шириной 6 мм
79
Таблица 2.6. Результаты экспериментальных исследований и расцд
(модель 5, гофры £=36, Л=3,6 с площадкой 24)
Измеряемая или расчетная величина	Условное обозначе- ние	1	2	3	4	Ho+p	
							
Ра ход объемный на один канал, 103 м3 с Температура, °C:	к	0,065	0,16	0,173	0,186	0,203 !	
на входе ГС	Ч'	73,2	81,6	74,6	56,4	65,1	
на выходе ГС		48,7	59,4	61,4	45,2	51,7	
на входе НС		29,4	34,9	45,8	32,2	35,3	
на выходе НС	£2''	53,3	57,0	58,5	43,2	48,8	
средняя стенси		49,9	57,7	59,1	43,9	50,0	
Скорость среды в канале.	»'1=г2	0,064	0,157	0,169	0,181	0,197	
Критерий Рейнольдса ГС	Ret	949	2661	2773	2306	2816	
То же НС	Re2	695	1837	2199	1830	2165	
Критерий Нуссельта ГС	Nth	23,2	43,2	42,0	49,0	51,4	
То же НС	Nu2	23,6	43,9	42,4	49,5	52,1	
Критерий Прандтля ГС	РГ1	2,94	2,53	2,66	3,45	3,06	
То же НС	Pr2	4 12	3,85	3,85	4,61	4,16	
Коэффициент теплоотдачи ГС, Вт (м2 К)	“1	2187	4119	4031	4537	4826	
То же НС, Вт (м2-К)	“2	2141	3963	4026	3943	4459	
Гидравлическое сопротив- ление, Па	Ад	1793	11 632	13103	12 603	14 690	
Обший коэффициент гид- равлического сопротив- ления	e	H,1	12,0	11,6	9,68	9,57	
Удельный расход мощно- сти, Вт м2		0,357	5,67	6,9	7,08	8,99	
Комплекс Nu (Рг°>43Х Х(Рг Ргст)°-26]	Ko	12,1	25,1	24,2	25,0	27,2	fl)
для коэффициента гидравлического сопротивления еди-
ницы относительной длины межпластинного канала при
турбулентном режиме течения
£=32,4Re-0125.	(2.48)
Теплообменник с пластинами модели 6 имеет наиболь-
шую эффективность по цравнению с другими моделями.
Модель 7. Гофры «елка по обе стороны от базовой
плоскости пластины с высотой 3,6+ 3,6 и площадкой
6 мм». С целью облегчить условия штамповки гофрирован-
ных теплопередающих пластин из трудноштампуемых ме-
таллов была разработана модель 7. Одновременно пресле-
довалась цель интенсификации теплоотдачи путем воздей-
ствия на пограничный слой в канале выступами, чередую-
80
тов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
^замеров									
IV	7	8	9	10	11	12	13	14	15
0,233	0,245	0,264	0,359	0,358	0,388	0,412	0,442	0,473	0,476
50,7	62,5	56,5	68 4	69,2	74,1	69,8	68,4	74,5	92,3
42,Т	52,5	48,7	57,6	63,8	68,9	65,0	59,6	64,5	79,7
32,3	39,4	38,1	42,3	55,4	59,3	57,0	45,7	49,3	60,1
40,3	49,4	45,9	52,9	60,5	65,6	61,8	54,6	59 3	72,5
41,3	50,9	47,2	55,1	62,2	67,2	63,5	57,9	62,6	76,4
0,228	0,239	0,259	0,351	0,350	0,379	0,402	0,441	0,462	0,464
2702	3356	3384	5346	5616	6509	6526	6821	7728	9505
2236	2727	2838	4227	4973	5751	5835	5567	6185	7408
55,7	60,7	62,4	82,3	71,2	77,7	80,2	98,6	108	100
56,4	61,3	63,0	83,3	71,5	78,1	80,5	99,6	109	101
3,81	3,12	3,4	2,87	2,70	2,50	2,46	2,67	2,57	2,07
4,72	3,96	4,16	3,73	3,09	2,87	3,09	3,52	3,23	2,70
5282	5682	5732	7783	6762	7423	7622	9334	10 248	9719
5236	5607	5730	7666	6716	7378	7578	9219	10 090	9616
18 992	20 840	24 765	44 316	44 061	43 919	47 971	72500	79135	82 590
9,2	9,21	9,3	9,11	9,04	7,78	7,54	9,45	9,43	9,86
13,4	15,5	19,9	47,9	48,1	51,5	60,1	99,6	ИЗ	119
29,0	32,9	33,4	45,9	43,4	63,4	49,4	56,5	63,2	64,1
щимися со впадинами гофр. Конструкция пластины модели
7 и профиль гофр показаны на рис. 2.16. В ней сопри-
косновение пластин происходит по классической схеме сет-
чато-поточного канала по отдельным точкам, расположен-
ным равномерно в виде сетки по поверхности пластин
[12] Плоская площадка шириной 6 мм между основани-
ями гофр опорами не загромождается. Угол наклона гофр
относительно продольной оси пластины принят равным
60°. Все остальные присоединительные и габаритные раз-
меры одинаковы с размерами модели 1. Характеристика
каналов и пакета, образуемого из пластин модели 7, при-
ведена в табл. 2.1.
Результаты экспериментальных измерений и их мате-
матической обработки приведены в табл. 2.8. Критическое
6—5078	81
Таблица 2.7. Результаты экспгри ментальных исследований и расче
<модель 6, гофры „елка" 7=3,6; Л =18 с площадкой 6)
Измеряемая или расчетная величина	Условное обозначение	I	2	3	Номер	
Расход объемный на один канал, 103 м3 с Температура, ГС:	Г	0,066	0,131	0,138	0,39	
на входе ГС	к	90,5	88,5	91,5	74,5	
на выходе ГС	Ч”	44,6	54,0	53,0	67,6	
на входе НС		17,1	32,0	25,0	38,7	
на выходе НС	—2"	62,9	66,5	63,0	55,9	
средняя стенки		52,5	60,0	61,3	59,4	
^Скорость среды в канале, м с	Г1=г2	0,063	0,126	0,133	0,375	
Критерий Рейнольдса ГС	Rej	668	1562	1512	4459	
То же НС	Re2	1019	2155	2314	5965	
Критерий Нуссельта ГС	NU1	37,2	74,9	67,6	144,8	
То же НС	Nu2	38,0	76,0	69,0	145,8	
Критерий Прандтля ГС	Pty	2.68	2,5	2,4	2,7	
То же НС	Pr2	4,31	3,56	3,9	3,6	
Коэффициент теплоотдачи ГС, Вт/(м2 К)	«1	3537	7162	6468	13 748	
То же НС, Вт (м2 К)	a.	3440	7028	6301	13 501	
Гидравлическое сопротив- ление, Па		1177	2437	3885	24 103	
Общий коэффициент гид- равлического сопротив- ления	£	7,22	3,74	5.31	4,16	
Удельный расход мощно- сти, Вт м2	-Vo	0,265	1,1	1,85	32,3	
Комплекс Nu [Pru’«»X Х(Рг РГст)0’25]	k0	25,7	52,4	48,0	96,8	
Re для каналов, составленных из пластин модели 7, равно
ReK= 1504-200.
Экспериментальные данные аппроксимированы следую-
щими уравнениями для турбулентного режима течения:
для теплоотдачи
Nu=0,196Re0’73Pr°’43(Pr/PrCT)0'25;	(2.49)
для коэффициента общего гидравлического сопротивле-
ния единицы относительной длины межпластинного ка-
нала
g=68,0Re-°-2b.
Модель 8. Гофры «елка», 7=18 мм и /г=5 мм. В этой
модели гофры имеют профиль равнобедренных треуголь-
82
твв для одного канала модели пластинчатого теплообменника
ОПЫТД
5	6 1	7 1	8 1	9 1	10 1	11 1	12
0,428	0,488	0,549	0,574	0,598	0,649	0,707	0,746
72,0	71,0	75,8	76,0	92,8	79,7	78,0	80,0
57,0	57,4	54,5	63,0	75,5	67,2	66,6	68,8
39,5	40,9	39,8	45,1	53,2	50,2	50,2	52,4
54,0	54,0	51,0	58,1	70,0	62,2	61 3	63,0
58,5	50,9	55,6	67,9	77,4	68,4	67,6	69,7
0,412	0,469	0,528	0,552	0,575	0,624	0,68	0,717
4888	5635	6128	7110	8600	8599	9319	10125
6408	7266	7751	9242	11 537	10 975	11 806	12 777
156,9	178,9	202,9	197,5	219,2	230,1	246,4	252,5
158,9	181,1	205,2	199,8	221,7	232,5	250,9	255,0
2,8	2,8	2,91	2,6	2,1	2,35	2,4	2,5
3,75	3,6	3,8	3,58	з,о	3,21	3,2	3,29
14 862	16940	19102	18 834	21 198	22042	23 767	24 212
14 609	16 731	18 805	18 548	20915	21 752	23 458	23 916-
29 485	36 266	39 368	47 038	50 184	56 630	66 336	73 750-
4,22	4,0	3,41	3,75	3,72	3,55	3,49	3,47
43,4	60,8	74,4	92,8	103,2	126,3	101,2	189,2
103,5	117,5	129,5	134,8	163,3	160,3	171,7	176,6-
ников, основание которых (шаг вершин гофр) равно 18, а
высота — 5 мм, следовательно,	Угол наклона
гофр относительно продольной оси пластины принят рав-
ным 60°. Гофры выполнены непрерывно на поверхности
без плоских промежутков. Все остальные присоедини-
тельные и габаритные размеры пластин одинаковы с раз-
мерами модели 1. Профиль гофр в различных сечениях
межпластинного канала показан на рис. 2 17.
Гофры принятых размеров хорошо поддаются штампов-
ке (без трещин) на сравнительно вязких металлах, напри-
мер на листах из (стали марки 12Х18Н10Т. Общий вид та-
кой поверхности показан на рис. 2.11. Характеристика ка-
налов и пакета, образуемого из пластин модели 8, приве-
дена в табл. 2.1.
6*	8S
Таблица 2.8. Результаты экспериментальных исследований и расче
(модель 7- гофры „елка по обе стороны 3,6-|-3,6 с площадкой 6“)
Измеряемая или расчетная величина	Условное обозначе- ние	Номер					
		3	1 4	1 5	1 6	1 7	
Расход объемный на один канал, 103 м3 с Температура, сС:	Г1	0,48	0,55	0,62	0,69	0,70	
на входе ГС.	11'	71,0	61,9	60,1	57,2	65,3	
на выходе ГС	К"	60,7	55,5	54,3	53 0	58,6	
на входе НС	^2 7	41,5	44,2	43,8	42,9	42,3	
на выходе НС	/2"	51,0	50,2	49,3	47,5	49,5	
средняя стенки		58,1	54,4	53,4	51,5	56,0	
Скорость среды в канале, м с	1Г1=И72	0,228	0,263	0,295	0,329	0,331	
Критерий Рейнольдса ГС	Rej	6859	7120	7785	8437	9394	
То же НС	Re2	5074	5943	6578	7194	7313	
Критерий Нуссельта ГС	NU1	168,8	222,9	255,3	234,8	225,6	
То же НС	Nu2	171,2	224,9	257,4	236,6	228,5	
Критерий Прандтля ГС	РГ1	2,74	3,06	3,43	3,26	2,89	
То же НС	Pr2	3,85	3,77	4,12	3,92	3,85	
Коэффициент теплоотдачи ГС, Вт (м2К)	“i	8496	11 106	12 686	11 624	11 291	
То же НС, Вт(м2-К)	a2	8337	10 975	12 544	11 497	11 108	
Гидравлическое сопротив- ление, Па	&P	8665	13 152	16 032	19 912	16 934	
Общий коэффициент гид- равлического сопротив- ления	E	7,91	9,01	8,75	8,67	7,33	
Удельный расход мощно- сти, Вт м2		13,8	24,2	33,8	46,0	39,3	
Комплекс Nu [Рг°>43Х Х(Рг Ргст)°’25]	Ko	113,2	140,5	158,6	143,4	146,4	
Результаты экспериментальных измерений и их мате-
матической обработки при турбулентном режиме приведе-
ны в табл. 2.9. Критическое значение Re для каналов мо-
дели 8 составляло £—504-100.
Экспериментальные данные в области ламинарного те-
чения аппроксимируются уравнениями:
для теплоотдачи
Nu=0,705(RePr)°’33(Pr/PrCT)°’2S;	(2.50)
для коэффициента общего гидравлического
ления единицы относительной длины канала
g=960/Re.
сопротив-
(2-51)
84
тов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
опыта
	. 8	9	10	п	12	13	14	15
	0,74	0,75	0,78	0,79	0,81	0,84	0,85	0,88
	5‘.,2	64,1	63,5	53,5	58,0	63,7	51,3	63,0
	50,2	57,7	57,5	50,0	53,8	58,0	48,1	57,6
	41,7	42,5	42,5	41,5	41,3	43,3	40,5	43,0
	45,7	49,1	49,0	<,5,4	45,6	49,5	44,0	49,2
	49,5	55,6	55,3	48,9	51,1	55,8	47,2	55,4
	0,354	0,358	0,374	0,376	0,383	0,401	0,402	0,420
	8677	10014	10 387	9158	9906	11 210	9491	11 655
	7531	7893	8224	7966	8103	8933	8345	9308
	282,3	249,3	258,7	285,2	201,3	274,6	319,5	290,4
	284,4	252,2	261,7	287,2	203,3	277,6	321,7	293,6
	3,40	2,94	2,96	3,44	3,20	2,94	3,56	2,98
	4,04	3'85	3,89	4,04	4,04	3,81	4,16	3,85
	13 912	12 461	12 926	14 042	9979	13 726	15 676	14 507
	13 772	12 267	12727	13 901	9841	13 522	15527	14 292
	22 410	18 J42	20 840	24 671	22 051	23 584	23 487	22 632
	8,45	6,83	7,09	8,25	7,14	6,96	6,84	6,05
	55,6	46,3	54,5	64,9	59,07	66,26	66,02	66,6
	168,5	160,4	165,9	169,7	124,3	176,3	187,2	185,8
Для турбулентного режима течения соответственно
Nu=0,197Re°’73Pr0'43 (Pr/PrCT) °-2S;	(2.52)
g=28,2/Re°'2S.	(2.53)
Результаты исследования моделей 1—8 показаны на
обобщенных графиках рис. 2.18—2.20.
Обобщенные данные по теплоотдаче исследованных
восьми моделей показаны на рис. 2.18 в виде зависимости
------------------------------Nu------
°	Р1°'43(РГ/РГСТ)О25
Влияние теплофизических свойств рабочей среды при
разных температурах на теплоотдачу учтено параметром
85
71П
Рис. 2.16. Пластина модели 7; гофры типа «елка», расположенные по
обе стороны от базовой плоскости пластины высотой 3,6+3,6 мм с пло-
щадками между ними 6 мм
Рис. 2.17. Пластины модели 8; гофры типа «елка» стандартной формы
с шагом 18 мм
86
Рг°’4а. Влияние направления теплового потока обобщено
параметром (Рг/Ргст)0’25.
Для каждой модели при турбулентном течении тепло-
отдача описана зависимостью
Nu=CRe0i73Pr°-4S (Рг/Ргст) °25.
Влияние формы, размеров и расположения гофр учи-
тывается коэффициентом С, значение которого найдено
экспериментально для каждой модели пластин.
При одинаковых значениях Re наибольшим оказался
комплекс Ко у модели 7, значение комплекса снижается в
следующей последовательности: модель 8, 6, 3, 2, 5, 4, 1.
Данные по коэффициенту гидравлического сопротивле-
ния единицы относительной длины межпластинного кана-
ла обобщены на рис. 2.19 зависимостью в диапазоне тур-
булентного движения
g=4Re-0>25.	(2.54)
Влияние формы, размеров и расположения гофр в меж-
пластинном канале, а также местных сопротивлений входа
и выхода отражает коэффициент А, значение которого оп-
ределено экспериментально для каждой модели. Наиболь-
шее значение коэффициента g, а следовательно, и гидрав-
лических сопротивлений при равных Re, имеет модель 7,
далее значения снижаются в следующей последовательно-
сти: модель 8, 6, 2, 3, 4, 5, 1.
Одним из наиболее важных в практическом отношении
вопросов при оценке относительных достоинств и недостат-
ков различных форм, размеров и расположения гофр и
конструкций каналов теплообменников является правиль-
ная оценка энергоемкости процесса конвективного тепло-
обмена. Очевидно, что более совершенным в отношении
энергозатрат на процесс теплообмена будет тот канал (та
модель), использование которого позволит построить для
заданного расхода и температур рабочей среды при том
же гидравлическом сопротивлении теплообменник с наи-
большим' коэффициентом теплопередачи и наименьшей
площадью поверхности теплообмена.
На рис. 2.20 представлена зависимость коэффициента
теплоотдачи от удельных энергозатрат без учета равенства
теплофизических свойств рабочих сред.
Модель 6 имеет наибольшую теплоэнергетическую эф-
фективность, так как при равных с другими моделями
энергозатратах достигается наибольший коэффициент теп-
лоотдачи.
87
Таблица 2.9. Результаты экспериментальных исследований и расче
(модель 8, гофры „елка", £=18)
Измеряемая или расчетная величин а	Условное обозначение	Номер				
		1	2	3	<	
Расход объемный на один	1'	0,148	0,153	0,351	0,357	
канал, 103 м3 с Температура, °C: на входе ГС		81,1	66,0	65,6	82,3	
на выходе ГС		49,6	47,2	51,6	61,0	
на входе НС	*2'	20,0	29,1	33,5	33,3	
на выходе НС		50,5	46,8	46,7	54,0	
средняя стенки		46,3	50,2	52,6	62,0	
Скорость среды в канале.		0,101	0,106	0,244	0,248	
М 'С Критерий Рейнольдса ГС	Rex	2248	2019	4798	5853	
1о же НС	Re2	1349	1456	3664	3820	
Критерий Нуссельта ГС	Nux	74,0	81,0	155,0	150,0	
То же НС	Nu2	72,5	80,0	150,0	148,0	
Критерий Прандтля ГС	Pri	2,7	3,2	3,1	2,5	
То же НС	Pr2	4,7	4.6	4,3	4,0	
Коэффициент теплоотдачи	°1	4600	5050	9660	9400	
ГС, Вт/(м2-К) То же НС, Вт (м2-К)		4500	5001	9350	9300	
Гидравлическое сопротив-	Др	2414	2618	11 200	10 830	
ление, Па Общий коэффициент гид-		7,5	7,7	6,2	5,8	
равлического сопротив- ления Удельный расход мощно-	Уо	0,966	1,08	10,8	10,6	
сти, Вт м2 Комплекс Nu,[Pr°’43X	Ko	48,0	50,7	97,0	101,0	
Х(РгРгСт)°-251						
Разреженные плоскими площадками шириной 6 мм.
гофры треугольного профиля высотой 3,6 мм, основанием
12 мм и шагом между вершинами гофр 18 мм создают срав-
нительно благоприятное соотношение для интенсивной
теплоотдачи при наименьших энергозатратах. Отношение
t/h=b более благоприятно, чем в модели, где ЦИ= 10.
Угол пересечения вершин гофр принят равным 120°.
Далее по интенсивности теплоотдачи при равных энер-
гозатратах следуют модели 3, 8, 7, 2, 5, 4, 1. Модели 3 и
8 имеют одинаковые формы и размеры гофр и различаются
в основном углом наклона гофр относительно вертикаль-
ной оси. Установлено, что угол наклона гофр в интервале
30—60° практически не влияет на энергоемкость процесса
теплоотдачи. Однако гидравлическое сопротивление пла-
88
тов для одного канала модели пластинчатого теплообменника
опыта
5	6	1	8	9	10	11	12
0,412	0,45'2	0,489	0,520	0,560	0,597	0,623	0,770
98,7	101,5	97,1	102,4	100,7	101,1	60,8	97,0
70,2	72,6	71,2	75,4	74,8	76,8	51,8	75,8
30,5	33,6	32,7	33,7	34,5	36,4	36 2	37,1
58,8	60,2	58,3	61,0	60,1	61,0	44,8	58,2
71,4	75,0	72,1	75,4	72 2	74,5	51.7	76,8
0,286	0,314	0,34	0,36	0,389	0,415	0,434	0,538
7912	8917	9451	10 522	11 074	12 114	8335	15 333
4486	5014	5508	5960	6434	7038	6370	8916
175,0	192,0	200,0	198,0	216,0	221,5	230,0	320,0
175,0	197,0	214,0	223,0	230,0	236,0	240,0	244,0
2.1	2,0	2,1	1,33	2,01	1,96	3,2	2,01
3,96	3,6	3,9	3.7	3,7	3,62	4,3	3,7
10 900	12 000	12 500	12 400	13 500	13 900	14 400	20 000
10 900	12 300	13 300	14 000	14 500	14 700	15 000	15 300
13411	15 566	17 548	19 280	23 089	26 242	29 752	40 724
5,4	5,2	5,0	4,9	5,0	4,9	5,3	4,6
15,2	19,4	23,6	27,5	35,7	43,8	50,8	87,1
124,5	138,5	140,2	174,5	155,5	160, 1	139,5	230,5
стин с меньшим углом наклона гофр пропорционально сни-
жается.
Для получения равного коэффициента теплоотдачи
в таких каналах необходимы большие скорости среды при
равных энергозатратах. Это ценное свойство гофрирован-
ных поверхностей нашло широкое использование в про-
мышленных пластинчатых теплообменниках.
Следует отметить, что методика сопоставления тепло-
энергетической эффективности поверхностей теплообмена
различных форм и образуемых ими каналов требует со-
блюдать условия сравнимости [22]. Важнейшим условием
сравнимости является сопоставление процесса теплоотдачи
при полном равенстве теплофизических свойств рабочей
среды, что требует соответственно одинаковой средней тем-
89
Рис. 2.18. Сопоставление теплоотдачи для восьми моделей пластин в
зависимости от Re (линии 1-8)
Рис. 2.19. Сопоставление общего коэффициента гидравлического сопро-
тивления единицы относительной длины каналов от Re для восьми
моделей пластин (линии 1—8)
пературы эталонной рабочей среды в сопоставляемых ка-
налах.
Нами выполнен пересчет экспериментальных данных
с целью приведения их к равным условиям для всех вось-
ми моделей. Результаты расчетов показаны на рис. 2.21.
Эти данные несколько отличаются от приведенных на
I
Рис. 2.20. Зависимость интенсивности теплоотдачи (коэффициента
теплоотдачи) от удельной энергоемкости процесса конвективной тепло-
отдачи для восьми моделей пластин по экспериментальным замерам
при различных средних температурах (линии 1—8)
Рис. 2.21. Зависимость интенсивности теплоотдачи от удельной энерго-
емкости процесса по результатам пересчета экспериментальных данных
при равенстве средней температуры и теплофизнческпх свойств среды
для восьми моделей плоских пластин (линии 1—8)
рис. 2.20. Наиболее эффективными моделями пластин яв-
ляются (по мере понижения эффективности) 3, 8, 6, 7, 2.
Характерной особенностью каналов, образуемых из таких
пластин, является разреженная гофрировка, расположен-
ная по обе стороны от базовой плоскости пластины. Кро-
ме того, модель 7 имеет увеличенный по сравнению с дру-
гими моделями эквивалентный диаметр. Применение гофр
таких конструкций целесообразно для штамповки пластин
91
из металлов менее вязких, чем аустенитные стали типа
L8-8, напрнмер для штамповки пластин из титана или
алюминиевых сплавов. Модели 4 н 5 различаются мень-
шей по сравнению с рассмотренными выше моделями 3, 8
и 6 интенсивностью теплоотдачи и, следовательно, более
высокой энергоемкостью процесса. Каналы модели 5 за-
громождены сравнительно большими (24 мм) линиями
контакта вершин гофр с плоскими участками смежной
пластины. На этих участках турбулизация пограничного
слоя уменьшается, гидравлические сопротивления возра-
стают. Ухудшение гидродинамических характеристик от-
мечается и в каналах модели 4. В каналах, образуемых из
пластин с гладкой поверхностью (без гофр, модель 1), как
и предполагалось при теоретическом анализе, интенсив-
ность теплоотдачи наименьшая. По сравнению с моделью
4 интенсивность теплоотдачи в модели 6 выше в 3,3 раза,
в модели 8 интенсивность выше в 2,9 раза, в модели 4 вы-
ше в 1,2 раза.
Таким образом, исследование процесса интенсифика-
ции теплоотдачи на моделях теплообменников позволяет
получить с небольшими материальными затратами надеж-
ные исходные данные для разработки более эффективных
конструкций теплообменных аппаратов.
Результаты экспериментальных исследований сложных
форм конвективных поверхностей теплообмена промыш-
ленных аппаратов приведены ниже (в соответствующих
главах о пластинчатых спиральных и пластннчато-рг брн-
стых теплообменниках). Результаты исследований интен-
сификации теплообмена другими способами опубликованы
в |11, 16]
2.5.	РАЗЛИЧНЫЕ СПОСОБЫ ИНТЕНСИФИКАЦИИ
ТЕПЛООБМЕНА
Интенсификация конвективного теплообмена в однофазной
среде вибрацией поверхности. Этот способ исследован в лабораторных
условиях в основном для интенсификации теплоотдачи при свободной
конвекции. Колебания горизонтального цилиндра, погруженного в ра-
бочую среду, .могут увеличить теплоотдачу в 10 раз. Хотя вибрация
поверхности повышает тепоотдачу, следует иметь в виду, что свобод-
ная конвекция по своей природе — малоэффективный вид теплооб-
мена. Способ требует значительных затрат энергии на создание коле-
баний поверхности теплообмена. При вынужденной конвекции достига-
ется не меньшая интенсификация теплоотдачи, однако с меньшим рас-
ходом энергии. Недостатком способа является то, что интенсивная
92
вибрация может привести к разрушению теплообменного аппарата.
Практического применения данный способ еще не нашел [16].
Вибрация жидкости. Вблизи обогреваемой поверхности создают
вибрацию жидкости. Для этого используют различные устройства —
от механических прерывателей потока до пьезоэлектрических пр.об-
разователен, с помощью которых удается охватить диапазон частот от
1 до 10е Гц. В отдельных опытах удавалось увеличить теплоотдачу в
несколько раз, овнако затраты энергии па создание вибраций жидко-
сти в опытах не учитывались. Известны исследования о влиянии аку-
стических колебаний на теплоотдачу поверхностей в газах. Увеличение
теплоотдачи (максимально в 2 раза) наблюдалось при интенсификации
колебаний. Однако это мероприятие приводило к увеличению шума,,
намного превышающего допустимый уровень. Из-за трудностей с соз-
данием аппаратов для передачи энергии вибраций большим объемам
жидкости пли ее поверхностного слоя исследования этого способа пре-
кращены [16]
Вдув или отсос газа. Теплоотдачу к однофазным теплоносителям
можно интенсифицировать вдувом газа в жидкость через пористую
обгреваемую поверхность, что может повысить а до 5 раз. Во, leficT-
вие на поток оказывается таким же. как и при использовании диа-
фрагм; в обоих случаях влияние интенсификации исчезает на расстоя-
нии более 10 d.
Большое увеличение коэффициента теплоотдачи для ламинарного
и турбулентного режимов течения достигается при использовании от-
соса через пористую поверхность. Однако способ вдува или отг »са
газа отличается сложностью использования его в промышленности или
энергетике в больших аппаратах [16].
Воздействие на поток турбулизующими вставками. Этот способ во
многом сходен со способом воздействия на поток рабочей среды гофри-
рованной формой поверхности теплообмена. Известны вставки пере-
мешивающие жидкость в пристенной области (дисковые вставки,,
вставки, обеспечивающие закрутку потока как на входе в канал, так
и по всей длине канала). Наблюдается увеличение теплоотдачи с одно-
временным ростом гидравлического сопротивления. Очевидно, что
вставки целесообразны только в немногих из реализующихся на прак-
тике случаях турбулентного течения. Их применение сдерживается из-
за высоких энергозатрат и затруднении чистки от отложений каналов
со вставками (поверхность вставок не участвует в теплообмене и за-
громождает канал). Более эффективно для интенсификации теплооб-
мена использование сложных форм поверхности теплообмена и кана-
лов специального профиля [9].
Механическое воздействие на поток путем перемешивания жидко-
сти или вращения поверхности теплообмена. Механическое воздействие
на интенсивность теплоотдачи путем удаления с поверхности теплооб-
мена слоев рабочей среды с помощью скребков, лопаток, вращающих-
ся роторов успешно используется в специальных промышленных ап-
93
паратах, работающих преимущественно с высоковязкими жидкостями
или термически нестойкими растворами. В некоторых случаях отмечено
десятикратное увеличение теплоотдачи, однако одновременно требу-
ются большие затраты энергии на вращение ротора. Известны скреб-
ковые теплообменники для подогрева порошков солей, руды и т. д
Другая разновидность этого метода воздействия на теплоотдачу —-
применение вращающихся поверхностей. Известны примеры промыш-
ленного использования этого способа, в которых интенсификация тепло-
отдачи является следствием самих технологических процессов (охлаж-
дения вращающихся обмоток электрических машин, охлаждения лопа-
ток роторов газовых турбин и т. д.). Широко используется этот спо-
соб в конструкциях промышленных кристаллизаторов с вращающимися
барабанами, дисками, вальцами.
Увеличение площади поверхности теплообмена путем ее оребрения
(развитые поверхности). Этот способ является наиболее старым и ши-
роко используемым в промышленности и энергетике. Широко распро-
странено оребрение наружных поверхностей труб, оребрение плоских
поверхностей, оребрение пучков труб и т. д. Данные по результатам
исследований, расчету и технико-экономической их оценке описаны в
(5, 6, 20, 21]. Не рассматривая задачи интенсификации теплоотдачи для
сплошных гладких ребер, которые достаточно полно описаны в лите-
ратуре, отметим, что наиболее существенные результаты в последнее
время получены при использовании прерывистых или перфорированных
ребер и труб со сплошным внутренним оребрением.
На перфорированных птастинчато-ребристых поверхностях переход
<к турбулентному режиму течения происходит обычно при Re—500^-
1000. При работе в турбулентном режиме перфорированные поверхно-
сти обеспечивают более значительную интенсификацию теплоотдачи,
чем неперфорированные.
Воздействие на теплоотдачу путем добавок в жидкость твердых
частиц или газовых пузырьков. Теплоотдачу теплообменников со сто-
роны газа можно увеличить, добавляя долю твердых частиц. Частицы
увлекаются потоком и далее сепарируются для повторного использо-
вания в случае разомкнутой системы или рециркулируют в случае
замкнутой системы. За счет уменьшения толщины пограничного слоя
лод воздействием твердых частиц наблюдается четырехкратное увели-
чение теплоотдачи по сравнению с теплоотдачей при использовании
чистого газа. Способ нашел широкое промышленное применение в ап-
паратах с псевдоожиженным слоем.
Коэффициенты теплоотдачи к поверхности труб, помещенных в
псевдоожиженный слой, могут быть увеличены в 20 раз по сравнению
с коэффициентами газового потока при том же расходе. На этом прин-
ципе работают некоторые конструкции теплообменников для рекупе-
рации тепла отходящих газов.
При добавлении капель жидкости в поток газа теплоотдача воз-
растает вследствие разрушения пограничного слоя, а в некоторых слу-
S4
чаях также благодаря эффекту испарительного охлаждения. На этом,
принципе устроены промышленные теплообменники при охлаждении
поверхностей воздухом с разбрызгиванием в нем капелек воды
Большие объемы жидкости, требуемые для этого способа и необ-
ходимость очистки поверхностей теплообмена от отложений ограничи-
вают его применение.
Комбинированные способы интенсификации теплоотдачи. При ис-
пользовании одновременно нескольких способов интенсификации в ря-
де случаев достигается большее увеличение коэффициента теплоотда-
чи, чем при использовании каждого способа раздельно. Приведем не-
сколько примеров комбинированных способов, трубы с шероховатыми
стенками и с ленточными завихрителями потока; трубы с внутренним
оребрением и со вставками в виде ленточного завихрителя; трубы
с внешним оребрением, подвергаемым воздействию вибрации; взвесь
твердых частиц в газовом потоке в электрическом поле; псевдоожижен-
ный слой с пульсациями воздуха и др.
Интенсификация теплоотдачи кипением при вынужденном движе-
нии. Использование пористых поверхностей в условиях вынужденной
конвекции может увеличить теплоотдачу' [16].
Винтовые вставки с прорезями, спиральные ребра, неровности на
поверхности нагрева, применяемые для интенсификации парообразова-
ния, увеличивают расчетные тепловые нагрузки, повышают теплоот-
дачу. Обнаружено, что кипение фреона-12 в гофрированных трубах,
увеличивает теплоотдачу в 3 раза.
Трубы с внутренним оребрением интенсифицируют кипение хлад-
агентов и повышают интенсивность теплоотдачи. Весьма эффективны
трубы с внутренним оребрением при интенсификации испарения нисхо-
дящей пленки.
Вставки в трубы в виде витых лент создают закрутку потока и
способствуют ликвидации местных перегревов стенок труб. Расчетные
тепловые потоки в закрученном потоке примерно в 2 раза выше, чем
в незакрученном, при той же мощности, затрачиваемой на прокачку
теплоносителя через трубу.
Вибрация поверхности, вибрация потока, акустическое колебание
не оказывают заметного влияния на кипение в условиях вынужденного
течения.
Напряженность электростатического поля 3000 В/см увеличивает
критический тепловой поток более чем в 2 раза.
Добавление поверхностно-активных веществ в морскую воду, ки-
пящую внутри труб со спиральной гофрировкой, повышает коэффици-
ент теплоотдачи в 2 раза
Конденсация пара в каналах в условиях вынужденного движения.
Трубы с внутренней нарезкой и накаткой повышают в горизонтальных
пучках теплоотдачу. Оребрение внутри грубы при конденсации в них
этилена увеличивает теплоотдачу в 4 раза по сравнению с гладкой
95
трубой. Спиральные вставки изнутри труб повышают теплоотдачу пара
в 1,5 раза.
Установлено влияние акустического поля на конденсацию пара изо-
пропилового спирта, движущегося сверху вниз в вертикальной трубе.
Максимальное увеличение интенсивности теплоотдачи достигало 60%
при низких массовых скоростях пара.
Электростатическое поле повышает интенсивность конденсации
фреона на внешней поверхности кольцевого канала при напряжении
30 кВ почти в 2 раза.
Некоторые изложенные здесь способы интенсификации теплоотда-
чи уже широко применяются в промышленных теплообменных аппара-
тах. Однако для окончательного решения о целесообразности исполь-
зования того или иного способа требуется всесторонняя техническая и
экономическая оценка его эффективности с учетом местных условий и
сопоставления с известными базовыми вариантами.
ГЛАВА 3
СОВРЕМЕННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
3.1. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ПЛАСТИНЧАТЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ И ИХ УСТРОЙСТВО
Особенностью устройства пластинчатых тепло-
обменных аппаратов (теплообменников) являются конст-
рукция и форма поверхности теплообмена и каналов для
(рабочих сред. Поверхность теплообмена образуется из от-
дельных пластин, а каналы для рабочих сред имеют ще-
левидную форму. Рабочие среды движутся у поверхности
теплообмена тонким слоем, что способствует интенсифика-
ции процесса теплоотдачи. Формы пластин и профили их
поверхности очень разнообразны.
Разборные пластинчатые теплообменники. Пластины в
этих аппаратах имеют прокладки для уплотнения межпла-
стинных каналов при сборке всей системы.
Для выявления особенностей разборных пластинчатых
теплообменников рассмотрим схему их сборки (рис. 3.1).
Аппарат состоит из группы теплообменных пластин 15,
подвешенных на верхней горизонтальной штанге 7. Концы
ве|рхней и нижней штанг закреплены в неподвижной пли-
те 3 и на стойке 9. При помощи нажимной плиты 8 и вин-
та 10 пластины в собранном состоянии сжаты в один па-
кет. На схеме для более ясного изображения потоков ра-
S6
Рис. 3.1. Схема разборного теплообменника
бочих сред показаны только шесть пластин в раздвинутом
положении. В рабочем положении пластины плотно при-
жаты друг к другу, а пространство канала, образующего-
ся между пластинами, уплотняется [резиновыми проклад-
ками.
Каждая пластина имеет прокладки двух назначений:
большую резиновую контурную прокладку, ограничиваю-
щую на лицевой стороне пластины канал для соответству-
ющего потока рабочей среды и охватывающую также два
угловых отверстия (с одной стороны пластины или по диа-
гонали), через которые происходит приток среды в меж-
пластинный канал и сток из него; две малые кольцевые
резиновые прокладки, изолирующие остальные отверстия
и создающие транзитный проход для второй рабочей
среды.
Система уплотнительных прокладок разборного пла-
стинчатого теплообменника построена так, что после сбор-
ки и сжатия пластин в аппарате образуются две системы
герметичных каналов, изолированных друг от друга ме-
таллической стенкой и прокладками: одна — для греющей
среды, другая — для нагреваемой. Одна из этих систем со-
стоит из нечетных каналов между пластинами, а другая —
из четных, благодаря чему потоки греющей и нагреваемой
сред чередуются. Обе системы межпластинных каналов
соединяются со своими коллекторами и далее со штуцера-
ми для входа и выхода рабочих сред, расположенных на
плитах.
Нагреваемая среда входит в аппарат через штуцер,
расположенный на неподвижной плите, например шту-
цер /, и через верхнее угловое отверстие 4 (в первой сле-
7—5078	97
ва пластине) попадает в продольный коллектор, образо-
ванный угловыми отверстиями пластин после их сборки.
По коллектсчру нагреваемая среда доходит до пластины 6,
распределяется по нечетным межпластинным каналам, ко-
торые сообщаются (через один) с угловым коллектором,
благодаря соответствующему расположению больших 13
и малых 5 резиновых прокладок. Пластина 6 не имеет
верхних угловых отверстий. При движении по межпла-
стинному каналу среда обтекает волнистую поверхность
пластин, обогреваемых с обратной стороны греющей сре-
дой. Затем нагреваемая среда выходит в продольный кол-
лектор, образованный угловыми отверстиями 14 и выходит
из аппарата через штуцер И. Греющая среда движется в
аппарате навстречу нагреваемой. Она поступает в штуцер
12, проходит через нижний коллектор, распределяется по
четным -каналам и движется по ним. Через верхний кол-
лектор и штуцер 2 греющая среда выходит из теплообмен-
ника.
Рассмотрим более подробно одну (наиболее распространенную в
промышленности) конструкцию размерного ряда разборных пластинча-
тых теплообменников общего применения. Эти теплообменники разра-
ботаны и серийно выпускаются в СССР с 1978 г. и предназначены
для работы с жидкими, парообразными и сжатыми под давлением
газообразными и парогазовыми средами. Область их применения огра-
ничена рабочим давлением среды, не превышающем 1 МПа
(10 кгс/см2), и температурами в интервале от —20 до 180°C в зави-
симости от марки резины либо других материалов, применяемых для
изготовления уплотнительных прокладок. Пропускная способность этих
теплообменников ограничена расходами жидких сред до 200—300 м3/ч
или расходами паров или газов до 3500—4500 м3/ч. Предельная про-
пускная способность определяется заданными допустимыми гидравли-
ческими сопротивлениями для каждой среды в аппарате. Площадь по
верхности теплообмена в конкретном аппарате данного типа может
быть равна от 10 до 320 м2 и иметь практически непрерывный размер-
ный ряд на рамах трех различных исполнений.
Основным узлом теплообменника является теплопередающая пла-
стина с площадью поверхности нагрева 0,6 м2 (тип 0,6). Такие пла-
стины изготовляют двух модификаций: с углами пересечения вершин
гофр у оси симметрии пластины, равными 120° и 60°. Общий вид пла-
стины типа 0,6 в сборе с прокладкой и углом пересечения гофр, рав-
ным 120°, приведен на рис. 3.2. Пластины собираются в пакет таким
образом, что каждая последующая пластина повернута на 180° отно-
сительно смежных, что создает равномерную сетку пересечения и вза-
имных точек опор вершин гофр. Между каждой парой пластин обра-
зуется щелевидный канал сложной формы, по которому протекает ра-
98
Рис. 3.2. Пластина типа 0,6 с
прокладкой и углом пересече-
ния вершин гофр 120°
Рис. 3.4. Общий вид разборного плас-
тинчатого теплообменника на двухопор-
ной раме (исполнение 2)
Рис. 3.3. Сечение межпластииного канала, образуемого двумя пласти-
нами типа 0,6 с углом пересечения вершин гофр 120°
7*	99
бочая среда. Размеры межпластинного канала и его форма в различ-
ных сечениях приведены на рис. 3.3.
Такие каналы получили наименование сетчато-поточных. Жид-
кость при движении в них совершает извилистое пространственное трех-
мерное движение, и при этом происходит Турбулизация потока. Осо-
бенностью таких каналов является то, что суммарная площадь по-
перечного сечения межпластинного канала (перпендикулярного основ-
ному направлению движения потока жидкости) остается постоянной
по всей длине пластины, за исключением участков входа и выхода.
Расположение коллекторных отверстий для входа и выхода рабочей
среды на углах пластины — одностороннее (левое или правое).
Техническая характеристика пластины и канала
Пластина
Габаритные размеры (длииаХширинаХтолщина), мм . . 1375X600X1*
Площадь поверхности теплообмена, м2................ 0,6
Масса пластины, кг (при толщине стального листа 1 мм) 5,8
А1 ежглас тинный кача г
Шаг гофр по нормали, мм............................ 18
Высота гофр, мм.......................................... 4,5
Количество гофр.......................................... 63
Эквивалентный диаметр	канала,	м....................... 0,0083
Площадь поперечного сечения	канала, м2 ................ 0,00245
Смачиваемый периметр в поперечном сечении канала, м 1,188
Ширина канала, мм.................................. 545
Средний . азор для прохода рабочей сре ды в канале, мм 4,5
Приведенная длина канала, м ....................... 1,01
Площадь поперечного сечения коллектора (угловое от-
верстие на пла тине), м2 .......................... 0,0243
Наибольший диаметр условного прохода присоединяемого
штуцера, мм........................................ 200
‘В облегченном исполнении толщина пластин может быть уменьшена до 0,5 мм
Пластины штампуют из листового металла. Гофры пластин имеют в
сечении профиль равнобедренного треугольника с основанием 18 и вы-
сотой 4,5 мм, расположены гофры под углом 120° друг к Другу, обра-
зуя форму «елки». По контуру пластины расположен паз для резино-
вой уплотняющей прокладки. Угловые отверстия для прохода рабочей
среды имеют сложную форму. Это обеспечивает снижение гидравличе-
ских сопротивлений на входе в канал и выходе из него, снижению
отложения солей на этих участках и позволяет более рационально ис-
пользовать всю площадь пластины для теплообмена.
При сборке пластин типа 0,6 в пакет следят, чтобы на смежных
пластинах наклон гофр был обязательно направлен в противополож-
ные стороны и соблюдалось пересечение вершин, т. е. правая пласти-
на подвешивается на верхней штанге рамы аппарата так, чтобы вер-
шины «елки» были направлены вверх, а левая — вершиной «елки»
100
вниз. При нарушении этого правила сборки возможны течи и пере-
токи рабочих сред. Рама аппарата, на которой устанавливаются пла-
стины, образуется опорной плитой, верхней и нижней штангами, за-
крепленными в опорной плите и поддерживаемыми передней стойкой.
В конструкциях первых для малых типоразмеров пластин (консоль-
ных) передняя стойка отсутствовала. Нижняя штанга рамы не несет
нагрузку, а предназначена для фиксации пластин в заданном поло-
жении и служит направляющей для пластин и нажимной плиты.
Основные размеры и площади поверхности теплообменных аппа-
ратов на консольной раме (исполнение 1) приведены в табл. 3.1.
Таблица 3.1. Размеры разборных пластинчатых теплообменников
иа консольной (исполнение 1) и двухопориой (исполнение 2) рамах
Тип пластины	Длина рамы, мм	Номинальная площадь поверх- ности твплообме. на, м-	Количество пла- стин в аппарате	S S	S S	S S	S S •О	Масса, кг	
								общая	детали из кор. розионно-стой. кой стали
0.6	545	От 10 до 25	От 20 до 44	От ПО до 242	От 2Г0 до 380	470	605	От 960 до ИЗО	От 150 до 280
0.6	1795 2935	От 31,5 до 30 От 100 до 160	От 56 до 136 От 170 до 270	От 308 до 748 От 935 до 1485	От 460 до 920 От 1115 до 1690	1720 2655	1845 2985	От 122 до 1690 От 1900 до 2470	От 340 до 760 От 940 до 1460
Примечания: 1. Данные в табл. 3.1 приведены для пластин толщиной
0,8 мм.
2. Число пластин для всех промежуточных поверхностей аппаратов определяет-
ся по формуле расчетом: n?=(Fa+2F i)IF„ где Fx—площадь поверхности теплообмена
пластины; F—расчетная площадь поверхности теплообмена аппарата.
3. Массу каждого последующего аппарата получим, прибавив к массе данного
аппарата (первого в размерном ряду) массу одной пластины, умноженной на раз-
ность числа пластин рассматриваемого аппарата и данного.
Пример условного обозначения разборного теплообменника с пласти-
нами типа 0,6 из стали 12Х18Н10Т с углом гофр 120е, площадью по-
верхности теплообмена 16 м2, на консольной раме, с уплотнительными
прокладками из резины 359, со схемой компоновки Сх 14/15:
теплообменник ПР 0,6-16-1-01-10; Сх 14/15.
Основные размеры и площади поверхности теплообменных аппара-
тов на двухопорной раме приведены в табл. 3.1 п на рис. 3.4.
Пример условного обозначения разборного теплообменника с пла-
стинами типа 0,6 из стали 10Х17Н13М2Т, с углом гофр 120°, поверхно-
стью теплообмена 80 м2, на двухопорной раме, с уплотнительными
прокладками из резины марки 4326, со схемой компоновки Сх 67/68:
теплообменник ПР 0,6-80-2-02-11.
101
Таблица 3.2. Размеры разборных пластинчатых
теплообменников на трехопориой раме (исполнение 3)
Тип пластины	Длина рамы, мм	Номинальная пло- щадь поверхности теплообмена, м2	Число пластин в аппарате	L, мм	Z-i, мм	Lt, мм	S <я	Масса, кг	
								общая	дётали из коррозионно- стойкой стали
0,6	4990 5710	От 200 до 250 От 250 до 300	От 340 до 420 От 420 до 504	От 935 до 1269 Ст 1269 до 1402	От 2285 до 2720 Ст 2720 до 3170	Ст 1820 до 2100 От 2100 до 2395	4990	От 3700 до 4180 Qt 4180 до 469С	От 1820 до 2100 От 2100 по 2470
Основные размеры и площади поверхности теплообменных аппара-
тов (исполнение 3) на трехопорной раме приведены в табл. 3.2 и на
рис. 3.5.
Пример условного обозначения разборного теплообменника с пла-
стинами типа 0,6 из стали 10Х17Н13М2Т, с углом гофр 120”, площадью
поверхности теплообмена 200 м2, на трехопорной раме, с уплотнитель-
ными прокладками из резины марки 4326, со схемой компоновки
84/84
Сж---- / ——:	теплообменник ПР 0,6-200-3-02-11.
85/85

Рис. 3.5. Общий вид разборного пластинчатого теплообменника на
трехопорной раме (исполнение 3)
102
Теплообменные аппараты с пластинами типа 0,6 наиболее эффек-
тивно работают при жидких средах со свойствами, близкими (по те-
плофизическим показателям) к свойствам воды. В этом случае рас-
ходы рабочих сред могут составлять от 30 до 200 м3/ч. Коэффициент
теплопередачи может быть равен 1200—3000 Вт/(м2К), гидравличе-
ские сопротивления — до 0,1 МПа (1 кгс/см2).
Теплообменные пластинчатые аппараты не требуют устройства спе-
циальных фундаментов. Устанавливают их непосредственно на полу
с гидроизоляцией или на перекрытии, рассчитанном на соответствую-
щую нагрузку от массы оборудования.
Разборка и очистка теплопередающпх пластин от загрязнений осу-
ществляются в пределах размеров рамы аппарата и требуют во много
раз меньших трудозатрат, чем очистка равной площади поверхности
теплообмена трубчатых теплообменников.
Срок службы основных деталей из материалов, применяемых на
нейтральных средах: пластин — не менее 10 лет, прокладок — не менее
2 лет.
Полуразборные пластинчатые теплообменники. Создание разборной
поверхности теплообмена, доступной для осмотров и механической
очистки, является сложной задачей. Резина и другие эластичные мате-
риалы, используемые для изготовления прокладок в узлах уплотне-
ния, имеют ограниченную тепловую и коррозионную стойкость, и в
связи с этим прокладки являются наименее износоустойчивыми эле-
ментами конструкции теплообменника. Поэтому разборные соединения
пластин рационально применять лишь при безусловной их необходимо-
сти. В промышленности весьма распространен случай, когда одна из
рабочих сред, участвующих в теплообмене, не оставляет на поверхно-
сти теплообмена загрязнений, требующих разборки аппарата для их
механической очистки. Примерами таких аппаратов являются нагре-
ватели, использующие в качестве одной из сред обработанную воду
тепловых сетей или конденсирующийся пар, газы, минеральные и орга-
нические кислоты, щелочи и некоторые растворы солей в холодильных
и других аппаратах. Для указанных случаев разработаны конструкции
полуразборных пластинчатых теплообменников.
Рассмотрим устройство полуразборного пластинчатого конденсато-
ра, конструкция которого типична для крупных промышленных аппа-
ратов. Аппарат предназначен для конденсации пара или парогазовых
смесей при избыточном давлении рабочих сред от 0,1 до 1,6 МПа и
температуре от —20 до —|—180 °C. Аппарат может применяться для на-
гревания жидких или газообразных сред конденсирующимся паром,
а также в качестве теплообменника для жидких и газообразных сред
при условии отсутствия на поверхности теплообмена загрязнений, ко-
торые трудно удалить химической промывкой хотя бы от одной из
рабочих сред. На рис. 3.6 показан общий вид полуразборного пластин-
чатого конденсатора. Конденсатор имеет две секции пластин 1, уста-
103
Рис. 3.6. Пластинчатый двухсекционный конденсатор (исполнение 3):
1 — секция пластин; 2 — центральная опорная плита; 3 — нажимная плита. 4 —
стяжной болт; 5 — направляющая штанга рамы аппарата; 6, 8—нажимные гай-
ки; 7 — стойка рамы
новленных на раме аппарата исполнения 3 симметрично по обе стороны
от центральной неподвижной плиты 2. Рама аппарата состоит из верх-
них и нижних штанг 5, закрепленных в центральной плите в конце-
вых стойках 7. По верхним штангам могут перемещаться подвижные
нажимные плиты 3 и стягивать секции пластин стяжными винтами 4
и нажимными гайками 6 и 8. На центральной опорной плите разме-
щены штуцера для подвода и отвода рабочих сред. При необходимо-
сти штуцера могут размещаться по углам нажимных плит. Основным
элементом полуразборного аппарата являются узлы попарно сварен-
ных (сдвоенных) пластин. Каждый такой узел имеет две пластины —
левую и правую, соединенные между собой посредством контактно-
шовной электросварки. По контуру каждой пластины выштампован
U-образный паз. Правая пластина по форме является «зеркальным*
отображением левой. При сборке под сварку двух пластин вершины
U-образиых пазов прилегают друг к другу. Каждая пара пластин под-
вешивается на верхнюю штангу и может перемещаться вдоль штанги.
Каналы, смежные с неразборными каналами, выполнены разборными
для возможности очистки их от загрязнений. Для этого узлы из по-
парно сваренных пластин соединяют в пакет и уплотняют разборные
каналы резиновыми прокладками. Форма паза под резиновые про-
кладки разборных каналов имеет форму шестиугольника, который при
104
сжатии пакета может уменьшать свой размер в направлении продоль-
ной оси. В замкнутых пазах подобной конструкции прокладка рабо-
тает в условиях самоуплотнения. Поверхность пластин гофрирована.
Гофры имеют в поперечном сечении профиль равнобедренного треуголь-
ника. По углам пластины имеются отверстия большого диаметра, что
обеспечивает возможность эффективной работы аппарата при больших
расходах пара, газа и других рабочих сред с высоким удельным объ-
емом. При попарной сварке пластин заваривают кромки только двух
угловых отверстий. Кромки остальных двух отверстий образуют вход
в межпластинный неразборный канал и выход из него. Резиновые про-
кладки на стороне разборных каналов располагают так же, как и в
разборных пластинчатых теплообменниках. Пластины собирают в пакет
таким образом, чтобы вершины гофр на сопрягаемых поверхностях
были обращены в противоположные стороны.
На рис. 3.7 показана схема движения рабочих сред в конденсато-
ре. Узлы из попарно сваренных пластин с резиновыми прокладками в
пазах, обращенных в сторону подвижных плит, устанавливают на
раму аппарата. При сборке конденсатора резиновые прокладки по-
падают в закрывающие их со всех сторон пазы. Образуется две си-
стемы каналов, изолированных друг от друга стенками пластин. Пар
(или другая рабочая среда) подводится в аппарат через верхний шту-
цер на центральной опорной плите. Этот штуцер в плите соединен с
тройником, в котором рабочая среда разделяется на два равных по-
тока, направляемых в верхние коллекторы обеих секций. Из коллек-
тора пар попадает в расположенные параллельно неразборные щелевид-
ные каналы, где конденсируется на поверхности пластин. Конденсат
стекает из щелевидных каналов в нижний коллектор и через нижний
штуцер выводится из аппарата. Охлаждающая вода (или нагреваемая
среда) подается во второй нижний штуцер на центральной опорной
плите, заполняет нижние коллекторы по обе стороны от центральной
плиты, поднимается по щелевидным каналам разборной стороны по-
Рис. 3.7. Схема движения рабочих сред в полуразборном пластинча-
том конденсаторе
105
верхности теплообмена, собирается в верхнем коллекторе и далее че-
рез штуцер выводится из аппарата.
Неразборные сварные пластинчатые теплообменники. В некоторых
технологических линиях требуются теплообменники большой единич-
ной тепловой производительности. Такие теплообменники должны ра-
ботать длительное время прн одном и том же технологическом режи-
ме, например с газообразными рабочими средами, не дающими загряз-
нений на поверхностях теплообмена. Сварной моноблок пластин поме-
щается между двумя концевыми плитами, которые воспринимают на
себя нагрузки от давления рабочих сред. Неразборные пластинчатые
теплообменники могут быть изготовлены с необходимым числом ходов
для каждой рабочей среды.
Рассмотрим более подробно одну из конструкций неразборных пла-
стинчатых теплообменников, изготовляемых серийно в СССР. Основной
деталью размерного ряда таких теплообменников является гофрирован-
ная пластина площадью поверхности 1 м2 (тип 1,0) квадратной формы
Такие теплообменники предназначены для конвективного теплообмена
жидких, газообразных или парообразных сред без изменения их агре-
гатного состояния. Так, они нашли применение в установках очистки
технологических газов раствором моноэтаноламина. Условием приме-
нения сварных теплообменников является отсутствие в процессе экс-
плуатации нерастворимых отложений на поверхностях теплообмена.
Применение таких теплообменников допустимо до давления рабочих
сред 4 МПа (40 кгс/см2). Максимально допустимая рабочая температу-
ра рабочих сред до 300 °C. Конструкция пластины и ее форма приспо-
соблены только для перекрестного движения рабочих сред. Гофры на
пластинах имеют в поперечном сеченин форму равнобедренного тре-
угольника с основанием (шагом гофр) 18 и высотой 4 мм. Общий вид
пластин типа 1 показан на рис. 3 8.
Гофрированное поле пластины окантовано плоским полем, имею-
щим в четырех углах перегибы на высоту гофров. При повороте смеж-
ной пластины на 180° два противоположно расположенных смежных уча-
стка плоского поля, плотно прилегающих друг к другу, свариваются
контактной электросваркой. Две пары сваренных контактной сваркой
пластин соединяются вместе плоскими полями и свариваются аргоноду-
говой сваркой. По углам квадратной пластины с обеих сторон устанав-
ливаются металлические проставки и привариваются к пластине. Та-
ким образом, гофрированные пластины свариваются в пакеты из 40
пластин с образованием двух групп взаимно изолированных друг от
друга щелевидных межпластинных каналов. Группы каналов по холод-
ному и горячему теплоносителям объединены соответствующими коллек-
торами, внутри которых установлены перегородки для обеспечения рас-
четного количества ходов рабочей среды. К торцам блока пластин и
коллекторов приварены крышки. Вход и выход греющего и нагревае-
мого теплоносителей осуществляются через патрубки, установленные в
коллекторах.
106
Рис. 3.8. Общий вид квадратных гофрированных пластин типа 1 для
неразборных теплообменников
Техническая характеристика пластины и канала
Пластина
Габаритные размеры (длинаХишринаХвысота), мм . . . 964X964X1,0
Площадь поверхности теплообмена, м2...................... 1
Масса пластины, кг..................................... 7,3
Межпластинный канал
Шаг гофр по нормали,	мм................................ 18
Высота гофр, мм.......................................... 4
Количество гофр......................................... 74
Эквивалентный диаметр канала, м.................... 0,00763
Площадь поперечного сечения канала, м2............. 0,00376
Смачиваемый периметр в поперечном сечении канала, м 1,971
Ширина канала, мм...................................... 940
Средний зазор для прохода рабочей среды в канале, мм	4
Приведенная длина канала, м.............................. 1
Наибольший диаметр условного прохода присоединяемо-
го штуцера, мм............•............................ 350
107
Пример условного обозначения неразборного теплообменника с пла-
стинами типа 1 из стали 12Х18Н10Т, площадью поверхности теплооб-
менника 640 м2, со схемой компоновки Сх 320/(804-80+80 + 80):
теплообменник ПН 1,0-640-01.
Другой разновидностью неразборных сварных пластинчатых тепло-
обменников являются пакеты из круглых пластин, встраиваемые в
цилиндрические оболочки. Серийно изготовляются теплообменники,
встраиваемые в оболочки диаметром 800, 1000 и 1200 мм. Соответ-
ственно птощади теплообмена круглых пластин для этих теплообмен-
ников равны 0,32; 0,48 и 0,75 м2. Общий вид круглых гофрированных
пластин для неразборных теплообменников показан на рис. 3.9. По-
верхность пластин гофрирована гофрами треугольного в поперечном
сечении профиля (шаг гофр 18, высота 4 мм). Наружная поверхность
гофрированного поля пластины представляет собой гладкое поле. На
Рис. 3.9. Круглая пластина для неразборных сварных теплообменни-
ков, встроенных в цилиндрический корпус
108
этом тюле сделаны четыре отбортовки, позволяющие при совмещении
пары пластин получать на двух участках плотное их прилегание. Эти
участки сваривают. Попарно сваренные пластины при сборке в пакет
поворачивают одну относительно другой на 180°, при этом участки
плоских полей лар пластин также взаимно совмещают и сваривают
между собой для получения пакета пластин. В местах перегибов пло-
ских участков поля пластин устанавливают металлические проставки
я сваривают их с прилегающими участками пластин. В сборе по длине
пакета получаются монолитные сварные участки, к которым привари-
вают коллекторы из более толстой (6—12 мм) стали, охватывающие
группу межпластинных каналов для одной из рабочих сред.
Пакеты с коллекторами, помещенные в цилиндрические оболочки,
•образуют теплообменники для рабочих сред с высокими параметрами—
по температуре до 520 °C и по давлению до 32 МПа (320 кгс/см2),
однако при этом одностороннее давление на пластину (перепад дав-
ления) не должен превышать 1 МПа (10 кгс/см2).
Для обеспечения заданной скорости газов в теплообменнике кол-
лекторы нагреваемого и греющего газов снабжены поперечными пере-
городками, обеспечивающими расчетную скорость обоих теплоносите-
лей. Схема компоновки каналов определяется расчетным путем.
Наиболее высокую интенсивность теплопередачи при заданных
энергозатратах иа преодоление гидравлических сопротивлений обеспе-
чивают неразборные сварные межпластинчатые теплообменники из
прямоугольных гофрированных пластин. Такая форма пластин обос-
нована многими соображениями. При такой форме пластин несложно
создавать противоточное движение рабочих сред, что само по себе
обеспечивает наиболее полное использование движущей силы процесса
теплообмена — температурного напора. При прямоугольной форме
пластин достигается лучшее распределение потока среды в межпла-
стинном канале — не появляются застойные зоны. Раскрой листового
металла при изготовлении таких пластин проводится практически без
отходов. Прямоугольная форма пластин наиболее технологична для
сварки их в пакет.
Теплообменники на базе пластин 1,4 м2 —аппараты общего
применения, рассчитанные на расход жидкости рабочих сред до
250 м3/ч и газообразных сред до 4500 м3/ч в одном аппарате. Площадь
поверхности теплообмена аппаратов от 20 до 400 м2. Большая тепло-
вая производительность обеспечивается соединением отдельных аппа-
ратов в блоки. Расчетное давление рабочих сред в таких аппаратах
ограничено 2 МПа (20 кгс/см2), а температуры составляют от —100 до
+ 300 °C. Унифицированный пакет имеет площадь поверхности теплооб-
мена 20 м2.
Техническая характеристика пластины типа 0,75 м2
Габаритные размеры (длинаХширинаХто днина), мм . . 1470Х1470X1
Площадь поверхности теплообмена, м2.................... 0,75
Масса пластины, кг................................. 5,5
109
Рис. 3.10. Ламельный теплообменник-
рис. 3.10 показаны распространенные в
теплообменники.
Пластины свариваются
попарно по длинной сто-
роне контактной сваркой.
Образованные таким обра-
зом пары пластин свари-
ваются между собой по
короткой стороне. Для со-
хранения жесткости при
одностороннем давлении
пакеты сваренных пластин
зажимаются плитами и
стягиваются болтами. Теп-
лообменник устанавливает-
ся на опорах.
Пример условного обо-
значения неразборного теп-
лообменника с пластинами
типа 0,75, площадью по-
вер хности и теплообмена
140 м2, пластины изготов-
лены из стали 12XI8H10T, со
схемой компоновки Сх 94/95:
теплообменник ПН0.75-
140-0,1.
Сварные неразборные
аппараты на базе унифи-
цированных пакетов эффек-
тивны в установках осуш-
ки воздуха производитель-
ностью 15, 30 и 45 нм3/ч и
в других установках.
Ламельные теплообмен-
ники. Поиск эффективных
путей усовершенствования
классических конструкций
кожухотрубчатых теплооб-
менников привел к созда-
нию теплообменников с
плоскими трубами, сварен-
ными из листа,— ламель-
ных теплообменников. На
промышленности ламельные
110
. В настоящее время ламельные теплообменники отечественными
Заводами не выпускаются и поступают на наши предприятия в составе
Комплектных установок из других стран. Теплообменники этого типа
состоят из пакета сваренных попарно пластин, образующих пучок пло-
ских труб, вмонтированных в кожух. Пучок плоских труб заканчива-
ется сварными трубными решетками. В качестве материала для изго-
товления плоских труб наиболее часто применяют нержавеющую сталь
в виде холоднокатаной ленты (листа) толщиной 1,5 и 2 мм.
Сальниковое устройство между кожухом и пучком плоских труб
компенсирует температурные удлинения трубного пучка в рабочем со-
стоянии, а также позволяет вытаскивать трубный пучок из кожуха для
очистки от загрязнений в межтрубном пространстве. Применяемые в
промышленности ламельные теплообменники имеют диаметры кожухов
от 100 до 1000 мм. Соответствующую ширину имеют и сварные пло-
ские трубы. Зазор между стенками внутри труб составляет от 2 до
12 мм. В межтрубном пространстве зазор между стенками находится
также в указанных пределах. Длина плоских труб составляет от 2
до 6 м.
Конструкция плоской трубы имеет некоторые термодинамические
преимущества по сравнению с конструкцией круглой трубы. Малый
эквивалентный диаметр плоских труб (обычно 7—14 мм) позволяет
достигнуть более высоких коэффициентов теплопередачи, превосходя-
щих на 40—100% коэффициент теплопередачи в аналогичных условиях
в стандартных кожухотрубчатых теплообменниках. Здесь проявляется
совместное действие таких факторов, как передача теплоты к тонкому
слою жидкости и общее повышение скоростей потоков рабочих сред
вследствие малых поперечных сечений каналов в пакете.
Ламельные теплообменники предназначены для работы со средами
жидкость — жидкость, газ — газ и пар — жидкость (конденсаторы и
подогреватели).
Учитывая невозможность механической очистки от отложений вну-
тритрубного пространства, ламельные теплообменники следует реко-
мендовать для случаев, в которых одна из рабочих сред не дает отло-
жений внутри плоских труб. Вторая рабочая среда может давать от-
ложения Ее направляют в межтрубное пространство, которое можно
механически очистить, если извлечь из кожуха трубный пучок.
Эффективная область применения ламельных теплообменников ох-
ватывает температуры от 150 °C и выше и давления более 1 МПа, т. е.
ту область, где разборные пластинчатые теплообменники не обладают
достаточной надежностью уплотнения.
3.2. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ТЕПЛОПЕРЕДАЮЩИХ
ПЛАСТИН И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
Пластины в основном разделяют по форме профиля рабо-
чей поверхности. Такое разделение с анализом геометрических пара-
метров дает возможность четко различать тепловые и гидромеханиче-
111
скне характеристики основных типов пластин. Классификация тепло-
передающих пластин приведена на рис. 3.11.
Следует отметить, что среди многообразия конструкционных форм
пластин включаются отдельные образцы, обладающие смешанными
признаками, и их трудно отнести к тому или иному чистому типу. Это,
разумеется, не мешает установлению классификации основной массы
имеющихся типов пластин и выявлению их характерных свойств.
112
На рис. 3.2 показана наиболее
распространенная конструкция те-
плопередающих пластин сетчато-по-
уочного типа. В промышленности
также широко применяются пласти-
ны ленточно-поточного типа. Рас-
смотрим более подробно пластины
этого типа.
Пластины изготавливают мето-
дом холодной штамповки из тонкого
листа, они имеют повышенную жест-
кость по сравнению с плоскими
пластинами. Благодаря наличию на
поверхности теплообмена гофр соз-
даются извилистые щелевидные меж-
пластинные каналы, в которых до-
стигается значительная турбулизация
движущихся рабочих сред уже при
сравнительно малых скоростях пото-
ка. В настоящее время наиболее рас-
пространенным типом ленточно-по-
точных пластин являются пластины
с горизонтальными гофрами тре-
угольного, синусоидального или ино-
го профиля. Конструкции таких пла-
стин различаются разнообразием
форм и размеров деталей, но для
всех их характерно наличие перио-
дически повторяющихся гофр, ориен-
тированных параллельно меньшей
стороне пластины.
Эти пластины характеризуются
Рис. 3.12. Ленточно-поточная
пластина типа Р-15 фирмы
«Альфа — Лаваль»
такой формой потока жидкости между пластинами, при которой он
подобен волнистой гофрированной ленте, причем геометрические ха-
рактеристики потока могут быть различными, но во всех случаях омы-
вание поверхности происходит поперек гофр.
Типичным примером конструкции ленточно-поточной пластины мо-
гут служить пластины фирмы «Альфа — Лаваль», изготовляющей пла-
стинчатые теплообменники для химических и пищевых предприятий. На
рис. 3.12 показаны наиболее распространенные ленточно-поточные пла-
стины с горизонтальными гофрами треугольного профиля фирмы
«Альфа — Лаваль». Основной признак пластины — форма н размеры
профиля ее рабочей поверхности и способ изготовления.
Леиточно-поточные пластины изготовляют цельноштампованными
8—5078
ИЗ
из нержавеющих сталей. После штамповки пластины подвергают _лек-
трополировке с обеих сторон. Отечественной промышленностью также
I
выпускались аналогичные конструкции пластин под индексом 0,5Г. Кон-
струкция пластины типа 0,5Г относится к числу лучших образцов i/
соответствует требованиям мирового технического уровня на ленточнс/-
поточные пластины. В рабочем положении в аппарате пластина обычно
испытывает различное давление рабочих сред с обеих сторон, что может
вызвать ее прогиб в сторону меньшего давления. Для предотвращения
таких деформаций на каждой пластине имеются вертикальные ряды
дистанционных (опорных) выступов, которые создают многочисленные
точки взаимной опоры между пластинами. На пластинах типа 0,5Г
имеется четыре ряда опорных выступов. При полном соприкосновении
опорных выступов между пластинами в собранном аппарате сохраняет-
ся зазор не менее 4,5 мм. Основная часть теплопередающей сгеики
гофрирована, форма гофр треугольная.
Жидкость после выхода из углового отверстия в межпластинный
канал растекается по расширяющейся входной части, а затем движет-
ся вдоль пластин по широкой извилистой щели между ними. Во время
омывания поверхности жидкость подвергается искусственной турбули-
зации, которая вызывается частыми поворотами потока.
Пластины, принадежащие одному и тому же аппарату, также от-
личаются друг от друга конструкционно, что обусловлено их конкрет-
ным назначением и относительным положением в пакете.
В связи с этим возникает необходимость дополнительно классифи-
цировать однотипные по форме поверхности пластины по их назначе-
нию в аппарате, разделяя при этом на следующие три вида: рядовые,
граничные и концевые.
Рядовые пластины характеризуются тем, что имеют полное число
отверстий по углам, т. q. каждая из них имеет четыре отверстия. Эти
отверстия образуют при сборке аппарата продольные коллекторные
каналы. Рядовые пластины составляют большую часть пластин в аппа-
рате. В каждом пакете все рядовые пластины работают включенными
параллельно в одних и тех же температурных и гидродинамических
условиях. Для осуществления необходимого относительного положе-
ния потоков рабочих сред рядовые пластины должны иметь две разно-
видности — «левую» и «правую», которые при сборке чередуются меж-
ду собой так, что все «левые» пластины будут, например, нечетными,
а «правые» — четными (или наоборот). «Левые» и «правые» пластины
представляют собой при сборке аппарата различные детали, получен-
ные, как правило, при помощи одного и того же штампа. Они отлича-
ются друг от друга относительным расположением элементов профиля
поверхности и местом подвески на верхнюю штангу, а после наклейки
прокладок — также и по расположению прокладок. Именно чередо-
вание «левых и «правых» пластин в аппарате обусловливает образо-
вание в нем двух взаимоизолированных систем каналов для теплооб-
менивающихся сред.
114
\	Граничные пластины имеют неполное число отверстий по углам
\менее четырех). Пластины этого вида устанавливают в местах, где
Необходимо изменить направление потока, и они определяют, следо-
вательно, границы пакетов. Граничные пластины отличаются друг от
дрКта не только числом отверстий, но и их расположением по отноше-
нию к месту нахождения на раме. Кроме того, граничные пластины
всех видов могут быть, как и рядовые, «правыми» пли «левыми» в
зависимости от того, с какими пластинами они находятся в контакте.
Рабочие части граничных пластин не отличаются от рабочих частей
рядовых пластин и также несут теплообменную нагрузку, но в не
сколько иных температурных условиях, чем рядовые.
Концевые пластины размещаются по концам секции и непосредст-
венно примыкают к разделительным или нажимным плитам. Концевые
пластины не несут тепловой нагрузки, так как омываются рабочей
средой только с одной стороны.
Прокладки. Герметичность разборного теплообменного аппарата
достигается применением различных прокладок. Прокладки в разбор-
ных теплообменниках бывают однократного и многократного приме-
нения. Примером прокладок однократного применения являются ме-
таллические прокладки, прокладки из асбестов, паронита и других ма-
териалов, не обладающих достаточной упругостью.
Резиновые прокладки можно применять многократно, поскольку
они в довольно широких пределах могут восстанавливать свою перво-
начальную форму после снятия нагрузки. Для изготовления резино-
вых прокладок применяют различные каучуки.
Натуральный каучук обладает высокой прочностью и упругостью,
устойчив к агрессивному воздействию слабых кислот и щелочей, в мас-
лах, бензине и органических растворителях нестоек. При температуре
выше 200 °C он разлагается.
Более широкое применение для изготовления прокладок нашли
синтетические каучуки, поскольку они обладают лучшей химической
и тепловой стойкостью по сравнению с натуральным каучуком. Боль-
шинство их является сополимерами, т. е. продуктами полимеризации
двух или нескольких веществ, соединенных для получения желаемых
характеристик каучука. Например, бутадиенстирольный каучук исполь-
зуется для изготовления резин марки СУ 359, из которых изготовляют
теплостойкие и кислотощелочестойкие прокладки к разборным пла-
стинчатым теплообменникам. Бутадиеннитрильный каучук, из которого
изготовляют резину марки 4326, придает прокладкам стойкость к ми-
неральным маслам, керосину, дизельному топливу, нефти, бензину, не-
которым другим органическим средам и пищевым продуктам.
Прокладки для аппаратов, предназначенных для тепловой обра-
ботки пищевых сред, в рецептуре исходной резиновой смеси не долж-
8*	115
иы содержать вредных для человека соединений, например соединений
мышьяка, свинца, ртути и т. д.
Для изготовления прокладок применяются также резины, основой
для которых служит смесь фторопласта и синтетического каучука —
фторкаучук. Эти резины обладают очень ценными качествами: высокой
теплостойкостью и морозостойкостью (при кратковременном воздейст-
вии выдерживают температуру до 300°C), стойкостью к минеральным
маслам, озону, концентрированной серной кислоте и другим минераль-
ным кислотам. Ограничением для широкого применения этой резины
является ее высокая стоимость.
Среди синтетических каучуков, используемых для изготовления
прокладок, особое место, обусловленное некоторыми особенностями его
строения, занимает бутиловый каучук (бутилкаучук). Присущие ему
высокая газонепроницаемость и малая водонабухаемость наряду с дру-
гими ценными свойствами позволяют широко использовать его в узлах
уплотнений. Резины на основе бутилкаучука противостоят многим орга-
ническим растворителям, которые действуют разрушающе на бензо-
маслостойкие бутадиеннитрильные каучуки.
Прокладки для теплообменников, изготовленные на основе этилен-
пропиленового каучука, обладают повышенной агрессивносгойкостью и
теплостойкостью. Резины марки 51-1481 являются перспективным ма-
териалом для изготовления долговечных и экономичных прокладок для
разборных теплообменных аппаратов, эксплуатируемых на предприя-
тиях микробиосинтеза, целлюлозных и гидролизных производствах,
в аппаратах с водой, паром, водными растворами солей в качестве
рабочих сред при температурах до 180 °C.
Высокой теплостойкостью отличаются прокладки из резины на ос-
нове кремнийорганического (силиконового) каучука. Эти прокладки об-
ладают достаточной стойкостью к воздуху’, морской и пресной воде,
озону, водным растворам солей.
Технические характеристики прокладок для разборных пластинча-
тых теплообменников на основе основных марок отечественных резни
приведены в табл. 3.3.
Зарубежные фирмы в качестве прокладочных материалов приме-
няют аналогичные марки резин, а также резиноасбестовые прокладки.
Так, фирма «Альфа — Лаваль» в зависимости от рабочих сред,
на которых работает теплообменник, применяет следующие каучуки
для прокладок: натуральный, нитрильный, полиизопреновый, бутил-
каучук и этилеипропиленовый каучук.
Производство пластинчатых теплообменников с резиновыми про-
кладками, покрытыми тефлоном, осуществляют фирма «Хисака» (Япо-
ния) и некоторые фирмы США и Великобритании.
В настоящее время все разборные теплообменники выпускаются
с бесклеевым способом крепления прокладок.
116
Таблица 3.3. Характеристики прокладок для пластйй
•Прокладки из паронита применяют для неразборных теплообменников.
117
Применение синтетических каучуков позволяет создать рез-ины, об-
ладающие нужными свойствами. Для изготовления некоторых вспо-
могательных прокладок может быть использована листовая техниче-
ская резина. Она подразделяется на пять типов: кислотощелочестой-
кая, теплостойкая, морозостойкая, маслобензостойкая и пищевая.
В узлах уплотнений разборных пластинчатых теплообменников
удельное давление на прокладку в зависимости от марки резины и
давления сред лежит в пределах 3—7 МПа (30—70 кгс/см2).
Большая прокладка в поперечном сечении имеет пятиугольный
профиль. Изготовляется она формовым способом в пресс-форме. Для
пластин размером не менее 1,3 м2 изготовить прокладку в одной пресс-
форме затруднительно из-за ее больших габаритных размеров. Поэто-
му прокладку изготовляют из нескольких формовых частей. После
вулканизации отдельных частей прокладки их соединяют в целую лро-
кладку. Соединительные стыки делают на сырой резине и повторно
вулканизируют эти места.
В разборном пластинчатом теплообменнике создается многокамер-
ная герметичная система. Система уплотнительных прокладок выпол-
няет в аппарате две функции: обеспечивает плотность мест смыкания
пластины по контуру и в зоне угловых отверстий (прокладки препят-
ствуют как возникновению утечек рабочих сред в окружающую среду,
так и перетеканию одной из сред в каналы, занятые другой, и их сме-
шиванию между собой); размеры прокладок влияют на рабочий раз-
мер межпластинных зазоров, а следовательно, на эквивалентный диа-
метр и площадь поперечного сечения канала, интенсивность теплоотда-
чи и гидравлическое сопротивление.
Сторону, на которой находятся прокладки, называют «лицевой»
стороной пластины.
В настоящее время такая система уплотнения пластин пользуется
наибольшим распространением, так как она обеспечивает большую тех-
нологичность изготовления комплекта пластин. К способу закрепления
прокладок предъявляются строгие требования. Прокладки должны
быть по возможности надежно закреплены на пластинах, поскольку
аппараты могут подвергаться частой разборке.
Клеевое закрепление резиновых прокладок обладает такими до-
стоинствами, как равномерное распределение напряжений в месте со-
единения, получение совершенно гладких поверхностей в узлах уплот-
нения, сравнительно небольшие капитальные и трудовые затраты на
изготовление единицы продукции. Недостатками клеевого крепления
прокладок можно считать влияние температуры на прочность соеди-
нения, недостаточную стойкость некоторых марок клеев к агрессивно-
му действию различных рабочих сред, необходимость тепловой обра-
ботки некоторых клеевых соединений для получения достаточной проч-
ности соединения. Способность клея соединять отдельные детали (про-
кладку и пластину) объясняется силами адгезии. Эти силы зависят от
118
химической структуры клея и склеиваемого материала. Установлено,
что наличие на поверхности склеиваемых деталей таких полярных
групп, как карбоксильные, спиртовые, эпоксидные и другие, значитель-
но увеличивает адгезию клея. Наличие или отсутствие адгезии клея
к склеиваемому материалу определяют по смачиваемости клеем этого
материала. Для улучшения адгезии клея к материалу во всех случаях
склеиваемая поверхность вначале подвергается тщательной очистке от
загрязнений щетками, наждачной шкуркой или пескоструйной обработ-
кой, затем обезжиривается посредством органических растворителей,
моющих средств или пара. Важным для прочности клеевого соединения
является отсутствие внутренних остаточных напряжений в клеевом
слое после его отверждения. Такие напряжения возникают при значи-
тельной толщине клеевого шва, неравномерном его прогреве или ох-
лаждении. В связи с этим клеевой слой целесообразно делать толщи-
ной в пределах 0,05—0,25 мм. При склеивании резиновой прокладки
с металлом пластины клеевой слой также должен обладать некото-
рой эластичностью.
Наиболее подходящими для применения в узлах уплотнения раз-
борных теплообменников с резиновыми прокладками являются следую-
щие марки клея: фенолформальдегидные клеи БФ-2 и БФ-4, КФС-2,
эпоксидный клей марки «Эпоксид П», полиуретановый клей «Леконат»,
каучуковый клей ГЭН-150, «Термопрен», 88-Н, Бц.
Конструирование теплопередающих пластин. Пластинчатые тепло-
обменные аппараты дают возможность изготовления аппаратов с боль-
шим диапазоном рабочих площадей. Применение таких высокопроиз-
водительных и экономичных способов изготовления пластин, каковыми
являются холодная листовая штамповка и поточная сборка аппаратов,
дает высокую эффективность при крупносерийном производстве пла-
стинчатых теплообменников.
В основу конструирования новых типов пластин были положены
следующие принципы.
1.	Форма поверхности теплообмена и размеры образуемых каналов
предопределяют теплоэнергетическую эффективность всего семейства ап-
паратов с пластинами выбранной формы. Как показали исследования,
наиболее эффективны сетчато-поточные формы пластин с непрерывны-
ми гофрами треугольного профиля в поперечном сечении. Высота гоф-
ра составляет 3—8 мм, но при этом отношение основания треугольного
профиля гофр к его высоте должно лежать в пределах 3—4. Гофры
могут быть разрежены плоскими площадками шириной 5—10 мм, что
способствует сохранению прочности пластин при штамповке.
Все рельефные элементы поверхности пастины должны быть тех-
нологичными для холодной штамповки и удобными для осуществле-
ния очистки механическими средствами. Пластина не должна иметь
труднодоступных и неудобных для очистки углублений, острых углов.
В связи с этим предпочтительно, чтобы пластины разборных аппаратов
119
не имели приваренных деталей, так как они понижают технологичность
изготовления пластин и их санитарные показатели.
2.	При конструировании пластин необходимо предусматривать до-
статочную жесткость пакета посредством создания дистанционно-опор-
ных элементов, с одной стороны, обеспечивающих взаимную опору со-
седних пластин во многих точках, а с другой — гарантирующих нали-
чие необходимого зазора между пластинами при возможных разных
давлениях по обе стороны пластины. Такими опорными элементами
могут быть полученные при штамповке местные выступы различной
формы или непрерывные гофры.
3.	Одним из важных вопросов при конструировании форм и рас-
положения гофр является вопрос о глубине гофр и угле наклона их
относительно продольной оси симметрии пластины. Глубина гофр не-
разрывно связана с их шагом й коэффициентом вытяжки, допусти-
мыми при штамповке для дайной марки металла. Вместе с тем глу-
бина гофр должна быть такова, чтобы размеры образуемых элементов
межпластиниого канала были меньше расчетной длины участка ста-
билизации потока. Этим достигается надежная искусственная турбу-
лизация потока. Наконец, глубина вытяжки опорных элементов гофр
влияет на размер эквивалентного диаметра канала. При больших эк-
вивалентных диаметрах несколько снижается интенсивность процесса
теплопередачи и уменьшается компактность аппарата. При малых эк-
вивалентных диаметрах возникает опасность засорения каналов твер-
дыми частицами, которые встречаются в технической охлаждающей
воде либо других средах.
Вопрос выбора оптимального угла наклона гофр относительно про-
дольной оси симметрии пластины сетчато-поточиого типа зависит Ют
требуемого гидравлического сопротивления межпластинного канала.
В первом приближении определено, что целесообразен угол в пределах
30—60° относительно продольной оси симметрии пластин.
4.	Пластина ленточно-поточного типа с горизонтальными гофра-
ми должна иметь горизонтальную (поперечную) общую ось симметрии,
все ее гофры и опорные элементы должны быть расположены симмет-
рично относительно этой оси. Это дает возможность формировать
профиль рабочей части всех пластин на одном штампе и получать
«левые» и «правые» пластины относительным поворотом двух сосед-
них пластин на 180° с сохранением правильного совмещения гофр.
Кроме того, пластина этого типа должна иметь вертикальную (про-
дольную) ось, относительно которой симметрично расположены гофры
и канавки под резиновые прокладки, но все ее опорные элементы дол-
жны быть расположены асимметрично относительно этой оси. В про-
тивном случае выштамповаиные опорные элементы соседних пластин,
повернутые относительно друг друга на 180°, совпадут, а все противо-
стоящие опорные элементы окажутся на одной линии, что нарушит их
опорную функцию.
120
5.	Пластина сетчато-поточного типа с прерывистыми элементами
также должна иметь общую горизонтальную ось симметрии, относи-
тельно которой симметричны как контурные линии профиля, так и
турбулизирующие элементы. Такие пластины должны иметь и общую
вертикальную ось, относительно которой симметрично расположены
канавки для резиновых прокладок, но турбулизаторы (например, полу-
сферические выступы) должны быть расположены относительно этой
оси асимметрично. Это вызвано тем, что в пластинах такого профиля
турбулизаторы одновременно выполняют функции опор и при относи-
тельном повороте пары пластин на 180° выступы не должны совпа-
дать.
Пластина сетчато-поточного типа с непрерывными турбулизатора-
ми в виде наклонных гофр или гофр «в елку» должна иметь попереч-
ную и продольную оси симметрии для канавок под резиновые проклад-
ки и для контурных линий и одну из осей симметрии, поперечную или
продольную для рабочей части пластины.
Выполнение этих условий позволяет получить нормальное сопря-
жение «левых» (четных) и «правых» (нечетных) пластин любого вида
при изготовлении «левых» и «правых» пластин иа одном и том же
штампе.
6.	Выравнивание средней скорости рабочей среды по ширине канала
приводит к улучшению использования теплообменной поверхности пла
стин и должно быть рекомендовано при любых режимах и для любых
пластинчатых аппаратов. Наличие зон малых скоростей омывания ра-
бочей поверхности будет стимулировать образование в них отложений
(и их прикипание) и приводить к выключению этих зон из работы.
Выравнивание скорости потока, которому во всех современных пласти-
нах уделяется большое внимание, может быть достигнуто при учете
следующих условий: выбор благоприятного соотношения ширины пла-
стины и ее высоты; равномерное распределение возмущающих элемен-
тов (т. е. гофр пли местных сопротивлений) по поверхности пластины;
ликвидация прямых проходов, представляющих собой линии наимень-
шего сопротивления для движения струй жидкости как в средней ча-
сти пластины, так и по краям, в зоне расположения прокладок; созда-
ние главных очертаний зон расширения потока при входе в межпла-
стииный канал и сужения при выходе из него в коллектор.
7.	При создании новой пластины необходимо уделять внимание вы-
бору отношения высоты пластины к ее ширине. При этом следует учи-
тывать картину омывания рабочей поверхности пластины жидкостью
при наличии зон расширения потока на входе и зон сужения на вы-
ходе. Выше было установлено, что увеличение отношения высоты пла-
стины к ее ширине способствует при наличии обычно используемых
форм турбулизирующих элементов выравниванию скорости по ширине
потока и устранению зон застоя в углах. Для жидких и газообразных
сред это отношение лежит в пределах 1/3 или 1/4. В пластинах, пред-
121
назначенных для конденсации паров, наоборот, желательно уменьше-
ние отношения высоты пластины к ее ширине. Это способствует бы-
строму удалению конденсата с поверхности пластин при . минимальной
толщине его пленки и расположению отверстий для входа пара с до-
статочно большой площадью поперечного сечения. Поэтому в совре-
менных пластинчатых конденсаторах распространен квадратный или
близкий к нему контур.
8.	Важнейшим условием экономичного производства пластин яв-
ляется рациональный раскрой металла при резке его на заготовки.
9.	Для обеспечения достаточно коррозионной стойкости теплопере-
дающей поверхности к разным рабочим средам требуется штамповать
пластины из металла соотвстствущсй марки. Для изготовления пластин
должны применяться металлы и сплавы марок, обладающих достаточ-
ной пластичностью. Коэффициент относительного удлинения б должен
быть не менее 30%. Помимо пластичности металла выбор марки ме-
талла определяется коррозионными свойствами рабочих сред.
Практически пластины можно изготовить из металла любой мар-
ки, поддающегося холодной штамповке (вытяжке). Наиболее широкое
распространение получили пластины из коррозионно-стойких хромонике-
левых сталей .марок 12Х18Н10Т,	10Х17Н12М2Т,	10X17II13M3T,
10Х13Г18К (Ди-61), титанового сплава ВТ1-0, ВТ1-00, стали 08КП и
латуни.
3.3. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УЗЛЫ ПЛАСТИНЧАТЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Рамы и зажимные механизмы. Пластинчатые теплообмен-
ники общего применения, выпускаемые в СССР, имеют стандартные
рамы консольного, двухопорного или трехопорпого типов. Рама (или
станина) пластинчатого аппарата выполняет функцию. конструкции,
несущей на себе теплоиередающие пластины, зажимное устройство и
патрубки для подсоединения трубопроводов.
На рис. 3.13 схематично показана самая распространенная в про-
мышленности конструкция рамы двухопорното разборного пластинча-
того теплообменника. Такая рама отличается простотой и высокой
технологичностью изготовления.
В разборных теплообменниках рама должна быть сконструирова-
на так, чтобы можно было легко и быстро разбивать пластины для
осмотра и чистки, отсоединять любую пластину от пакета для осмотра
и чистки, а также отсоединять любую пластину от пакета и извлекать
ее из аппарата. Основными частями рамы (рис. 3.13) являются опор-
ная неподвижная плита 1, в которой закреплены верхняя несущая
штанга 3 и нижняя направляющая штанга 6. Концы штанг закрепле-
ны на концевой стойке 4, которая снабжена опорой 5. Неподвижная
плита также имеет опору. По верхней несущей штанге перемещается
122
Рис. 3.13. Рама двухопорного разборного пластинчатого теплообмен-
ника: конструкция рамы (а), пакет теплоперсдающих пластин (б),
стяжные винты (в), теплообменник в сборе (г)
нажимная плита 2, имеющая по боковым сторонам пазы для установ-
ки стяжных винтов. Пластины подвешиваются на верхней штанге и
могут перемещаться вдоль нее при сжатии пакета пластин между
плитами.
Все многообразие рам может быть классифицировано по виду за-
жимных механизмов на следующие встречающиеся в практике типы:
с винтовыми зажимными механизмами, с гидравлическими зажимными
механизмами.
Наибольшим распространением пользуются рамы с винтовыми
зажимными механизмами, которые в свою очередь делятся на группы:
с одновинтовым зажимным механизмом или с центральным винтом,
с двухвинтовым зажимным механизмом, с многовинтовым зажимным
механизмом.
Для рамы с одновинтовым зажимным механизмом характерно на-
личие массивной концевой стойки, в которой закреплены концы гори-
зонтальных штанг. Рама с одновинтовым зажимом получается при про-
123
чих равных условиях более тяжелой, чем при зажиме с двумя винто-
выми механизмами, размещенными на горизонтальных штангах
Существуют также рамы с одновинтовым зажимным механизмом
при расположении обеих горизонтальных штанг для подвески пластин
в горизонтальной плоскости.
Такие рамы имеют неподвижную плиту, наглухо скрепленную с
ней, а вместо концевой стойки в них имеется массивная, но короткая
поперечина, соединенная с направляющими. Эта поперечина и воспри
нимает усилие, развиваемое при затяжке винтом, толкающим нажим-
ную плиту. Ввиду малой длины она способна выдерживать необходи-
мое усилие при сравнительно небольшом моменте сопротивления сече-
ния и небольшой массе.
В аппаратах средних размеров наиболее распространены двухвин-
товые зажимы пластин. Конструкция аппарата с такой рамой пока-
зана на рис. 3.14. По этому типу сконструированы и построены неко-
торые пластинчатые теплообменники, выпускаемые отечественными за-
водами. При двухвинтовом зажиме винтовые нарезки выполнены не-
посредственно на концах горизонтальных штанг. Зажим осуществляют
гайкой, снабженной сзади чехлом, закрывающим нарезанный конец
штанги, и штурвалом, а спереди — опорным кольцом с шариковым
подшипником. Опорное кольцо передает усилие на съемную скобу, ко-
торая скользит по штанге и передает усилие на нажимную плиту.
В крупных аппаратах между гайкой и подшипником размещают
тарельчатые пружины, воспринимающие усилия при разогреве аппа-
рата и дополнительно поджимающие прокладки при охлаждении его,
Пружины предохраняют прокладки от разрушающих перегрузок в на-
гретом состоянии и обеспечивают герметичность при охлаждении ап-
Рис. 3.14. Пластинчатый аппарат с двухвинтовым зажимным меха-
низмом
124
парата. В итоге при наличии пружин долговечность прок падок повы-
шается, герметичность каналов улучшается.
При затяжке аппарата гайки вращают специальным ключом по-
очередно вверху и внизу. При сборке аппарата обращается внимание
иа равномерность затяжкн пластин центральным винтом, так как при*.
нерав.номерном затягивании будут иметь место перекосы нажимной
плнты. Однако это неудобство компенсируется вдвое меньшим, при
прочих равных условиях, усилием затяжки, что значительно облегчает
процесс сборки аппарата, особенно в заключительной стадии зажима
Современные пластинчатые теплообменники целесообразно уста-
навливать в производственных помещениях без закрепления на фун-
даментах.
Наличие вывинчивающихся опор позволяет легко регулировать
установку аппарата по уровню на полу, имеющему небольшой уклон
в сторону трапа. Такое решение создает большие возможности при
реконструкции и модернизации технологических линий и хорошо со-
ответствует особенностям самого пластинчатого теплообменника, уси-
ливая его оперативные возможности При этом надо учитывать /допу-
стимые нагрузки на перекрытия и строительные конструкции от мас-
сы аппаратов
Рамы с двухвинтовыми зажимами имеют меньшую массу, чем ра-
мы с центральным винтом, так как в последних при тех же элементах
неизбежно наличие тяжелой концевой стойки.
Компоновка секций комбинированного теплообменника относи-
тельно неподвижной плиты может быть односторонней или двухсто-
ронней, что существенно отражается на конструкции рамы.
При одностороннем расположении все секции непосредственно при-
мыкают друг к другу, причем расположены они последовательно от
самой холодной до самой горячей. Весь комплект теплообменных пла-
стин и промежуточных плит сжат между неподвижной и нажимной
плитами. Достоинство такой компоновки заключается в компактности
и сравнительно малой металлоемкости аппарата. Недостаток состоит
в том, что при ней коммутационные трубы для рабочих жидкостей не-
обходимо при разборке отключать от аппарата и лишь подводка грею-
щей среды через штуцеры на неподвижной плите может быть выпол-
нена стационарной. К аппаратам с односторонней компоновкой секции
относится большая часть пластинчатых теплообменников серий ТПР„
ОПУ и ООУ*, выпускаемых нашей промышленностью.
При двухсторонней компоновке секции разделены на две части-,,
размещенные по обе стороны от неподвижной плиты. Это дает воз-
можность осуществить стационарную подводку двух рабочих жидко-
стей через штуцера, расположенные на неподвижной плите Кроме то-
* ТПР — теплообменник пластинчатый разборный; ОПУ — охлади-'
тельно-пастеризационная установка; ООУ — отдельная охладительная-
установка.
125.
го, по одну сторону могут быть размещены секции, требующие болей
частой разборки, обычно связанные с интенсивным нагреванием про-
дукта, Двухсторонние компоновки целесообразно применять также при
большом числе пластин (не менее 200), так как это уменьшает диапа-
зон смещения штуцеров вследствие усадки резиновых прокладок и
упрощает обслуживание аппарата. В теплообменниках этого типа мо-
гут быть применены как двухвинтовые зажимные механизмы, так и
многовинтовые зажимы. К аппаратам с двухсторонней компоновкой
и двухвинтовым зажимом относят высокопроизводительные отечест-
венные установки ОПУ-10 и ОПУ-15 для пастеризации молока, а так-
же крупногабаритные аппараты для химического производства.
Стойки и нажимные плиты пластинчатых аппаратов изготовляют
из чугуна или из стали (сварными) толщиной 8—12 мм. Рамы многих
типов современных аппаратов для пищевой промышленности облицовы-
вают листовой нержавеющей сталью и полируют поверхность. Такие
конструкции обладают красивым внешним видом и высокими санитар-
ными данными, соответствующими требованиям, предъявляемым к
внешней отделке современного технологического оборудования для
пищевых предприятий.
Последнее время для аппаратов общего применения нажимные
плиты вырезают из толстолистовой углеродистой стали. После необхо-
димой механической обработки их окрашивают для предохранения от
атмосферной коррозии. Верхнюю и нижнюю штанги, а также стойки
делают из сортового углеродистого стального металлопроката. Такая
рама наименее трудоемка в изготовлении и имеет небольшую стои-
мость. Недостатком ее является ограниченное сопротивление плоских
концевых плит изгибающим усилиям, создаваемым стяжными винтами.
Штанги, расположенные в вертикальной плоскости (одна над дру-
гой), нагружены различно В большинстве конструкций нагрузка от
массы всех пластин воспринимается верхней штангой, на которой под-
вешены все подвижные элементы теплообменника. Нижняя штанга
является лишь направляющей для пластин при разборке фиксирую-
щей их относительное положение при сборке и затяжке. Таким обра-
зом, верхняя штанга воспринимает изгибающие напряжения, создавае-
мые действием массы пластин и плит, и растягивающие, создаваемые
действием затяжного винта, а нижняя — только растягивающие. По-
этому в некоторых конструкциях пластинчатых аппаратов верхняя
штанга усилена в сравнении с нижней.
В аппаратах с двухвинтовым зажимом диаметр обеих штанг при-
нимают одинаковым, так как винтовая нарезка выполнена непосред-
ственно на штангах и не имеет смысла делать ее различного диаметра.
Если применяются штанги круглого сечения, то для аппаратов
средних размеров диаметр верхней штанги обычно находится в пре-
делах 55—65 мм. Верхние штанги могут иметь и некруглое сечение;
в некоторых конструкциях верхняя штанга выполнена из швеллера с
126
Рис. 3.15. Теплообменник на раме, рассчитанный на рабочее давление
2,5 МПа
механически обработанной нижней полкой, по которой при сжатии па-
кета скользят подвешенные пластины. Форму сечения верхней штанги
находят в зависимости от того, как конструкционно решена задача
подвески на ней пластин и плит.
Пластинчатые теплообменные аппараты для химического произ-
водства работают в более тяжелых условиях, чем теплообменные ап-
параты для пищевого производства, поэтому они имеют более проч
ную стальную раму с многовинтовыми зажимными механизмами.
При числе пластин в аппарате, не превышающем 50, наиболее
удобна консольная конструкция рамы. Такая рама занимает наимень-
шую производственную площадь, удобна при монтаже и эксплуатации
аппарата На рис. 2.4 показан общий вид пластинчатого аппарата на
консольной раме. Штуцера выбраны съемной конструкции, что позво-
ляет их установить либо все в четырех углах неподвижной плиты
(при однопакетной компоновке), зибо в любом из углов нажимных
плит в соответствии с принятой схемой компоновки пластин.
Аппараты, предназначенные для рабочих давлений сред более
1 МПа (10 кгс/ом2) или имеющие более твердые прокладки из рези-
ноасбестовых материалов, имеют более массивные рамы. На рис. 3.15
127
L
Рис. 3 16. Погружной пластинчатый элемент для охлаждения раство-
ров внутри сосудов
показан разборный аппарат, работающий при повышенных рабочих
давлениях, с четырьмя винтовыми зажимами по углам.
Сварные пластинчатые теплообменники имеют раму упрощенной
конструкции с большим числом боковых винтовых зажимов, распо-
ложенных по контуру блоков. В аппаратах этой конструкции наибо-
лее ярко проявилась тенденция разделения функций между основны-
ми узлами аппарата. Поверхность теплопередачи и штуцера, соприка-
сающиеся с агрессивными рабочими средами, выполнены из высоколе-
гированных сталей либо цветных металлов и имеют малую толщину
Полуразбориые пластинчатые теплообменники в специальном
исполнении применяют в качестве погружных элементов для охлажде-
ния (или нагревания) жидкостей внутри сосудов. На рис. 3.16 пока-
зан такой погружной элемент. Пластины попарно сварены, и внутрен-
ние каналы соединены с патрубками на концевых плитах. Показан-
ное на рис. 3.16 конструкционное исполнение пластинчатого пакета по-
зволяет создавать весьма эффективные теплообменные аппараты воз-
душного охлаждения.
На рис. 3.17 показан агрегат для охлаждения смазочного масла
внутри пакетов пластин, обдуваемых воздухом, подаваемым через
диффузор осевым вентилятором.
Межсекционные плиты и соединительные части. Межсекционные
плиты разделяют секции и служат для установки на их углах шту-
церов для присоединения трубопроводов с рабочими средами Типич-
ная конструкция теплообменника с межсекционной плитой показана
«а рис. 3 18
Рис. 3.17. Пластинчатый полуразборный теплообменник воздушного
охлаждения
Заметим, что по отношению к этим деталям название «плита»
условно, так как часто их конструкционно оформляют в виде литых
или сварных решеток.
В углах межсекционных плит закрепляют детали, названные про-
ходниками.
Рис. 3.18. Тепюобменник с межсекционной плитой
9—5078
129
Конструкции межсекционных плит и проходников допускают их
взаимозамену или поворот штуцера на 90°, что создает удобство при
сборке различных аппаратов на основе стандартных элементов.
Прямые проходннки без штуцеров служат для передачи продукта
из одной секции в другую внутри аппарата.
Угловые проходники с одним или двумя штуцерами устанавливают
в местах присоединения трубопроводов. Применение одинарного или
двойного проходника обусловлено схемой компоновки аппарата
В аппаратах для химического производства штуцера снаб-
жены фланцами, а в аппаратах для пищевого производства — резь-
бой.
3.4. СХЕМЫ ПЛАСТИНЧАТЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
И ДВИЖЕНИЕ РАБОЧИХ СРЕД В КАНАЛАХ
Трактом движения жидкости в пластинчатом теплообмен-
нике является канал — пространство между двумя соседними пласти-
нами. Рабочая среда, входящая в аппарат, попадает в каналы через
продольные коллекторы, образованные угловыми отверстиями пластин
и малыми прокладками, окружающими эти отверстия. Из коллектора
рабочая среда распределяется обычно по нескольким параллельным
каналам. Совокупность нескольких каналов, по которым данная рабо-
чая среда течет в одном направлении, в практике проектирования на-
зывают пакетом.
Понятие пакета в пластинчатом теплообменнике соответствует по-
нятию хода в кожухотрубчатом.
Один или несколько пакетов, сжатых между подвижной и непод-
вижной плитами, называют секцией
Односекционным пластинчатым теплообменником называют ап-
парат, в котором в теплообмене участвуют только две рабочие
среды.
Компоновку готового разборного теплообменника можно изменить
в соответствии с конкретными данными: количеством каждой рабочей
среды, имеющимся напором и заданным тепловым режимом. В таком
случае гидромеханическую характеристику теплообменника можно
приблизить к оптимальной и повысить коэффициент теплопередачи.
Компоновку пластин в аппарате и направление движения рабочих
сред изображают иа схемах, составляемых в соответствии с тепловым
н гидромеханическим расчетами Схему простейшего пластинчатого
теплообменника, состоящего из пяти_пластин, формирующих по два
параллельных канала для каждой рабочей_среды, условно обознача-
ют дробью 02/2. Теплообменные аппараты промышленного назначе-
ния имеют более сложные схемы компоновки каналов и теплопереда-
130
клцих поверхностей, например:
J 20 + 20 4- 20 + 20 4- 20
х | 21 4- 20 4- 20 4- 20 4- 20 ‘
Числа, приведенные в числителе, соответствуют числу последова-
тельно соединенных пакетов (ходов) для охлаждаемой среды; знак
4- означает последовательное соединение; значение каждого числа
20 — число параллельных межпластинных каналов в каждом пакете.
В знаменателе приведены аналогичные условные обозначения для на-
греваемой рабочей! среды. Вертикальные стрелки показывают направ-
ление движения каждой рабочей среды в пакетах, горизонтальные
стрелки — направление движения во всем аппарате.
В общем случае схема компоновки пластин обозначается так:
I  -------»--------------г
„	/л, 4-щ, 4- т, ... »?,
Сх 4	,4-	/„--------—.	(3.1)
! т2 4- tn2 4* т^" ...
где mi — число каналов в пакете греющей среды; 1, ..., k — число
последовательно включенных пакетов (ходов) в аппарате для грею-
щей среды; т2 — число каналов в пакете для нагреваемой среды;
1, .... р—число последовательно включенных пакетов в аппарате
для нагреваемой среды.
Общее число пластин_ в аппарате можно определить сложением
числа каналов для греющей н нагреваемой рабочих сред в теплооб-
менниках: п=2/П14	—без промежуточной плиты; п=2/П14~
4-2т24~2 — с промежуточной плитой.
Дополнительный канал по стороне хода греющей среды в пакете,
расположенном в начале либо в конце аппарата, входит в знамена-
тель дроби (см. пример выше)—вместо числа 20 указано число 21.
Этот канал предназначен для охлаждения стенок, примыкающих к
плитам. Это позволяет, используя охлаждаемые каналы, расположен-
ные в начале и в конце аппарата, обеспечить тепловую защиту рамы
и окружающей среды и эксплуатировать пластинчатые теплообменники
без специальной тепловой изоляции аппарата.
На рис. 3.19 приведена схема компоновки пластин в два симмет-
ричных пакета для греющей и нагреваемой рабочих сред, т е. при
одинаковом числе каналов в каждом пакете для каждой рабочей
среды.
Рабочая среда с температурой // через входной штуцер поступа-
ет в продольный коллектор, образуемый угловыми отверстиями и
прокладками сжатых в пакет пластин и движется по нему до пласти-
ны с непросеченным угловым отверстием. Из коллектора рабочая сре-
да проходит в межпластинные каналы через участки, на которых
9*	131
Рис. 3.19. Компоновка пластин в два симметричных пакета по схеме
2 + 2
2 + 2'
I—9 — нумерация каналов (а) и нумерация пластин (б); I— отверстие с уплот-
нительным резиновым кольцом; // — непросеченное место для отверстия без
уплотнительного резинового кольца; III — отверстие без уплотнительного рези-
нового кольца; IV — непросеченное место для отверстия с уплотнительным рези-
новым кольцом
отсутствуют уплотнительные прокладки. Эти участки в каждом кол-
лекторе расположены через одну пластину, благодаря чему образует-
ся система каналов для прохождения греющей и нагреваемой сред.
Пройдя межпластинные каналы, рабочая среда попадает в противо-
положный коллектор и выводится из аппарата с температурой t"
или проходит перетоком в следующий пакет.
Пакет всегда ограничен пластиной, в которой часть угловых от-
верстий отсутствует (пластины 4, 5 и 6 на рис. 3.19).. Такие пласти-
ны называют граничными. Существует конструкционный вариант ком-
поновки пластин, в котором пластины 4 и 6 имеют полное число
угловых отверстий, однако граничная пластина 5 всегда имеет непро-
сеченное отверстие. Из первого пакета жидкость направляется по
противоположному коллектору вдоль теплообменника до очередной
граничной пластины, после чего распределяется по каналам второго
пакета в направлении, противоположном ее движению в первом
пакете.
Рабочие среды движутся в аппарате, как правило, противотоком.
Если расход одной рабочей среды значительно отличается от рас-
хода другой среды, то для сохранения одинаковых скоростей и гидра-
влических сопротивлений по стороне хода каждой среды и обеспечения
оптимальных коэффициентов теплоотдачи применяют несимметричные
схемы компоновок пластин (рис. 3.20). В этих схемах число каналов в
пакетах для первой и второй рабочих сред неодинаково.
132
Рис. 3.20. Компоновка пластин в три пакета (Z—III) для греющей
среды и в два пакета (Л—Б) для холодной среды по схеме
г 24-24-2
Сх----------:
(4 4-3)
1^14 — нумерация каналов (а) и нумерация пластин (б) соответственно
При соответствующей компоновке пластин и использовании различ-
ных расположений просечек угловых отверстий на них можно получить
Рис. 3.21. Компоновка пластин для трех рабочих сред по схеме
24-2
Сх^^:
4
нумерация каналов (а) и нумерация пластин (б)
133
4	5 в 7	8 S 10 Вход
газа
а)

в
©
Выходводы
о
I®
Вход воды
х) v» Выход
и' конденсата.
Рис. 3.22. Компоновка пластин в конденсаторе с пакетом для охлажде-
ния несконденсировавшихся газов по схеме Cx(mi'+mi")/m2 с диаго-
нальным расположением проходных отверстий на пластине типа 0,2:
1—10 — нумерация каналов (а) и нумерация пластин (б)
обмен между одной рабочей средой и двумя другими рабочими средами
происходит по двум зонам. Для первой и третьей рабочих сред имеется
по два канала для каждой среды, для второй рабочей среды — четыре
канала.
Для конденсации паров из парогазовой смеси при наличии в смеси
неконденсирующихся газов применяют схему компоновки Cx(mt'-j-
+т")/т2 (рис. 3.22). Парогазовая смесь в пакете т/ (каналы 8, 6)
охлаждается, и из нее выделяется конденсирующая жидкая фаза.
Несконденсировавшиеся газы из нижнего коллектора попадают в пакет
т" (каналы 4, 2), охлаждаются в нем и отводятся через верхний шту-
цер, расположенный на подвижной плите. Охлаждающая вода движет-
ся по каналам 1, 3, 5, 7, 9, скомпонованным в виде одного пакета т2.
Четыре штуцера расположены на неподвижной плите. Такие конденса-
торы парогазовых смесей работают с более высоким коэффициентом
теплопередачи, чем стандартные кожухотрубчатые конденсаторы.
По расположению проходных отверстий для каждой рабочей среды
различают пластины с диагональным расположением отверстий (пласти-
ны, приведенные на рис. 3.22) и с односторонним расположением от-
верстий.
На рис. 3.23 приведено параллельное однопакетное соединение
пластин^с диагональным расположением проходных отверстий.
Для "каждой рабочей среды имеются четыре канала. После сборки
пластин образуются две системы каналов, изолированных одна от дру-
гой. Каждая система соединена с двумя угловыми отверстиями.
134
Рис. 3.23 Компоновка пластин по схеме Сх4/4 с диагональным распо-
ложением отверстий и с выводом всех штуцеров на неподвижную
плиту:
1—9 — нумерация каналов (о) и нумерация пластин (6) соответственно
Все четыре штуцера выведены на неподвижную плиту, что удобно
для монтажа и разборки пластин.
В четной пластине поток первой рабочей среды входит в межплас-
тиниое пространство через верхнее левое угловое отверстие, а выходит
через нижнее отверстие.
Отверстия в нечетных пластинах изолированы от потока первой
среды уплотнительной прокладкой. Нечетные и четные пластины чере-
дуются в пакете, а расположение большой и малой прокладок обеспе-
чивает чередование каналов для потока греющей и нагреваемой сред.
При сборке пакетов все нечетные пластины повернуты относительно
четных на 180° в плоскости пластины, при этом вершины гофр должны
взаимно пересекаться.
Если большая уплотнительная прокладка охватывает два угловых
отверстия, расположенных по диагонали пластины, то общее направле-
ние потока при движении жидкости в межпластинном канале будет
диагональным (рис. 3.23). Равномерно распределенная гофрированная
поверхность межпластинного канала способствует турбулизации потока
и выравниванию его скорости по ширине канала. Поэтому оба вариан-
та пластин (с односторонним и диагональным направлениями потока)
практически равноценны. При использовании пластин с односторонним
направлением потока входной и выходной штуцера для первой рабочей
среды расположены по одну сторону аппарата, а для второй рабочей
среды — по другую сторону. При четной компоновке пакетов в секции
оба штуцера расположены вверху или внизу, при нечетной компонов-
135
Рис. 3.24. Схема компоновки пластин при большом их количестве в
аппарате, например, по схеме
(40 + 40)
Х (41+40)
ке — один вверху, а второй внизу. При использовании пластин с диа-
гональным направлением потока рабочая среда Направляется с одной
стороны аппарата к другой (рис. 3.23). Если число пакетов в секции
по длине движения потока рабочей среды четное, то входные и выход-
ные штуцера расположены с одной стороны вдоль аппарата (рис. 3.24).
При нечетном числе пакетов в секции входные и выходные штуцера
расположены с разных сторон аппарата (см. рис. 3.23).
При заданном расходе рабочих сред, проходящих через теплообмен-
ник, в зависимости от схемы компоновки пластин и числа каналов в
пакете можно изменять скорости движения сред в межпластинных ка-
налах.
Следовательно, имеется возможность регулировать гидравлическое
сопротивление и коэффициент теплопередачи в аппарате. Указанное
обстоятельство является весьма важным качеством пластинчатых
теплообменников, позволяющим интенсифицировать в них процесс теп-
лообмена без увеличения гидравлического сопротивления.
3.5.	ТЕПЛООТДАЧА ПРИ ДВИЖЕНИИ РАБОЧИХ
СРЕД В ЩЕЛЕВИДНЫХ КАНАЛАХ
Упрощенные методы определения теплоотдачи.
В литературе были проведены исследования теплопереда-
чи в пластинчатых теплообменниках с обработкой резуль-
татов в критериальной форме [12]. Было исследовано два
пластинчатых теплообменника с ленточно-поточными пла-
стинами в условиях химического производства при охлаж-
дении алюминатных щелоков. Условия экспериментов поз-
волили измерить температуру первой рабочей среды во
входном и выходном штуцерах и ее расход. Количество
второй рабочей среды вычислялось по уравнению теплово-
го баланса.
136
В дальнейшем для условий промышленных испытаний
пластинчатых теплообменников с ограниченными возмож-
ностями измерения расходов сред была разработана упро-
щенная методика определения теплопередачи [12].
Упрощенная методика предусматривает соблюдение в
процессе эксперимента следующих условий:
1.	Во всех опытах скорость второй рабочей среды
должна быть постоянной: UZ2=consti (ct2=const).
2.	Во всех опытах переменной должна быть только
скорость первой рабочей среды IFi(cti).
3.	Во всех опытах средняя температура обеих рабочих
сред должна быть постоянной.
Испытания двух образцов теплообменников проводят-
ся с целью определения коэффициентов С и п в критери-
альном уравнении:
Nu=CRenPrm.	(3.2)
Из (3.2) можно получить выражение для коэффициен-
та теплоотдачи:
X___1 Wn
ат yti—m д1—п’
(3.3)
где С — коэффициент, постоянный для выбранных условий
опыта; а—коэффициент температуропроводности.
Выражению можно придать следующий вид:
с (ре»)'» 1 1 Wn	W"
\т-1 уП—т jl—n ' 1 ' di_n >
J иэ	3
(3.4)
где с' — удельная теплоемкость рабочей среды; d3 — экви-
валентный диаметр канала.
Отношение (рс/)т/Лт“1 мало зависит от температуры и
может быть принято с некоторой погрешностью:
f(/)=C1(lM--)>
где Ci = C(pc')m/A.m-1.
Если подставим Ci в (3.4), то придем к выражению
(3.5)
Если известно термическое сопротивление стенки б/Л,
то коэффициент теплопередачи для чистой стенки опреде-
ляется из выражения
1//(=11/С11-[-6ст/^ст4_1/а2.	(3.6)
137
Таким образом, получим
\/K=^HBlWn+f>CT/^CT+l/(B2W^).	(3.7)
Это уравнение является исходным для определения ко-
эффициентов теплоотдачи при обтекании пластины рабо-
чими средами с обеих сторон.
При постоянной скорости чреды W2 с одной из сторон
пластины этому уравнению можно придать вид
l/K=l/(BiWn)+A,	(3.8)
где А = const.
Используя это выражение, можно опытным путем по-
лучить зависимость
1/Л=/(Г!).	(3.9)
По экспериментальным данным проводят расчет К при
различных и строят график по (3.9). По этому графи-
ку произвольно выбирают три пары значений: Wa, WB,
Wc и соответствующие им 1/Aa, 1/Дв, 1/Кс.
Для каждой пары значений можно написать
Л/? —	1	1	1 j		{ 1	। у		(3.10)
	Ка	КС			№сп )'	
д/?а.»=	1	1	1	/ 1	1 \	(З.И)
	Ка	Кв	“X	\№Па		
NR —	1	1	1	( 1	1 \	(3.12)
Ди^В.С		Кв	Кс		trBn	№сп/’	
где AR— разность термических сопротивлений стенки и
пограничных слоев при двух различных значениях скоро-
сти жидкости.
Далее можно написать
Д/?а.с [(^c/U7a)n-l](^B/«7a)'t
ДЯа.в	1] (Wc/Wa)n'
(3.13)
Из этого уравнения графически находят показатель
степени п. Для этого вычисляют значения правой части
уравнения для нескольких п и строят зависимость
ЛКа.с/АКа.в от П.
Абсцисса пересечения ее с аналогичной кривой для
Л/?а.в/А/?в.с дает искомый показатель степени.
Затем по (3.10) и (3.11) находят Bi и берут среднее
значение. Далее, пользуясь выражениями Bi = Ci(l/vra-m)X
X(l/d31-n) и Ci = C(pc/)m/^m-1> находят С при заданных
d3 и vi, причем физические свойства рабочей среды берут
при средней температуре.
138
Показатель степени т при Рг принимают по данным
известных'в этой области исследований.
Например, по данным некоторых авторов т=0,4 при
нагревании и ш = 0,3 при охлаждении.
Для исследования ленточно-поточных пластин типов
«Лаваль Р-12» и «APV-Йорк» получено __
Nu=0,314Re°-65Pr0-3;	(3.14)
Nu=0,214Re°’65Pr0-3.	(3.15)
Одним из вариантов упрощенного метода определения
теплоотдачи является проведение эксперимента с исполь-
зованием коэффициента aj, значительно большего, чем аг,
который может быть легко рассчитан, например, для слу-
чая нагревания воды конденсирующимся водяным паром.
Тогда в опытах изменяют в широких пределах скорость
второй жидкой рабочей среды и, анализируя (3.6), опреде-
ляют К и по нему — аг. Проведенные исследования пока-
зали, что при использовании описанных упрощенных ме-
тодов получается большой разброс опытных точек.
Поэтому эти методы можно рекомендовать лишь для
проведения экспериментов в условиях, затрудняющих при-
менение других, более точных методов [12], а получаемые
при этом характеристики следует считать весьма прибли-
женными.
Экспериментальные зависимости для теплоотдачи и
гидравлических сопротивлений в промышленных образцах
пластинчатых теплообменников. Ввиду сложности анали-
тического решения наиболее важных для практики задач
теплообмена и затрат энергии в аппаратах, составленных
из гофрированных пластин, при проектировании таких ап-
паратов используют опытные данные, обобщаемые обычно
в форме критериальных уравнений.
Ниже приведены экспериментальные данные и расчет-
ные уравнения, составленные на основе изучения литера-
турных источников и исследований, проведенных автора-
ми на реальных пластинах при разнообразных экспери-
ментальных компоновках теплообменников. Расчетные
уравнения определялись с учетом следующих факторов:
1)	условий проведения экспериментов (лабораторных
или производственных, на уменьшенных моделях или
опытных установках, скомпонованных из пластин нату-
рального размера и т. п.);
2)	масштабов проведенных исследований (числа опы-
тов и их повторяемость, исследованного диапазона пара-
метров режима скоростей сред, чисел Рейнольдса и т. п.);
139
3)	методики обработки опытных данных и формы пред-
ставления их в обобщенном виде;
4)	степени конкретности информации о геометрических
параметрах каналов, размерах пластин, свойствах рабо-
чих сред, определяющих параметрах, к которым при обра-
ботке отнесены Nu и Re.
Каналы с плоскими гладкими стенками. Плоским стен-
кам соответствуют и плоские щелевидные каналы, приме-
няемые в некоторых конструкциях пластинчатых, ламель-
ных и пластинчато-ребристых теплообменников. Теплоот-
дача и гидравлические сопротивления в каналах с плос-
кими гладкими стенками изучены сравнительно хорошо
[4, 12—15].
Обобщение исследований многих авторов позволяет
сделать вывод, что при вынужденном течении рабочей
среды закономерности процессов локальной и средней теп-
~ лоотдачи и гидравлических сопротивлений для щелевид-
ных каналов остаются такими же, как и для труб, и вы-
ражаются уравнениями:
а)	при ламинарном течении (Ре d3/L^10)
Я \0»33 / и \0Л4
Nu= l,86(RePr —)	(-М ;	(3.16)
б )	\ Р-ст /
gT=96/Re;	(3.17)
б)	при турбулентном течении
Nu=0,021Re°-8Pr0-43(Pr/PrCT)()-25.	(3.18)
Для воздуха (турбулентное движение)
Nu=0,018Re°-8;	(3.19)
gT=0,3164Re-°.2S,	(3.20)
где d3— эквивалентный диаметр (d3^2b); L — длина ка-
нала; ц, цст — динамическая вязкость рабочей среды при
средних температурах среды и стенки соответственно; —
коэффициент гидравлического сопротивления единицы от-
носительной длины канала;
в)	для области переходного режима можно использо-
вать рекомендации М. А. Михеева, приближенные вычис-
ления выполнить по более простой формуле (3.14):
Nu=0,0033RePr°-37;	(3.21)
г)	при конденсации медленно движущегося пара [13]
(322)
140
Для определения гидравлических сопротивлений в ще-
левидных каналах применима известная формула Дарси—
Вейсбаха:
(3-23)
В ламинарном потоке при относительно малых значе-
ниях комплекса Ped/L<zlO число Nu перестает зависеть
от этого комплекса и стремится к постоянному значению
Numhh. Практически это означает, что при малых Re и
длинных каналах Nu не зависит от скорости среды в ка-
нале. Канал прямоугольного поперечного сечения имеет
существенные преимущества перед каналами другой фор-
мы [24].
Так, при одинаковых эквивалентных диаметрах:
для трубы прямоугольного сечения Мимин=8,24;
для круглой трубы NuMHh=3,66;
для трубы треугольного сечения Ыимин=2,7.
Каналы сложной формы. Основное термическое сопро-
тивление в движущемся потоке сосредоточено в пристен-
ной области канала. Как известно, турбулентный поток в
канале можно разделить на вязкий подслой, промежуточ-
ную область и турбулентное ядро. В зависимости от Рг
термическое сопротивление весьма неравномерно распре-
делено по нормали к потоку [1]. Расчеты показали, что
для воздуха при Re=104 и Рг—0,72 термическое сопро-
тивление вязкого подслоя составляет 32,3% общего тер-
мического сопротивления, сопротивление промежуточной
области — 52% и сопротивление турбулентного ядра —
15,7% [24], при этом термическое сопротивление опреде-
ляется формулой
Я=гп+гПОд+гя= 1/Nu,	(3.24)
где гп, гПОд, гя — соответственно термические сопротивле-
ния вязкого подслоя, промежуточной области и ядра по-
тока.
Отрыв пограничного слоя в каналах сложной формы и
повторное его присоединение способствуют интенсифика-
ции теплоотдачи. Особенно высокая теплоотдача наблюда-
ется в местах присоединения пограничного слоя. Здесь
теплоотдача растет при сравнительно низких гидравличе-
ских сопротивлениях, что приводит к нарушению анало-
гии Рейнольдса в пользу переноса теплоты [3].
В каналах сложной формы теоретически предельное
повышение теплоотдачи вследствие воздействия на погра-
ничный слой может достичь а/а0=4,5 [24].
141
Ниже приведены формулы для расчета теплоотдачи и
гидравлических сопротивлений в каналах сложных форм,
в которых учтен суммарный эффект повышения теплоот-
дачи и гидравлических сопротивлений.
Анализ движения жидкой среды в извилистом межпла-
стинном канале показывает, что механизм движения и
возникающие при этом гидравлические сопротивления на
его участках существенно отличаются от механизма дви-
жения и сопротивлений потоков в каналах с гладкими
стенками. Как известно, в каналах с гладкими стенками
сопротивления движению жидкости обусловлены тормозя-
щим действием неподвижных стенок, так как касательные
силы трения направлены навстречу движению потока.
В извилистых каналах на участках образования вихрей
касательные усилия на стенках направлены в ту же сто-
рону, что и течение в ядре потока, поскольку само движе-
ние жидкости в области вихря направлено в сторону, про-
тивоположную течению в ядре. Поэтому основным факто-
ром, обусловливающим значительное сопротивление кана-
ла, имеющего значительное число местных сопротивлений,
является не тормозящее действие стенок, а вязкость жид-
кости [1. 12].
В вихревой области силы вязкостного трения значи-
тельны потому, что в ней скорости в одном и том же сече-
нии изменяют направление на обратное и происходит не-
прерывный обмен энергией между вихревой областью и
ядром потока. Заметим, что импульс внутренних сил при
этом равен нулю, а работа отлична от нуля и равна поте-
ре механической энергии.
В приведенных ниже формулах для щелевидных изви-
листых каналов при значительной их ширине b по сравне-
нию с зазором между поверхностями гофр б за определя-
ющий эквивалентный диаметр потока можно принять зна-
чение удвоенного, минимального зазора, измеренного по
нормали к их плоскостям:
^=4^/77=466/(26+26) ^26,	(3.25)
где fi — площадь поперечного сечения потока в одном ка-
нале; 77 — смоченный периметр стенок в поперечном сече-
нии потока в канале; 6 — минимальный зазор между по-
верхностями гофр, измеренный по нормали к их плоско-
стям.
Учитывая, что средняя скорость потока в канале выра-
жается на основании уравнения неразрывности:
W= Vi/fi=4Vil(nd32) = IV (л62),	(3.26)
142
получаем
Re = -^-— _ 2Vt
лб2 v Jt8v
при 2Vi/nv=const; Re6=const; Re=const/6, где Vi —
объемный секундный расход рабочей среды на один ка-
нал; b — ширина канала.
Таким образом, в межпластинном канале любой формы
при постоянной его ширине Re для потока рабочей среды
при одном и том же расходе через канал инвариантно от-
носительно эквивалентного диаметра, т. е. остается неиз-
менным при выборе любого определяющего зазора.
Точно так же Re для потоков рабочих сред в разбор-
ных пластинчатых теплообменниках остаются постоянны-
ми, и при изменении степени сжатия пакета пластин
(вследствие того, что при сжатии резиновых прокладок d3
уменьшается пропорционально увеличению средней скоро-
сти) всегда имеет место соотношение
U7rf3=const.	(3.28)
Приводим данные, полученные при опытном изучении
теплоотдачи и гидравлических сопротивлений для кана-
лов из пластин ленточно-поточного типа различных видов.
Ленточно-поточные пластины с горизонтальными гоф-
рами треугольной формы. Рассмотрим несколько моделей
с различными определяющими размерами:
а)	для ленточно-поточных пластин модели П-2 [27]
при определяющих размерах Fi=0,2 м2, t=22,5 мм, h—
= 7 мм, ^э=0,0059 м, fi = 0,0008 м2, £„=0,8 м и Re от
100<Re<30 000 и 0,7<Рг<5000 получены формулы
Nu=0,10Re°’7Pr0-43 (Рг/Ргст)0-25;	(3.29)
Eu = 760Re-°'2S;	(3.30)
g=ll,2Re-°.25.	(3.31)
Ленточно-поточные пластины имеют недостаточную
жесткость	для восприятия действия	перепада	давления
сред на	пластину. При этом каналы с	большим	давлением
рабочей среды расширяются, а каналы с меньшим давле-
нием сужаются до имеющихся на поверхности штампован-
ных упоров. При такой подвижности размеров межпла-
стинных каналов характер зависимости Eu=f(Re) не-
сколько изменяется. Так, для пластин П-2 при уменьшении
зазора б до предела получена зависимость
Eu=41000Re_°>55.	(3.32)
143
При конденсации движущегося пара в тех же каналах
при температурном напоре между паром и нагреваемой
стенкой А^40°С и при ReK= 1504-1000
NuF=237ReK°-6PrK°-4,	(3.33)
где
NuK=aLK/AK;	(3.34)
ReK=^LK/(rpKvK).	(3.35)
Определяющим геометрическим размером	при	конден-
сации	пара	в	межпластинном канале	является	приведен-
ная длина канала вдоль линии стока конденсата LK.
Приведенные формулы могут быть применены в первом
приближении и для расчета пластин, подобных исследо-
ванным, с учетом их определяющих размеров.
б)	Для ленточно-поточных пластин модели 0—5 Г (см.
рис. 3.13) при определяющих размерах Л = 0,5 м2, t=
=30 мм, h—7 мм, cZ3=0,0091 м, /1 = 0,002 м2, LK=1,18 м
для турбулентного режима течения при 150<Re<30 000
имеем
Nu=0,165Re0i65Pr0-43(Pr/PrCT)<’-25;	(3.36)
Eu=250Re-°-25;	(3.37)
g=4Re-°-25.	(3.38)
Для ламинарного режима течения	при ReK^100 и
RePrd/Л^И0 можно записать
Nu=0,464Re°’33Pr°'33 (Рг/Ргст) °-25;	(3.39)
Eu=il3 600Re-1;	(3.40)
g=210Re-1.	(3.41)
При конденсации движущегося пара в каналах, со-
ставленных из этих	пластин, при температурном напоре
между паром и нагреваемой стенкой Д/гС10°С и при
ReK= 1504-1000
Nu = 376ReK 6Ргк4-	(3.42)
Определяющий геометрический размер LK в выражени-
ях для критериев подобия для конденсации такой же, как
и в (3.33);
в)	для ленточно-поточных пластин с горизонтальными
гофрами треугольного профиля, а также для пластин с
трапецеидальными гофрами при турбулентном режиме те-
чения для приблизительной оценки теплоотдачи можно
воспользоваться уравнением
Nu=0,212Re°'6SPr0-33 (l/d3)~0’35,	(3.43)
144
где I — длина прямолинейного участка между соседними
поворотами гофр.
Заслуживает внимания также работа [10] по получе-
нию обобщенных уравнений для различных ленточно-по-
точных пластин. В этой работе для определения коэффи-
циента гидравлического сопротивления единицы относи-
тельной длины извилистого щелевидного канала получено,
уравнение
28,8(tgP)i.33(//d'-2)°.33	,3
5	Re»-38(//6' — 2)0.189
где р — угол при основании гофры между горизонтальной
плоскостью, на которой лежит пластина, и наклонной к
ней стороной гофры; / — шаг гофр; 6' — зазор между пла-
стинами в точке поворота гофр.
Для вычисления теплоотдачи в ленточно-поточных ка-
налах при турбулентном движении рабочей среды получе-
на обобщенная зависимость
кт.._	^В/8 Не Рг	/Ч
13,27РгО.66 + 3,4Re°’33 ’
II—2 э
где § — коэффициент общего гидравлического сопротивле-
ния единицы относительной длины канала.
Уравнение (3.45) носит полуэмпирический характер и
дает результаты, близкие к экспериментальным в преде-
лах Re<20 000 и 2<Рг<3000 [10]. Уравнение может
быть использовано при отсутствии более точных экспери-
ментальных зависимостей для ленточно-поточных пластин
с гофрами треугольной, синусоидальной и других более
сложных форм с определяющими размерами, подобными
исследованным.
Ленточно-поточные пластины с горизонтальными гоф-
рами синусоидальной формы. Для ленточно-поточных пла-
стин с синусоидальной формой гофр модели «Альборн»
[12] при определяющих размерах Fi=0,21 м2, /=38 мм,
й=12 мм, йэ=0,0084 м, fi = 0,00113 м2, А=0,7 м и при
турбулентном течении рабочей среды получены формулы:
для области 400<Re<; 17 000
Nu=0,22Re°-6Pr°.43 (Рг/Ргст)°.25;	(3.46)
для II000^Re ^20 000
Eu=164Re-°-25;	(3.47)
g=4Re-°’25.	(3.48)
10—5078	145
Ленточно-поточные пластины с горизонтальными двой-
ными гофрами и гофрами трапецеидальной формы. Ниже
приведены основные (расчетные формулы для пластин двух
моделей:
а)	для ленточно-поточных пластин модели «Пара-
флоу-АР V» с двойной гофрировкой поверхности [12] и оп-
ределяющими размерами Л=0,114-0,41 м2, /=48,5 мм,
h— 16 мм, d3=0,004 м при турбулентном режиме течения
рабочих сред и 1 000<Re<25 000 (при скорости воды от
0,1 до 2,5 м/с) получены формулы
Nu=0,07Re°-7Pr0’43 (Рг/Ргст) °-25;	(3.49)
Eu=2780Re~°>55;	(3.50)
|=27,2Re-°.65.	(3.51)
Следует отметить, что для пластин того же профиля,
но при увеличении зазора до d3=2S=0,006 м на основа-
нии обработки опубликованных данных получена формула
Nu=0,165Re°-65Pr°’43(Pr/PrCT)0’25,	(3.52)
сравнение которой с (3.33) приводит к заключению об уве-
личении коэффициента С(С=0,165) в результате указан-
ного увеличения эквивалентного диаметра. Коэффициент
С отражает принятое значение определяющего размера;
б)	для ленточно-поточных пластин с горизонтальными
гофрами трапецеидальной формы при определяющих раз-
мерах /=32 мм, /г=5-е-8 мм, d3—0,0074-0,009 и L =
=0,83 мм имеем
для Re=40004-30 000 [12]
Nu=0,18Re°'7Pr0’43' (Pr/PrCT) °-25;	(3.53)
для пластин РД-1000 того же вида в одной из работ
получено
Nu=0,l 165Re°’7Pr0'35;	(3.54)
Eu=94,3Re-°-165;	(3.55)
для пластин, подобных приведенным выше, получено
для ламинарного режима (Re=0,054-400)
Nu=0,742Re°-38Pr0-3a((i/nCT)0-14;
,Р2	—-0.25
Др = (1,98л-0,05)-^-Re "
где п — число обтекаемых потоком гофр.
Каналы из пластин сетчато-поточного типа. Сетчато-
поточные пластины снабжены прерывистыми турбулизато-
146
рами в форме полусферических или усеченно-конических
выступов
Для сетчато-поточных пластин модели «Суперфлейт» с
прерывистыми турбулизаторами в форме полусферических
выступов при определяющих размерах Л—0,265 м2, tx=
=22 мм, /2=25,4 мм, Л=6 мм, J3=0,012 м, /1=0,0018,
£=0,89 м в условиях турбулентного движения рабочей
среды при числах 300<Re<c25 000 получены расчетные
формулы [12]
Nu=0,076Re°>75Pr°.43 (Рг/РгсТ) °-25;
Eu=214Re-0’25;
£=5,8Re-°-25.
В приведенных формулах за эквивалентный диаметр
принята удвоенная высота выступов.
Поверхности теплопередачи в виде полусферических
выступов широко распространены в конструкциях пластин
США и Японии, но в последние годы поверхности такой
формы заменяются новыми, более эффективными видами
гофр типа «елка».
Несмотря на высокую интенсивность турбулизации,,
свойственной пластинам сетчато-поточного профиля,
пластины с полусферическими выступами не имеют замет-
ных преимуществ перед другими конструкциями в отноше-
нии энергетической эффективности. На интенсивность теп-
лообмена в этих конструкциях влияют многочисленные
контактные «пятна», которые уменьшают эффективную
рабочую зону поверхности пластин.
Для сетчато-поточных пластин с прерывистыми турбу-
лизаторами в виде полусферических выступов при работе
на газообразных средах в |4] получено для области Re=
=3900-у-9000
Nu=0,1052Re0-716;
Eu=408,5LKRe-°33.
Для одинаковых линейных скоростях воздуха коэффи-
циент теплоотдачи для этих пластин в 2,5—2,8 раза вы-
ше, чем для гладкой стенки.
Пластины сетчато-поточного типа с прерывистыми тур-
булизаторами в виде усеченно-конических выступов в про-
мышленности используются в сварных пластинчатых теп-
лообменниках.
Аналогичная поверхность исследована на модели. При
300<Re<1000 получены при d3=0,0063 м, Fi=0,14 м2,
Ю*	147
Таблица 3.4. Характеристики теплопередающих пластин отечествен
Типоразмер пластины	Площадь по- верхности F, м»	Эквивалент, ный диаметр, 10* м	Площадь по- перечного се- 1 чення одного канала. 102 М2	Длина канала (приведенная), м	Шаг гофр, м	Высота гофр, м	
	0,2	0,88	0,178	0,518	0,036	0,0045	
	0,3	0,80	0,11	1,12	0,018	0,004	
Разборная	0,5 Е	0,80	0.18	1,15	0,012	0,004	
	О’, 5 Т	О; 585	0,134	1,09	0,018	0,004	
	0,6 Т	0,600	0,167	1,0	0,018	0,003	
	0,6	0,83	0,245	1,01	0,018	0,0045	
	0,63	0,74	0,262	0,893	0,018	0,0045	
	1,3	0,96	0,425	1.47	0,018	0,0045	
	0,1 П	0,88	0,064	0,8	0,018	0,0045	
Полуразбор-	0,3 П	1,56	0,346	0,7	0,036	0,008	
пая	0,5 П	0,96	0,30	0,836	0,018	0,005	
	0,7 П	0,96	0,22	1,46	0,018	0,004	
	0,75	0,78	0,177	1,47	0,018	0,004	
Неразборная	0,8	0,9	0,31	1,16	0,018	0,005	
	1,0	0,763	0,376	1,0	0,018	0,004	
Примечание. Ео всех теплообменниках, кроме 0,1 П и 0,8, толщина пла
0,002 м.
5=4 мм выражения
Nu=0,152Re0-6Pr°-43(Pr/PrCT)°>2s;
Eu=1160Re-°.42.
Сетчато-поточиые пластины с пересекающимися на-
клонными к оси симметрии гофрами. Выпускается семей-
ство сетчато-поточных пластин разных размеров с пересе-
кающимися наклонными гофрами треугольной формы
(табл. 3.4).
В промышленности распространены пластины с гофри-
ровкой «в елку» типов 0,5 и 0,6 (см. рис. 3.2).
При определяющих размерах Fi=0,5 м2, /=14 мм, h—
=4 мм, d3=0,008 м, fi=0,0018 м2, й=1,15 при турбулент-
ном режиме течения рабочей среды для области 50<Re<
<20 000 действительны расчетные уравнения
Nu=0,135Re°.73Pr°.43(Pr/PrCT)0-2S;
Eu=1620Re-°25;
g=22,4Re-°-2S.
148
кого производства
	Ширина ка- нала, м	Средний за- зор в канале для прохода среды, 10‘1 м	Длина пла- стины, м	Ширина пла- стины, м	Масса одной пластины, кг	Диаметр при- соединяемого штуцера, м	Угол наклона на гофр к продольной оси, град
	0,4	0,0045	0,960	0,460	2,5	0,075	120
						0,150	
	0,25	0,004	1,370	0,500	3,2	0,065	60
	0,45	0,004	1,370	0,500	5,4	0,150	60
	0,45	0,004	1,370	0,500	3,12	0,150	30
	0,55	0,003	1,375	0,600	3,2	0,200	30
	0,545	0,0045	1,375	0,600	5,8	0,200	60
	0,600	0,0045	1,375	0,660	6,5	0,200	30
	0,846	0,0045	1,915	0,92	12,0	0,250	60
	0,142	0,0045	0,9	0,16	0,55	0,050	60
						0,08	
	—	—	0,626	—	2,5	0,065	60
						о.з	
	0,585	0,585	1,38	0,64	5,5	0,200	60
	0,444	0,44	1,47	0,47	3,07	0,080	60
	0,444	0,004	1,47	0,47	5,5	0,300	60
	0,610	0,005	1,37	0,64	12,8	0,200	30
	0,940	0,004	0,964	0,964	7,3	0,350	45
стин равна 0,001 м. В теплообменниках 0,1 П н 0,8 она равна соответственно 0,005 и
Для ламинарного режима течения при Re^50 и
PeL/d^lO
Nu=0,63Re0’33PrD-33(Pr/PrCT)0>25;
Eu=350 OOORe-1;
g=486Re-'.
Приведенные формулы проверены при использовании
разнообразных рабочих сред и изменении Рг от 0,7 до
5000.
При обогреве конденсирующимся движущимся паром в
каналах из пластин типа «елки» 0,5£ при температурном
напоре между паром и стенкой A/^slO°C в [26] получено
NuK=240ReK°'7PrK°.4,
где NuK=aL/Z, — критерий Нуссельта при конденсации;
Ргк==Ск¥кркДк — критерий Прандтля для пленки конден-
сата; L — приведенная длина канала.
149
При медленном движении пара в этих каналах и &t<i
<10 °C удовлетворительные результаты дает уравнение
К V VKW—t)'
На рис. 3.25 показаны распространенные конструкции
сетчато-поточных пластин отечественного производства.
Подробные технические характеристики этих пластин и
теплообменных аппаратов с такими пластинами приведе-
ны в [28]. Формулы для расчета теплоотдачи и гидравли-
150
ческих сопротивлений для типоразмеров пластин отечест-
венного производства (табл. 3.4 и рис. 3.25) приведены в
табл. 3.5.
Для других конструкций теплопередающих пластин, а
также для подобных форм поверхности импортных плас-
тин закономерности теплоотдачи и гидравлических сопро-
тивлений описываются, как правило, в пределах погреш-
ности до 30% уравнениями, приведенными в табл. 3.5. Од-
нако наиболее точные результаты могут быть получены
только экспериментально на промышленных образцах теп-
лопередающих пластин.
Таблица 3.5. Формулы для расчета и значения коэффициентов
С, А и Сл, В для различных конструкций пластин
Тип пластины	Площадь поверх- ности, м2	Режим движения среды в канале				
		Турбулентный		Ламинарный		Конденсация пара
		Nu=CRe0,73Pr°'43X		Кил=СлКе°’33Х		
			)0,25. — 0.26			Nu=C„Re°>7X к к ХРг°д
Разборная	0,2 0,3 0,5 0,5т 0,6г 0,6 0,63 1,3	с	А	ся	В	Ск
		0,065 0,1 0,135 0,09 0,04 0,12 0,1 0,13	19,6 19,3 22,4 6,3 6,3 15,0 4,0 17,0	0,46 0,6 0,63 0,5 0,4 0,6 0,46 0,46	425 425 486 300 300 320 210 400	800 322 240 412 412 240 451 201
Пол у разбор- ная	0,1 0,3 0,5 0,7	0,086 0,1 0,13 0,1	7,6/55,0 12/53,4 15,0 1,7/30	0,46 0,46 0,6	485 485 324	264 393 201 340
Неразборная	0,75 0,8 1,0	0,1 0,07 0,07	6,0 4,0 -	0,6	210	340 450
Предпринимаются попытки получить обобщенные уни-
версальные формулы для различных конструкций тепло-
передающих пластин [10].
Для ламинарного течения вязкой ньютоновской жидко-
сти в каналах сложной формы пластинчатых теплообмен-
ников методом анализа размерностей можно получить
^-=С,(1Г/8г)р,	(3.56)
где Ар — разность давлений на концах межпластинного
151
канала; £х— длина канала б направлении усредненного
движения потока жидкости; Ci — коэффициент пропорци-
ональности, объединяющий относительные геометрические
размеры формы канала; б — зазор между соседними плас-
тинами в канале: с?э=2б.
По внешнему виду уравнение (3.56) аналогично урав-
нению гидравлического сопротивления ламинарному пото-
ку в прямолинейном щелевидном канале. Уравнения сов-
падут при С1=12.
Численные значения коэффициента Ci зависят от фор-
мы и конструкции межпластинного канала.
Если заменить б на с?э/2, то (3.56) можно представить
так:
APd3/4Lx=n(Ci W/d3),
или
где Р и V — консистентные переменные Рейнера [10].
На гидравлическое сопротивление каналов влияет зна-
чение градиента скорости у стенок, которое зависит от
формы и размеров гофр. Это вытекает из того обстоятель-
ства, что коэффициент С\ в (3.56) включает в себя раз-
меры гофр. Таким образом, следует вывод о том, что от
формы и размеров гофрированных каналов зависят сред-
ний градиент скорости и коэффициент пропорционально-
сти:
A’v=<pCi; <p=L/£i^l,
где £ — приведенная длина гофрированного канала; £] —
длина проекции канала на ось.
Для нахождения численного значения коэффициентов
пропорциональности Ct или Kv' необходимо либо решить
соответствующие дифференциальные уравнения, либо при-
бегнуть к эксперименту.
Дифференциальные уравнения движения по извилис-
тым траекториям можно привести к виду уравнения Дар-
си — Вейсбаха:
(3.57)
Re z
Найденные экспериментально значения коэффициента
Kv и критические Re для каналов некоторых конструкций
пластин приведены в табл. 3.6.
152
Таблица 3.6. Значения Kv для конструкций пластин,
применяемых для высоковязких жидкостей
Показатель	Типоразмер пластины				
	0,2	0,3	0,5 Е	0.5 Г	0,2 К
Kv	36	90	60,8	25,5	27,5
ReKp	200	120	50	200	200
При условии, что для щелевидных каналов с большим
соотношением сторон поперечного сечения справедливо ра-
венство с?э=2б, уравнению (3.57) можно придать вид
Ap=4KvvLW/d32.	(3.58)
Проведенные эксперименты по гидравлическому сопро-
тивлению гофрированных щелевидных каналов при тече-
нии в них неньютоновских жидкостей показали, что гидрав-
лическое сопротивление таких каналов можно определить
по уравнению (3.57) или (3.58). При этом в Re необходи-
мо подставить значение динамической вязкости р, найден-
ное по кривой течения, построенной по результатам виско-
зиметрических измерений в виде зависимости между кон-
систентными переменными Рейнера [25].
Если принять за определяющую величину процесса теп-
лоотдачи на границе среда — стенка диссипацию энергии
в пристенном слое канала сложной формы, то можно по-
лучить обобщенные уравнения.
Так, для ламинарного режима движения рабочей сре-
ды в межпластинном канале промышленных теплообмен-
ников А. М. Масловым [10] предложена формула
Nu = 0,807/<У3 (Ре dJL^.	(3.59)
Здесь, зная экспериментальное значение коэффициента
Kv, можно рассчитать Nu.
Для неньютоновских жидкостей в пластинчатых тепло-
обменниках применимы те же самые уравнения, что и для
ньютоновских, при правильном учете вязкости при опреде-
лении Re.
Приведенные выше формулы для расчета пластинчатых
конденсаторов распространяются лишь на процесс конден-
сации чистого пара и пара, содержащего до 10% некон-
денсирующихся газов (воздуха).
Для расчета пластинчатых теплообменников, использу-
емых в качестве конденсаторов однокомпонентных паров
из смеси с объемным содержанием неконденсирующихся
153
газов до 90% > предполагаются более точные формулы для
поинтервального расчета конденсаторов [26].
Расчет теплоотдачи от парогазовой смеси при отсутст-
вии поперечного потока вещества в каналах сложной фор-
мы проводится по формуле
Nu = 0,051 exp (0,064 tg <р) Re^Pr^3,	(3.60)
где tg <р— тангенс угла наклона гофр к продольной оси
симметрии пластины в сетчато-поточном канале.
Расчет массоотдачи:
NuD=Nu(PrD/PrCM)0-43,	(3.61)
где Ь'пй=:рб/э/£) — диффузионное число Нуссельта; (3 —
коэффициент массоотдачи, отнесенный к градиенту парци-
альных давлений пара; PrD=p/(pZ))—диффузионное чис-
ло Прандтля, здесь D—коэффициент диффузии, м2/с.
Коэффициент гидравлического сопротивления единицы
относительной длины гофрированного поля межпластин-
ного канала зависит от угла наклона гофр к продольной
оси пластины и профиля гофр и определяется по формуле
___ 0,34 ехр( 1,521g у)
пр0,25-0.06 tg
(3.62)
где RecM=WW3p/p — число Рейнольдса для парогазовой
смеси.
ГЛАВА 4
КОЖУХОТРУБЧАТЫЕ, СПИРАЛЬНЫЕ
И ПЛАСТИНЧАТО-РЕБРИСТЫЕ
ТЕПЛООБМЕННИКИ
4.1.	СКОРОСТНЫЕ ПОДОГРЕВАТЕЛИ
С ГЛАДКОСТЕННЫМИ И ТРУБНЫМИ ПУЧКАМИ
Трубчатые теплообменные аппараты различных типов явля-
ются самыми распространенными теплообменниками в энергетике, ком-
мунальном хозяйстве и других отраслях промышленности. Для систем
отопления н горячего водоснабжения применяются скоростные водово-
дяные подогреватели, изготовляемые по отраслевым стандартам
ОСТ-34-588-68 и ОСТ-34-6-7-68 [34]. Подогреватели для отопления из-
готовляются с линзовыми компенсаторми, а для горячего водоснабже-
ния — без компенсаторов. Подогреватели рассчитаны на рабочее давле-
ние 1 МПа (10 кгс/см2) и должны подвергаться гидравлическим испы-
154
таниям с обеих сторон на давление 1,25 МПа. Подогреватель состоит
из стального корпуса и пучка трубок диаметром 16X1,0 мм или
16X0,75 мМ (рис. 4.1), изготовленных из латуни Л-68 ДПКР
ГОСТ 21646-76.
Подогреватели выпускаются разъемными (длина секции составляет
2000 и 4000 мм). ГОСТ предусматривает 22 типоразмера, диаметры кор-
пусов которых равны от 57 до 530 мм; выпускается восемь типоразме-
ров с площадью поверхности нагрева одной секции от 0,37 до 28 м2.
Технические данные подогревателей представлены в табл. 4.1.
Разъемное исполнение секции является более универсальным и по-
зволяет лучше осуществлять организацию производства, транспортиров-
ку и сборку блоков с различным числом однотипных секций.
В комплект поставки подогревателя (из одной или нескольких сек-
ций) входят кроме корпуса также входной и выходной патрубки и со-
ответствующее число калачей для соединения трубного пучка. Патру-
бок для выхода нагреваемой воды имеет штуцер для ввертывания тер-
мореле.
Греющим теплоносителем в водоподогревателях для горячего водо-
снабжения обычно является вода, прошедшая водоподготовку, нагрева-
емым— вода из водопровода В связи с тем, что на поверхности тепло-
обмена возникают различного рода отложения, нагреваемая вода на-
правляется внутрь трубок для обеспечения их очистки механическим
способом. Греющий теплоноситель поступает в межтрубное простран-
ство водоподогревателя. Этим достигается также выравнивание ско-
ростей сетевой и нагреваемой воды, так как расход сетевой воды обыч-
но больше расхода нагреваемой. В реультате такого направления
потоков стальной корпус имеет более высокую температуру, чем ла-
155
Таблица 4.1. Техническая характеристика скоростных
секционных подогревателей
Марка подогре, вателя по ОСТ 34-588-68	Основные размеры, мм				Число трубок в секции, шт-	Площадь сечення, м		Площадь поверх- ности нагрева од- ной секции, м2	Масса секции с калачом, кг
	А	Б	В	Ди		трубок первой секции	межтруб- ного про- странства		
01 02	2272 4272	134	200	57	4	0,00116	0,00116	0,37 0,75	32,2 45,2
03 04	2300 4300	148	200	76	7	0,00108	0,00233	0,95 1,31	43,0 61,8
05 06	2414 4414	205	240	89	12	0,00185	0,00287	1,11 2,24	55,2 80,4
07 08	2424 4424	210	300	114	19	0,00293	0,00500	1,76 3,54	76, 11
09 10	2722 4722	359	400	168	37	0,00570	0,0122	3,40 6,90	136 207
11 12	2834 4834	415	500	219	64	0,00985	0,0208	5,89 120	213 322
13 14	3036 5036	51 □	600	273	109	0,0168	0,0308	10,0 20,3	304 487
15 16	3052 5052	524	600	325	151	0,02325	0,0446	13,8 28,0	413 653
тунные трубки, имеющие больший коэффициент линейного удлинения,
вследствие чего на корпусе подогревателя не устанавливают линзовый
компенсатор.
В водоподогревателях, предназначенных для отопления, возникно-
вение отложений менее вероятно, поэтому распределение нагреваемой
и греющей сред осуществляется из условий поддержания высоких ско-
ростей и выравнивания коэффициентов теплоотдачи со стороны труб
и межтрубного пространства. Внутрь трубок направляется греющая
вода, а в межтрубное пространство — вода местной системы. Темпера-
турные напряжения, возникающие при таком распределении теплоноси-
телей, требуют установки на корпусе линзового компенсатора. Подо
греватели для отопления применяются, когда система отопления зда-
ний присоединяется к тепловым сетям по независимой схеме.
Для более надежной работы систем отопления и юрячего водо-
снабжения большое значение имеет дальнейшее усовершенствование
конструкции секционных подогревателей, улучшение их тепловых,
гидравлических характеристик и условии эксплуатации [33]
По рекомендации ВТИ нм. Ф. Э. Дзержинского были внесены не-
которые изменения в конструкцию подогревателей. В подогревателях
малых диаметров вместо шага трубок 22 мм применен шаг 21 мм, что
позволило значительно увеличить площадь поверхности нагрева секции.
В подогревателях, в марку которых входят большие номера, использу-
ется смешанный шаг. Посредством уплотнения трубного пучка обеспе-
чиваются высокие скорости обоих теплоносителей. Практика многолет-
ней эксплуатации подогревателей горячего водоснабжения в различных
городах РСФСР выявила много существенных недостатков Прежде
всего это образование интенсивных отложений на трубных решетках и
внутри латунных трубок.
Это явление особенно имеет место при работе подогревателей без
автоматики, а также из-за отсутствия водоподготовки нагреваемой во-
ды Отложения на трубных решетках вызываются контактной коррозией
в местах вальцовки латунных трубок со стальной решеткой и дополни-
тельным налипанием коррозионно-накипных отложений. Вследствие
интенсивного зарастания трубных решеток уменьшается живое сечение
трубок на входных и выходных участках секции и значительно воз-
растает гидравлическое сопротивление подогревателя. Другими дефек-
тами подогревателей являются частый выход из строя латунных тру-
бок, нарушение плотности вальцовочного соединения, слипание пучка
из-за прогиба трубок при коррозии поддерживающих перегородок, не-
равномерность поля скоростей в межтрубном пространстве.
Для устранения перечисленных дефектов разработаны мероприятия
по улучшению работы подогревателей:
применение удлиненных трубок в стандартных секциях подогрева-
телей. В таких секциях с обеих сторон трубки выступают из трубных ре-
шеток на 8—10 мм. Благодаря этому упрощается технология — устраня-
ется дополнительная операция по обрезанию концов трубок;
установка поворотных калачей на петлях; этим облегчается осмотр
секции, чистка трубок и обеспечивается сохранность выступающих кон-
цов трубок от механических повреждений;
применение ряда сегментных (секторных) поддерживающих пере-
городок. В целях устранения контактной коррозии целесообразно пере-
городки изготовлять из латуни толщиной 5—10 мм или, в худшем слу
чае, из чугуна (или из нержавеющей стали);
использование профильных трубок с диафрагменной накаткой вмес-
то гладких латунных трубок.
Сравнение расчетных коэффициентов теплоэнергетической эффектив-
ности теплоотдачи Еа показывает, что Еа для трубчатых подогрева-
телей значительно меньше, чем для пластинчатых. Так, в трубках ко-
жухотрубчатых теплообменников £«=2970, а в межтрубном простран-
стве £«=2580, для разборных пластинчатых теплообменников типа
ТПР-065 £«=5552, для ТПР-03 £«=3577.
156
157
4.2.	ТЕПЛООБМЕННИКИ ИЗ ТРУБ
С КОЛЬЦЕВЫМИ КАНАВКАМИ
Как показывает анализ структуры турбулентного потока в
канале [9], интенсификация теплоотдачи может быть достигнута соз-
данием вихревых зон в пристенном слое. Такая турбулизация создается
в трубке периодическим расположением плавно очерченных выступов —
турбулизаторов, высота которых равна толщине пограничного слоя.
Возникаемые за этими выступами вихревые зоны служат источником
дополнительной турбулизации. При определенных условиях рост интен-
сивности теплообмена может превышать рост гидравлических сопро-
тивлений.
Поперечные канавки могут быть получены при обкатке гладких
латунных трубок винтовыми роликами, при этом на их наружной по-
верхности образуются канавки, а внутри трубок — плавно очерченные
выступы (рис. 4.2).
Для изготовления теплообменников была использована технология
накатки гладких латунных трубок, разработанная ВНИИметмаш. На-
катка кольцевых турбулизаторов осуществлялась на простом приспособ-
лении, устанавливаемом на токарном станке. Скорость непрерывной на-
жатки составляла около 2 м/мин. Более высокая скорость накатки
(свыше 9 м/мин) может быть достигнута на полуавтоматическом стане
ХПРТ, выпускаемом Алма-Атинским заводом тяжелого машиностроения.
По данным [9] стоимость изготовления теплообменных трубок с
•кольцевыми турбулизаторами возрастает на несколько процентов по
сравнению с обычными гладкими трубками.
Технология изготовления подогревателя с профильными трубками
-остается почти без изменения. Добавляется лишь операция накатки
кольцевых турбулизаторов, которая при наличии соответствующего
оборудования не вызовет затруднений.
Для оценки эффективности работы подогревателей с кольцевыми
турбулизаторами были проведены лабораторные исследования тепло-
обмена и гидравлического сопротивления внутри трубок и в межтруб-
ном пространстве в следующих диапазонах Re: внутри труб Re=
=9- 103-н9-104, в межтрубном пространстве ReH=8-103-~4-104 [35, 36].
Параметры профилированной трубки принимались следующие: от-
носительная высота турбулизаторов (выступов) d/£)=0,906-4-0,99, от-
носительная глубина турбулизаторов (канавок) dn/Da=0,924-0,98 и
относительный шаг между ними i/D=0,2554-1,05; Z/£>H=0,22?-н 0,90,
Рис. 4.2. Труба с кольцевыми турбу-
лизаторами:
Ов — наружный диаметр трубки; D —
внутренний диаметр гладкой трубки; t —
шаг между канавками (выступами); d —
внутренний диаметр выступа; dH —на-
ружный диаметр впадины
158
где DK — наружный диаметр гладкой трубки; D — внутренний диаметр
гладкой трубки; t — шаг между канавками (выступами); dK — наруж-
ный диаметр впадины (канавки).
Как следует из опытных тайных, внутри трубок в зависимости от
геометрии выступов и впадин можно получить увеличение коэффициен-
та теплоотдачи в 1,5—2 раза.
Проведенный анализ полученных результатов показал, что для по-
догревателей систем отопления и горячего водоснабжения целесообраз-
но применять профильные трубки диаметром 16Х1 мм с параметрами
</к/^н=0,925; </£)н=0,46; d/£)=0,94; t/D=0,53. Внутри такой трубки
коэффициент теплоотдачи по сравнению с гладкой в диапазоне ReT =
= 9-103-;-5-10* увеличивался в среднем в 2 раза при росте гидравли-
ческого сопротивления в 2,3 раза. В межтрубном пространстве
подогревателей коэффициент теплоотдачи возрастал в 1,2 при росте-
гидравлического сопротивления в 1,25 раза.
Важным вопросом при эксплуатации теплообменников является
исследование характера отложений на профильных трубках. Эксплуа-
тационные исследования подогревателей на жесткой артезианской воде-
показали, что отложения практически повторяют профиль трубы с на-
каткой. Коэффициент теплопередачи в водоподогревателе с профиль-
ными трубками в зависимости от соотношений расходов теплоносите-
лей в трубах и межтрубном пространстве был на 50—55% выше,,
чем в гладкотрубном. При этом гидравлическое сопротивление внутри-
профильных трубок в 2,4 раза выше, чем в гладкотрубном водоподо-
гревателе.
Как известно, в существующих конструкциях водоподогревателей'
(в секциях длиной 4 м) применяются опорные кольца, которые не-
устраняют провисания и слипания трубок. Увеличение теплоотдачи в
межтрубном пространстве может быть достигнуто установкой различ-
ных перегородок. Проведенные исследования водоподогревателей с
гладкими и профильными трубками показали, что наиболее эффектив-
ными поперечными перегородками являются двухсекторные, смещенные-
под углом 60°.
Коэффициент теплопередачи подогревателя с профильными трубка-
ми и двухсекторными перегородками превышает аналогичный показа-
тель гладкотрубного подогревателя с существующей конструкцией опор-
в 2 раза, с двухсекторными перегородками — в 1,4 раза. При этом
гидравлическое сопротивление в профильных трубках по сравнению с
гладкими возрастает в среднем в 2,3 раза, а в межтрубном простран-
стве— соответственно в 2,7 (существующие опоры) и 1,25 раза (двух-
секционные опоры). Следовательно, целесообразно изготавливать подо-
греватели из трубок с диафрагменной накаткой в сочетании с двух-
секторными перегородками. Как показали стендовые исследования
[38], использование профильных трубок с диафрагменной накаткой в
парожидкостных теплообменниках также позволяет значительно интен-
159-
сифицировать теплопередачу. В таких теплообменниках передача теп-
лоты включает в себя процессы конденсации на наружной поверхности
трубок, теплопроводность через стенку и конвективной теплоотдачи к
потоку внутри труб. Поперечные выступы на внутренней поверхности
способствуют турбулизации пограничного слоя жидкости, а канавки на
наружной поверхности трубок — стягиванию в них пленки конденсата
и уменьшению ее толщины между канавками, что приводит к интенси-
фикации теплообмена. Исследования проводились на стенде, рабочий
участок которого представлял собой подогреватель с пучком из 16 труб
с коридорным расположением, разделенный вертикальными перегород-
ками на четыре отсека. Из указанного пучка для исследования тепло-
обмена использовались две гладкие трубки и две трубки с диафраг-
менной накаткой. Наружный диаметр трубок составлял 19, толщина
стенки 1,5, шаг накатки 7 мм, глубина накатки 0,9 и 0,7 мм, ширина
накатки 2 мм.
Гидравлическое сопротивление трубок с накаткой по сравнению
с гладкой трубой с увеличением скорости жидкости резко возрастало,
при 117=1 м/с оно увеличивалось в 2,9—3,5 раза, а при 117=2 м/с — в
-4,5—5,2 раза. Полученная расчетная зависимость для конвективного
теплообмена в таких трубках имеет вид Nu=Nuf 100(1—гД/сД)]0’445.
Коэффициент теплоотдачи трубок с накаткой при температурном на-
поре пар стенка до 30 °C более чем в 2,2 раза выше, чем гладких тру-
бок. При дальнейшем увеличении А/ коэффициент теплоотдачи трубок
с такой накаткой уменьшается. Это объясняется увеличением толщины
пленки конденсата на поверхности трубки.
Для эффективной работы пучка трубок с накаткой важно предот-
вратить заливание конденсатом ниже расположенных трубок. При
установке перегородок, например, через три ряда коэффициент тепло-
передачи увеличился на 30%. Экономия энергии за счет интенсифика-
ции теплообмена значительно превосходит потери энергии из-за увели-
чения гидравлического сопротивления. Таким образом, одним из пер-
спективных путей интенсификации теплообмена является применение
трубок с диафрагменной накаткой, при этом становится возможной од-
новременная интенсификация процесса внутри и снаружи трубок.
4.3.	УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП РАБОТЫ
СПИРАЛЬНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Спиральный теплообменник представляет собой две металлические
ленты, соединенные в середине перегородкой (керном) и навитые во-
круг этой перегородки так, что образуются два канала — для греющей
и нагревающей сред, между которыми через стенку ленты передается
теплота. Каждый канал присоединен к штуцеру в центре теплообмен-
ника и на его периферии. Для устойчивости против смятия спирали под
действием внешнего давления (избыточного давления в наружных ка-
160
Рис. 4.3. Конструкционные варианты уплотнения торцов спиральных
каналов: тупиковых (а), сквозных, уплотненных эластичной листовой
покладкой (б)
налах) к поверхности ленты приваривают дистанционные штифты. Вы-
сота штифтов определяет высоту канала (зазор между лентами), а
частота их расположения (продольный и поперечный шаг) — допусти-
мое давление в аппарате.
Из большого числа видов уплотнения торцов спиральных каналов
рассмотрим следующие конструкционные варианты.
Аппараты с тупиковыми каналами с крышками (тип I). Одна бо-
ковая сторона спирального капала закрыта (заварена), а другая от-
крыта для доступа в канал для механической очистки от загрязнений
(рис. 4.3,о). Под крышку кладут сплошную круглую эластичную про-
кладку с отверстием в центре. Прокладка препятствует перетоку одно-
именной рабочей среды между витками спирали. Для чистки каналов
крышку и прокладку снимают. Тупиковая конструкция каналов наибо-
лее распространена. Их применяют в аппаратах для конвективного теп-
лообмена между однофазными жидкостями или газами, а также в
конденсаторах для паров и парогазовых смесей.
Аппараты со сквозными каналами и крышками (тип II). Такие
аппараты для одной из рабочих сред имеют капал, открытый с обоих
торцов. Для второй рабочей среды канал наглухо заварен и не имеет
доступа для механической очистки.
Аппараты с глухими каналами для обеих рабочих сред (тип III).
Крышки в теплообменниках этих конструкций не требуются, что сни-
жает металлоемкость аппарата (рис. 4.3,6).
Недостатком такой конструкции уплотнения каналов является не-
возможность механической очистки каналов от загрязнений, возможна
только химическая промывка аппарата.
Принцип работы спиральных теплообменников для жидкостей (тип
I. исполнение 1, рис. 4 4) следующий: первая рабочая среда через шту-
цер, расположенный на одной из крышек, поступает в камеру центро-
вика, а затем движется по спиральному каналу до периферийного кол-
лектора, из которого через штуцер выводится из аппарата.
Вторая рабочая среда через штуцер периферийного коллек-
тора подается в смежный спиральный канал и движется противотоком
по отношению к первой рабочей среде, поступает к центру спирали и
11—5078 1 61
Рис. 4.4. Спиральный теплообменник с тупиковыми каналами для жид-
кости (тип I, исполнение 1)
выводится из второй полости центровика через штуцер, расположен-
ный на второй крышке аппарата. Аппараты для жидкостей и газов
имеют горизонтальное и вертикальное расположение.
Спиральные конденсаторы (тип I, исполнение 2, рис. 4.5) для одпо-
компонентных паров имеют только вертикальное исполнение. Аппарат
состоит из корпуса с тупиковыми каналами, двух крышек и четырех
штуцеров. Верхняя крышка сферическая или коническая позволяет
распределять пар сразу по всему поперечному сечению спиральных ка-
налов. Пар движется поперек спирали, а конденсат собирается в ниж-
ней части спирального канала и выводится через штуцер периферийного
коллектора. Охлаждающая вода подается во второй периферийный
Рис. 4.5. Спиральный конденсатор с тупиковыми каналами, (тип I,
исполнение 2)
162
fl -fl
Рис. 4.6. Спиральный теплообменник со сквозным (открытым с торцов)
каналом для одной из сред (тип II, исполнение 2)
коллектор, движется вдоль второго спирального канала п выводится
из цептровика через нижний штуцер.
Вертикальное расположение каналов (спирали) в конденсаторах
необходимо для предотвращения образования в канале пробки из кон-
денсата и гидравлических ударов.
Спиральные теплообменники со сквозными каналами для тепло-
вой обработки сточных вод и других загрязненных жидкостей серийно
выпускаются на давление рабочих сред до 0,8 МПа и температуры ра-
бочих сред от —20 до 200 °C (обозначение —тип II, исполнение 1)
На рис. 4.6 показан вертикальный спиральный теплообменник со
сквозным каналом для одной из сред и глухим (заваренным по торцам)
каналом для второй среды (тип II, исполнение 2). Аппараты такой кон-
струкции предназначены для охлаждения или подогрева высоковязких
жидких, а также газообразных рабочих сред, подаваемых в сквозной
канал с торца верхней крышки. Аппарат работает при перекрестном
токе сред. Он обладает малым гидравлическим сопротивлением для
первой рабочей среды, для которой необходима периодическая механи-
ческая очистка поверхности теплообмена от загрязнений.
Спиральные теплообменники получили в промышленности значи-
тельное распространение благодаря своей компактности.
Основные преимущства этих аппаратов заключаются в сравни-
тельно большой скорости потока в канале, высоких коэффициентах
теплопередачи и длительной работе без очистки.
Спиральные теплообменники могут изготовляться из любой ме-
таллической ленты, которую можно изгибать в холодном состоянии
и сваривать, например из углеродистой стали, нержавеющих сталей
всех марок, высоколегированных сплавов. титана и цветных металлов.
Отечественная промышленность серийно выпускает спиральные тепло-
обменники на рабочие давления до 10 МПа, площадь поверхности
п*	163
теплообмена которых составляет от 10 до 100 м2, из сталей марок
12Х18Н10Т, 10Х17Н13М2Т, а при площади поверхности теплообмена
от 50 до 100 м2— из рулонной горячекатаной углеродистой стали.
Для изготовления прокладок применяются резина, паронит, асбес-
товый картон, фторопласт и т. п.
4.4.	РАСЧЕТ СПИРАЛЬНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Определение размеров спиральных каналов. Техническая харак-
теристика спирального теплообменника зависит от выбранной конст-
руктором площади поперечного сечения спирального канала, которая
определяет пропускную способность аппарата при рациональных ско-
ростях сред в каналах.
Для унификации изготовления спиральных теплообменников на-
бор ширин лент обычно ограничен. Для изготовления спиральных
теплообменников применяют ленты шириной 400, 500, 700, 1000 и
1100 мм, штифты высотой 12 мм. Расширение диапазона высот штиф-
тов, например, в пределах 5, 8, 12, 16, 20 мм, как это осуществляет
фирма «Альфа — Лаваль», позволяет увеличить эффективную область
применения спиральных теплообменников.
Поверхность нагрева спирального теплообменника, полученная на
основании теплового расчета, связана с размерами спиралей соотно-
шением
Д=2£дс,	(4.1)
где L — эффективная длина спирали от точек т и п до точек М и N
(рис. 4.7); Ьс — эффективная ширина спирали, равная ширине на"
Рис. 4.7. Схема к расчету дли-
ны спирального канала тепло-
обменника:
/ — наружный канал; 2 — внутрен-
ний канал
Рис. 4.8. Зависимость гидрав-
лического сопротивления спи-
рального теплообменника от
Re
164
виваемой ленты за вычетом толщины входящих внутрь спирали метал-
лических лент или прокладок: Ьс——20 мм, здесь b--------ширина ленты.
Эффективную длину спирали определяют с учетом того, что на-
ружный виток спирали не участвует в передаче теплоты.
Каждый виток строится по двум радиусам, например, первый ви-
ток— по радиусам ri=d/2; r2=rt-j-t, где /=б-|-6ст—шаг спирали;
6 — высота канала (зазор между спиралями); 6Ст—толщина лентьк
Длина первого витка /=2л[(г|-|-Г2)/2]=л(г1-|-гг|-0=2лг1-|-2л/-О,5;
длина второго витка /2=2лг2+2л/-2,5; длина п-го витка 1п=2ягп +
-I 2irZ(2n—1,5).
Суммируя, получаем длину одной спирали
L=/i-}-L-|- • • • -)-ln=2w,ln-}-ntn(2n—1),	(4.2)
отсюда число витков, необходимое для получения эффективной длины,
определяем по уравнению
Число витков обеих спиралей
где d=2r-]-t— внутренний диаметр спирального теплообменника.
Наружный диаметр спирали с учетом толщины листа определяет-
ся по формуле
D=d-\ -2Л7-|-6ст.	(4.5)
Действительные длины листов спиралей (между точками тит'
для первой спирали и между точками пип' для второй спирали,
рис. 4.7), определяются по соотношениям
Li = L-| (1/4) лО и,;	(4.6)
Ln=L-|-(3/4)nD—(4.7)
Гидравлические сопротивления спиральных теплообменников.
Экспериментально установлено, что в стабилизированном турбулент-
ном потоке уравнения для расчета падения давления в круглых тру-
бах 'можно использовать и для расчета каналов некруглого сечения,
если в качестве определяющего размера пользоваться эквивалентным
диаметром, равным d*=4f/n.
Гидравлические сопротивления спиральных щелевидных каналов
при неизометрическом турбулентном движении, так же как и для
прямых труб, подчиняются зависимости
В=^из(Ргст/Рг)'/з.
(4.8)
165
Для определения потери напора при прохождении жидкости через
канал спирального теплообменника с распорными штифтами известна
формула
AP=(LPW2/415)(A/Re°-33-|-B-H6,4/L).	(4.9)
где В — величина, зависящая от шага штифтов и их зазоров; А —
постоянная.
Величина А достаточно точно аппроксимируется выражением А=
=28/(6+0,125), где 6 — зазор (высота) канала, величина В=1,5 для
шага штифтов 70 и и диаметра 8 мм.
Нами исследовано гидравлическое сопротивление спирального
теплообменника со штифтами. Теплообменник площадью поверхности
35 м2 был изготовлен из четырехмиллиметровой нержавеющей стали
марки Х17Н13М2Т, ширина ленты составляла 500 мм, зазор канала
10 мм, расположение штифтов в теплообменнике коридорное, расстоя-
ние между штифтами, установленными по сторонам квадрата, 70 мм,
диаметр штифтов 5 мм.
При исследовании скорость протекания жидкости изменялась от
0,1 до 3 м/с. Значение Re изменялось от 1300 до 100 000. Экспери-
ментальные данные в виде зависимости Ap=/(Rc) показаны на
рис. 4.8.
С достаточной для инженерных расчетов точностью в случае тур-
булентного движения рабочей среды потерю давления в стандартном
спиральном теплообменнике со штифтами в каналах, Па, можно
определить по формуле [29]
Ap=£(L/d3) (plP/2).
Коэффициент общего гидравлического сопротивления единицы от-
носительной длины спирального теплообменника при . Re>2000-e-
100 000
£=0,856/Re°A	(4.10)
При ламинарном режиме течения (Re<2000)
£„=357Re_|.
Теплоотдача в спиральных теплообмеиииках. Процесс теплообмена
в спиральных каналах щелевидной формы изучен экспериментально
[29]. Установлено, что при турбулентном режиме течения в инженер-
ных расчетах стандартных спиральных теплообменников можно ис-
пользовать формулу
Nu = 0,021 Re° 8Рг°’43 (Рг/Ргс т) °.25.	(411)
При замене конструкции штифтов иа турбулизаторы в виде скоб
теплоотдача повышается и может быть рассчитана по формуле
Nu = 0,03Re°’8Pr°'43 (Рг/РгСт)0А	(4.12)
166
За определяющий размер в этих формулах принят эквивалентный
диаметр канала, за определяющую температуру — средняя температу-
ра рабочей среды.
При ламинарном режиме течения (Re<2000) теплоотдача может
быть определена по формуле
Nu=l,85[RePr(d,/L)].	(4.13)
При пленочной конденсации однокомпонентного пара на верти-
кальных стенках спирального канала теплоотдача определяется по
формуле
<’14>
’ yk‘k (*1 ‘ст)
где <7=9,81 ускорение свободного падения; г—теплота конденсации;
/к — длина стенки, по которой стекает конденсат (ширина ленты);
t\" — температура конденсации; )(Т — средняя температура стенки.
Методы тепловых и гидромеханических расчетов спиральных теп-
лообменников и численные примеры расчетов даны в РТМ 26-01-121-79
[29]
Для интенсификации работы спиральных теплообменников и по-
лучения в них коэффициентов теплоотдачи не ниже, чем в прямых
трубах соответствующего диаметра, желательно работать при Re>
> 15 000.
4.5.	ПЛАСТИНЧАТО-РЕБРИСТЫЕ
ТЕПЛООБМЕННИКИ
К теплообменным аппаратам транспортных установок
предъявляют следующие основные требования: минимальные объем,
масса и энергетические затраты на прокачивание рабочих сред и
возможно большая теплорассеивающая способность (тепловая произ-
водительность) .
Этим требованиям наиболее полно отвечают пластинчато-ребрис-
тые теплообменные поверхности. Для интенсификации теплоотдачи
потока в каналах с гладкими стенками в пластинчато-ребристых теп-
лообменниках (ПРТ) применяют оребрение сложных форм..
Промышленностью изготовляются различые типы пластинчато-
ребристых теплообменников (ПРТ) (рис. 4.9).
На рис. 4.10 показаны детали элемента ПРТ: между двумя глад-
кими пластинами 1 расположен гофрированный лист 2, (межпластии*
ный канал с двух сторон закрыт боковыми проставками — уплотни-
телями 3. Такие элементы, поставленные один па другой, образуют
пакет теплообменника.
После сборки необходимого числа элементов в пакет его сжима-
ют в приспособлении и по специальной технологии проводят пайку
167
Рис. 4.9. Общий вид пластинчато-ребристого теплообменника свар-
ной конструкции из нержавеющей стали
всех элементов в неразборный моноблок. Получаются две системы
оребренных каналов малого эквивалентного диаметра для охлаждае-
мой и нагреваемой рабочих сред. Схемы движения рабочих сред в
пакете могут быть различными: прямоток, противоток и наиболее
часто — перекрестный ток.
Самые простые конструкции ПРТ имеют гладкие (непрерывные)
ребра из тонкого листа. Ребра припаяны к обеим гладким пластинам,
разделяющим каналы первой и второй рабочих сред.
Известны конструкции оребрения интенсивного действия:
волнистые ребра образуют волнистую линию вдоль всего движе-
Рис. 4.10. Детали элемента ПРТ
ния рабочей среды, разновид-
ностью волнистых ребер являют-
ся зигзагообразные ребра;
прерывистые ребра, смещен-
ные одно относительно другого
через определенный шаг;
чешуйчатые (жалюзийные)
ребра, изготовленные разными спо-
собами: на гладких ребрах дела-
ют прорези; прорезь не доходит
до вершин ребер; края прорези
отогнуты в одну или разные сто-
роны и создают подобие чешуи
на ребре;
стерженьковые (шиповидные)
168
ребра изготовлены из тонкой проволоки и расположены в шахматном
или коридорном порядке перпендикулярно гладким пластинам, несу-
щим оребрение. Шипы бывают как цилиндрической формы, так и спе-
циальной обтекаемой формы, при которой задняя кромка шипа выпол-
няется заостренной [4, 18].
Наиболее часто в качестве материала для изготовления пластинча-
то-ребристых теплообменников используют сплавы алюминия. Эти
материалы особенно подходят для транспортных установок, где сни-
жение массы аппарата имеет большое значение. Недостатком алюми-
ниевых сплавов является сравнительно небольшая предельная темпе-
ратура рабочих сред в таких аппаратах. При температурах более
300 °C в качестве материалов применяют титан, нержавеющие стали
и другие металлы. В теплообменниках из алюминиевых сплавов вы-
сота ребер (расстояние между гладкими пластинами) принимается
в пределах от 3 до 15 мм, при этом для жидкостей и водяных паров
применяют ребра высотой от 3 до 7 мм, более высокие ребра приме-
няют для газообразных рабочих сред. Толщина ребер небольшая: от
0,1 до 0,4—0,8 мм; гладкая пластина, несущая оребрение, имеет тол-
щину от 0,7 до 1,5 мм. В некоторых конструкциях пластинчато-реб-
ристых теплообменников достигается высокая компактность: удель-
ная площадь поверхности теплообмена, приходящаяся на 1 м3 объема
пакета, достигает 900—1500 м2/м3 [18].
Для примера рассмотрена конструкция сварного пластинчато-реб-
ристого теплообменника из нержавеющей стали. На рис. 4.9 показана
одна из конструкций ПРТ из нержавеющей стали с гладкими прямы-
ми поверхностями ребер
Техническая характеристиа ПРТ из нержавеющей стали приве-
дена в табл-. 4.2. Толщина пластин, несущих оребрение, равна 0,8 мм.
Такие теплообменники изготовляют методами электросварки. Ребра
к пластинам приваривают на специальных 'машинах для контактной
шовной электросварки. Все остальные детали сваривают аргонодуго-
вой электросваркой. Эти теплообменники рассчитаны на рабочее дав-
ление до 1 МПа и могут работать в интервале температур от —150
до 500 СС. Известны разнообразные конструкции ПРТ из алюминия.
Эти теплообменники специального назначения достаточно полно опи-
саны в литературе, поэтому нами не рассматриваются.
Область применения и данные для расчетов. Применение ПРТ
дает оптимальное решение по уменьшению их габаритных размеров и
массы.
В силу этих достоинств ПРТ широко применяют на самолетах,
тракторах, автомобилях, газотурбинных установках и других силовых
установках для охлаждения рабочих сред, утилизации теплоты отра-
ботавших газов, охлаждения силовых установок и т. д [4, 18]
Подробные сведения для расчета опубликованы в [4, 5, 15, 18].
169
Таблица 4.2. Техническая характеристика сварного
пластинчато-ре «ристого теплэобменника из нержавеющей стали
Характеристика	Обозначение	Значение
Площадь поверхности теплооб- мена:		
общая аппарата м2	Fa	28
одной оребренной пластины,	Fi	0,64
единицы объема пакета,	Ч	430
м2 м®		
Коэффициент оребрения Число ребер на одной пластине,	Д	3,8 50
ШТ. Размер ребер, мм:		13
шаг	t	
толщина	ст	0,5
высота	h	6
Зазор для прохода теплоносите-	й	3
ля между ребрами, мм		0,0022
Площадь поперечного сечения	fl=f2	
одного канала, м2		
Число каналов для кажпой сре-	m1=m2	21
ЛЫ, шт.		
Ширила канала, мм	В	330
Длина канала, мм	Fi	700
Размер несущей пластины, мм		350X700X0,8
Размер пакета, мм Эквивалентный диаметр каната,	^Х^гХ^п	350X350X700
	с/э	0,00372
м		
Удельная металлоемкость, кг м2	ф	15
Масса аппарата, кг	Ga	420
Результаты исследования процессов теплоотдачи и возникающих
в каналах гидравлических сопротивлений иногда приводятся в виде
зависимости фактора теплоотдачи (числа Кольборна) St Рг от Ре,
а данные о гидравлическом сопротивлении — в виде зависимости
фактора трения f от Re.
Критерий конвективного переноса теплоты (критерий Стантона)
St является мерой отношения интенсивности теплоотдачи к удельно-
му теплосодержанию потока:
51=а/(рс1К).
(4.15)
Вместе с тем критерий Стантона может быть получен как комби-
нация Nu, Re и Рг:
St=Nu/(RePr).
(4.16)
170
Для ПРТ за определяющий размер иногда принимают гидравли-
ческий диамер канала:
t/„=4/(r+f")>	(4.17)
где F', F" — соответственно площадь поверхности гладких листов и
поверхность ребер, приходящаяся на единицу свободного объема (рав-
ному общему объему, за исключением объема, занимаемого металлом)
В отечественной литературе принято эквивалентный диаметр реб-
ристых каналов считать равным удвоенному зазору между пластина-
ми: Д,«2б = 2й, где h — высота ребра
По данным [60] для гладких ребер высотой 6 мм при Re = 2000-r
6500
St Рг2/3 = 0,0089 Re0-095,	(4.18)
при Re = 500-:-2000
St Pr2/3 = 0,21 Re-’'52;	(4.19)
для прерывистых ребер высотой 6 мм при Re = 700-e2000
Si Pr2/s=0,0088 Re0’067,	(4.20)
при Re = 2000 ч-13 000
St Pr2/3=0,076Re-;l;	(4.21)
для чешуйчатых ребер высотой 7 мм при Re=2400+10 000
St Pr2/3=0,19Re~0.37.	(4.22)
Эмпирические формулы (4.18) — (4.22) являются результатом обра-
ботки экспериментальных данных при испытании насадок определенного
типа и не могут быть использованы при расчете насадок других гео-
метрических размеров.
Для определения потери напора при прохождении теплоносителя
через каналы ПРТ находим значение фактора трения для ребер разных
типов:
для гладких ребер высотой 6 мм при Re=20004-30 000
[=0,065 Re-0-21;	(4.23)
для прерывистых ребер высотой 6 мм при Re=2000ч-17 000
[=0,12 Re-0-085;	(4.24)
для чешуйчатых ребер высотой 7 мм при Re=2600 ч-14 500
[=0,23 Re-0’14.
КПД ребер ПРТ определяется соотношением
tb (m£/2)
Т'— mL/2 ’
где т — параметр ребра, определяемый по формуле
т = |/'2а/(Х«ст).
(4.25)
(4-26)
(4.27)
171
Эффективность поверхности одной стороны теплообменника опреде-
ляется по уравнению
т]о = 1—(Fop/F) (1—ц),	(4.28)
где Fop/F — отношение поверхности оребрения к полной поверхности.
Зная коэффициент теплоотдачи по стороне нагреваемого теплоно-
сителя (Xi и коэффициент теплоотдачи по стероне греющего теплоноси
теля а2, можно определить коэффициент теплопередачи. Для ПРТ ко-
эффициент теплопередачи должен быть отнесен к какой-либо стороне,
омываемой либо нагреваемым, либо греющим (охлаждающим) пото-
ком:
11	5ГТ	1
— =------4------------I--------;	(4.29)
/' 1	( ст/^т/^ст ( 2,/fl) а2
1	1 йст 1
—=------4-—,	(4 - з°)
Д2 т(2а2	FCT/F2	(Fj /2)“j
где FCT — площадь поверхности гладких (разграничивающих) листов;
Fi — полная площадь поверхности со стороны нагреваемого теплоно-
сителя; F-z — полная поверхность со стороны греющего теплоносителя;
i)i и т]2 — соответственно эффективность поверхности со стороны хо-
лодного и горячего теплоносителей.
В качестве одного из методов расчета ПРТ известен метод, осно-
ванный на понятии эффективности теплообменника е и числе единиц
передачи теплоты Л' [4].
Полная теплоемкость массового расхода теплоносителя в единицу
времени, называемая водяным эквивалентом, Вт/К, определяется выра-
жением
W=Gcp,
где G — массовый расход, кг/с. Из уравнения теплового баланса сле-
дует
(4.31)
Эффективность теплообменника определяется по уравнению
W2(t2'-t2") _ M.'-ti")
'"J ^B(V-<i")’	1 '
где W2 — G2cP2 — водяной эквивалент греющего тептоноситетя; =
~Gcp —водяной эквивалент нагреваемого теплоносителя; №мии— мень-
шее значение водяного эквивалента 11ч или 1Гг; /г, /г — температура
входа и выхода греющего теплоносителя; /'i и t'\ — то же нагревае-
мого теплоносителя.
172
Число единиц переноса тепла N, которое вводится в качестве без-
размерной характеристики теплообменника, определяется соотношения-
ми
1 Г
N = ------=------- I KdF,
WvlIK Гм11в .)
о
(4.33)
где F — поверхность теплообменника, которая использовалась для оп-
ределения коэффициента теплопередачи.
ГЛАВА 5
ИНЖЕНЕРНЫЕ МЕТОДЫ РАСЧЕТА
И ВЫБОРА ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
С ВЫСОКОЙ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТЬЮ
5.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Различают два основных вида тепловых расче-
тов теплообменных аппаратов: поверочные и проектные
(конструкционные).
Поверочные расчеты имеют целью определить конечные
температуры рабочих сред, тепловую производительность
готового теплообменного аппарата, его соответствие теп-
ловому режиму при заданных расходах рабочих сред с из-
вестными начальными температурами.
Проектные тепловые расчеты проводят для определе-
ния площади поверхности теплообмена, схемы компоновки
каналов, размеров нового аппарата, гидравлических сопро-
тивлений и энергозатрат на прокачивание рабочих сред
через выбранный аппарат.
По предварительным расчетам выбирают тип аппарата
и составляют его конструкционную схему с указанием на-
правления движения рабочих сред и примерных площадей
сечений каналов для их прохода. Затем задаются скоро-
стью каждой рабочей среды, чтобы использовать весь рас-
полагаемый набор на преодоление гидравлического сопро-
тивления, но не превысить его.
Расчет ведется методом последовательного приближе-
ния. Для пластинчатых теплообменников разработан ме-
тод прямого расчета, в котором скоростью рабочих сред
задаваться не требуется. Ее получают расчетом по урав-
нению с зависимости от заданного напора.
173
При этом методе используется взаимосвязь между теп-
лоотдачей, гидравлическим сопротивлением, геометриче-
скими размерами каналов и скоростью движения рабочей
среды в теплообменнике.
Рассмотрим предпосылки и обоснуем метод расчета
теплообменника на основе использования взаимной связи
теплоотдачи и гидравлических сопротивлений.
5.2. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНЫХ СКОРОСТЕЙ
ДВИЖЕНИЯ РАБОЧИХ СРЕД,
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
И ЭНЕРГОЗАТРАТ
В соответствии с технологической схемой уста-
новки, в которую включены теплообменники и насосы,
можно рассчитать допустимые перепады давления для
каждого участка гидродинамического тракта из условий
работы насоса с максимальным КПД. При этом избытки
энергии в сети рационально гасить не регулирующей ар-
матурой и другими местными сопротивлениями в трубо-
проводах, а срабатывать в каналах теплообменника для
интенсификации теплового процесса. Для реализации этой
идеи в расчетах определим взаимосвязь тепловых, гидро-
механических и конструкционных параметров в теплооб-
менниках с симметричной системой каналов для рабочих
сред. Под термином «симметричные каналы» подразуме-
ваются конструкции, у которых каналы для греющей и на-
греваемой сред одинаковы по размеру и форме, а коэф-
фициенты теплоотдачи и общего гидравлического сопро-
тивления описываются одинаковыми уравнениями.
Для установления взаимосвязи проанализируем и пре-
образуем уравнение для коэффициента теплопередачи в
пластинчатом теплообменнике:
1//С= l/Ol-J-Дст-!-1/^2,	(5.1)
где Дет — термическое сопротивление теплопередающей
стенки толщиной бст со слоями загрязнений на ней 61 и 62
(при теплопроводности слоев М и /Д:
Дст=61/Х1~|-бст/^ст_Ьб2/^-2.	(5.1 )
Термическое сопротивление стенки весьма разнообраз-
но в зависимости от характера загрязнений, существенно
влияет на расчетный коэффициент теплопередачи и требу-
ет строгого учета, например, на основе опытных данных,
приведенных в табл. 5.1 и 5.2.
174
Таблица 5.1. Термическое сопротивление стенки нормализованных
пластин (/?ст=«ст^ст)
Материал пластины	Теплопровод- ность мате- риала, Ет/(м-К)	Термическое сопротивление стеики нормализованной пластины, 10е R (м2-К)/Вт	
		*CT=I мм	8СТ=1,2 мм
Сталь углеродистая марки 08КГ1 Сталь коррозионно-стойкая:	60	17	20
Х18Н10Т	16	63	75
Х17Н13М2Т	16	63	75
Х17Н4Г8А	16	63	75
Титан	15	67	-—
Алюминий	150	7	10
Медь	380	3	4
Латунь	70	14	17
Преобразуем уравнение (5.1):
Д’" _ _____а1а2_______________а1________________а1_____
а2 + RcTala2 + а1 1 + п1Дт + “1/а2	1 + а1^СТ +
где А—щ/а2.
Далее принимаем Л + 1=й1; 1/Ь\=^Ь2=1/А-\-1, тогда
д- __ at>
61 + al/?CT а1(*1/“1 +Кст) *1/“1 + ^СТ ’
или
Л^/аО+ЛЯст^!.
Обозначим 1—К ^?ст=<р, тогда
K.bi=ai(f, или К=<p(ai/bi).	(5.2)
Коэффициенты теплопроводности материала пластин
(стенки) и значение термического сопротивления конст-
рукции пластин при температуре стенки от —10 до 100 °C
определяются по табл. 5.1.
Ориентировочные расчетные значения термических со-
противлений от загрязнений на пластинах из коррозионно-
стойких сталей при нормальных условиях эксплуатации
теплообменных аппаратов определяются по табл. 5.2.
Определим зависимость гидравлических сопротивлений
от конструкционных особенностей каналов теплообменни-
ка и числа ходов для рабочей среды.
Для многоходового теплообменника известно, что
Л	L «72
—р —X;
(5.3)
175
Таблица 5.2. Термические сопротивления от загрязнений
на пластинах (/?=йг
Загрязнения при работе	Яа,	Загрязнения при работе	/?3. (м2-К)/Ет
со средой	(м*-К)/Ет	со средой	
Вода:	0,00023	Газы пиролиза с при-	0,00200
техническая		месью смолы	
техническая сильно	0,00055	Дымовые газы	0,00060
загрязненная		Раствор каустической со-	0,00020
речная	0,00017	ды	
морская	0.00011	Растворы солей с при-	0,00050
водопроводная (озер-	0,00020	месью смол или масел	
на я)		Растворы солей	0,00020
жесткая	0,00025	Природный газ	0,0040
дистиллированная	0,00004	Водяной пар	0,00011
Алюминатный ра твор	0,00015	Сероуглерод	0,00020
Органические жидкости	0,00011	Низкокипяшие у глеводо-	0,00020
Хладонос ители	0,00010	роды	
Рассол соляной	0,00010	Аммиак	0,00025
Щелочные растворы	0,00040	Растворители (ацетон)	0,00010
Рассол аммонизированный	0,00030	Тощие абсорбенты	0,00040
Жидкие хладагенты	0,00007	Органические теплоноси-	0,00020
Углеводороды хлориро-	0,00010	течи	0,00018
ванные		Ароматические у глеводо-	
Сжатый воздух	0 00040	роды	
Уксусная кислота	0,00050	Полимеризующие веще-	0,00045
Соляная, фосфорная или	0,00005	ства	
серная кислота		Гипс	0,000830
Нефть ниже 260 °C	0,00020	Железный к порос	0.001
Нефтепродукты чистые	0,00020	Известь	0,000415
Масло:		Кокс	0,000715
машинное и трансфор-	0,00015	Лед	0,000250
маторное		Ржавчина	0,0005
растительное	0,00031	Сернистое железо	0 000081
смазочное	0,0042	Хлористый кальций	0,0008
топливное	0,00051	Хлористый натрий	0,000165
лакало шое	0,00010	Сажа	0,010
Бензин, керосин	0,00010	Накинь	0,00033
Мазут	0,00050		
Примечание. Максимальная толщина слоя отложений не должна превы-
шать 0,5 мм, для чего следует предусмотреть периодическую химическую промывку
либо механическую чистку пластин от отложений.

=B/Re°-2S;
Re=W/v,
(5.4)
(5-5)
где X — число ходов (пакетов) для рабочей среды в аппа-
рате; В — коэффициент гидравлических особенностей кон-
струкции канала сложной формы; L — приведенная длина
канала.
176
Подставив в (5.3) значение g [см. (5.4)], получим
Re» 2® d3 2
отсюда число ходов в аппарате для первой среды
х 2Apxd3 Rt°-25
1 B^W^L '
Заменив Re его значением (5.5), получим
2Дп.<Д25	.
-----—------•	\1	(5.6)
1 fiP1vO гбП71.-5£	V	4
Аналогично получаем и для второй среды
= —5 б
Вр^о-25^’75 L
Найдем взаимосвязь тепловой производительности ап-
парата, гидравлических сопротивлений, скоростей сред в
каналах, форм и размеров каналов и температурных пере-
падов:
Q=AFA/cP,	(5.7)
или
<2=О1С16Л.	(5.8)
Здесь расход среды
Gi=l^ifi^ipi,	(5.9)
где С] — теплоемкость среды; 6t— температурный перепад
среды на входе в канал и выходе из него; ft — площадь
поперечного сечения одного канала; т— число параллель-
но включенных каналов; Afcp— средний температурный
напор между рабочими средами; F—площадь поверхно-
сти теплообмена аппарата:
F=2FimX;	(5.10)
здесь F] — площадь поверхности теплообмена одной плас-
тины.
Подставим в (5.7) значение коэффициента теплопере-
дачи из (5.2) и значение F из (5.10), тогда
Q = ? ™ср - ?	(5.И)
Далее преобразуем (5.8), подставив в него (5.9):
Q=WifimlpiCl6tl.	(5.12)
12—5078	177
Приравняем (5.11) и (5.12):
<р — 2F1miXi^tCp = \Y7ifimip,cfif1
Ьу
и найдем скорость
2¥ai^i^i^^cp
*lflPlCl^
(5.13)
Введем в (5.13) зависимость, характеризующую тепло-
отдачу в каналах сложной формы:
a^C(21K)Re'\Pri,'43(Pr1/PrCl/’25, J (5.14)
тогда
г,=	(515)
^AlflPlTj Prc|2j^l
Заменим в (5.15) число ходов X его значением из (5.6)
и запишем, Re= (U^cR/vi), тогда
у/ _	2?с	Р' ?Ч861Д/ср2Дд1
' - d3blfl^iCi Рг°;аХВрр° 26'P1i’75b
У множив и разделив (5.16) на кинематическую
кость vj и заменив Civipi/Xi=Pri, получим
л	4^PCd'l+^4\bfcp
L	ft1f1P1vr°'73P''cT25B£U71l’75‘"P10’32’
вяз-
отсюда оптимальная скорость в каналах

4fApC7vVcpd"+0'26
^BLMvf-O’^PrO’^PrO;25^ ’
или
4fAp1CF1A^pdn -О’26
fciSLPifi PrJ132Pr°;25 v" 0'7^/,
(5-17)
Аналогичным путем можно получить уравнения для
определения оптимальной скорости 1Р2 для второй рабочей
среды в каналах теплообменника.
Отметим, что оптимальными в нашем случае нужно
считать такие скорости Wi и IF2, при которых достигается
178
максимальная интенсивность теплоотдачи, а гидравличе-
ские сопротивления не превышают заданных Api и Др2:
1
/	4<рЛр2С/-'гЛ/с.//':'0'25	\2,75-п
^2 = 1 b BL' f St pr°.32pr0.25 л-0,75 )	,	(5-17)
\ b2BLpsf16t2 Рг2’ РГСТ V2 J
здесь п — показатель степени при Re в (5.14); С, В — ко-
эффициенты в (5.14) и (5.4).
Величина <р= 1—Л7?ст предварительно вычисляется сле-
дующим путем: задается ожидаемый коэффициент тепло-
передачи, определяется по (5.1') значение RCT. При этом
расчетные термические сопротивления загрязнений и са-
мой стенки принимаются по табл. 5.1 и 5.2. Вычисляется
коэффициент <р. Принятое значение Л' легко уточняется
после теплового расчета аппарата уже в первом прибли-
жении.
Коэффициенты bi и fe2, входящие в (5.17) и (5.17'),
также подлежат предварительному вычислению на основа-
нии исходных данных по формулам, полученным ниже
[(см. (5.19) и (5.19')].
Принято 61=1+Л=1+а1/а2. Подставим в это уравне-
ние значения ой и а2, определенные по (5.14)j
C^dRe? ₽/,’« Pr°’T25 Pr?’25 f, о.
6, = 1 -|-----------------------— 1 -4-------------. 5.1 о)
CA2;/Re^Pi°’43Pr?;25Pif25 j Л2 Re" Рг?’68
Раскроем значение Re через входящие в него величи-
ны и подставим полученное выражение в (5.18):
Re=№d/v=Gd/(vpfim),
где G— массовый расход рабочей среды, тогда
d"p2f" /и" v" Рг?-68
= 1 -|---L2—К2'2. 2 2—!—.	(5.19)
1 ГУ* дп J1 sn	о*-0,68
Л2О2 a Р! fl	Pr2
Установим взаимосвязь между числом каналов в паке-
те т и числом пакетов X в аппарате. В общем случае чис-
ло каналов в пакете для первой среды может отличаться
от числа каналов в пакете для второй среды (/rai=#/ra2).
Число пакетов (ходов) в аппарате определяется урав-
нениями	।
Xi=F/(Fi2m\); X2=F/(F12m2),
тогда
Xi/X2=FF\2m2/ (FF[2mi) =т2/т\.
12*
179
Заменив в (5.19) отношение m2/m\—Xi/X2, получим
bt = 1 -|_Л	/£111.\	у68 (5.19')
Аналогично получаем уравнение
0,68	„
. (5.20)
В первом приближении принимают Xi=X2.
Для расчетов bi и Ь2 имеются все исходные данные.
Таким образом, после предварительного расчета ср, Ь\ и Ь2
имеется возможность рассчитать для всех аппаратов с
симметричной системой каналов оптимальные скорости IFi
и IF2 по (5.17) и (5.17').
Эти скорости определяют результаты последующих теп-
ловых и гидромеханических расчетов теплообменного ап-
парата. Уравнения (5.17) получены для турбулентного
режима течения рабочих сред. Аналогичные уравнения
можно получить и для ламинарного режима.
Установлена взаимосвязь оптимальных скоростей рабо-
чих сред с геометрическими формами и размерами кана-
лов теплообменника (d, f, L, F), свойствами рабочих сред
(р, Рг, v), с гидравлическими сопротивлениями (Ар, В) и
процессом теплообмена (Л/ср, 6/, ср, b, С).
Для конкретных типов и конструкций теплообменни-
ков уравнения для расчета оптимальных скоростей рабо-
чих сред (5.17) и (5.17') можно упростить.
Так, в пластинчатых теплообменниках с каналами сет-
чато-поточного типа наиболее распространена симметрич-
ная компоновка пакетов, т. е. Xi=X2, а показатель степе-
ни при Ре можно принять при расчете скоростей рав-
ным 0,75.
Получим упрощенные уравнения:
/ 4<tBPlCP^td
или
IF,
.0.32
. 4рДр1С7\Д/й
“У
соответственно
IF2
, ^kp2CPr\td
|/ &2BLp2f2«/2Pr°-32Pr®;25’
(5.20')
180
Здесь
Если аппарат работает без загрязнений поверхности
теплообмена и не требуется учитывать влияние термиче-
ского сопротивления загрязнений, то можно получить еще
более простые формулы для приближенного расчета раци
опальной скорости рабочих средств в каналах [12]:
Л'А/ Apt
ci(ti — A”)pi2£i
U72 = 21/ -----,
r C2(^2Z'	^2 )p22^2
где К—коэффициент теплопередачи, предполагаемый для
данных условий; А/ — средний температурный напор;
Ар — заданное допустимое гидравлическое сопротивление
в теплообменнике для данной рабочей среды; с — тепло-
емкость среды, t' — t" — разность температур нагреваемо-
го (или греющей) среды; £— ожидаемый коэффициент об-
щего гидравлического сопротивления единицы относитель-
ной длины канала данной конструкции.
Для выполнения наиболее точных многовариантных
тепловых и гидромеханических расчетов теплообменных
аппаратов разработаны соответствующие алгоритмы и про-
граммы расчета теплообменников на ЭВМ.
5.3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННОГО
АППАРАТА
Проектный тепловой расчет теплообменного
аппарата проводится по этапам в следующей последова-
тельности:
составляется уравнение теплового баланса аппарата и
определяются недостающие температуры;
определяется расчетный температурный напор между
рабочими средами;
определяется оптимальная скорость движения рабочих
сред в каналах;
определяется коэффициент теплоотдачи и теплопере-
дачи;
181
определяется требуемая площадь поверхности нагрева;
уточняются значения скоростей и других параметров
после расчета схемы компоновки аппарата.
При проектировании многосекционных аппаратов со
сложными схемами компоновки использование общего ме-
тода расчета осложнено рядом трудностей. Ниже изложен
рациональный метод комплексного проектного расчета
пластинчатых теплообменных аппаратов, основанный на
использовании уравнений (5.17) и (5.20).
Основные уравнения теплового расчета. Расчет тепло-
обменного аппарата непрерывного действия основан на
совместном решении уравнений теплового баланса и теп-
лопередачи.
Уравнение теплового баланса, служащее для определе-
ния количества передаваемой теплоты, имеет вид
Q=G1(ft1'-ft1")=G2(/i2"-ft2')+Qn,	(5.21)
где Q — тепловая производительность, Дж/с; Gi— количе-
ство греющей среды, кг/с; hi, hi" — начальная и конеч-
ная удельные энтальпии этой среды, Дж/кг; G2 — количе-
ство нагреваемой среды, кг/с; h2", h2'— конечная и на-
чальная энтальпии этой среды, Дж/кг; Qn—потери тепло-
ты в окружающую среду, Дж/с.
В теплообменных аппаратах при наличии изоляции по-
тери теплоты в окружающую среду обычно невелики, и
их можно учесть в расчетах. Тогда уравнение теплового
баланса принимает вид
Q=Q.=Qh,
или
Q = GiCi (Д'—ti") = G2c2 (Д"—Д'),	(5 22)
где ti , t\' — соответственно начальная и конечная темпе-
ратуры греющей среды, °C; Д", Д'— конечная и начальная
температуры нагреваемой среды, °C.
При периодических процессах Gi, С2 и Q рассчитывают
соответственно в килограммах и в джоулях на одну опе-
рацию.
Теплота, отдаваемая греющей средой
Q=GiCi(t1'~t1") = WiMi,	(5.23)
где W'i=GiC1 — водяной эквивалент теплоносителя,
Дж/(с-К).
При изменении агрегатного состояния рабочей среды
уравнению (5.21) можно придать различные формы в со-
182
ответствии с условиями протекания процесса. Например,
при конденсации изменение энтальпии равно:
hi"—h.2 —Cn(.tz—'tK) -\-r -|-Сж (tH—ti"),	(5.24)
где cn — средняя удельная массовая теплоемкость перегре-
того пара, Дж/((кг-К); сж — средняя удельная массовая
теплоемкость конденсата, Дж/(кг-К); tH — температура
насыщения (конденсации), °C; г — скрытая теплота фазо-
вого превращения, Дж/кг.
Расходы теплоносителей при теплообмене без измене-
ния агрегатного состояния определяют на основании
(5.22) :
Gi=Q/(C1A6);	(5.25)
G2=Q/(C2A/2).	(5.26)
Расчетная площадь поверхности теплопередачи опреде-
ляется по формуле
F=Q/(WCP),	(5.27)
где Q — количество теплоты, передаваемой в единицу вре-
мени, определяется по (5.21) и (5.22). Методы определе-
ния Д/с₽ и К приведены ниже.
Вычисление среднего температурного напора. Вид рас-
четной формулы для определения среднего температурно-
го напора AGp зависит от направления взаимного движе-
ния рабочих сред: прямоточное, противоточное, однократ-
но перекрестное, многократно перекрестное, параллельно
смешанное и последовательно смешанное. Характер изме-
нения температур рабочей среды при прямоточном и про-
тивоточном движениях показан на рис. 5 1. При этих на-
правлениях средний температурный напор определяют по
формуле
д = А/б- А<м—	(5.28)
Р 2,3 Ig(Af6/AfM)
где Д/б и Л/м — соответственно большая или минимальная
разности температур между теплоносителями на концах
теплообменника.
При Д/б/А/м^1,7 расчет Д/ср по (5.28) можно заменить
с погрешностью до 2% среднеарифметической разностью
Д/ср=(Л/б+Д/м)/2.	(5.29)
При всех других схемах течения
Д/Сп = ф — (G'-4")-(G"-G')----- (5.30)
р 2,31g [(Г/-//')/(//'-//))
где t\ и t\" — температуры греющей рабочей среды на вхо-
183
Рис. 5.1. График изменения температур рабочих сред по поверхности
аппарата при прямоточном (а) и противоточном (б) движениях жид-
кости в условиях различного соотношения водяных эквивалентов
де в аппарат и на выходе из него; // и /2"— то же для
нагреваемой среды; ф — поправочный коэффициент, опре-
деляемый как функция вспомогательных величин Р и Р:
(5.31)
/?=(//-/,")/(/2"-^).	(5.32)
Значения поправочного коэффициента ф для различных
схем движения рабочих сред можно найти по графикам
[15, 27].
Изложенная методика определения Д/Ср справедлива
при условии, что водяные эквиваленты обеих рабочих сред
и коэффициент теплопередачи практически не изменяются
вдоль поверхности теплообмена. Если это условие не вы-
полняется, то теплообменный аппарат необходимо рассчи-
184
тывать по участкам, для которых эти величины можно
считать постоянными.
Выбор направления движения рабочих сред, их конеч-
ных температур и скоростей движения. Выбор взаимного
направления движения рабочих сред в аппарате должен
проводиться так, чтобы обеспечить выполнение следующих
условий:
наибольший средний температурный напор Д/Ср, с кото
рым связано получение при прочих одинаковых условиях
наибольшей тепловой производительности аппарата, или
сокращение площади теплопередающей поверхности и за-
трат материала на ее изготовление;
наилучшее использование сред в отношении получения
наибольшего изменения их температур (Д/i и Д/2), при
котором достигается минимальный расход этих сред;
возможно меньшая температура стенок аппарата с
целью уменьшения температурных деформаций и устране-
ния неблагоприятных условий работы прокладок.
Как правило, наиболее выгодно противоточное движе-
ние рабочих сред. При соблюдении температуры одной из
сред (например, при конденсации паров) выбор взаимных
направлений движения сред не имеет значения.
Конечные температуры рабочих сред ti" и t2" при про-
ектировании теплообменников обычно бывают заданными.
В некоторых случаях, например при проектировании реку-
ператоров теплоты, значения конечных температур рабо-
чих сред обосновывают технико-экономическим расчетом.
При необходимости выбора конечных температур обеих
сред при заданных их расходах в первом приближении
можно принять такой температурный режим, при котором
минимальная разность температур Д/м между средами бы-
ла бы не меньше 10—20°C для спиральных и ламельных
жидкостных подогревателей, 5—7 °C для спиральных и ла-
мельных парожидкостных подогревателей, 2—5 °C для
пластинчатых жидкостных рекуператоров.
Задаваясь конечной температурой одной из сред, ко-
нечную температуру второй среды находят в зависимости
от отношения водяных эквивалентов по формулам:
при W2/Wt<l
= (5-33)
при W2/Wi>\
=	4-i (//-//'),	(5.34)
где W—Gc — водяной эквивалент.
185
Если неизвестна только одна из конечных температур,
например t2", то она легко определяется из уравнений теп-
лового баланса.
При выборе скоростей движения рабочих сред следует
возможно полнее использовать располагаемый напор для
интенсификации теплоотдачи в теплообменнике для каж-
дой среды, при этом посредством компоновки каналов и
подбора оптимальных скоростей стремятся получить ра-
венство термических сопротивлений теплоотдачи обеих ра-
бочих сред:
1/сд«1/а2.
Термическое сопротивление стенки S (бстАст) не долж-
но превышать в аппаратах интенсивного действия каждо-
го из термических сопротивлений со стороны сред.
Выбор наименьшей скорости IE в каналах теплообмен-
ных аппаратов для сред малой и средней вязкостей дол-
жен отвечать условию
W9/v^ReKP.	(5.35)
Определение коэффициента теплопередачи. Коэффици-
ент теплопередачи, отнесенный к площади поверхности
теплопередачи для плоской стенки, может быть найден по
(5.1).
Коэффициенты теплоотдачи си и а2 вычисляются по
критериальным эмпирическим уравнениям, рекомендован-
ным для данного конкретного случая.
При переносе теплоты через ребристую стенку площа-
ди ее обеих поверхностей могут быть различными (/д и
Е2). В соответствии с этим (5.1) принимает вид
К =----------------?-------------.	(5.36)
F [1/(“Л) +^(«ct/^cp) + 1/(“2^)]
Здесь коэффициент теплопередачи относится к некото-
рой расчетной площади поверхности F, за которую могут
быть приняты площади /д или К2 или средняя площадь
(Fi+FJ/2.
При прикидочных расчетах пли ручном счете теплооб-
менников существенное ускорение расчета можно получить
при использовании соответствующих номограмм. Такне
номограммы приводятся в нормативных методах расчета
[27]
Расчет средней температуры стенки. Определение тем-
пературы стенки в аппаратах необходимо конструктору
при прочностных расчетах для выбора допускаемых на-
186
пряжений, для выяснения температурных удлинений, при
оценке температурных напряжений, оценке скорости кор-
розии.
При определении коэффициентов теплоотдачи в случае
конденсации задаются температурой стенки, а затем после
определения К эту температуру проверяют расчетом. Если
полученное значение отличается от принятого, следует, ис-
пользовав полученный результат, задаться температурой
стенки повторно и снова провести расчет.
Температура стенки всегда ближе к температуре той
среды, со стороны которой а выше.
Температура стенки со стороны греющей среды
^ст1 = ^ + —(^ср) = Л-?,Ч.	(5-37)
“1
Температура стенки со стороны нагреваемой среды
^ст2 =Д. + — (Д*ср) = h + ^/а2.	(5.38)
а2
где t\ — средняя температура греющей среды; ?2 — средняя
температура нагреваемой среды; q — поверхностная плот-
ность теплового потока, Вт/м2.
Конструкционный и гидромеханический расчеты тепло-
обменных аппаратов. Задачей конструкционного расчета
теплообменных аппаратов является определение их основ-
ных размеров, общей компоновки каналов для каждой ра-
бочей среды, расположения штуцеров и др. Например, для
пластинчатых теплообменных аппаратов при расчете сле-
дует определить размеры пластин и число каналов водном
пакете, число пластин в каждом пакете и число пакетов
в аппарате, общее число пластин в аппарате и его основные
размеры.
Порядок конструкционного расчета пластинчатого ап-
парата следующий:
1.	Определяют необходимую площадь поперечного сече-
ния пакета по заданным расходам рабочих сред и вычис-
ленным или выбранным скоростям их движения в каналах:
fn=W	(5.39)
где V—объемный расход рабочей среды; м3/с; W— ско-
рость данной рабочей среды, м/с.
2.	Рассчитывают число параллельных каналов в пакете
для каждой среды:
m=fn/fi,	(5.40)
где fi — площадь поперечного сечения одного межпластин-
187
ного канала, м2. Полученное значение т округляют до
целого.
3.	Находят число пластин в пакете по соотношению
пп=2т.	(5.41)
В крайних пакетах соприкасающихся с плитами, общее
число пластин на одну больше (концевую):
п'—(5.42)
4.	Вычисляют площадь поверхности теплообмена одно-
го пакета:
Fn=FxnTl,	(5.43)
где F\ — площадь поверхности одной пластины, м2.
5.	Определяют число пакетов (ходов) в теплообменном
аппарате:
X—F/Fn,	(5.44)
где F — площадь рабочей поверхности аппарата, найден-
ная при тепловом расчете.
Если величина X получается дробной, то ее округляют
до целого числа и корректируют соответственно площадь
поверхности всего аппарата:
F'a=XFn.
6.	Находят общее число пластин в аппарате (секции):
/Za==J^_±25	(5.45)
F1
Рекуперативные теплообменники. Очень часто пластин-
чатые теплообменники используют в ряде отраслей про-
мышленности в виде комбинированных многосекционных
аппаратов. В таких аппаратах одна из рабочих сред после
нагревания до установленной температуры и выдержива-
ния подвергается охлаждению с использованием теплоты
этой среды.
Непрерывный процесс обратной передачи теплоты с
целью утилизации теплоты горячей среды в технике при-
нято называть рекуперацией теплоты. Предназначенные
для этого поверхностные теплообменники называют реку-
ператорами. Теплообменник-рекуператор может работать
как при прямотоке, так и при противотоке. Схема работы
пластинчатого рекуператора при прямотоке и график изме-
нения температур жидкостей показаны на рис. 5.2.
Эффективность работы такого теплообменника характе-
ризуют коэффициентом рекуперации, который представля-
ет собой отношение количества теплоты, возвращенной им,
к количеству теплоты, необходимой для нагревания про-
188
Рис. 5 2 Схема прямоточного рекуператора (а) и график изменения
температур рабочих сред (б)
дукта от начальной температуры до конечной:
Q-п Gc(tr-fx) tr—tx
Уравнение теплового баланса для рекуператора:
G, (/г—Грек) = Gc(/'peK—G).	(5.47)
отсюда практически (пренебрегая малыми потерями) мож-
но написать
®~('г С)/(/г- Q = (^-Q/(^-Q-	(5.48)
Через коэффициент рекуперации можно выразить следую-
щие величины:
расход теплоты на нагревание продукта с учетом реку-
перации
Q=Gc(tT—tx) (1— е);	(5.49)
температуры продукта
^рек — 4' е (4 — ^х)>	(5.50)
^рек —— ® (fr— t*)-	(5.51)
Обозначения температур даны на рис. 5.2.
При равенстве водяных эквивалентов IV'1 = U72 перепады
начальных и конечных температур для обеих жидкостей
равны, причем при прямотоке с увеличением рабочей пло-
щади поверхности рекуператора температуры обеих жид-
костей стремятся к среднему между их начальными темпе-
ратурами значению.
Схема работы противоточного пластинчатого рекупера-
тора и график изменения температур показаны на рис. 5.3.
Так как при рекуперации водяные эквиваленты обеих
жидкостей равны, то график изменения их температур
189
Рис. 5.3. Схема противоточного рекуператора (о) и график изменения
температур рабочих сред (б)
представляет собой две параллельные линии Следователь-
но, температурный напор для противоточного рекуператора
постоянен и может быть определен по формуле
^ср = — Zpex = ^рек —	= Const. (5.52)
Подставляя найденное отсюда значение t'pex в (5.48),
получаем
Д/ср=(1—е)(/г-*х).	(5.53)
Вместе с тем, как и для всякого теплообменника,
Q=Gc(t'peK-tx)=KFM.
Подставляя в это уравнение значение t'рек—	д/,
после простых преобразований получаем
\t=Gc(tr— tx)/(KF+Gc).	(5.54)
Решая совместно (5.53) и (5.54), находим
e=FF/(KF + Gc),	(5.55)
или
е =------!---=-----!—.	(5.56)
1 + Gc/(KF) H-W'/(KF)
Разделив в (5.56) числитель и знаменатель на Gc и
приняв во внимание, что KF/Gc—S, запишем
e=S/(l-f-5).	(5.57)
Из (5.56) получим
F= — — •	(5.58)
К 1 — s
Согласно (5.58) при увеличении поверхности рекупера-
тора увеличивается и коэффициент рекуперации, причем
Ише=1.
F->oo
Формула (5.58) выражает зависимость F от е для реку-
ператора заданной производительности при К= const.
190
Оптимальный коэффициент рекуперации теплоты. Эко-
номия теплоты, получаемая благодаря рекуперации, про-
порциональна коэффициенту рекуперации. В то же время
площадь рабочей поверхности рекуператора и его стои-
мость, начиная с определенного момента, значительно опе-
режают рост коэффициента рекуперации, как это видно
из (5.58).
Увеличение площади рабочей поверхности рекуперато-
ра сопровождается уменьшением расхода греющего пара,
увеличением стоимости рекуператора и повышением годо-
вой нормы его амортизации, увеличением стоимости обслу-
живания, дополнительными затратами электроэнергии
в связи с увеличением числа пакетов в секции рекуперации
и повышением гидравлического сопротивления.
Экономия, достигнутая благодаря уменьшению расхода
пара, может быть выражена формулой
Э „ Gc(t3—txY-C^	(5.59)
п (йв-Лк)1 ’
где Э„ — стоимость пара, сэкономленного вследствие реку-
перации теплоты; t\—начальная температура продукта;
/3— температура нагрева продукта; h„ — теплосодержание
пара; hK— теплосодержание конденсата; Сп — стоимость
1 кг пара; т — время работы аппарата.
Первоначальную стоимость рекуператора можно выра-
зить зависимостью
Cp = CFFr=CF-^-^-,	(5.60)
где Ср — стоимость единицы площади рабочей поверхности,
руб/м2. Годовую норму амортизации, руб/год, можно опре-
делить по формуле
Ср Gcz	_
Л	К(1— е) ’	(5-6 )
где D — число лет службы аппарата.
Тогда (5 59) можно представить в виде
Э = Эп - А = ?.С(<3ТУ еСкт - 4г ЭГ" ' (5-62)
(ha— ЛК)Ч к D к 1—е '	'
Произведем анализ этой формулы как зависимости ви-
да 3=f(e).
Дифференцируя (5.62), получаем
d4  Gc(ts— tt) „ CF qc i
~	D~~ (1—e)2 ’
191
Функция имеет максимум, если d3/de=O, т. е. при условии
(*8~М г z _ CF 1
Дп — hK)r, U" KD (l-ep ’
Отсюда получим, что экономия будет наибольшей, если
е = 1
Cp(h— Лк)1'!
CKtDK(/s —/г)
(5.63)
Формула (5.63) позволяет вычислить оптимальные значе-
ния коэффициента рекуперации проектируемого аппарата
в зависимости от нескольких определяющих условий.
Заметим, что значение оптимального коэффициента ре-
куперации теплоты не зависит от производительности ап-
парата и стоимости обрабатываемого продукта.
ГЛАВА 6
ЭФФЕКТИВНОСТЬ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ
РАЗЛИЧНЫХ КОНСТРУКЦИЙ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
6.1. СРАВНЕНИЕ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТИ
Для технико-экономического анализа работы
теплообменного аппарата применяется метод сопоставле-
ния, при котором оптимизация выбора теплообменного
аппарата проводится на основе сопоставления аппаратов
различных типов.
Как известно, наиболее универсальным методом тех-
нико-экономической оценки сравниваемых вариантов явля-
ется метод определения минимума приведенных затрат:
/7 = K/7'+3 = min,	(6.1)
где К—капитальные вложения; Т—нормативный срок
окупаемости; Э — эксплуатационные затраты.
Однако этот метод требует большого количества исход-
ных данных, которые можно получить только на заверша-
ющей стадии внедрения разработанного теплообменного
аппарата [14].
Более простым способом оценки эффективности, кото-
рый можно применять на начальной стадии разработки
теплообменников интенсивного действия и при модерниза-
192
ции оборудования, является использование коэффициента
теплоэнергетической эффективности или относительного
коэффициента теплоэнергетической эффективности аппара-
та, Вт-1 (см. § 2.3):
£K=£/5Wom,	(6.2)
где К—коэффициент теплопередачи, достигаемый при
заданных энергозатратах S/Vo на преодоление гидравличе-
ских сопротивлений; m — показатель степени, зависящий
от степени турбулизации рабочих сред.
В теплообменных аппаратах с симметричной компонов-
кой каналов для рабочих сред — пластинчатых, спираль-
ных, пластинчато-ребристых- при сумме удельных энер-
гозатрат ZN0= 1 Вт/м2 интенсивность теплопередачи ха-
рактеризуется уравнением
SK=/</SA/o’"=£/l = /<«0,5a.	(6.3)
Здесь сделано допущение, что термическое сопротивление
стенки сравнительно мало, и им можно пренебречь. Такое
допущение справедливо для тонких металлических стенок,
не загрязненных отложениями.
Принято, что в этом случае
K=ciiu2/(ai + a2).	(6.4)
Если ai«a2, что имеет место в теплообменниках с сим-
метричной компоновкой каналов в эталонном режиме со-
поставления, то /(»0,5a. Тогда расчет коэффициента те-
плоэнергетической эффективности аппарата можно заме-
нить расчетом коэффициента теплоэнергетической эффек-
тивности теплоотдачи Еа, т. е.
Ea=u/Nom, или a=EaNom.	(6.5)
В (6.5) значения Еа и m выражены постоянными отвле-
ченными числами.
Зависимость между переменными величинами в степен-
ной функции (6.5) можно найти двумя способами: анали-
тическим расчетом либо графическим построением.
При графическом представлении функции a=EaNom в
логарифмических координатах получается прямая линия.
Логарифмируя уравнение (6.5), получаем
lga=Ig£a+mlgM>.
Обозначив lga=E, lgW0=X, lgEa=A, получим уравне-
ние прямой Y=A + mX, здесь m = tgq? — тангенс угла на-
клона прямой к оси абсцисс (см. рис. 6.1):
m = tg<p = a/&,
где значения а и & в масштабе взяты из рис. 6.1. Посто-
13—5078	193
янная Еа определяется из соотно-
шения Ea=a/Nom, которому удов-
летворяет любая точка прямой.
Таким образом, можно найти
критерий оптимальности — тепло-
энергетический коэффициент тепло-
отдачи, сохраняющий постоянное
, л	значение в широком интервале
мости a=fwt)K завИС"' энергозатрат на преодоление ги-
дравлических сопротивлений рабо-
чей средой.
Тот факт, что на графике в логарифмических координа-
тах все точки Еа укладываются на прямую, подтверждает
правильность выбора степенной зависимости a=EaNom.
6.2. ПОКАЗАТЕЛИ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Используя метод оценки эффективности конвек-
тивного теплообмена, для примера сравним конструкции
Таблица 6.1. Исходные данные для расчета теплообменников
с пластинами типа 0,2 н 0,3
Наименование показателя	Обозначе- ние	Тип пластины	
		0,2	i	0,3
Площадь поверхности теплообмена	Fk	0,4	0,6
двух пластин (канала), м2 Эквивалентный диаметр, м	d3	0,0088	0,008
Площадь поперечного сечения од-	fl	0,00178	0.00H
ного канала (потока среды), м2 Приведенная длина канала, м	L	0,518	1,12
Греющая среда (вода):			
средняя температура потока, °C	ti	50	50
плотность, кг м3	₽	988	988
коэффициент теплопроводно- сти, Вт(м-К)	Xi	0,648	0,648
кинематическая вязкость, м2 с	>i	0,556-10-'	0,556-10-’
Нагреваемая среда (вода):			
средняя температура потока, °C	G	20	20
плотность, кг м3	P2	998,2	998,2
коэффициент теплопроводно- сти. Вт (м-К)	X2	0,597	0,597
кинематическая еязкость, м2 с	V2	1,006-10-’	1,006-10-’
Тепловая нагрузка на один тепло-	Q	1 000 000	1 000 000
обменник, Вт Средний температурный напор, °C	A/Cp	30	30
Примечание. Термическим сопротивлением частей металлической стенки
пластин премебрегаем-
194
разборных теплообменников на базе пластин площадью
0,2 и 0,3 м2. Исходные данные возьмем из РТМ [27] и из
каталога «Аппараты теплообменные пластинчатые» [28]
(табл. 6.1).
Уравнения для расчета Nu:
для пластины 0,2
Nu = 0,65Re0’73Pr0-43;
для пластины 0,3
Nu = O,lReo’73Pr°'43.
Уравнения для расчета коэффициентов гидравлическо-
го сопротивления:
для пластины 0,2
g= 19,6Re-°>25;
для пластины 0,3
g= 19,3Re-0’25.
Рассчитаем по (6.2) коэффициент теплоэнергетической
эффективности теплообменника на базе пластин типа 0,2
и 0,3 в эталонном режиме сопоставления. Результаты рас-
четов для пластины 0,2 при разных скоростях сведены в
табл. 6.2, а для пластины 0,3 — в табл. 6.3.
Таблица 6.2. Результаты расчета для пластины типа 0,2
W, м/с	К, Вт/м /(ма К)	Ет/м1	1ЛгО,265	£ = К к х/у0»265 0
0,1	793	0,69	0,90	881
0,3	1769	14,3	2,02	875
0,6	2935	96	3,37	870
1,0	4265	391	4,86	877
Примечание. Среднее значение £к=876.
Таблица 6.3. Результаты расчета для пластины типа 0,3
	к		vvO.265 0	£ к	г Д’0,265 0
0,1	1252	0,86	0,96	1304
0,3	2794	17,7	2,14	1305
0,6	4634	119	3,54	1309
1,0	6729	485	5,15	1306
Примечание. Среднее значение £к = 1305.
13!
195
Относительный коэффициент теплоэнергетической эф-
фективности сравниваемых теплообменников
Аппарат на базе пластин типа 0,3 на 49 % интенсивнее
передает теплоту, а следовательно, на 49 % меньше необ-
ходимая площадь поверхности теплообмена при равных
энергозатратах на преодоление гидравлических сопротив-
лений.
Определим относительный коэффициент удельных энер-
гозатрат при фиксированном коэффициенте теплопередачи
/<=2800 Вт/(м2-К). При равных площадях поверхностей
теплообмена аппарат на базе пластин типа 0,3 на 79 %
меньше потребляет энергии на преодоление гидравлических
сопротивлений, чем аппарат на базе пластин типа 0,2 в
равных условиях:
= Ж,/Ж, = 17,9/86 = 0,21.
Приведем сравнительную оценку аппаратов по их мас-
сам и занимаемым объемам. При оценке аппаратов необ-
ходимо определить зависимости: KG=f(2NG)—сравнение
по массе; Kv=f (ЕЛА) —сравнение по объему.
Результаты сравнения теплообменников приведены в
табл. 6.4.
Таблица 6.4. Результаты сравнения теплообменников на базе
пластин типов 0,2 и 0,3 при тепловой нагрузке Q=10e Вт и
температурном напоре Д/ср=30 °C
Тип аппа- рата; £к	О S	S	О, кг	S	S' 38	£ о	*G' Вт/(кг К)	Гт /кг	S *2 £	Рт/м’
ТПР-0,2;	0,1	42	1735	1,46	793	0,69	19,2	0,017	2281	19,8
Ек -876	0,3	19	1347	0 97	1769	14,3	25,0	0,202	34 650	280
	0.6	111	760	0,45	2935	96,0	42,5	1 ,390	71 744	2347
	1,0	8	710	0,38	4265	391	48,1	4,406	89 790	8232
ТПР-0,3;	0,1	27	700	0,36	1252	0,86	48,3	0,033	93 900	64,5
£к=1306	0,3	12	555	0,21	2794	17,7	60,4	0,382	159 657	1011
	0,6	7	350	0,18	4634	119	92,7	2,380	180 2П	4628
	1,0	5	327	0,13	6729	485	ЮЗ	7,416	258 808	18 654
По результатам сравнения можно сделать вывод, что
конструкция теплообменников ТПР-0,3 при конвективном
теплообмене однофазных рабочих сред имеет коэффициент
теплоэнергетической эффективности F на 49 % выше по
196
сравнению с коэффициентом конструкции ТПР-0,2. Этот
определяющий критерий эффективности соответственно
отражает и все другие показатели аппаратов: массу, объ-
ем, площадь поверхности теплообмена. В равных исход-
ных условиях применения следует отдавать предпочтение
теплообменникам ТПР-0,3.
Метод оценки эффективности способа интенсификации
процесса теплоотдачи, изложенный в гл. 2, позволяет про-
водить анализ конструкций поверхности теплообмена еще
на стадии проектирования теплообменников. В табл. 6.5
приведены результаты расчетов некоторых типоразмеров
поверхностей теплообмена по коэффициенту теплоэнер-
гетической эффективности в эталонном режиме. Приняты
следующие условия работы: полное отсутствие загрязне-
ний на поверхностях теплообмена, строгое соблюдение
размеров поверхности, указанных на чертежах, и отсут-
ствие гидравлических подводящих и отводящих коллекто-
ров и штуцеров.
Анализ проведенных результатов показывает, что са-
мые высокие значения Еа удается получить в лаборатор-
ных условиях на моделях гофрированных поверхностей
теплообмена сетчато-поточного типа (№ 1 и 2 в табл. 6.5).
Объясняется это следующими причинами: высокой тур-
булизацией пограничного слоя в поперечном направлении
потока (турбулизация достигается в каналах при малых
скоростях и гидравлических сопротивлениях), отсутствием
коллекторных устройств и благоприятной гидродинами-
ческой обстановкой входа среды в канал и ее выхода из
него.
По наибольшему коэффициенту Еа следуют пластины
для сварных неразборных и разборных конструкций теп-
лообменников с треугольным профилем гофр типа «елки»
при шаге £=18, высоте й = 5 мм. Сравнительно высокий
коэффициент Еа для сварных каналов объясняется также
более благоприятными условиями входа среды в канал и
ее выхода из него и отсутствием угловых отверстий, созда-
ющих дополнительные гидравлические сопротивления
(№ 3 и 5 в табл. 6.5). Кроме того, на таких пластинах
отсутствуют пазы для прокладок, ограничивающие обычно
глубину вытяжки (выступ) гофр, поэтому соотношение
t/h может быть более благоприятным. Угол пересечения
вершин гофр по оси пластины существенно не влияет на
коэффициент Еа. Так, при уменьшении угла пересечения
со 120 до 60° снижается гидравлическое сопротивление
межпластинного канала и пропорционально снижается
197
— Таблица 6.5 Ко ффициенты теплоэнергетической эффективности теплоотдачи в различных конструкциях
“ теплообменников (в эталонном режиме: вода /=50 °C), рассчитанные по формулам 1\11=СГе"Р1<'43, Еа=«М0 т,
(^ARc-P, р—0,25; /и~=0,265
п/п.	Наименование и характеристика поверхности теплообменника	Обозначе- ние	Размеры				Величины в формулах			
			1	<f3. м	fl. м	L , м п	с 1	h 1	А	
1	Модель 4, „елка". / = 18, h = 5,5,	—	0,356	0,0096	0,00144	0,5-95	0,197	0,73	28,2	6178
9	<р = 120 Модель 2, „елка 120“, t—18, ft=5,6	0.I8M	0,35	0,0097	0,00105	0,589	0,15	0,73	36,2	5870
	ТПС-0 75 1 18, ft—5, <р=20°	0,75С	1,50	0 0078	0,00177	1,47	0,1	0,73	4,0	5672
о	ТПР-0 63 /—18, ft = 4,5, <р — 60°	0,63	1,26	0,0074	0,00262	0,893	0,1	0,73	4,0	5552
К	ТПС-0 8 /—18, ft = 5, <? = 60°	0,8С	1,60	0,09	0,031	1,16	0,1	0,73	4,0	5342
6	ТПР-0,6, „елка", / — 18, Л = 4,5	0,6	1,2	0,083	0,00245	1,01	0,093	0,73	15,0	3702
	w 120° ТПР-ЗЗР, /= ю, ft = 3,2, <р = 120° ТПР-0,5Т, / = 14, ft = 4, <р = 60° ТПР 0,5М, t = 18, ft = 4, <р = 120° ТПП-0,5П, /=18, ft = 5, ч =120° ТПР-0,5Е, / = 14, ft = 4, ч = 120° ТПП-0,45, /=18, h = 5,5, <р = 60° ТПС-1,2, „елка", / = 20, ft = 6,	0,ЗЗР	0,66	0,0054	0,0010	0,890	0,135	0,73	22,4	5065
		0 5Т	1,0	0 00585	0,00134	1,09	0,097	0,73	6,3	5057
у		0,5М	1,0	0,0091	0,0020	1,18	0,135	0,73	15,0	5016
10		0,5П	1 0	0,0096	0,0030	0,836	0,125	0,73	15,0	3952
11 1 9		0,5Е	1.0	0,0080	0 0018	1,15	0,135	0,73	22,4	4632
		0,4511	0,9	0,0083	0,0016	1,20	0,08	0,73	31,5	4594
13		1,2с	2,4	0,0115	0,00368	1,91	0,1	0,73	6,0	4539
14	¥=60° Полусферы сетчатые ,.Суперплейт“,	—	0,53	0,012	0,00180	0,89	0,076	0,73	5,8	4120
15 16 17 18 19	ft = 6 ТПП-0,1П, /= 18, ft = 4,5 ТПР-1,3, 1	18, ft = 4,5, ч = 120° ТПР-0,3, /	18, ft = 4, ч = 120° ТПП-0,ЗП / -36, ft =8 Модель 3, / --- 36, „елка" на 2 стороны	0,1П	0,2	0,0088	0,00064	0,8	0,086	0,73	7,6	3739
		1,3 0,3 0,ЗП 0,18М	2,6 0,6 0,6 0,36	0,0096 0,008 0,0156 0,0132	0,00425 0,0011 0,00346 0,0021	1,47 1,12 0,7 0,565	0,091 0,1 0,1 0,144	0,73 0,73 0,73 0,73	12 19,2 12 62	3582 3577 3534 3437
20	Круглые: 01200 0600	0 75	1,5	0,0078	0,03	1,0	0,085	0,73	12.2	3453
		6’, 17	0,34	0,0078	0,00158	0,5	0,085	0,73	12,2	3318
I
П родолженис табл. 6.5
№ п/г.	Наименование н характеристика поверхности теплообменника	Обозначе- ние	Размеры				Величины в формулах			
			дп, м	'К- м	| fl. М'	1 Ln- м	с		Л	
21	КСЛ: 0800	0,32	0,64	0,0078	0,00223	0,7	0,085	0,73	12,2	3276
	01000	0,48	0,96	0,0078	0,0028	0,85	0,085	0,73	12,2	3262
22	ТПС-1,0 /= 18, ft=4, <р = 45°	1,0С	2,0	0,00763	0,00376	1,015	0,07	0,73	4,2	3362
23	ТПР-0,2К, /=36, ft = 4, ч = 45°	0,2К	0,4	0,0076	0,0016	0,45	0,086	0,73	17,0	3284
24	Модель 1, /—36=24. ft—36	0,18М	0,33	0,007	0,00103	0,563	0,098	0,73	74	2532
25	ТПР-0,2 (верт икаль + наклон), Л=4,4	0,2Тв	0,4	0,0088	0,00178	0,518	0,0564	0,71	29	2431
26	Модель 1, t = 36 -т- 24. ft — 36	0,18М	0,33	0,007	0,00103	0,563	0,098	'0,73	74	2532
27	ТПР 0,2 (вертикаль + наклон) ft 4,4	0,2	0,4	0,0088	0,00178	0,518	0,0564	0,74	29	2431
28	ТПР-0,5Г, /	30, ft 7	0,5г	1,0	0,0091	0,002	1,18	0,165	0,65	4	3800
29	ТПР-1-159, „Альбарн", / = 38, ft=ll	0,21	0,42	0 0084	0,00113	0,7	0,22	0;6	4	4179
30	ТПР-0,17НХ, / = 48,5, ft 15, APV	НХ-0,17	0 34	0,004	0,0004]	0,8	0,07	0,17	27,2	3998
31	ТПР-0,2Г, „Лаваль", / = 22,5, ft = 7	0,2Г	0,4	0,0059	0,0008	0,8	0,09	0,7	11,2	3700
32	ТПР-0,2(К) „Лаваль Р 9“	0,22	0,44	0,0065	0,00028	2,1	0,021	0,8	1,05	3268
33	Ламельный Д-600, 6—7, „Розенблад"	Д-600	6,0	0,014	0,0028	6,5	0,021	0,8	0,88	3073
34	Спиральные 10, 20, 31, 50, 63 м2	63	63	0^024	0,012	31,5	0,021	0,8	0,85	2775
35	Кожух трубчатый: в трубах	TH	247	0,021	0,176	6	0,021	0,8	0,88	2972
	в межтрубном пространстве с не-	TH	247	0,025	0,121	9,4	0,22	0,6	7,9	2580
	регородками в межтрубном пространстве без	TH	247	0,025	0,252	7,0	0,021	0,8	0,88	2224
36	перегородок Трубчатый: в трубах	тк	148	0,008	0,2	3,0	0,021	0,8	0,98	2498
	в межтрубном продольном прост-	тк	148	0,010	0,252	7,0	0,021	0,8	1,58	1674
37	рано ве Модель П, плоская гладкая	0,15	0,32	0,0093	0,00128’	0,555	0,035	0,8	3,2	1964
38	ТПР-0,2(К), „Астра"	0,-2А	0,4	0,0061	0,00029	2,4	0,063	0,6	1,2	1649
го R5
Рис. 6.2. Формы щелевидных
каналов
теплоотдача при сохранении
значения Еа- Увеличение шага
гофр до /=36 при сохранении
их высоты h=4 и изменение
ориентации на <Свертикаль-|-
+ наклон» (пластины 0,2)
снизило значение Еа в 2 раза,
tlh=S,\ (поз. 9 и 27 в табл. 6.5).
Приведенный в гл. 2 метод
оценки эффективности способа
интенсификации конвективного
теплообмена позволяет обрабо-
тать с использованием этого
метода данные других авторов
по сложным формам поверхно-
сти теплообмена.
Сравнительная оценка теп-
лоэнергетической эффективно-
сти различных конструкций
теплообменных поверхностей
позволяет успешно решать за-
дачи создания новых теплооб-
менных аппаратов.
Исследованы теплоотдача
и гидравлические сопротивле-
ния потока воды в каналах,
образованных моделями пла-
стин с извилистыми турбулиза-
торами, создающими пульсации в потоке жидкости (диф-
фузорно-конфузорный эффект). Пластины были отштампо-
ваны из стального листа толщиной 2 мм. Формы исследо-
ванных каналов показаны на рис. 6.2. По одну сторону
пластины пропускалась горячая вода, а по другую — холод-
ная. Конечные и начальные температуры воды измерялись
ртутными термометрами. Температуру стенок пластин ав-
торам измерить не удалось, а применяемая ими методика
не позволяла определить расчетом эту температуру с до-
статочной точностью. Кроме того, под действием односто-
роннего избыточного давления воды пластины прогибались,
что искажало расчетные размеры каналов. В силу этих
причин результаты экспериментов авторов дают лишь ори-
ентировочную картину теплоотдачи в исследованных ка-
налах.
На рис. 6.3 показана теплоэнергетическая эффектив-
ность исследованных моделей каналов с турбулизаторами.
200
Рис. 6.3. График сопоставления теплоэнергетической эффективности
щелевидных каналов по данным литературы (см. рис. 6.2):
1— модель «елка», £=20; 2 — модель «елка»; 3 — ленточный пульсирующий ка-
нал, £=20; 4 — ленточный канал, £=20; 5 — ленточный смещенный канал, t=20;
6 — модель пульсирующего канала, £=6; 7 — пульсирующий канал, £=12; 8— лен-
точный пульсирующий канал, £=20; 9 — пульсирующий ленточный канал. £=28;
10 — эталонный канал с гладкими стенками
Наиболее эффективными получились поверхности типа 7,
6 и 1. Поверхности 7 и 6 относятся к ленточно-поточному
классу, а поверхность 1 является сетчато-поточной типа
«елки», моделирующая поверхности промышленных
пластин. Следует отметить, что для практического исполь-
зования в пластинчатых теплообменниках поверхности 3—
10 малопригодны, поскольку они лишены равномерно рас-
пределенных точек взаимной опоры пластин.
В литературе уделено большое внимание вопросу теп-
лоэнергетической эффективности щелевидных каналов
ленточно-поточного типа. В табл. 6.6 приведены типы и
размеры исследованных автором гофрированных пластин
при теплообмене с капельной жидкостью. В основном это
теплопередающие пластины ленточно-поточного типа (мо-
дели 1—3, 5), выпускаемые для промышленных теплооб-
менных аппаратов различными предприятиями. Лишь
пластина типа 6 (табл. 6.6) относится к сетчато-поточным,
она имеет турбулизаторы в виде полусферических высту-
пов диаметром 12 мм, расположенных в шахматном по-
рядке. Эксперименты выполнены при средней температуре
воды 50 °C и отличаются высоким качеством проработки
вопросов теплоотдачи, гидравлических сопротивлений и
теплоэнергетической эффективности различных форм те-
плопередающих пластин. В табл. 6.6 помещены также
201
блица 6.6. Результаты экспериментальных исследований щеле
лри теплообмене с капельной жидкостью
Тип поверхности и форма канала
№ модели
Определяющие
гофр			кана		
Высота, мм	|	Шаг, мм	Угол атаки, град |	Экп. диаметр, м [	Длина, м	
1 Пластины ленточно-поточного типа с горизон-
тальными гофрами треугольного профиля (СССР)
22 90 0,0056 0,8
То же при за -ope между пластинами 4.8 мм 7
Пластины ленточно-поточного типа с горизон- 12
тальными’гофрами синусоидального профиля (ФРГ)
22 90 0,0096 0,8
38 90 0,0084 0,7
2
3
Пластины ленточно-поточного типа с горизон-
тальными гофрами трапецеидального профиля (Ве-
ликобритания)
32 90 0,0098 0,83
5
16 48,5 90 0,004 0,7
Пластины ленточно-поточного типа с гори-
зонтальными двойными гофрами треугольно-си-
нусоидального профиля (Великобритания)
Пластины сетчато-поточного типа с полусфе-
рическими выступами высотой 6 мм
6 25,4 — 0,012 0,89
6
202
видных каналов, составленных из гофрированных пластин,
размеры			Расчетные формулы, турбулентный режим				Экспериментальные данные					
	лов		Е=ЛКе~т		Nu=CRe"X ХРгО.43		»1	"о,	а2	02	а8	Л/ 03
	Площадь поверх- ности, м-	Площадь сече. НИЯ, м" 		А	т	С	п	Вт (м2-К)	Вт м2	Вт (м!К)	Вт м2	Вт (м2-К)	Вт м2
	0,4	0,0007	11,2	0,25	0,1	0,7	2600	1	5000	10	8500	100
	0,4	0,0013	6,8	0,25	0,29	0,6	3100	1	5050	10	8100	100
	0,42	0,0011	4	0,25	0,22	0,6	2400	1	4700	10	7500	100
	0,9	0,0014	1,6	0,17	о.п	0,7	2700	0,137	8200	7,23	12 300	56
	0,22	0,0006	27,2	0,55	0,07	0,7	2300	1	3700	10	6500	10
	0,52	0,0018	5,8	0,25	0,076	0,75	2 950	1	5100	10	9500	10
203
Рис. 6.4. График сопоставления теплоэнергетической эффективности
каналов сложной формы (см. табл. 6.6)
данные по исследованию пластин с горизонтальными гоф-
рами трапецеидального профиля, образующими каналы
ленточно-поточного типа (модель 4).
На рис. 6.4 показаны результаты сопоставления тепло-
энергетической эффективности щелевидных каналов со
сложной формой поверхности. Весьма интересные качест-
ва обнаружила модель с горизонтальными гофрами тра-
пецеидального профиля. Ее теплоэнергетическая эффек-
тивность оказалась почти вдвое выше, чем у широко при-
меняемых в промышленных аппартах ленточно-поточных
каналов с гофрами синусоидального или треугольного про-
филя
В отечественном производстве находится 70 типораз-
меров разборных пластинчатых теплообменников различ-
ного назначения с площадями поверхности теплообмена от
1 до 800 м2 в одном аппарате (без учета вариантов по
маркам металла и резиновым прокладкам).
Типоразмеры пластин по техническим характеристикам
теплообменников приведены в табл 6 7.
Производство разборных теплообменных аппаратов
включает пять основных типоразмеров пластин: 0,2; 0,3;
0,6; 1,1 и 1,3 м2.
Пластины типа 0,2 позволяют компоновать аппараты
поверхностью 1—40 м2 малого гидравлического сопротив-
ления, предназначенные для высоковязких сред и разре-
женных паров и газов
Пластины типа 0,3 с углом пересечения вершин гофр
120е предназначены для сравнительно малых расходов
204
жидкостей (до 50 м3/ч), они изготавливаются с площадя-
ми поверхностей 3—20 м2.
Пластины типа 0,6 имеют три модификации: 0,6 —
с углом пересечения вершин гофр 120° (базовый вариант);
0,6—2 с углом пересечения вершин гофр 60 ° (пониженно-
го гидравлического сопротивления); 0,6—4 — пластины,
аналогичные 0,6—2 и изготавливаемые из титана. Сочета-
ние в пакете пластин типов 0,6 и 0,6—2 позволяет компо-
новать каналы с промежуточной теплогидродинамической
характеристикой (обозначение: 0,6—3). С помощью этих
пластин можно получить поверхности общей площадью
10—320 м.
Пластины типа 1,1 предназначены для компоновки
конденсаторов вакуумных паров и газов для случаев, тре-
бующих малого гидравлического сопротивления аппара-
тов, и имеют площади поверхностей 50—400 м2.
Пластины типа 1,3— основные, с углом пересечения
вершин гофр 120°, предназначены для расходов жидкости
до 500 м3/ч, изготавливаются поверхностями от 200 до
800 м2.
На рис 6.6 показаны границы применения пластин
каждого типоразмера для разборных теплообменников
в зависимости от часовых расходов жидкости в теплооб-
менном аппарате и требуемой при этом расчетной площа-
ди поверхности теплообмена. Как видно из рисунка, ре-
комендуемые типоразмеры пластин равномерно перекры-
вают поле расходов (производительности)жидкости от 1
до 600 м3/ч и могут применяться для площадей поверх-
ности от 1 до 800 м2. Показанные типоразмеры теплооб-
менников ограничены предельными давлениями рабочих
сред от 0,02 до 1 МПа (0,2—10 кгс/см2) и теплостой-
костью прокладок от — 20 до 140 °C, а при использова-
нии фторкаучуковых прокладок — соответственно от —30
до 180 °C Некоторое взаимное перекрытие пластинами
типов 0,2 и 0,3, а также 1,1 и 1,3 по площади поверхности
теплообмена при равных расходах объясняется различи-
ем их гидродинамических характеристик.
В табл. 6.8 показана расчетная пропускная способ-
ность разборных пластинчатых теплообменников на ра-
мах 1- и 2-го исполнений при предельных скоростях жид-
кости в штуцерах аппарата
На рабочие давления от 0,6 до 2,5 МПа изготавливают
полуразборные пластинчатые теплообменники. Разборные
пластинчатые теплообменники на давление более 1,6 МПа
изготовляют редко из-за сложности уплотнений их кана-
205
Таблиц а 6.7. Техническая характеристика и оснэвныз разиеры плас
Показатель	Тип плас			
	0.6	0,6—2 0,6—3	0,64	
	Разборная			
Рабочая среда Расход среды (не более), м3-ч: жидкость пар—газ Размеры пластины (длинаХши- рина или диаметр), мм Площадь поверхности теплооб- мена пластины, ма То же аппарата, м2 Расчетное давление, МПа Эквивалентный диаметр канала, мм Площадь поперечного сечения канала, м2 Приведенная длина канала Наибольший диаметр условного прохода присоединяемого шту- цера, мм	200 3500 1375X600 0,6 10—320 1 8,3 245-10—3 1,01 200	300 4500 1375X600 0,6 10—320 1 8,7 245-10—6 1,07 0,993 200	Жидкая н па 250 4000 1375X600 0,6 10-320 0,6 6,0 167-10-8 1,06 200	
Показатель	Тип плас			
	1,0	0,17	0,32	
	Неразборная			
Рабочая среда Расход среды (не более), м3 ч: жидкость пар—газ Размеры пластины (длинаХши- рина или диаметр), мм Площадь поверхности теплооб- мена пластины, м2 То же аппарата, м2 Расчетное давление, МПа Эквивалентный диаметр каната, мм Площадь поперечного сечения канала, м2 Приведенная длина канала Наибольший диаметр условного прохода присоединяемого шту- цера, мм	300 7000 964X964 1,0 120—800 2 7,63 376-Ю-8 1,01 250/350	> 900 0470 0,17 82 1 7,8 158-10-« 0,5 800	<идкая и газо 2000 026 0,32 125 1 7,8 223-10-» 0,7 800	
206
тинчатых теплообменников
тины				
	0,3	0,2	1,3	1,1			0,75
конструкция	Неразборная конструкция				
рообразная	Жидкая и газообразная				
	50	50	500	600 900	1000	5000	10 000 1370X300	960X460	1915X920	1950X950 0,3	0,2	1,3	1,1 3—20	1—40	200—800	50—400 1	1	1	0,6 8,0	8,8	9,6	14,37 110-Ю-6	178-Ю-6	425-10“6	645 10~® 1,12	0,518	1,47	1,21 65	150(80)	300	300			250 4500 1417X470 0,75 20—320 2 11,4 266-10-® 1,6 300
Прода.имение табл. 6.Т				
	ТИНЫ			
	0,48	0,75	0,5	0,7
	конструк ция		Полуразборная конструкция	
	образная 4000 0770 0,48 160; 243; 280 1 7,8 280-10“® 0,85 1000	6000 0970 0,75 242; 272 1 7,8 300 -10“6 1,0 1200	Жидкая, пар газоо( 300 3000 1400X670 0,5 31,54-320 1,6—2,5 9,0 285-10-® 0,8 200	ообразная и >разная 60 6000 1470X470 0.7 50—200 0,6 9,6 220-10—®' 1,46 300(80)
ЙОГ
/№
3Z0
500
о/
500
100 -
50 -
51.5 -
1000 2000 3000
_______I ______I__
WOO 5000 ^,м3/ч
V
Рис. 6.5. Области применения типоразмеров пластин для полуразбор-
ных пластинчатых теплообменников
Таблица 6.8. Расчетная пропускная способность разборных
пластинчатых теплообменников 1- и 2-го исполнений
Теплообменники на базе пластин типа	Пропускная способность, м*/ч	
	Скорость воды в шту- цере 2,5 м/с	Скорость воды в штуцере 5 м/с*
о,3	30	60
0,6	285	565
0,5Т	160	315
1,3	635	1270
• Пропускать такие большие расходы через аппарат не рационально, так как
при этом местные гидравлические сопротивления в штуцерах составляют 50% н бо-
лее общего заданного гидравлического сопротивления.
лов. Неразборные сварные теплообменники трудно
эксплуатировать, когда даже одна из рабочих сред (на-
пример, техническая вода) образует значительные отло-
жения на поверхностях теплообменника и требуется пе-
риодическая чистка каналов.
Для производства полуразборных теплообменных ап-
паратов применяется ряд пластин. Изготавливаются два
типоразмера пластин площадью 0,5 и 0,7 м2. Эти пластины
позволяют перекрывать площади поверхности теплообмен-
ника от 31,5 до 320 м2 при расходах газообразных сред
от 1000 до 6000 м3/ч. На рис. 6.5 показаны границы при-
менения пластин каждого типоразмера для полуразбор-
ных теплообменников в зависимости от расходов газооб-
разных рабочих сред в аппаратах и требуемых при этом
площадей поверхности теплообмена. Пластины типа 0,5
могут применяться для жидких и газообразных рабочих
сред при давлении рабочей среды до 2,5 МПа и темпера-
туре от — 30 до 200 °C (с фторкаучуковыми кольцевыми
208
Рис. 6.6. Области применения типоразмеров пластин для разборных
пластинчатых теплообменников на жидкостях.
прокладками). Пропускная способность аппаратов на ба-
зе этих пластин — до 3000 м3/ч газа. Площади поверх-
ности теплообменника для аппаратов их этих пластин со-
ставляют от 31,5 до 320 м2. Пластины типа 0,7 предназ-
начены для сред газ — жидкость, например, в установках
утилизации вторичных тепловых ресурсов. Пропускная
способность их не менее 6000 м3/ч.
На рабочие давления до 4 МПа и температуры от
—100 до 550 °C при возможности очистки поверхностей
теплообмена методом химической промывки изготовляют
нсразборные сварные пластинчатые теплообменники.
Производство сварных пластинчатых теплообменников
общего назначения включает три типоразмера пластин —
0,6; 1 и 1,4 (рис. 6.7). Эти пластины компонуются в уни-
фицированные сварные пакеты. Из пластин типов 0,6 и
1,4 составляют пакеты с площадью поверхности теплообме-
на 20 м2. Используется наиболее эффективная противоточ-
ная схема тока рабочих сред. Возможно включение по пря-
моточной схеме. Из пластин типа 1 изготовляют пакеты
площадью поверхности F=40 м2. Используется только пе-
рекрестная схема тока рабочих сред. Другие схемы тока
в этих пакетах конструкционно не реализуются. Эти три
основных типоразмера пластин позволяют перекрыть пло-
щади поверхности теплообмена от 40 до 800 м2 при рас-
ходах газообразных сред от 800 до 7000 м3/ч. На рис. 6.7
14—5078	209
Рис. 6.7. Области применения пла-
стин для неразборных сварных
теплообменников.
показаны границы приме-
нения пластин каждого ти-
поразмера для неразборных
сварных теплообменников
в зависимости от расходов
газообразных рабочих сред
в аппаратах и требуемых
при этом площадей поверх-
ности теплообмена. Пласти-
ны типов 0,6 и 1,4 позволяют собирать из унифицированных
пакетов аппараты поверхностью от 40 до 400 м2.
Пропускная способность аппаратов может быть весьма
разнообразной.
ГЛАВА 7
ОПЫТ ПРИМЕНЕНИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ С ВЫСОКОЙ
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТЬЮ
7.1.	ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ СИСТЕМ
ОХЛАЖДЕНИЯ
Системы охлаждения оборудования, зданий, сооружений^
технологических установок потребляют большое количество энергии.
Внедрением теплообменных аппаратов интенсивного действия можно
повысить эффективность систем охлаждения, увеличить их надеж-
ность и обеспечить условия эксплуатации.
Распространенные системы прямоточного водяного охлаждения
морально устарели и требуют замены в связи с дефицитом пресной
воды, возросшими требованиями к охране окружающей среды от за-
грязнений, необходимостью повышения коррозионной стойкости и дол-
говечности охлаждаемого оборудования.
Системы водяного охлаждения оборудования, зданий и сооруже-
ний могут быть существенно улучшены применением двухконтурных
систем охлаждения с промежуточным (центральным) охладителем
пластинчатого типа.
Для этих целей эффективны разборные пластинчатые теплообмен-
ники с большой площадью поверхности теплообмена. На рис. 7.1 по-
казана принципиальная схема двухконтурного водяного охлаждения
технологического оборудования на предприятии.
Из водоема 1 с холодной водой любого качества вода насосом 3
через фильтр грубой очистки 4 подается на внешний контур первич-
210
Рис. 7.1. Принципиальная схема двухконтурного водяного охлаждения
технологического оборудования:
1 — водоем; 2 — приемная решетка; 3 —насос; 4 — фильтр грубой очистки; 5 —
центральный охладитель — пластинчатый теплообменник; 6 — насос 2-го контура;
7 — резервуар оборотной воды; 8 — водонодготовнтельная установка; 9 — охлаж-
даемые аппараты
него теплоносителя центрального пластинчатого охладителя 5. На сто-
роне вторичного теплоносителя в центральный охладитель 5 поступает
теплая (отработавшая) вода (внутренний контур).
Охлаждающая вода отбирает теплоту в центральном охладителе
от нагретой воды внутреннего контура и возвращается в водоем для
естественного охлаждения. Вода внутреннего контура может прохо-
дить специальную водоподготовку (обессоливание, снижение корро-
зионной активности путем раствореиия в ней ингибиторов, поверхно-
стно-активных веществ и т. д.) в соответствующей установке 8. Для
накопления и хранения охлажденной чистой воды устанавливается
резервуар 7.
При использовании во внешнем контуре морской либо другой хи-
мически активной воды трубопроводы этого контура и поверхность
теплообмена пластинчатого теплообменника изготовляют из корро-
зионно-стойкого металла. При этом следует учитывать, что затраты
на изготовление пластинчатого теплообменника минимальны по сравне-
них с затратами на теплообменники других промышленных типов. Про-
тяженность сравнительно дорогостоящих коррозионно-стойких трубо-
проводов первого контура можно уменьшить, приближая установку
центрального охладителя к водоему.
Трубопроводы и теплоиспользующее оборудование 9 внутреннего
контура могут быть изготовлены из наиболее доступных металлов, на-
пример из углеродистой стали, и работать продолжительный срок без
ремонтов, так как вода этого контура подвергается оптимальной под-
14*	211
Рис. 7.2. Схема двухконтурной системы охлаждения с использованием
градирни:
/ — градирня; 2 — насос; 3 — центральный охладитель — пластинчатый теплооб-
менник; 4— насос второго контура; 5 — резервуар; 6 — водоподготовительная
установка; 7 — охлаждаемые технологические аппараты
готовке, находится в замкнутой системе, не теряется и не разрушает
оборудование и трубопроводы.
Принципиальная схема двухконтуриой системы охлаждения с ис-
пользованием градирни показана на рис. 7.2.
Из градирни вода внешнего контура подается насосом в централь-
ный пластинчатый охладитель, в котором происходит охлаждение воды
внутреннего контура. Подогретая в охладителе вода возвращается
на охлаждение в градирню.
Двухконтурная система охлаждения работает эффективно, если
конструкция центрального охладителя достаточно компактна и интен-
сивно передает теплоту при малых температурных напорах. Этим тре-
бованиям наиболее полно отвечают аппараты пластинчатого типа. Эти
аппараты могут эффективно работать при малых температурных на-
порах (до Д/'=2-нЗ°C). Двухконтуриые системы охлаждения хорошо
себя зарекомендовали в эксплуатации на морских судах.
За рубежом двухконтурные системы охлаждения применяют иа
тепловых и атомных электростанциях. Считают выгодным устанавли-
вать центральный охладитель пластинчатого типа и к нему подклю-
чать отдельные аппараты, требующие водяного охлаждения.
7.2.	ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ СИСТЕМ
ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
В настоящее время в закрытых системах теплоснабжения
наиболее распространены кожухотрубчатые скоростные водонагревате-
ли [30, 32]. Кожухотрубчатые водонагреватели имеют существенные
конструкционные и теплотехнические недостатки. Указанных иедостат-
212
ков в значительной степени лишены разборные пластинчатые подо-
греватели.
С 1979 г. на одной из крупных теплораспределительных станций
(ТРС) г. Харькова успешно эксплуатируются пластинчатые водонагре-
ватели для горячего водоснабжения. Результаты испытания [30] по-
казали, что три пластинчатых теплообменника площадью поверхности
теплообмена 60 м2 полностью заменяют установленные на второй
ступени кожухотрубчатые теплообменники площадью поверхности
406 м2, покрывая всю тепловую нагрузку второй ступени подогрева-
телей горячего водоснабжения. В табл. 7.1 представлены результаты
сопоставления этих теплообменников для ТРС при заданной тепловой
нагрузке.
Таблица 7.1. Сопоставление кожухотрубчатых и пластинчатых
теплообменников, установленных в ТРС
Показатель	Конструкция теплообменника	
	Кожухотрубчатый	Пластинчатый
Число аппаратов (секций), шт.	20	3
Суммарная площадь поверхно- сти теплообмена, м2	406	60
Масса аппарата, т	11,7	2,1
Стоимость (без арматуры и тру- бопроводов), тыс. руб. Размеры производственного по- мещения, необходимого для установки	подогревателей (включая первую ступень), м:	9,83	6,6
длина	15,2	5
ширина	6,6	5
высота	6,0	3.5
Объем помещения, м3	600	88
Опыт эксплуатации (в течение 4—5 лет) пластинчатых теплооб-
менников на ТРС г. Харькова показал, что вследствие высокой
жесткости водопроводной воды при ее подогреве за 1 год образо-
вался слой отложений толщиной 0,3—1,5 мм, что снизило коэффи-
циент теплопередачи на 20 % и увеличило гидравлическое сопротив-
ление тракта водопроводной воды в 2 раза.
Положительный опыт эксплуатации пластинчатых теплообменни-
ков накоплен также во многих городах РСФСР, например в Москве,
Курске, Балашихе, Архангельске, Смоленске и др. Эксплуатация этих
теплообменников в указанных городах показала, что пластинчатые
теплообменники легко монтируются и разбираются, не требуют до-
полнительного обслуживания, надежны в эксплуатации, занимают
малую площадь.
213
При разборке теплообменников в конце отопительного сезона на
пластинах первой и второй ступеней были обнаружены отложения
различного качества. Со стороны греющего теплоносителя отложения
были в виде тонкого налета, а со стороны водопроводной воды —
в виде тонких пленок (первая ступень) и рыхлой массы (вторая
ступень) толщиной 0,05 мм и более. Все отложения легко счищались
ветошью и смывались водой после разборки аппарата В случае,
когда разобранный теплообменник долгое время не подвергался
очистке, отложения затвердевали и с трудом поддавались удалению.
За рубежом пластинчатые теплообменники тоже находят примене-
ние для систем теплоснабжения. В частности, фирма «Альфа — Ла-
валь» (Швеция) широко и успешно применяет пластинчатые тепло-
обменники для этой цели. Для отопления, вентиляции и горячего
водоснабжения жилых и общественных зданий используется водо-
нагреватель в виде центрального собранного блока. Водонагреватель
выпускается двух типоразмеров (Р2 и РЗ) с двумя или тремя
пластинчатыми теплообменниками.
При выборе отечественных разборных пластинчатых теплообмен-
ников для систем горячего водоснабжения было проведено несколько
вариантов машинного проектного расчета.
Расчеты проводились для пластин типа 0,6 из нержавеющей
стали [Х=16 Вт/(м-К)] и пластин типа 0,3 из латуни [Л=
=104 Вт/(м-К)]- Толщина стенок обеих пластин принималась 0,001 м,
а толщина отложений на пластинах была равна 0,00012—0,00015 м.
Результаты расчетов показывают, что даже небольшие отложения
на обеих сторонах пластины значительно снижают интенсивность
теплообмена. Так, при отсутствии отложений коэффициент теплопе-
редачи составлял 4000—5000, а с учетом перечисленных отложений —
2700—3200 Вт/(м2-К), т. е. в среднем он снижался на 30—35 %.
На площадь поверхности теплообменника оказывает значительное
влияние также выбранная схема компоновки пластин. При однохо-
довой (прямоточной схеме) гидравлические сопротивления значитель-
но меньше, чем при многоходовой, однако при этом возрастает рас-
четная площадь поверхности теплообменника. Например, для
пластинчатого теплообменника с пластинами типа 0,6 при одноходо-
вой схеме гидравлическое сопротивление равно 62 Па, а площадь
поверхности теплообменника при этом составляет 300 м2, при много-
ходовой схеме компоновки площадь поверхности равна 40 м2,
а сопротивление — 30 960—38 570 Па.
Анализ термических сопротивлений чистых стенок пластин из
нержавеющей стали и латуни показал, что термическое сопротивле-
ние стенки мало влияет на коэффициент теплопередачи и на площадь
поверхности теплообмена. Так, при равных условиях коэффициент
теплопередачи для теплообменника из стальных пластин типа 0.6 со-
ставлял 3850 Вт/(м2-К), а из латунных пластин типа 0,3—
214
4040 Вт/(м1 2К), площади нагрева составляли соответственно 52
и 48 м2.
Как показывает опыт эксплуатации пластинчатых теплообменни-
ков и проведенные расчеты, они успешно могут применяться в систе-
мах теплоснабжения вместо скоростных трубчатых подогревателей.
7.3.	ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА,
СТЕРИЛИЗАЦИИ ЖИДКОСТЕЙ И ОСУШКИ ВОЗДУХА
Процесс передачи теплоты от одной среды к другой в
этих системах должен протекать при очень малых температурных
перепадах и строгих ограничениях на габаритные размеры теплооб-
менников. В таких установках рационально применять теплообмен-
ные аппараты пластинчатого и пластинчато-ребристого типов (для
сред воздух — жидкость).
На рис. 7.3 показана установка кондиционирования воздуха
помещения с применением теплового насоса. Иногда такие установ-
ки называют агрегатом для одновременного получения теплоты и
холода.
Низкопотенциальную теплоту наружного воздуха насос повышает
до более высокого потенциала, необходимого для отопления помеще-
ний. В системах с тепловым насосом теплообмен бывает затруднен
избытком или недостатком низкопотенциальной теплоты для общей
Рис. 7.3. Схема установки кондиционирования воздуха с тепловым
иасосом:
1 — охладитель воздуха; 2 — насос для рассола; 3 — испаритель; 4 — конденса-
тор; 5 — компрессор теплового насоса; 6 — регулирующий клапаи теплового насо-
са; 7 — вспомогательный теплообменник для пиковой нагрузки; 8 — нагреватель
воздуха; 9— насос горячей воды; 10, 12 — промежуточные теплообменники;
11 — аккумулятор теплоты
215
Рис. 7.4. Схема установки кондиционирования воздуха:
1 — охладитель воздуха; 2 — насос для рассола; 3 — аммиачный испаритель;
4 — аммиачный конденсатор; 5 — холодильный компрессор; 6 — регулирующий
клапан холодной установки; 7 — центральный охладитель; 8 — градирня; 9 —
насос
системы. Эти колебания можно выравнять применением теплового
аккумулятора, распределяющего теплоту между испарителем и кон-
денсатором теплового насоса.
В зимнее время теплообменник 8 подогревает воздух для подачи
в помещения, а в летнее время отдает теплоту в окружающую
атмосферу.
Избыток теплоты направляется через промежуточный теплообмен-
ник 10 в аккумулятор и может содержаться там до момента обнару-
жения недостатка теплоты в системе. Установка промежуточных тепло-
обменников защищает тепловой насос от колебаний теплового режима
и от высоких давлений в конденсаторе. Источниками отбираемой тепло-
ты в этой установке служат окружающий воздух и теплообменник 1
Источником теплоты дли доставки его в тепловой насос также может
служить большой водоем, море, озеро. В этом случае рациональна схе-
ма двухконтурной системы с центральным подогревателем пластинча-
того типа.
Все теплообменные аппараты, изготовленные по схеме, изображен-
ной на рис. 7.3, могут быть пластинчатого типа различных конструкций.
На рис. 7.4 показана схема крупной установки кондиционирования
воздуха, предназначенная для получения охлажденного воздуха и по-
дачи его в больших количествах на объекты для поддержания требу-
емого микроклимата.
Случаи эффективного применения аппаратов интенсивного действия
весьма разнообразны и зависят от конкретных условий.
Для примера укажем еще на процесс получения сухого сжатого
воздуха: по сравнению с абсорбционными установками осушки воздуха
установка с холодильной машиной и пластинчатыми теплообменниками
дает большой экономический эффект.
Другим примером эффективного применения аппаратов интенсивно-
го действия могут служить установки для непрерывной тепловой стери-
216
Рис. 7.5. Схема установки для тепловой стерилизации жидкости
лизации жидких рабочих сред. На рис. 7.5 показана принципиальная
схема установки для тепловой стерилизации жидкостей. Исходная за-
грязненная жидкость из емкости 6 насосом, через фильтр-ловушку 5
подается в пластинчатый рекуператор теплоты 1, где жидкое.'-з нагрева-
ется от 20 до 90 °C и поступает в пластинчатый нагреватель 2, где
нагревается паром до 140 °C и передается на выдержку в выдержива-
тель 4.
После заданного времени пребывания в выдерживателе жидкость
поступает на предварительное охлаждение в рекуператор 1 и далее в
охладитель 3, где охлаждается до 30 °C и выходит стерильной в про-
Рис. 7.6. Схема установки осушки воздуха охлаждением:
1 — воздушный турбокомпрессор; 2 — концевой холодильник; 3 — рекуператор
(воздух — воздух); 4— сепаратор влаги; 5 — охладитель; 6— холодильный ком-
прессор; 7 — конденсатор; 8 — градирня оборотной технической воды; 9 — испа-
ритель; 10 — центробежный иасос
217
изводство 8 или на хранение 7. На схеме условно показана расстановка
простейших контрольно-измерительных приборов и датчиков. Особен-
ностями схемы являются ее компактность, малые металлоемкость и
энергоемкость, высокая экономичность и автономность в эксплуатации.
Данная схема является унифицированной и может комплектоваться
оборудованием на различную производительность по стерильной жид-
кости в соответствии с результатами расчетов. Использование пластин-
чатых теплообменников в схеме позволяет работать с высоким коэф-
фициентом рекуперации теплоты и с доступностью поверхностей тепло-
обмена для мойки и осмотров.
Установка осушки воздуха охлаждением с использованием пластин-
чатых теплообменников показана на рис. 7.6. По сравнению с абсорци-
онными установками осушки воздуха установка с холодильной маши-
ной и пластинчатыми теплообменниками дает значительный экономичес-
кий эффект.
В поисках путей снижения массы и габаритных размеров тепло-
обменных аппаратов представляется целесообразным изучать возмож-
ности применения аппаратов интенсивного действия в новых областях
на основе положительного опыта других отраслей.
7.4.	ПРИМЕНЕНИЕ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
Систематически проводимые работы по унификации и
стандартизации каждого вида теплообменников позволяют упорядо-
чить их производство, снизить трудозатраты и себестоимость изго-
товления. Наряду со стандартными аппаратами создаются специаль-
ные конструкции, позволяющие в каждом конкретном случае получать
оптимальное по приведенным затратам техническое решение.
Во всех случаях при выборе конструкции аппарата надо учиты-
вать возможности снижения удельной металлоемкости и энергоемко-
сти процесса теплообмена.
Кожухотрубчатые теплообменники. Для интенсификации теплооб-
мена в этих конструкциях находят применение такие меры, как ореб-
рение и профилирование труб (внутреннее и наружное), закрутка по-
токов рабочих сред, движущихся внутри труб, поперечное омывание
тесных трубных пучков, пленочное распределение рабочих сред внутри
и снаружи труб и др.
Стандартные кожухотрубчатые теплообменники выпускаются в
следующих основных исполнениях:
TH — теплообменники с неподвижными трубными решетками, вер-
тикальные (ТНВ) и горизонтальные (ТНГ);
ТК — теплообменники с компенсатором на кожухе (ТКВ и ТКГ);
ТУ — теплообменники с У-образным трубным пучком, закреплен-
ным в одной трубной решетке;
ТГ1 — теплообменники с плавающей головкой;
218
водонагреватели скоростные пароводяные и водоводяные. Даже
для ограниченной области применения (по температурам до 350 °C, по
разности температур стенки кожуха и стенки трубного пучка до 30°С
и по давлению до 4,0 МПа) без учета материального исполнения тре-
буется изготавливать по ГОСТ 15122-79 более 870 типоразмеров ап-
паратов типов TH и ТК По сравнению, например, с пластинчатыми
теплообменниками кожухотрубчатые более металлоемки, требуют для
изготовления применения дорогостоящих труб малых диаметров, име-
ют низкий коэффициент теплоэнергетической эффективности и трудо-
емки в изготовлении и эксплуатации.
Поэтому область применения кожухотрубчатых теплообменников
ограничена технико-экономическим обоснованием, если есть выбор дру-
гих конструкций. Кожухотрубчатые теплообменники эффективны в
следующих областях: при давлении рабочих сред более 1,6 МПа, при
температурах рабочих сред более 150 °C, для токсичных и взрыво-
опасных сред, преимущественно при использовании поверхностей теп-
лообмена из углеродистой стали и латуни.
Пластинчатые теплообменники. Для широкой области применения
серийно изготовляются три типа конструкций пластинчатых теплооб-
менников: ТПР — теплообменники пластинчатые разборные, ТПП—
теплообменники пластинчатые полуразборные (со сдвоенными пласти-
нами), ТПН — теплообменники пластинчатые неразборные (сварные).
Поверхности теплообмена изготовляют преимущественно из нер-
жавеющих сталей и коррозионно-стойких цветных металлов и сплавов.
По теплоэнергетическому коэффициенту пластинчатые теплообмен-
ники, как правило, являются наиболее эффективными по сравнению
с другими теплообменниками общего назначения. Разборные пластин-
чатые теплообменники для давлений до 1 МПа и температур рабочих
сред до 140—150 СС могут эффективно заменить все типы кожухо-
трубчатых теплообменников, в том числе скоростные и пленочные кон-
струкции.
Ограничением в их применении является пониженная надежность
эластичных прокладок (резиновых) при высоких температурах и в
агрессивных и взрывоопасных средах. Поэтому в области повышенных
температур (более 150 °C) и при давлении более 1 МПа целесообраз-
но применять полуразборные и неразборные пластинчатые теплообмен-
ники. Однако при этом ограничивается возможность очистки поверх-
ностей теплообмена в сводных неразборных каналах сложной формы.
Здесь возможна только химическая промывка Пластинчатые тепло-
обменники позволяют для той же области применения, где использу-
ются кожухотрубчатые теплообменники, в несколько раз сократить
число требуемых типоразмеров аппаратов.
Каждая конструкция теплопередающей пластины является по су-
ществу базой для изготовления трех типоразмеров теплообменников:
21»
на консольной раме (исполнение 1), на двухопориой раме (исполне-
ние 2), на трехопорной раме (исполнение 3).
Типоразмер разборного пластинчатого теплообменника слагается из
выбранного конструктором типоразмера теплопередающей пластины и
рамы, на которую устанавливают требуемое число пластин.
Потребитель может получить практически непрерывные по площа-
ди поверхности теплообмена аппараты в соответствии с расчетом про-
цесса теплообмена [27].
Именно на таком принципе построены типоразмерные ряды раз
борных пластинчатых теплообменников у основных зарубежных
фирм — изготовителей этих аппаратов.
Ламельные, сотовые и витые теплообменники. Теплообменники
этих конструкций занимают промежуточную область применения меж
ду кожухотрубчатыми и пластинчатыми теплообменниками. Поло-
жительной особенностью этих теплообменников является использова-
ние каналов малых эквивалентных диаметров. В теплообменниках
с витым трубным пучком (витых теплообменниках) достигается слож-
ная форма поверхности теплообмена в межтрубном пространстве, по-
вышающая теплоэнергетическую эффективность поверхности. Эти
аппараты выполняются цельносварными без каких-либо прокладок, они
обладают высокими герметичностью и надежностью. Недостатком ука-
занных конструкций является невозможность механической очистки
поверхностей теплообмена: полная недоступность поверхности в витых
теплообменниках и по одному из теплоносителей в ламельных и со-
товых.
Ламельные и сотовые теплообменники изготовляются зарубежными
фирмами как аппараты специального назначения, но цена их сравни-
тельно высока.
Спиральные теплообменники и теплообменники типа «туба в
трубе». Эти теплообменники имеют сравнительно небольшие площади
поверхности теплообмена в одном аппарате и предназначены в основ-
ном для жидких рабочих сред с расходом до 100 м3/ч. Достоинствами
аппаратов являются отсутствие застойных зон у поверхности теплооб-
мена и движение рабочей среды по одному каналу большой длины. В
этой связи наблюдается эффект самоочищения поверхностей теплооб-
мена от загрязнений. Коэффициент теплоэнергетической эффективности
спиральных теплообменников на 50—70% выше, чем кожухотрубчатых,
но ниже, чем пластинчатых. Спиральные теплообменники выпускаются
на рабочие температуры рабочих сред до 200 °C и на давление до
1 МПа. Область их применения соответствует требованиям компакт-
ности аппарата и тем условиям, где нельзя применять пластинчатые
разборные аппараты из-за ограничений по температурам и стойкости
прокладок к агрессивным средам. Недостатками спиральных теплооб-
менников являются высокая удельная металлоемкость и плохая ремон-
топригодность.
22!)
Теплообменники типа «труба в трубе» предназначены для областей
рабочих давлений более 4 МПа. Недостатками теплообменников этой
конструкции являются громоздкость и большая металлоемкость.
Пластинчато-ребристые теплообменники. Теплообменники этой кон-
трукции наиболее компактны по сравнению с теплообменниками других
конструкций. Они обладают развитой площадью поверхности в единице
объема аппарата вследствие сложных форм оребрения. Механическая
очистка каналов от загрязнений в таких конструкциях не может про-
водиться. Аппараты предназначены для чистых рабочих сред, не даю-
щих отложений на поверхностях теплообмена (в основном для газо-
образных). Могут применяться как конденсаторы воздушного охлажде-
ния.
Пластинчато-ребристые теплообменники из сплавов алюминия, па-
яной конструкции признаны наиболее эффективным теплообменным
оборудованием для установок газоразделения.
Результаты сравнения основных показателей теплообменного обо-
рудования общего назначения приведены в гл. 1 на рис. 1.3.
7.5.	СБОРКА, МОНТАЖ И ЭКСПЛУАТАЦИЯ
ПЛАСТИНЧАТЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Общие положения. Как правило, теплообменные аппараты поступа-
ют к месту их монтажа в полностью собранном виде с техническим
паспортом завода-изготовителя, инструкцией по эксплуатапии и необ-
ходимыми чертежами.
В инструкции по эксплуатации теплообменного аппарата приводят-
ся сведения о техническом обслуживании, правилах транспортирования
и хранения, перечень запасных частей к аппарату. Персонал, связан-
ный с монтажом, обслуживанием и эксплуатацией теплообменников,
должен внимательно изучить технический паспорт и инструкцию по
эксплуатации теплообменника и выполнять рекомендации завода-изго-
товителя и требования техники безопасности.
После установки теплообменников на заданную площадку или на
фундамент производят выверку по отклонениям от проектных осей и
отметок в горизонтальном и вертикальном направлениях. При монтаже
аппаратов необходимо обращать внимание на расположение фланцевых
соединений относительно трубопроводов и возможности последующих
разборок и сборок аппаратов. После окончания монтажно-сборочных
работ все аппараты подвергают испытанию. Проводят подготовитель-
ные работы и осмотр всех узлов аппарата, проверяют наличие армату-
ры, приборов, заглушек, болтов, прокладок и других деталей, обеспе-
чивающих герметичность системы.
Проводят и очистку трубопроводов и арматуры. После промывки и
герметизации системы проводят гидравлические и пневматические ис-
пытания теплообменных аппаратов совместно с трубопроводами на
221
давление, указанное в рабочем чертеже, или на давление, соответствую-
щее правилам Госгортехнадзора СССР. При испытаниях выявляют гер-
метичность и надежность работы арматуры, плотность всех разъемных
соединений. Выявленные недоделки и дефекты устраняют.
Сборка и обслуживание пластинчатых теплообменников. В плас-
тинчатых теплообменниках объемы жидкости, находящиеся в каналах
аппарата, весьма малы, а эквивалентные диаметры канала не превыша-
ют 20 мм.
Однако при работе с газовыми средами при давлениях более
0,07 МПа и при работе с жидкостями при температурах выше темпе-
ратуры вскипания при их атмосферном давлении необходимо со-
блюдать все правила эксплуатации сосудов, работающих под давле-
нием.
Для предотвращения возможности соприкосновения обслужи-
вающего персонала, находящегося возле теплообменника, с рабочими
средами при аварийном нарушении герметичности необходимо на
пакет пластин устанавливать защитный кожух (экран), который мог
бы направить утекаемую среду вниз. Защитный кожух к пластин-
чатому теплообменнику по требованию заказчика поставляет завод-
изготовитель.
При герметизации пакета пластин следует ие допускать перекосов
нажимной плиты, для чего следует контролировать заданные по
чертежу размеры сборки пакета пластин.
При транспортировке теплообменников нельзя поднимать их за
штуцера и другие места, не указанные иа чертеже, как места для
строповки.
Пластинчатые теплообменники не требуют устройства специаль-
ных фундаментов и обычно могут быть установлены на площадках
н перекрытиях на любой отметке, если данное перекрытие выдер-
живает нагрузку от теплообменника, заполненного рабочими сре-
дами.
Рама теплообменника устанавливается на ровном полу. На нож-
ках рамы предусмотрены отверстия для крепления ее болтами к
полу в случае необходимости.
Иногда возникает необходимость разбирать пластинчатый тепло-
обменник на отдельные узлы и детали, транспортировать его по
частям к месту монтажа и совершать сборку аппарата на месте
эксплуатации. Конструкция разборных пластинчатых теплообменников
позволяет легко выполнять такие работы.
Сборка рамы начинается с установки в вертикальное положение
на полу неподвижной плиты и закрепления ее в этом положении.
Далее к неподвижной плите прикрепляется нижняя штанга. Для
удержания штанги в горизонтальном положении под ее свободный
конец подкладывают временную опору (деревянный брус). Затем к
неподвижной плите крепится верхняя штанга в горизонтальном по-
222
ложении и удерживается на подвеске. На этой же стадии на под-
вижной плите собирается роликовый механизм, плита поднимается
в вертикальное положение и устанавливается между верхней и ниж-
«ей штангами с опорой роликом па верхнюю штангу. Затем устанав-
ливается вертикальная стойка и прикрепляется к верхней и нижней
штанге болтами: закрепляются все детали рамы и убираются вре-
менные опоры. Далее на раму устанавливаются теплопередающие
пластины в полном соответствии со схемой компоновки пластин.
Установка пластин начинается от неподвижной плиты и идет в
направлении к подвижной. Резиновые прокладки на пластинах обра-
щены в сторону подвижной плиты.
После установки пластин в правильной последовательности со
строгим соблюдением правила пересечения вершин гофра под опре-
деленным углом в смежных каналах пакет предварительно сжимают
«ручную, закрывают прижимной плитой и устанавливают в прорези
плит нажимные винты. Резьбовые соединения и упорные подпятники
под гайками нажимных винтов должны быть очищены от грязи и
•смазаны густой смазкой по всей длине резьб. Далее проводят
затяжку пакетов пластин гайками стяжек, начиная с двух централь-
ных гаек и потом в процессе затяжки переходя к верхним и ниж-
ним гайкам, соблюдая относительную равномерность передвижения
нажимной плиты по верхней штанге без перекосов.
Перед окончательной затяжкой гаек на стяжках и установкой
параллельности неподвижной и подвижной плит необходимо прове-
рить шаг установки пластин (измерить масштабной линейкой). Шаг
установки пластин сетчато-поточного типа равен средней высоте
гофр, увеличенной на толщину стенки пластины. В отечественных
разборных теплообменниках из нержавеющей стали этот шаг должен
равняться 5—5,5 мм. Шаг установки пластин, т. е. линейное расстоя-
ние между краями смежных пластин, определяется измерением рас-
стояния от внутренней поверхности неподвижной плиты до внутренней
поверхности подвижной плиты и делением этого размера на число
пластин в секции аппарата.
Необходимым условием правильной сборки секции пластин,
•обеспечивающим максимальную теплопередачу, герметичность аппа-
рата и длительный срок службы пластин и уплотнений является
плотный контакт вершин гофр, пересекающихся между собой под
углом.
При этом условии обеспечиваются хорошее закрепление
пластин и правильные проточные размеры межпластинных каналов.
Достигается это сборкой пакета пластин на расчетную его длину L,
указанную в паспорте аппарата [28].
При обнаружении течи из уплотнения между пластинами сле-
дует проверить шат установки пластин. Если он больше минималь-
ного, то нужно сбросить давление из теплообменника и провести
223
дополнительную подтяжку секции пластин стяжными винтами. Если
подтяжка не устраняет течн, то следует разобрать аппарат и заме-
нить уплотнение на пластине, у которой была течь.
На заключительной стадии сборки н монтажа теплообменника к
штуцерам следует подсоединить трубопроводы. Наиболее удобно для
эксплуатации применять такую схему компоновки пластин, при ко-
торой все четыре рабочих штуцера размещены на неподвижной
плите. В этом случае подсоединение трубопроводов не ограничива-
ется специальными требованиями.
В случае подсоединения трубопроводов к штуцерам, расположен-
ным на подвижной плите, требуется обеспечить податливость под-
вижной плиты для возможных подтяжек секции пластин, а также
предусмотреть простоту отсоединения колена трубопровода от под-
вижной плиты при разборке аппарата. Подсоединенные трубопрово-
ды не должны вызывать перекоса подвижной плиты или недопусти-
мых напряжений в местах подсоединения.
Перед включением теплообменника в эксплуатацию требуется
осмотреть всю систему, убедиться в ее герметичности и исправности
арматуры и приборов. При проверке на герметичность в качестве
рабочей жидкости рационально использовать холодную воду.
Для предотвращения слипания пластин между собой при стяжке
и возможности последующей разборки пакетов пластин прокладки
покрывают веществом, препятствующим прилипанию и повреждению
прокладок. Для резиновых прокладок в качестве такого вещества
применяют тальковую пудру.
Включение теплообменника в эксплуатацию. Открывают вентили
на выходе обеих рабочих сред. Постепенно и равномерно открывают
вентиль на входе рабочей среды с меньшим давлением и затем
открывают вентиль на входе среды с большим давлением и плавно
заполняют полости рабочими средами. Далее определенным положением
вентилей на входе рабочих‘сред устанавливают заданные расходы, дав-
ления и температуры сред.
Если в пусковой период аппарат имеет незначительную разгер-
метизацию, то она может исчезнуть по мере разогрева аппарата без
дальнейшей стяжки пакета. Если требуется дополнительная стяжка
пакета пластин (секции), то аппарат надо выключить, закрыв все
вентили, сбросить давление, охладить пакет и только после этого
провести стяжку. Надо следить, чтобы в полостях теплообменника
не скапливались воздух или газовые пузыри. Для этого периодически
делают продувку полостей аппарата. При работе нельзя допускать
гидравлических ударов, которые могут нарушить герметичность
аппарата.
Смена прокладки. Прокладки на пластинах можно укреплять
двумя способами: механическим креплением на штырьках (как это
224
предусмотрено заводом-изготовителем на новых аппаратах) или при-
клеиванием прокладок в паз пластины.
Замена уплотнения с приклеиванием его подразделяется на три
этапа:
1.	Снятие изношенного уплотнения, очистка и промывка паза
ацетоном.
2.	Установка нового уплотнения (подготовка пластин и нового
уплотнения, нанесение клея, установка уплотнения).
3.	Сушка, проверка крепления уплотнения.
Перед установкой пластин с новыми прокладками в аппарат, их
слегка посыпают тальком для того, чтобы избежать склеивания1
пластин.
Для приклеивания резины к металлу существует много различ-
ных марок клея и инструкция по их применению. Для отечественных
пластинчатых теплообменников хорошие результаты дает применение-
следующих марок клея: ГЭН-150, БЦС-78, КТ-30.
Для работы с водой при температурах до 70 °C можно приме-
нять клей марки 88-Н МРТУ 38-5-880-65.
Герметизация аппарата. При сборке пластинчатого теплообмен-
ника пакет пластин стягивается до размера L, равного произведению
числа пластин на расчетный шаг пластин. Если после этого аппарат
не имеет герметичности, то этому может быть несколько причин:
прокладки были пересушены, и для герметизации требуется не-
которое время для заполнения микропор жидкостью. Для устране-
ния негерметичности аппарат надо залить водой и выдержать
несколько часов;
пластины и прокладки имеют минусовый допуск, так что стяжки
пакета до начального размера L оказывается недостаточно. Следует
дополнительно подтянуть пакет;
сильная разгерметизация в отдельных местах может происходить
из-за повреждения прокладки, попадания посторонних твердых
частиц и т. д. Для устранения течи открыть аппарат и проверить
отмеченные ранее негерметичные места.
Остановка аппарата. Для прекращения работы на обеих
полостях теплообменника постепенно закрывают вентили на трубо-
проводах с рабочей средой, имеющей более высокую температуру
или давление. После охлаждения аппарата закрывают вентили на
трубопроводах с рабочей средой, имеющей более низкую температу-
ру или давление.
При относительно кратковременном выключении (до нескольких
дней) рекомендуется произвести опорожнение и промывку жидкост-
ных полостей. При длительных остановках нужно тщательно про-
мыть и опорожнить аппарат и желательно оставить пакет в незатя-
нутом состоянии.
15—5078	225
Техническое обслуживание. Техническое обслуживание пластин-
чатого разборного теплообменника состоит из выполнения работ,
связанных с разборкой аппарата, очисткой пластин от отложений,
заменой изношенных прокладок и пластин с дефектами, сборкой
аппарата и проверкой его герметичности. Техническое обслуживание
обычно требует участия двух человек.
Разборка начинается с отсоединения трубопроводов от нажимной
(Плиты (для того чтобы можно было отодвинуть ее). Далее равно-
мерно ослабляют гайки иа стяжиых винтах и снимают стяжиые
винты. Отодвигают нажимную плиту до упора в переднюю стойку.
Запрещается открывать аппарат, если он находится под давлением,
не опорожнен от рабочих сред и не охлажден до комнатной темпе-
ратуры (см. «Остановка аппарата»).
Далее осторожно отделяют пластины одну от другой, если они
склеились между собой, ие нарушая при этом положения прокладок,
«осматривают пластины и прокладки.
7.6.	МЕТОДЫ ОЧИСТКИ ПОВЕРХНОСТЕЙ
ТЕПЛООБМЕНА ОТ ЗАГРЯЗНЕНИЯ
Механизм низкотемпературных отложений на теплопере-
дающих поверхностях. Одной из наиболее часто встречающихся ра-
«бочих сред, используемых в теплообменниках, является вода.
В частности, в системах теплоснабжения применяются в основ-
ном поверхностные речные и подземные воды. В природных водах
содержатся грубодисперсиые примеси, легкорастворимые соли NaCl,
Na2SO4, MgSO4, бикарбонат закиси железа Fe(HCO3)2, а также
угольная кислота Н2СО3.
Основными показателями воды, характеризующими ее накипеоб-
разующие и коррозионные свойства, являются общие жесткость и
щелочность, водородный показатель pH, индекс стабильности (или
.Лаижелье).
В процессе эксплуатации теплообменников на их поверхностях об-
разуются различные отложения, поэтому важно ие только оценить тол-
щину слоя отложения, ио и иметь данные о возможности появления
твердой фазы и скорости ее роста. Надежным количественным критерием
процесса накипеобразования может служить расчетное значение ин-
декса Ланжелье. Например, для воды, имеющей индекс насыщения
в пределах О <J<0,5 при нагревании до 70 °C, образование отложе-
ний происходит со скоростью ие более 0,20 г/(м2ч). В этом случае теп-
лообменники (трубчатые) после годичной эксплуатации не нуждаются
в чистке. Природные воды, характеризующиеся значениями 1>/>0,5,
имеют интенсивность накипеобразования в пределах 0,2—0,5 г/(м2ч).
При эксплуатации теплообменников с использованием таких вод тре-
буется проводить их противонакипнуто обработку перед нагреванием
226
или чистить поверхности после каждого отопительного сезона. При-
родные воды, имеющие интенсивность накипеобразования выше-
0,5 г/(м2-ч), характеризуются />1 и относятся к средам с высокой на-
кипеобразующей способностью.
Поверхность теплообмена считается загрязненной, когда на ией
скапливается значительное количество отложений, способствующих
снижению теплопередачи. Отложения могут быть в виде кристаллов,
осадков, продуктов коррозии. Процесс отложения зависит от темпера-
туры поверхности, скорости движения потока жидкости и ее состава,
геометрии потока, материала, из которого изготовлены поверхности, в
ее состояния [40}.
Термическое сопротивление отложения снижает значение полного
коэффициента теплопередачи. Таким образом, для передачи одной и
той же тепловой нагрузки потребуется большая площадь поверхности
теплообмена.
Загрязнения могут образовываться как непосредственно внутри
теплообменника, так и вноситься в него извне. Однако степень осаж-
дения твердых частиц к поверхности теплообмена зависит от характе-
ра материала, его структуры и шероховатости (чистоты обработки),
только в начальный момент, когда поверхность чистая. Уже при незна»
читальных образованиях рыхлых отложений на поверхности (пластине)
твердые частицы (песчинки, окалина) начинают прилипать к поверх-
ности, создавая дополнительные центры кристаллизации.
Вода с содержащимися в ней солями карбоната кальция образует
тем больше отложений и тем более агрессивна, чем выше ее
температура.
В пограничном слое, где вода нагревается почти до температуры
стенки, происходят основные процессы нарушения равновесия в воде:
образование нерастворимых кальциевых солей, увеличивающихся с уве-
личением температуры, особенно после 60 °C, и способных образовать
иакипь; растворение углекислого газа и выделение кислорода, вызы-
вающих коррозию.
Следовательно, способность образовывать накипь и вызывать кор-
розию определяется наиболее высокой температурой, до которой наг-
ревается вода. При эксплуатации теплообменников желательно не до-
пускать перегрева температуры (на горячее водоснабжение) свыше
60 °C.
При возникновении твердой фазы основным ее компонентом яв-
ляется карбонат кальция (СаСО3). Процесс образования СаСО3 в этом
случае может быть представлен состоящим из нескольких стадий [41]:
Стадия 1. Диффузия реагентов Са2+ и НСО3~ из воды в направле-
нии поверхности раздела накипи и жидкостей.
Стадия 2. Химическая реакция на поверхности раздела накипи,
ведущая к образованию СО3~ и СО2
Стадия 3. Кристаллизация СаСОз на поверхности накипи.
15*
227
Стадия 4. Диффузия продукта реакции, т. е. растворенного COj,
от поверхности реакции в направлении массы воды.
Параметрами, определяющими скорость отложения накипи, явля
лотся состав воды, температура поверхности накипи и режим движения
рабочих сред (число Рейнольдса).
Влияние состава воды выражается основными концентрациями
иона бикарбоната НСОз, иона кальция Са3+ и растворенного СОг. Влия-
ние температуры поверхности накипи выражается в двух формах: че-
рез СаСОз, которая уменьшается с увеличением температуры, и через
зависимость температуры от коэффициентов скоростей для обратимой
реакции разложения бикарбоната и от коэффициента скорости кристал-
лизации. Раствор при соприкосновении с поверхностью имеет самую
низкую равновесную растворимость, поэтому накипь откладывается
на поверхности теплопередачи, когда поблизости существуют условия
местного перенасыщения.
Скорость образования первоначального слоя накипи и скорость ее
дальнейшего роста определяются взаимодействием нескольких кинети-
ческих процессов: образованием центров кристаллизации, диффузией,
химической реакцией и молекулярным упорядочением кристаллической
решетки накипи.
Исследования различных отложений в теплообменниках показа-
ли, что образование центров кристаллизации на теплообменной по-
верхности происходит с неравномерной скоростью, которая выше
всего на выходе, а это ведет к образованию неравномерного слоя
накипи [42].
Хотя очевидно, что процесс отложения является функцией вре-
мени, начинающейся с нуля и являющейся далее некоторой псевдо-
асимптотической или линейной зависимостью, при расчете площади
поверхности нагрева теплообменника термическое сопротивление от-
ложения принимается постоянным, при этом не принимается во вни-
мание тот факт, что в начальный момент времени поверхности чистые
и работают в условиях, резко отличающихся от условий конечного
периода эксплуатации. Так как теплообменник рассчитан на конеч-
ное сопротивление загрязнения, то его размеры несколько завышены,
что может явиться одной из причин возникновения условий для
образования центров кристаллизации, например СаС03.
Отложения, образующиеся иа поверхностях нагрева теплообмен-
ников, используемых в системах теплоснабжения, относятся к так
называемым низкотемпературным. Основными компонентами таких
отложений являются карбонат кальция, а также окислы железа,
сульфат кальция и силикаты. Карбонатные отложения могут быть
в виде плотно приставшего слоя к поверхности и иметь темно-серый,
коричневый или темно-коричневый цвет, могут иметь слоистое строе-
ние или лежать рыхлой массой, слабо скрепленной с поверхностью
металла.
.228
В латунных трубках подогревателей отложения имеют вид груп-
повых наростов, располагающихся на обесцинковаииых участках.
Отложения, содержащие сульфат кальция и силикат кальция,
характеризуются большой твердостью, плотностью и значительным
сцеплением со стеикой.
В пластинчатых теплообменниках коэффициенты теплопередачи
обычно в 2—2,5 раза выше по сравнению с трубчатыми, поэтому
влияние отложений у них будет более значительным. Так, при рабо-
чих средах вода — вода теермическое соопрогивленис, равное 0,00002—
0,000075 (м2-К)/Вт, уже будет влиять на иитенсивиость теплообмена.
Максимальная толщина отложений для пластинчатых теплообменни-
ков не должна превышать 0,2—0,4 мм. В случае ее превышения пре-
дусматривается механическая химическая чистка пластин.
Борьба с отложениями и методы обработки воды. Образование
слоя отложений иа поверхностях теплообменников с иитеисивиой теп-
лоотдачей вызывает много нежелательных явлений: резкое снижение
интенсивности теплоотдачи, увеличение гидравлических сопротивлений и
расхода энергии, возникновение коррозии и, как следствие, указанных
причин, увеличение площади поверхности нагрева и удорожание кон-
струкции аппаратов.
Важную роль в разработке мероприятий по предотвращению об-
разования отложений играет организация надежного химического
контроля основных показателей качества воды (рабочей среды).
Противонакипиая и противокоррозионная обработка воды должна
применяться при следующих ее показателях: карбонатная жесткость
более 4 мг-экв/л, содержание железа более 0,3 мг/л (в пересчете на
Fe), суммарное содержание хлоридов и сульфатов выше 50 мг/л,
/ss(1.5. Известно, что наилучшие методы по устранению накипеобра-
зования достигаются при использовании реагентной и ионной обра-
ботки воды.
Однако часто эти методы неприемлемы из-за громоздкости обору-
дования, значительных капитальных вложений и эксплуатационных
затрат, необходимости квалифицированного персонала. Одним из
возможных путей обработки воды являются безреагентные методы.
Наибольшее распространение получили магнитный и ультразвуковой
методы. Они не требуют громоздких сооружений, просты в эксплуа-
тации
Сущность магнитной обработки воды заключается в том, что во-
ду пропускают через зазор между полюсами магнита, подвергая дей-
ствию магнитного поля. Пересекая магнитный поток, вода приобрета-
ет некоторые новые физические свойства и частично теряет накипе-
образующие способности [43—47]. В частности, противонакипный
эффект магнитной обработки обусловлен появлением в воде много-
численных коллоидных образований, которые могут служить зароды-
шами кристаллов карбоната кальция. Присутствие в рабочей среде
229
огромного числа таких центров кристаллизации способствует выделе-
нию карбоната кальция в объеме среды, а также вызывает замедле-
ние роста кристаллов.
Следовательно, перенесение кристаллизации накипеобразователей
в толщу нагреваемой воды способствует предотвращению отложений
на поверхностях теплообмена. Эффективность магнитной обработки
зависит от напряженности магнитного поля количества карбонатной
взвеси, скорости протекания среды через магнитное поле. По опыт-
ным данным оптимальная скорость протекания воды находится в пре-
делах 1—1,5 м/с, напряженность магнитного поля — 8-104—12Х
Х104 А/м. Химический состав воды, проходящей через магнитное по-
ле, не меняется.
При значительном содержании железа магнитная обработка при-
меняется в сочетании с обезжелезиванием. При использовании тепло-
обменников в закрытой системе в ней длительное время циркулирует
практически одна и та же вода, поэтому удаление механических взве-
сей сопряжено с некоторой трудностью.
Следует отметить, что жидкость, подвергнутая магнитной обработ-
ке, с течением времени теряет свои свойства, поэтому вся она как в
циркуляционном, так и в разборном контуре должна подвергаться
периодическому омагничиванию.
Для повышения надежности противонакипной магнитной обработ-
ки необходимо проводить контроль за содержанием взвешенных ве-
ществ в циркулирующей воде.
Вследствие недостаточной изученности механизма магнитного воз-
действия применение магнитной обработки воды требует предвари-
тельных экспериментов для выбора оптимальных условий омагничи-
вания воды данного состава.
В схеме с магнитными аппаратами целесообразно использовать
деаэраторы атмосферного или вакуумного типов.
В СССР выпускаются электромагнитные аппараты конструкции
ВТИ ЭМА 15—50 производительностью 15. 25 и 50 т/ч, а также
АМО-25-У4 производительностью 25 т/ч. В этих аппаратах число
катушек может быть от 6 до 1, максимальная напряженность магнит-
ного поля в рабочем зазоре — от 16-Ю4 до 24-104 А/м.
Широкое распространение в противонакипной обработке воды
получил также ультразвуковой метод [48—50]. Сущность этого ме-
тода заключается в том, что в водяном пространстве теплообменника
возбуждаются ультразвуковые колебания с помощью магнито-
стрикционных преобразователей, установленных на корпусе теплооб-
менника-. Накипеобразующие соли, находясь в рабочей среде во
взвешенном состоянии, под действием ультразвуковых колебаний ин-
тенсивно кристаллизуются, агрегируются и выпадают в виде нераст-
воримого шлама, концентрируясь в нижней части теплообменного
аппарата. Поэтому для предотвращения образования «вторичных»
230
отложений необходимо по возможности проводить периодическое
ш ламоу даление.
Механическая очистка теплообменников. Несмотря на использова-
ние методов противонакипной обработки рабочих сред, полностью
предотвратить образование отложений в теплообменниках не удается.
Для некоторых типов теплообменников отложения толщиной
0,5 'мм считаются предельно допустимыми. Фактическая периодичность
чистки подогревателей должна определяться теплотехническими и гид-
равлическими показателями их работы, зависящими от конкретных
условий эксплуатации. Необходимость проведения очистки теплообмен-
ника, например, в системах теплоснабжения определяется увеличением
его гидравлического сопротивлениия в 1,5 раза.
В период эксплуатации теплообменников для контроля гидравли-
ческого сопротивления должны регулярно проводиться снятия пока-
заний манометров, установленных на входе в теплообменник и вы-
ходе из него н на перемычке между ступенями. Измерения следует
проводить при максимальных расходах примерно через каждые три
месяца эксплуатации.
Для определения степени зарастания теплообменной поверхности
и составления режимной карты необходимо проведение теплотехни-
ческих испытаний теплообменников, которые являются обязательными
для вновь устанавливаемых аппаратов. По результатам проведенных
испытаний, а также по опыту эксплуатации конкретных теплообменни-
ков определяется периодичность их очистки.
При коэффициенте эксплуатационной эффективности (3=0,7 тре-
буется очистка поверхностей нагрева. Коэффициент эффективности
находят по формуле
Р=А%р/Кт,
где Л',:р — фактический эксплуатационный коэффициент теплопередачи,
Кт — теоретический коэффициент теплопередачи.
В дополнение к этим данным оценку отложений можно провести
визуально при частичной разборке теплообменника, а также путем
измерения объема трубок по объему заполняющей их воды.
Существуют два основных способа очистки теплообменников: ме-
ханический и химический. Выбор способа очистки зависит от многих
факторов и определяется прежде всего материалом поверхности, ко-
личеством и химическим составом отложений.
При механическом способе очистки требуется разборка аппарата,
что связано иногда с большой затратой времени и является основным
недостатком данного способа.
Наиболее широко распространен метод очистки с помощью раз-
личных режущих наконечников, головок, ершей и шарошек. Для вра-
щения инструмента используются различные приводные механиз-
мы [51].
231
Фирма «Ксавер С. Рэдлер» (Австрия) выпускает трубоочяститель
«Тубеклинер 2000», котоорый представляет собой бормашину, вращаю-
щуюся с помощью электро- или пневмодвигателя с частотой до
2000 об/мин. Обычно прибор выпускается длиной до 12 м с различ-
ными размерами головки бора и имеет массу 25—30 кг. По данным
фирмы трубы длиной от 1 до 12 м могут быть очишены приблизи-
тельно за 20 с, а пучок из 700—800 труб—примерно за 4 ч. Очистка
производится без химических добавок путем гидравлической подачи
сверлильной головки, вращения и вспрыскивания воды, которая вы-
мывает из нее удаляемые отложения.
В зарубежной и отечественной практике для механической очист-
ки теплообменников широко используются гидравлические методы, в
том числе различные гидромониторы.
Разработана установка гидроочистки теплообменников с внутрен-
ними диаметрами рабочих трубок 20, 30 и 50 мм [52, 53]. Установка
передвижная монтируется на шасси автомобильного прицепа и состоит
из насоса высокого давления, бака, штанги со смежными соплами,
высоконапорных шлангов, аппаратуры контроля Насос высокого дав-
ления марки ХТР 10/100 развивает давление на выходе 10 МПа и
имеет поДачу 6,3—10 м3/ч, мощность электродвигателя насоса 55 кВт.
Смежные сопла имеют от 3 до 9 отверстий, расположенных под уг-
лами 30—45°.
Для сохранения компактности струи, а следовательно, ее эффек-
тивности необходимо обеспечивать как можно больший коэффициент
сжатия струи K=D/d (где D — внутренний диаметр сопла, d— диа-
метр отверстий в нем). Компактность струи улучшается при степени
сжатия 9—10.
Многочисленные конструкции гидроочистных аппаратов различа-
ются характеристиками (насосов и конструкцией сопл.
Обычно аппараты монтируются на колесных платформах. Исполь-
зуемые насосы развивают давление от 10 до 100 МПа. Насадки име-
ют несколько отверстных диаметров в интервале 1—3 мм, причем
одно расположено в центре, а другие — по бокам под разными угла-
ми. Струя, вырываясь из центрального отверстия, разрушает отложе-
ния в центре трубки, а боковые струи очищают стенки трубки и вы-
носят смываемые загрязнения в направлении, пропивало ложном пере-
мещению насадки. Учитывая простоту, доступность и эффективность
гидравлических методов очистки, ее следует рекомендовать для ши-
рокого использования, особенно в системах теплоснабжения.
Химическая очистка теплообменников. При химической очистке
отложения либо разрушаются, либо растворяются или эмульгиру-
ются.
При химической чистке трубчатые, пластинчатые и спиральные
теплообменники не разбираются, что является основным достоинст-
вом метода. В некоторых случаях, например со стороны межтрубчого
232
пространства, химическая очистка является единственным возможным
способом удаления отложений. Недостаток способа заключается
в воздействии химического очистителя на конструкционные материа-
лы поверхности нагрева и прокладок.
Несмотря на большое число различных химических очистителей,
они в основном являются кислотами, щелочами, растворителями и
комплексонами.
При выборе типа химикалии должен быть известен состав отло-
жений, который определяется при вскрытии теплообменника. Для уда-
ления отложений, состоящих только из карбонатов и окислов желе-
за, чувствительных к значению водородного показателя, применяется
ингибированная 5%-пая соляная кислота, а также сульфаминовая
(лимонная) или конденсат низкомолекулярных кислот (НМК). Для
удаления значительных отложений, состоящих из карбонатов и окис-
лов железа, а также сложных отложений целесообразно применение
соляной кислоты с предварительным щелочением растворами едкого
натра, кальционированиой соды или их смеси.
В качестве ингибиторов коррозии могут служить 0,5%-ный утро-
пин, каптакс, ОП-7 катаг.ин и др. Для гашения пены, образующейся
в процессе очистки труб соляной кислотой, целесообразно применять
пеногасители, например фракции Cs — С6, синтетических жирных кис-
лот.
При чистке отложений, содержащих кремний, в щелочной раст-
вор, а также в соляную кислоту необходимо добавлять фтористые
соли аммония пли натрия.
Одним из компонентов химических очистителей является серная
кислота, однако в случае нахождения в отложении соединения каль-
ция серную кислоту применять нельзя.
Сульфаминовая кислота менее агрессивна, чем соляная, однако
ее нельзя использовать для очистки поверхностей нагрева из медных
сплавов.
Разработан новый метод отмывки отложений с помощью комплек-
сонов, которые безопасны в обращении, удобны при транспортировке и
хранении. Применение комплексонов позволяет практически полностью
растворить отложения без образования нерастворимых частиц. На
чистых поверхностях после отмывки наблюдается замедление процесса
отложения, что связано с образованием на поверхности металла защит-
ной пленки. В процессе очистки необходимо выдерживать оптималь-
ные скорости движения реагентов (не менее 0,3 м/с) и отмывочной
воды (не менее 1,5 м/с).
Обработка поверхностей химическими растворами осуществляется
по замкнутому контуру (рис. 7.7). Передвижная установка для
очистки состоит из металлической емкости, кислотостойкого насоса
с электродвигателем, резиновых шлангов. В промывочном контуре
кислота подогревается (за счет одного теплоносителя) до 60—70 °C.
233
Рис. 7.7. Схема химической очистки внутренней поверхности трубок
подогревателя горячего водоснабжения:
1 — емкость; 2— насос; 3 — шланги; 4—подогреватели
Технологическая операция промывки состоит из следующих эта-
пов: циркуляции раствора кислоты, водной отмывки на сброс, ней-
трализации следов кислоты раствором едкого натра или кальциниро-
ванной соды, окончательной водной отмывки на сброс.
Промывочный контур отключается от магистральных трубопро-
водов задвижками — металлическими заглушками
В процессе химической очистки проводится постоянный тепловой
и химический контроль. В частности, определяется кислотность (ще-
лочность), концентрация реагента, количество взвешенного вещества.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука,
1973—904 с.
2.	Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. М.: Наука, 1969.—
744 с
3.	Гухман А. А. Интенсификация конвективного теплообмена и
проблема сравнительной оценки теплообменных поверхностей.— Теп-
лоэнергетика, 1977, № 4, с. 5—8.
4.	Петровский Ю. В., Фастовский В. Г. Современные эффектив-
ные теплообменники. М —Л.: Госэнергоиздат, 1962—256 с
5.	Теплообменная апппаратура энергетических установок/
М. М. Андреев, С. С. Берман, В. Г. Бутлаев, X. Н. Костров. М— Л.:
Машгиз, 1963.—240 с
6.	Афтуфьев В. М. Эффективность различных форм конвектив-
ных поверхностей нагрева. М.: Энергия, 1966.
7.	Коваленко Л. М. Пластинчатые теплообменники.— Химическое
машиностроение, 1961, № 2, с. 14—16.
8.	Коваленко Л. М. Исследование процесса конвективного тепло-
обмена в извилистых щелевых каналах. — Теплоэнергетика, 1962,
Ns 2, с. 77—79.
9.	Калинин Э. К-, Дрейцер Г. А., Ярхо С А. Интенсификация
теплообмена в каналах. М.: Машиностроение, 1972.—220 с.
10.	Маслов А, М. Аппараты для термообработки высоковязких
жидкостей. Л : Машиностроение, 1980.—208 с.
11	Бузиик В. М. Интенсификация теплообмена в судовых уста-
новках. Л.: Судостроение, 1969.—364 с.
12.	Барановский Н. В., Коваленко Л. М., Ястребенецкий А. Р.
Пластинчатые и спиральные теплообменники. VI.; Машиностроение,
1973,—288 с.
13.	Кичигин М. А., Костенко Г. И. Теплообменные аппараты и
выпарные установки. М.—Л : Госэнергоиздат, 1955. 392 с.
14	Каневец Г. Е. Обобщенные методы расчета теплообменников,
Киев: Наукова думка, 1979.—351 с.
15.	Исаченко В. П., Осипова В. А., Сукомел А. С. Теплопередача.
М.: Энергия, 1975.—488 с.
16.	Берглс А. Е. Интенсификация теплообмена.— В кн.: Теплооб-
мен. Достижения. Проблемы. Перспективы. Избранные труды 6-й
Международной конференции по теплообмену: Пер. с аигл./Под ред.
Б. С Петухова, М.: Мир, 1981, с. 145—185.
17.	Koch R. Druckverlust und Warmeubergang bei verwirbelter
Stromung VGJ, Gottingen. Ausgabe B., 1958, Bd 24.
18.	Воронин Г. H„ Дубровский Е, В. Эффективные теплообмен-
ники М.: Машиностроение, 1973 —87 с.
19.	Кирпичев М. В. О наивыгоднейшей форме поверхности.—
Известия ЭНИН, 1944, т. 12.
20.	Коваленко Л. М., Никитина О. М. Новые конструкции тепло-
обменного оборудования из листовых металлов. М.: ЦИНТИхим-
нефтемаш, 1971.—60 с.
235
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.................................................... 3
Основные условные обозначения	............. 5
Глава 1 Теплообменники с высокой теплоэнергетической эф-
фективностью ............................................ 7
ЕЕ	Требования	к	теплообменникам........................ 7
Е2.	Номенклатура выпускаемых теплообменников общего
назначения	........................................ 8
ЕЗ.	Способы интенсификации	теплообмена .	12
14.	Выбор рационального способа интенсификации про-
цесса теплообмена	..................34
Е5.	Методы оценок интенсификации конвективного тепло-
обмена	.................. 37
Глава 2. Экспериментальные исследования интенсифицирован-
ного конвективного теплообмена в каналах с различной
формой поверхности нагрева...............................47
2.1. Способ исследования теплоотдачи с непосредственным
измерением температуры теплопередающей стенки .	47
2.2. Способ исследования теплоотдачи с расчетным опре-
делением температуры теплопередающей стенки .	.	53
.2.3. Гидравлические сопротивления и энергоемкость про-
цесса конвективной теплоотдачи ...	.58
24.	Результаты экспериментальных исследований пластин-
чатых теплообменников	  60
2.5.	Различные способы интенсификации теплообмена	.	92
Глава 3. Современные пластинчатые теплообменные аппараты 96
31. Основные виды пластинчатых теплообменников и их
устройство	....	...	96
3.2.	Основные виды теплопередающих пластин и их клас-
сификация ....................................... ....	111
3.3.	Вспомогательные узлы пластинчатых теплообменников	122
3.4.	Схемы пластинчатых теплообменников и движение
рабочих сред в каналах	...	.130
3.5.	Теплоотдача при движении рабочих сред в щелевид-
ных каналах........................................... 136
Глава 4. Кожухотрубчатые, спиральные и пластинчато-ребри-
стые теплообменники	............................. 154
4 1. Скоростные, подогреватели с гладкостеинымп труб-
ными пучками	....	....	154
4.2. Теплообменники	из	труб	с кольцевыми канавками	158
43 Устройство и принцип работы спиральных теплооб-
менников	............... .	160
238
4.4. Расчет спиральных теплообменников .	164
4 5 Пластинчато ребристые теплообменники ....	167
Глава 5. Инженерные методы расчета и выбора теплообмен-
ных аппаратов с высокой теплоэнергетической эффектив-
ностью ................................................. 173
5.1.	Общие сведения .	.	.	.	173
5.2.	Расчет оптимальных скоростей движения рабочих
сред, гидравлических сопротивлений и энергозатрат 174
5.3.	Тепловой расчет теплообменного аппарата .	181
Глава 6. Эффективность использования различных конструк-
ций теплообменников .................................... 192
6.1. Сравнение теплоэнергетической эффективности	192
6.2. Показатели эффективности........................... 194
Глава 7. Опыт применения теплообменных аппаратов с высо-
кой теплоэнергетической эффективностью ....	210
7.1	Теплообменники для систем охлаждения	210
7.2	. Теплообменники для систем теплоснабжения	212
7.3	Теплообменники для систем кондиционирования возду
ха, стерилизации жидкостей и осушки воздуха	215
7.4	. Применение теплообменников общего назначения	218
7.5	Сборка, монтаж и эксплуатация пластинчатых тепло
обменников	  221
7.6	. Методы очистки поверхностей теплообмена от загряз-
нения .	.	226
Список литературы	...	235