Коэффициент теплоотдачи в охладителе

По величине критерия Рейнольдса видно, что режим движения охлаждающей воды в трубках охладителя является переходным режимом от ламинарного к развитому турбулентному (2200коэффициент теплоотдачи. Как указывалось ранее, при переходном режиме движения жидкости определение коэффициента теплоотдачи производят приближенно. [c.105]

В газоводяном охладителе коэффициент теплоотдачи со стороны газа 01=58, со стороны воды 02=580 Вт/(м2-К). В выпарном аппарате со стороны греющего пара 01=11 ООО Вт/(м2-К), а со стороны кипящего раствора 2=2800 Вт/(м2-К). В обоих теплообменниках стальные трубы с толщиной стенки 3 мм покрываются с одной стороны слоем накипи толщиной 2 мм. Как изменится в этих аппаратах коэффициент теплопередачи по сравнению с чистыми трубами Расчет сделать по формулам для плоской стенки. [c.14]

Одним из наиболее важных типов теплообменников являются теплообмен ники с передачей тепла от жидкости к газу, обычно теплообменники типа вода — воздух. Характерные представители этого типа теплообменников — автомобильные радиаторы, маслоохладители самолетов, соответствующие агрегаты холодильных установок и установок для кондиционирования воздуха, установки для обогрева жилых домов и промышленных зданий, промежуточные и вторичные охладители компрессоров, охладители газотурбинных установок. В большинстве случаев коэффициенты теплоотдачи с газовой стороны значительно ниже, чем со стороны жидкости, а потому в таких теплообменниках весьма выгодно применять оребренные поверхности. [c.207]

Нагрев воды на разных ступенях сильно меняется в зависимости от выпара. При малом выпаре нагрев воды на верхних ступенях незначителен. Вода нагревается в основном на нижних ступенях. С ростом выпара картина меняется, нагрев воды перемещается от нижних ступеней к верхним. Это вполне объяснимо. С увеличением выпара растут количество пара и температурный напор на верхних ступенях, одновременно растет коэффициент теплоотдачи от пара к воде. Выпар влияет на недогрев воды. Недогрев воды А II в нижней части колонки при выпаре около нуля составляет 3—4° С, при увеличении выпара до 10 кг/т он уменьшается до 0,3—0,5° С. Таким образом, величина выпара является средством изменения температурного режима деаэрационной колонки и регулирования ее работы. Непременным условием такого регулирования является наличие охладителя выпара достаточной производительности. В вакуумных деаэраторах выпар должен быть не менее 10 кг/т. Необходимость большего выпара в вакуумных деаэраторах диктуется, кроме указанных выше соображений, следующим для быстрого отвода газов, выделяющихся из воды, требуется достаточно мощный несущий поток пара. Плотность пара в условиях вакуума в 8—12 раз меньше, чем при атмосферном давлении. Массовый расход пара прямо пропорционален плотности пара. Поэтому для хорошей вентиляции в вакуумных деаэраторах требуется массовый расход выпара по крайней мере в 3—4 раза больший, чем в атмосферных деаэраторах. [c.67]

А. Оценка коэффициентов теплоотдачи в трубах. В соответствии с заданием на проектирование начальные значения коэффициентов теплоотдачи могут быть найдены с помощью табл. I, 2. Приведенные значения относятся к типичным условиям, в которых работают воздушные охладители и конденсаторы. [c.91]

Кожухотрубные охладители высокого давления имеют ток газа внутри труб, так как при этом кожух не воспринимает высокого давления и его можно не делать толстостенным. С точки зрения теплопередачи, поток газа внутри трубок, где поверхность меньше, чем с внешней стороны, может быть оправдан тем, что при высоких давлениях коэффициенты теплоотдачи от газа к трубе и от трубы к воде оказываются величинами одного порядка. Большое значение с этой точки зрения имеет увеличение скорости воды, омывающей трубки. [c.243]

Для тех случаев когда коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве относительно низок, как например, в промежуточных холодильниках воздушных и газовых компрессоров, охладителях-конденсаторах, осушителях, используются трубы с низкими ребрами, имеющие 433 ребра 1 м длины. Высота ребер равна примерно 3,2 мм, а не 1,6 мм. Стоимость единицы площади полной поверхности трубы с 433 ребрами на 1 м длины значительно ниже, и при более низком коэффициенте теплоотдачи эффективность оребренной поверхности все еще остается высокой (обычно выше 90%), как это показано на рис. 10.12. Поскольку ребра не выступают за пределы наружного диаметра гладких труб, из которых они были сформированы, концы труб легко входят в отверстия трубных решеток кожухотрубчатых теплообменников и готовы к завальцовке. Чаще всего такие трубы изготавливаются из меди или медно-никелевого сплава, состоящего из 90% меди и 10% никеля они широко применяются в газо- и воздухоохладителях, в которых по трубам циркулирует обычная вода. Расчет таких труб производится теми же методами, что и труб, имеющих 630 и 748 ребер на 1 м длины. [c.356]

Найти средний коэффициент теплоотдачи в охладителе воздуха при поперечном обтекании пучка из восьми рядов труб с шах. матным расположением. Наружный диаметр труб 16 мм, скорость воздуха в узком сечении пучка 15 м/с, средняя температура воздуха 160 °С. Принять размеры шагов труб 51=38 мм, 52=21 мм. [c.56]

Ко второму виду относятся величины, главным образом зависящие от конструкции охладителя а) поверхность Р, с которой происходит испарение воды увеличение поверхности жидкости осуществляется раздроблением ее на капли, струи, пленки б) время т нахождения воды в контакте с воздухом для использования этого фактора по возможности увеличивается путь движения воды в охладителе в) скорость движения воздуха в охладителе, которая является в определенной степени и конструктивным фактором и от которой зависят как коэффициент теплоотдачи, так и коэс ициент испарения в охладителях с естественным движением воздуха принимаются меры к увеличению естественной тяги, в вентиляторных охладителях создается постоянная скорость движения воздуха, не зависящая от внешних условий. [c.385]

Однако результаты испытаний охладителей масла, при расчете которых была использована формула (35), показывают, что эта формула дает заниженные значения коэффициента теплоотдачи, в связи с чем нерационально увеличивается поверхность охлаждения и, соответственно, габаритные размеры аппарата. Исходя из анализа результатов испытаний, можно ввести поправочный множитель для подсчета коэффициента теплоотдачи от масла к стенкам трубок по формуле (35). [c.38]

Влияние температуры стенки трубки на коэффициент теплоотдачи масла учтено в данной зависимости через параметры охлаждающей воды — среднюю температуру и скорость воды. Возможность такого учета в пределах применения зависимости подтверждается данными испытаний головных образцов охладителей (табл. 7). [c.39]

Пример 2-4. Определить общий коэффициент теплопередачи при охлаждении воздуха в охладителе, выполненном из трубок с проволочным оребрением № 19 (табл. 2-14). Давление воздуха 760 мм рт. ст., средняя его температура в пучке 50°, скорость в минимальном сечении Шо=12 м/сек. Внутри трубок протекает вода коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности трубок к воде ав=5 000 ккал/м - ч град. [c.104]

Нетрудно видеть, что, помимо того, что при давлениях, близких к атмосферному, полость анода значительно легче уплотнить, такая система допускает некоторое натекание воздуха в полость анода. Действительно, натекание воздуха приведет к снижению коэффициента теплоотдачи при конденсации паров и, следовательно, к повышению давления в охладителе. При достижении наибольшего допустимого давления предохранительный клапан выпустит часть пара, а вместе с ним и воздух, который скапливается в верхней части парового объема. Продувка воздуха повлечет за собой улучшение конденсации и уменьшение давления. [c.252]

На фиг. 56 показана совмещенная конструкция из фильтра и охладителя. Фильтрующая поверхность состоит из металлических сит с мелкими отверстиями (3500—бООО на 1 см ). Охлаждающая поверхность трубчатая. Масло подводится к патрубку 1 и через трехходовой кран 2 и сверление 3 поступает на фильтрующие сита 4. Пройдя последние, масло через сверление 5 поступает в межтрубное пространство на охлаждение и наконец через патрубок 6 выходит из охладителя. Охлаждающая вода через патрубок 7 поступает во внутритрубное пространство и удаляется через патрубок 8. Для увеличения коэффициента теплоотдачи от масла к трубкам в межтрубном пространстве установлено большое количество поперечных перегородок 9. [c.143]

Однако на практике ни , ни заранее не известны, поэтому для решения задачи нужно рассматривать процесс теплопередачи в целом, т.е. учитывать термическое сопротивление стенки и интенсивность теплоотдачи на наружной поверхности трубы (там, где находится охладитель). В этом случае нужно знать коэффициент теплоотдачи на стороне конденсата. В принципе, располагая данными по и формулами, учитывающими влияние на а (см. 12.2), можно найти локальные значения а внутри трубы. Касательное напряжение о можно определить либо по гидравлическому сопротивлению парожидкостного потока, либо по коэффициенту трения на межфазной границе. [c.320]

Следующий раздел посвящен количественным зависимостям, используемым при расчете трубчатых теплообменных аппаратов, таких как нагреватели, охладители, теплообменники и конденсаторы. Во всех этих случаях тепло передается от жидкости к поверхности одновременно путем теплопроводности и вынужденной конвекции. При нагреве или охлаждении жидкостей, протекающих внутри или снаружи труб, с увеличением скорости повышаются как коэффициент теплоотдачи, так и потери давления. Во многих случаях конструктор может принять оптимальную скорость, при которой общие расходы минимальны при этом, однако, можно получить непрактичные размеры аппарата. Иногда, вследствие технологических требований или по другим причинам задается определенное падение давления конструктор должен учитывать это обстоятельство. В других случаях можно выбрать длину и диаметр труб и использовать любые необходимые скорость и падение давления. Независимо от того, какие факторы предварительно заданы и какие вычислены, всегда используются одни и те же основные зависимости несмотря на то, что эти зависимости были выведены и рассмотрены в предыдущих главах, ниже, для удобства, они собраны воедино. [c.567]

Расчет оребренных воздушных охладителей только в некоторых, отношениях отличается от расчета теплообменников в гл. 9 и 10. Основное различие относится к воздушной стороне и обусловлено использованием в качестве охлаждающей среды воздуха вместо воды. Как уже отмечалось, воздух обладает большой сжи.маемостью, а вода практически несжимаема, поэтому для продувки воздуха через пучки оребренных труб можно использовать только небольшие перепады давления, в противном случае затраты на сжатие станут недопустимо большими. Обычно допустимые потери давления на воздушной стороне составляют около 100— 150 Па (10—15 мм вод. ст.). Как уже отмечалось, воздух поперечно обтекает трубы в пучке, поэтому необходимо .меть данные о коэффициентах теплоотдачи и гидравлического сопротивления при поперечном обтекании. Как правило, температурный напор нельзя вычислить 26 403. [c.403]

В воздушном охладителе тепло отводится путем конвекции при температуре сухого термометра н значениях коэффициента теплоотдачи, примерно в 4 раза меньших, чем в градирнях, где он существенно-повышается благодаря диффузии воды. Таким образом, при любой температуре сухого термометра меньшей, чем температура насыщения, в градирне получают охлаждающую воду с температурой более низкой, чем температура окружающего воздуха. Эта вода затем направляется в кожухотрубчатый охладитель или конденсатор. За расчетную температуру сухого термометра для оребренных воздушных охладителей в США принимают обычно 35°С. Если температура воздуха превосходит расчетную в течение коротких периодов, ее можно понизить путем впрыскивания в воздушный поток воды с помощью апециальных разбрызгивателей, устанавливаемых на во заушиом охладителе. Для кратковременного понижения температуры до 95% расчетной температуры сухого термометра применять этот метод вытоднее, несмотря яа допол-нитель 1ый расход воды, чем использовать более крупный воздушный охладитель. [c.410]

Изотермический индикаторный к. п. д., равный 0,66—0,69, свидетельствует о достаточно совершенном процессе сжатия в цилиндрах, что в значительной мере определено нормальной работой мен<-ступепчатых газоохладителей. Температура нагрева воды в газо-охладителе составляет 4,5—9 °С, величина недоохлаждения равна 10—20 °С, а к. п. д. газоохладителя достигает 0,85—0,90. Лишь, у газоохладителя I ступени отмечены невысокие значения к. п. д. (0,77—0,80), а также коэффициента теплоотдачи, который равен 49—65 Вт/(м К). Для улучшения показателей работы этого газоохладителя рекомендовано увеличить расход охлаждаюш,ей воды. [c.106]

Гидравлические сопротивления по изучаемому тракту движения теплоносителя не должны превышать допускаемые, обусловленные заданием. Низкие величины полученных сопротивлений укажут, что охладитель снроектирован недостаточно эффективным можно получить заданное сопротивление за счет повышения скорости теплоносителя, что в свою очередь повысит коэффициент теплоотдачи и позволит уменьшить габариты аппарата. [c.106]

Охладитель масла сделан из трех латунных труб диаметром 30x1 мм и длиной 500 мм каждая. Внутри труб движется масло со средней температурой 80 °С. Снаружи на каждой трубе расположены 40 круглых ребер с постоянной толщиной 1 мм и диаметром 50 мм, которые обдуваются воздухом, имеющим температуру 15°С. Коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха 22, со стороны масла 42 Вт/(м -К). Определить коэффициент теплопередачи и тепловой поток через орёбренные трубы. [c.22]

В воздушном охладителе экономически невыгодно охлаждать, технологический продукт до температуры, близкой к температуре воздуха. Поэтому при выводе уравнения для оптимума затрат вместо среднелогарифмического температурного апора используется среднеарифметический. Кроме того, принимаются следующие допущения 1) число трубных рядов и скорость воздуха, поступающего в охладитель, постоянны, 2) коэффициент теплопередачи постоянен при постоянной скорости жидкости 1В трубах или пренебрежимо малом термическом сопротивлении теплоотдачи от жидкости к трубе, 3) скорость воды в концевом охладителе постоянна. Если же вода движется в межтрубном пространстве концевого охладителя, то вывод уравнения остается справедливым лишь в узком диапазоне размеров теплообменника. В этом случае при решении задачи оптимизации методом последовательных приближений численное значение отношения площади поперечного сечения потока воды к площади поверхности теплообмена изменяют до тех пар, пока оно не попадет в тот интервал, для которого справедлив расчет. Ори этом с изменением размеров концевого охладителя меняется и значение коэффициента теплопередачи. [c.411]