Скорость оптимальная внутри труб

Газообразный аммиак с температурой = 171 °С охлаждается до температуры конденсации = 54,4 °С, Тепловой поток на охлаждение газовой фазы (перегретого пара) составляет 20—30% от общей тепловой нагрузки. На установке принята четырехходовая схема движения аммиака, хотя ее не следует считать оптимальной, исходя из интенсивности теплопередачи и распределения тепловых потоков. Практика свидетельствует, что в многоходовых схемах движения газообразного продукта конденсат отбирается прерывисто, что приводит к неустойчивой скорости жидкости внутри труб и образованию заливных зон. [c.19]

Выбирают скорость теплоносителя. В кожухотрубчатом аппарате только один теплоноситель может иметь оптимальную скорость (обычно внутри труб), а скорость другого (в межтрубном пространстве) получается в зависимости от способа распределения труб в трубной решетке. Из условия турбулентности режима течения теплоносителя и по экономическим соображениям рекомендуют [4] средние значения скорости теплоносителей приведенные в таблице 7. [c.59]

Третья часть состоит из семи глав. В первой из них излагается теория подобия. Одна из глав, вследствие большого значения зависимости между движением жидкости и вынужденной конвекцией, посвящена динамике жидкости. Третья глава, служащая введением в теорию конвекции, посвящена зависимости между коэффициентами теплопередачи и теплоотдачи, влиянию отложений накипи, средней разности температур в теплообменниках при противотоке, прямотоке и перекрестном токе и измерению температур поверхности. Теплоотдача вынужденной и свободной конвекцией составляет содержание четырех последних глав. Здесь рассмотрена теплоотдача при течении жидкостей внутри труб, течении жидкостей снаружи труб, при конденсации и кипении. Приводятся фотографии, иллюстрирующие механизм конвективных токов, и графики распределения скорости и температуры. Для составления расчетных зависимостей, рекомендуемых в различных случаях, опытные данные, полученные многими авторитетными исследователями, нанесены на графики экспериментальные пределы изменения различных факторов сведены в таблицы. Рассмотрены оптимальные условия работы теплообменников даны применительно к процессам передачи тепла методы определения экономической скорости жидкостей в теплообменниках и оптимальной разности температур. [c.13]

При расчете такой установки исходя из количества тепла, которое следует сообщить воздуху, прежде всего определяют количество сжигаемого топлива в зависимости от производительности топки. Зная количество сжигаемого топлива, получаем количество продуктов сгорания. В зависимости от стандартных размеров ребристых труб выбирают диаметр трубок так, чтобы получить оптимальную скорость движения в них. Зная скорость, вычисляют коэффициент теплоотдачи а1 на стороне продуктов сгорания. Коэффициент 2 на стороне воздуха определяют по формулам теплоотдачи при движении воздуха вдоль плоскости. Коэффициент теплоотдачи снаружи трубок будет меньше коэффициента теплоотдачи внутри трубок, поэтому, для улучшения условий теплообмена наружная поверхность трубок делается ребристой. [c.253]

Если двуокись урана обладает высокой реакционной способностью, гидрофторирование осуществляется при бо-пее низкой температуре в течение меньшего промежутка времени в этом случае мешалка главным образом транспортирует материал. Скорость вращения мешалки колеблется в пределах 4—20 об/мин, она перемещает твердый продукт внутри реакционной трубы, перемешивает и разгребает его, улучшая таким образом контакт между твердой и газовой фазами. В большинстве случаев оптимальным является следующий температурный режим равномерный подъем температуры по длине реактора (от загрузочного конца) от 300 до 550°. [c.260]

Второй раздел посвящен расчету теплообменного оборудования. Описываются трубчатые теплообменники различных типов, обсуждаются различные схемы движения потоков, приводятся удельные затраты. Среди различных расчетных факторов рассматриваются и обобщаются основные качественные зависимости. Излагается метод расчета, позволяющий получить заданные конечные температуры в теплообменнике, в котором применены трубы данного диаметра, для случаев, когда конструкция определена путем предварительного выбора значений скоростей, нагреваемой длины или падения давления. Приведен метод расчета температур потоков на выходе, получающихся в данном теплообменнике при заданных начальных температурах и массовых расходах. В разделе, касающемся оптимальных условий работы, разбирается сложный общий случай оптимальных скоростей в теплообменниках с заданными конечными температурами и массовыми расходами. Приведены уравнения и методы расчета для случаев, когда необходимо учитывать только стоимость энергии, а дополнительные расчетные факторы заданы, или когда безразлично, где протекает данная жидкость внутри или снаружи труб. Приведен количественный метод сравнения жидкостей, используемых в качестве теплоносителей. Даны также графики и уравнения для определения оптимального количества охлаждающей воды в конденсаторах и охладителях, выведены уравнения для оптимальной разности температур, которую следует применять при использовании отходящего тепла. [c.554]

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]

В одноходовом со стороны труб кожухотрубном теплообменнике ТЕМА Е с противоточным движением теплоносителей отсутствуют какие-либо ограничения на соотношение выходных температур, т. е. в таком теплообменнике Р=1. Однако скорость теплоносителя внутри труб при одном ходе жидкости может оказаться низкой, что приведет к низким значениям коэффициента теплоотдачи внутри труб и повышенной угрозе заноса труб. Переход к двум (или более) ходам теплоносителя внутри труб улучшит ситуацию, но при этом уменьшится коэффициент Р, а следовательно, и ДТ т- И снова конструктору придется принимать решение об оптимальном варианте, которое в большинстве случаев не совсем очевидно. [c.43]

Кристаллизаторы депарафинизационных установок предназначены для проведения процесса кристаллизации компонентов масляных фракций из охлажденных растворов (рафинатов и гачей) в избирательных полярных и неполярных растворителях при прохождении через них с различными скоростями. Для получения и роста кристаллов необходимо обеспечить перемешивание раствора и оптимальный тепловой и гидродинамический режим. Перемешивание и охлаждение раствора улучшает диффузию кристаллизующегося вещества к поверхности кристалла и ускоряет его рост. Одновременно с этим происходит выравнивание температуры раствора в объеме и на поверхностях охлаждения. Ввиду более низкой температуры поверхностей охлаждения на них усиленно идет зародышеобразование и рост кристаллов, которые снижают эффективность теплообмена. Образующиеся отложения кристаллов на внутренних поверхностях трубчатых теплопередающих устройств снимают скребковыми устройствами, вращающимися внутри труб с небольшой частотой. [c.379]

Элементы чугунных рекуператоров с иглами с двух сторон могут применяться только при чистых дымовых газах. Если дымовые газы загрязнены сажистым углеродом, золой, пылью и т. п., то следует применять трубы с иглами только с внутренней стороны. Такие элементы разработаны Стальпроектом и выпускаются серийно. Греющие дымовые газы обтекают трубы снаружи, нагреваемый воздух проходит внутри труб. Оптимальные скорости, отнесенные к 0° С и 760 мм рт. ст., принимаются для дымовых газов w°=3- Q м1сек и для воздуха = = 410 ж/сек. Коэффициенты теплопередачи зависят от скоростей [c.197]

Элементы чугунных рекуператоров с иглами с двух сторон могут применяться только при чистых дымовых газах. Если дымовые газы загрязнены сажистым углеродом, золой, пылью и т. п., то следует применять трубы с иглами только с внутренней стороны. Такие элементы разработаны Стальпроектом и выпускаются серийно. Греющие дымовые газы обтекают трубы снаружи, нагреваемый воздух проходит внутри труб. Оптимальные скорости, отнесенные к О °С и 760 мм рт. ст., принимаются для дымовых газов i0r°=3-i-6 м1сек и, для воздуха а в°=4-н 10 м/сек. Коэффициенты теплопередачи зависят от скоростей дымовых газов и воздуха, а также от их температур и составляют примерно от 19 до 46 вт1 м -град) (в расчете на условную гладкую поверхность труб). [c.148]

Решение. По причинам, указанным на сгр. 587, поток снаружи труб будет экономичнее потока внутри труб. Примем, что стоимостные данные и другие факторы таковы, что уравнение (15-32) при Ра =1,25 дает оптимальную скорость, соответствующую 11=ЪЭ. Так как число Рейнольдса попадает в область, где показатели По и Шо равны соответственно 0,6 и 0,15, отношекие Хр- -Хц 3 — Шд 2,85 [c.591]

Требуется нагреть от 20 до 175° II ООО кг/час воздуха, пропуская его с оптимальной массовой скоростью 35 ООО кг/час м поперечного сечения) внутри труб, имеющих действительный внутренний диам. 22 мм. Пар низкого давления (температура насыщения 104°), до сих пор выбрасывавшийся, будет стоить 0,1 долл/(10 ккал скрытого тепла) пар высокого давления (температура насыщения 190°) сгоит 0,8 долл/(10 ккал скрытого тепла). Нагреватели должны работать 8400 час/год. Годовые постоянные расходы, выраженные в долл,год (м каждой трубы) независимо от длины трубы или количества труб, можно принять равными- для нагревателя низкого давления 0,5, для Hai рева-теля высокого давления 0,8 Воздух должен покидать нагреватель высокого давления с абсолютным давлением 10 ата и температурой 175°. Решено использовать уравнение (9-15). Рассчитать годовые расходы и длину труб для обоих нагревателей. [c.592]

В настоящем сообщении приводятся основные результаты исследования массопередачи при увлажнении воздуха и десорбции двуокиси углерода воздухом из воды и водно-глицериновых растворов в прямоточном трубчатом элементе. Исследования проводились на двух моделях высокоскоростных колонн диаметром 41 и 72 мм. Внутри каждой трубы был установлен шестилопастной завихритель с обтекателями. Высота завихрителя равнялась диаметру трубы, а шаг винтовых лопастей был равен 180 и 320 ммлля диаметров 41 и 72 мм, соответственно. Расстояние от завихрителя до выхлопного среза трубы (пленочная зона) — 140 и 180 мм, диаметр сепарационного патрубка — 55 и 90 мм, высота сепарационного зазора — 60 и 100 мм (первые цифры относятся к колонне диаметром 41 мм, вторые —к колонне диаметром 72 мм). При таких размерах обеспечивалась оптимальная сепарация фаз и унос не превышал 5% от расхода жидкости при скоростях воздуха до 25 м1сек, считая на полное сечение трубы. [c.34]

Потери давле ия от трения вследствие сложных процессов дви-же1шя газа в улитке еще не поддаются точному расчету. Движение в улитке дюжно рассматривать как один из видов диффузор ного течения, так как средняя скорость в направлении вращения рабочего колеса падает от одного поперечного сечения к последующему. Расчет следует проводить с учетом того, что коэффициенты потерь для диффузоров выше, чем для цилиндрических труб при одинаковых числах Ке. Но, кроме того, поток в улитке 1 е только тормозится, но и изгибается. Поэтому, как всякий криволинейны " поток, он имеет вторичные течения, возника Ощие вследствие того, что на пограничный слой, заторможенный вследствие трения о стенки, влияет распределение давления в ядре потока. Слои, находящиеся около стенок, следуя падению давле ия, перемещаются на обеих сторонах улитки от периферии внутрь, перемешиваются здесь с быстродвижущимися массами газа, входящими в улитку и вместе с ними снова отбрасываются к периферии. В результате в улитке образуется двойной вихрь (фиг. 370), который вызывает допол 1ительные потери давления. Двойной вихрь пр одиостороннем ВЫПОЛНе ИИ улитки может быть приведен к простому стержневому вихр о с меньшими потерями (фиг. 371). Это, вероятно, является причиной показан юго на фиг. 372 оптимального к. п. д. несимметричной улитки в, так как при этом 36 Эккерт 370 561 [c.561]

П. В. Кук (P.W. ook). Британская нефтяная компания. Чешем, Букингем, Англия. Необходимо остановиться на одной из сторон проблемы промывочных жидкостей на нефтяной основе, ограничивающей широкое применение последних, а именно на величине давления на выкиде бурового насоса, необходимой для создания тшркуляцни раствора в скважине при оптимальных скоростях течения. Так, например, из табл. V доклада видно, что для создания циркуляции промывочных жидкостей А и В внутри бурильных труб (32,7 кг/пог. м) и обеспечения восходящей скорости в кольцевом пространстве (ствол скважины — 81/2") 0,9 м/сек, необходимо развить иа выкиде насоса давление 1,6 и 2,8 кГ/см соответственно на каждые 300 м бурильного инструмента. Можно подсчитать, что соответствующие давления для известковистых буровых растворов с аналогичным удельным весом будут 0,82 кГ/см и 1,5 кГ/см на каждые 300 м бурильных груб. [c.83]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология