Конденсатор, коэффициент теплоотдачи

Чтобы определить причины отказа или неисправности в работе конденсатора, предположим, что поверхность теплопередачи не имеет загрязнений, и подсчитаем, какой длины должны быть трубы, соответствующие наблюдаемым условиям работы конденсатора. Коэффициенты теплоотдачи а = 2210 Вт/(м Х ХК), а, = 704 Вт/(м2-К). [c.83]

Конденсаторы с вынужденным движением воздуха состоят из вертикальных рядов (секций) оребренных труб, соединенных между собой. Холодильный агент подводится к конденсатору сверху и отводится снизу. Конденсация происходит внутри труб. Воздух обдувает внешнюю оребренную поверхность конденсатора. Коэффициент теплоотдачи к воздуху, обдувающему конденсатор, в 40—60 раз меньше коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося холодильного агента. Оребрение внешней поверхности уменьшает наружное термическое сопротивление конденсаторов и позволяет создавать более легкие и компактные аппараты. [c.89]

Пример 3. Определить коэффициент теплоотдачи вертикального конденсатора к охлаждающему воздуху. Диаметр конденсатора 800 мм, высота 4000 мм. [c.40]

Для расчета поверхности теплообмена конденсаторов необходимо определить средний коэффициент теплоотдачи всей системы трубок. В литературе приведено следующее эмпирическое уравнение для расчета теплоотдачи п рядов трубок, расположенных друг над другом [c.89]

Пример 21. Требуется определить коэффициент теплоотдачи при конденсации изобутана в горизонтальном трубчатом конденсаторе с наружным диаметром трубок 20 мя. Температура конденсации равна 58,5° С. Температура поверхности трубки 45 С. Разность температур Д/ = 58,5—45 = 13,5° С, Определяю-58,5-1-45 [c.98]

Экспериментальное исследование коэффициента теплоотдачи при конденсации паров ВОТ на вертикальных трубках производилось в двух вертикальных конденсаторах экспериментальной установки. [c.308]

Замена водяного пара инертным газом могла бы привести к боль-яшй экономии тепла, затрачиваемого на производство водяного пара, и к снижению расхода воды, идущей на его конденсацию. Весьма рационально применять инертный газ при перегонке сернистого сырья, так как, сернистые соединения в присутствии влаги вызывают интенсивную коррозию аппаратов. Однако инертный газ не получил применения при перегонке нефти из-за громоздкости подогревателей газа и конденсаторов наро-газовой смеси (низкого коэффициента теплоотдачи) и трудности полного извлечения отгоняемого нефтепродукта из газового потока. [c.204]

Сравнительная оценка трех способов расположения трубок на трубной доске иллюстрируется графиком Яновского (см. рис. 160), дающим величину поправки р коэффициента теплоотдачи для конденсаторов с горизонтальным расположением трубок. Эта поправка минимальна для трубок, размещенных по углам квадрата. [c.266]

Проектные условия для конденсатора проверены, исходя из предположения,, что пар прошел сверху вниз по всей длине трубы и термическое сопротивление загрязнений равно 0,001. Коэффициент теплоотдачи для конденсата равен. [c.83]

При конденсации паров с помощью водяного охлаждения на границе стенка—вода существует большое сопротивление процессу передачи тепла, поэтому при конструировании аппаратов необходимо стремиться к тому, чтобы увеличить коэффициент теплоотдачи от поверхности, омываемой водой. В конденсаторах закрытого типа это достигается пропусканием воды через трубки. Оптимальная скорость воды в трубках равна 1,5 м/с. Среднее значение общего коэффициента теплопередачи для конденсаторов, установленных на колоннах, которые разделяют легкие углеводородные смеси, составляет 148,8 ккал/(м2.ч-°С). Для предварительного подогрева сырья в качестве теплоносителя может применяться пар или поток горячих углеводородов, например с низа колонны. Для пара общий коэффициент теплопередачи составляет около 89,3 ккал/(м2-ч-°С), а для углеводородов — 74,4 ккал/(м2-ч-°С). Такое же значение коэффициента теплопередачи можно принимать при расчете холодильников. Если в качестве теплоносителя применяются углеводороды, то оптимальная линейная скорость потока в трубках теплообменника находится н пределах 1,8—2,4 м/с. [c.150]

На рис. 18 приведена схема конденсатора типа АВГ, выпускаемого отечественными машиностроительными заводами. Аппарат состоит из горизонтальных секций 3 с трубами 4, имеющими поперечные решетки для компенсации низкого коэффициента теплоотдачи воздуха. К решеткам с трубками крепят коллекторные крышки, к которым присоединяют подводящие и отводящие трубопроводы. Все секции укладывают и закрепляют на металлической раме, установленной на опорных стойках 1. Стойки монтируются на соответствующем фундаменте. К раме и стойкам крепят коллектор, через который вентилятор засасывает воздух, и диффузор 2, направляющий поток воздуха на поверхность трубных секций. Продукт охлаждается воздухом, прогоняемым вентилятором через межтрубное пространство. В зависимости от скорости движения воздуха коэффициент теплопередачи колеблется в пределах 20—50 ккал/(м2-ч- °С). [c.55]

В холодильных агентах промышленных установок находится некоторое количество неконденсирующихся примесей, которые накапливаются в конденсаторе и могут на отдельных участках поверхности снижать коэффициент теплоотдачи. Обычно конденсационные установки с АВО оборудуют системами дренирования инертов в атмосферу, периодичность и время дренирования устанавливают для каждой конкретной установки. [c.130]

Даже 1% инертных примесей снижает коэффициент теплоотдачи авн почти на 50%- Если в водяных конденсаторах уменьшение Овн на 50—60% значительно влияет на среднее значение коэффициента теплопередачи, то в АВО это влияние заметно меньше, так как при авн > 2500—3700 Вт/(м2-К) коэффициент теплопередачи Кф почти полностью определяется значением а . Таким образом, без учета 50%-ного снижения авн имеем авн = 5000—7400 Вт/(м2-К), что соответствует общепринятым значениям коэффициентов теплопередачи при конденсации чистых насыш,енных водяных паров. Поэтому можно сделать весьма важный практический вывод в конденсаторах воздушного охлаждения присутствие неконденсирующихся примесей оказывает значительно меньшее влияние на коэффициент теплопередачи, чем в конденсаторах, охлаждаемых водой. Однако влияние примесей тем не менее следует учитывать, так как по мере выделения влаги парциальное давление инертов постоянно увеличивается, что может привести к авн < 2500— —3700 Вт/(м2-К). [c.136]

Коэффициент теплопередачи конденсаторов водяного пара зависит от скорости пара, направления его движения и пленки, паровой нагрузки. Влияние скорости движения пара на теплопередачу со стороны конденсирующего продукта становится ощутимо при скоростях движения более 100—150 м/с и существенно зависит от давления. При малых давлениях Рк < 10—20 кПа и скоростях пара 50—100 м/с коэффициент теплоотдачи а.вн движущегося пара близок к коэффициенту неподвижного пара. [c.137]

При совпадении направления движения пара и пленки конденсата поверхностное трение между движущимся паром и пленкой приводит к ускорению течения пленки, ее толщина уменьшается, снижается термическое сопротивление, а коэффициент теплопередачи возрастает. При встречном движении пара и пленки конденсата в дефлегматоре коэффициент теплопередачи по сравнению с таковым в конденсаторе становится ниже. С уменьшением паровой нагрузки АВО коэффициент теплоотдачи вн снижается, но его уменьшение связано не с изменением скорости движения пара, а с относительным увеличением инертных примесей. [c.137]

Расчет показывает (см. табл. 4.16), что в трубном пучке холодильника-конденсатора идет процесс частичной конденсации исходного газа, причем паросодержание двухфазного потока (или массовая доля пара) изменяется от е =0,322 до е = 0,179. В этом случае средний коэффициент теплоотдачи (со стороны конденсирующегося газа) в трубном пространстве рассчитывается по формуле [38. с. 145] [c.149]

Техническая постановка задачи оптимизации теплообменного аппарата. Как известно, по величинам, содержащимся в задании на проектный расчет теплообменника, нельзя однозначно определить все необходимые размеры и характеристики аппарата. Так, для определения коэффициентов теплоотдачи понадобится задать скорости потоков, а следовательно, принять площади проходных сечений (или определяющие их размеры, такие как диаметры труб, шаги и т. п.). Чтобы вычислить расход охлаждающей среды в конденсаторе, необходимо бывает, как правило, принять ее температуру на выходе из аппарата. [c.286]

В изотермических конденсаторах и испарителях скорость конденсирующегося и кипящего потоков также не влияет на коэффициент теплоотдачи (при умеренных значениях скоростей). [c.339]

Расчет конденсаторов-холодильников имеет свои особенности, обусловленные характером изменения температур и коэффициентов теплоотдачи вдоль поверхности теплообмена. [c.186]

Здесь 1/0 можно рассматривать как обратную разность безразмерных температур. Линии постоянного уровня 0 также изображены на рис. 4. Отметим, что во многих практических случаях конденсаторы функционируют только в переходном режиме, где коэффициент теплоотдачи очень слабо зависит от Re/, или АТ, или L. [c.96]

Ограничения на поток. Ограничения, накладываемые на плотности массовых и тепловых потоков, важны при конструировании многофазных систем. Примерами ограничений на плотности массового потока являются критические расходы (имеют тенденцию проявляться в многофазных системах при более низких скоростях, чем в однофазных), захлебывание в системах с противоточным течением (например, в противоточном конденсаторе) и минимальные скорости ожижения в системах с псевдо-ожиженным слоем. Ограничения на плотности тепловых потоков важны при кипении, где превышение предельной плотности теплового потока может вызывать резкое ухудшение коэффициента теплоотдачи, ведущее к низким рабочим характеристикам системы или к опасности, вызванной чрезмерным повышением температуры стенок канала. [c.177]

Многие оригинальные конфигурации поверхности получаются путем деформации основной трубы. Витые трубы, гофрированные трубы, трубы спиральные или со спиральным рифлением имеют многократно начинающиеся спиральные рифления вдоль длины трубы. В [32] проведено систематическое исследование характеристик одиночной трубы для применяемых в промышленности типов труб, используемых для работы в конденсаторах пара (конденсирующийся пар снаружи, вода внутри). Отмечено увеличение номинального внутреннего коэффициента теплоотдачи (отнесенного к диаметру гладкой трубы того же самого максимального внутреннего диаметра) до 400% однако перепады давления на водной стороне возросли приблизительно в 20 раз. [c.324]

При проектировании конденсаторов часто более важно знать коэффициент теплоотдачи, выраженный через расход конденсата Гд, чем через перепад температуры в пленке. Он определяется путем исключения разности из [c.341]

Следует отметить, что метод расчета, приведенный здесь, относится к локальному коэффициенту теплоотдачи. Поэтому он используется как часть последовательного расчета любой конструкции конденсатора. В принципе можно рассчитать средний коэффициент теплоотдачи, используя уравнение (18), и представить результаты в форме графиков, пригодных для конструкторов. Трудность возникает в определении т/ в зависимости от Ке, так как т / зависит также от других параметров. Это значит, что следовало бы получить большое число графиков, чтобы охватить все важные случаи. [c.343]

Отдельные пассивные и активные методы усиления эффективны для конденсации в объеме пара и при вынужденной конвекции [1—5]. Некоторые системы, успешно испытанные в лаборатории, нашли применение в промышленных конденсаторах. Наибольший интерес вызывает конденсация органических жидкостей, теплофизические свойства которых обеспечивают относительно низкие коэффициенты теплоотдачи при конденсации, [c.360]

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]

Поперечные перегородки устанавливают и в межтрубном пространстве конденсаторов и испарителей, в которых коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности труб на порядок выше коэффициента на их внутренней поверхности. В этом случае перегородки выполняют роль опор трубного пучка, фиксируя трубы на заданном расстоянии одна от другой, а также уменьшают вибрацию труб. [c.26]

Существуют также программы расчета на ЭВМ аппаратов воздушного охлаждения при их применении в качестве холодильников и конденсаторов. Результатом счета являются характеристика и число аппаратов, угол установки лопастей и мощность двигателя вентиляторов, коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи, расчетное гидравлическое сопротивление. [c.115]

Конденсаторы и холодильники воздушного охлаждения состоят из двух основных частей поверхности охлаждения и системы подачи воздуха, включающей вентилятор и регулирующее устройство. Поверхность охлаждения компонуют из оребренных труб, собранных в секции и развальцованных в решетках, к которым присоединены крышки. Оребрение увеличивает (в 5—20 раз) наружную поверхность трубы, компенсируя недостаточную теплоотдачу со стороны воздуха, улучшая теплообмен. Для улучшения коэффициента теплоотдачи воздух увлажняют. [c.78]

В связи с различием в температурном напоре и коэффициенте теплоотдачи расчет поверхности конденсатора-холодильника необходимо вести для каждой зоны в отдельности, используя для этого общее уравнение теплопередачи [c.609]

При использовании практических данных по коэффициентам теплоотдачи для конденсаторов-холодильников поверхность теплообмена может быть рассчитана без ее подразделения на отдельные зоны по общему уравнению теплопередачи, однако такой расчет менее точен. [c.610]

Коэффициент теплопередачи определяется так же, как и при расчете обычных теплообменников, причем коэффициент теплоотдачи конденсирующихся паров находят при средних температуре и составе. Когда параметры пара очень сильно изменяются по длине конденсатора, рекомендуется определять коэффициент теплоотдачи на обоих концах теплообменника и брать для расчета их среднее значение. [c.192]

Коэффициент теплоотдачи от газа аг определяется по обычным формулам, приведенным в гл. VI. Общая поверхность теплообмена конденсатора определяется из соотношения [c.193]

Пример 11. Требуется определить коэффициент теплоотдачи от стенок трубок конденсатора к охлаждающей воде. Диаметр трубок 25 мм. Скорость движения воды 0,15 м1сек. Средняя температура охлаждающей воды равна 40° С. [c.63]

Согласно изложенному, на внешней поверхности трубок длиннотрубных верикальных конденсаторов возможно трубулентное движение пленки конденсата. В этом случае коэффициент теплоотдачи может быть по Григуллю выражен формулой [c.84]

Пример 19,Требуется определить коэффициент теплоотдачи inaipa тр.ихлор-ьтилена, коиденсирующегося при нормальном давлении на стенках трубок конденсатора диаметром 30/25. пм, длиной 2000. нм. Температура насыщения три-.хлорэтилена при нормальном давлении t = 87° С. Скрытая теплота парообразования / = 58 ккал кг. Средняя температура поверхности конденсации равна [c.96]

Пример 20. Для проектирования воздушных конденсаторов на дистиляцион-ной станции глицерина требуется определить коэффициент теплоотдачи а конденсирующихся глицериновых паров к стенкам вертикальных кондеисаторов. Теплота парообразования г=170 ккал/кг у=П75 кг/м /. = 0,26 ккал/м час Конденсация происходит в вакууме при температуре приблизительно 100—120 С. j. = 0,001 кг сек/м -, высота охлаждающей стенки (задано Н = 0,455 м средняя температура пара t = 135° С средняя температура стенки t 25° С [c.98]

В небольшом универсальном конденсаторе диаметром 75 мм с одной трубкой диаметром /2 и длиной 985 мм, была предусмог-рена возможность измерения температуры стенки трубки с помощью четырех хромель-алюмелевых термопар, закрепленных в стенке трубки. Таким образом можно было непосредственно определить коэффициенты теплоотдачи. Тепловая нагрузка изменялась от 5000 до 116 ООО ккал м час при изменении средней разности температур от 3 до 300° С. [c.308]

В теплообменнике, предназначенном для работы в качестве испарителя. или конденсатора, испаряющуюся жидкость или конденсирующиеся пары желательно вводить в межтрубное К("остр1анство, а вещество, не изменяющее агрегатное состояние, — в трубное. Такое распределение, позволяя максимально увеличить скорость веществ с низким коэффициентом теплоотдачи (за счет увеличения тасла ходов в трубном пространстве), приводит к увеличению общего коэффициента те плопереда-чи теплосбкекни.ка. [c.45]

ИЛИ охлаждаемый поток нефтепродукта. Через этот пучок вентилятором пропускается воздух. Для компенсации низкого коэффициента теплоотдачи, со стороны воздуха применяют оребренпые трубы. В зависимости от скорости воздуха коэффициент теплопередачи колеблется в пределах iO—50 ккал/(м -ч-град). Для снижения начальной температуры предусматривается его увлажнение. На укрупненных технологических установках используют сдвоенные агрегаты. Общий вид конденсаторов воздушного охлаждения приведен на рис. 155. [c.262]

Капельная конденсация имеет место на несмачиваемых поверхностях охлаждения, когда конденсат выпадает на них в виде отдельных капель. При капельной конденсации можно получать высокие коэффициенты теплоотдачи [до 200 кВт/(м -К) и болееК Устойчивый характер капельная конденсация имеет лишь в аппаратах, поверхность охлаждения которых не смачивается конденсатом благодаря физическим свойствам жидкой фазы, например в конденсаторах ртутного пара, а также при периодическом вводе в пар некоторых эффективных гидрофо-бизаторов. [c.119]

Для упрощения примера некоторые величины, которые выбираются или рассчитываются конструктором обычным образом, будем также считать заданными размер теплообменных труб нХ 0=16X1.4 мм, матерлал — сталь марки Х18Н ОТ число труб в пучке п = 967 число труб, расположенных по диаметру трубной решетки, = 32 шаг размещения труб в трубной решетке (по вершинам равностороннего треугольника) i = 23 мм внутренний диаметр кожуха конденсатора D, = 800 мм расстояние между ходовыми перегородками в Межтрубном пространстве аппарата 1%.а = 300 мм площадь проходного сечения для парогазовой смеси (по трубному пространству) /тр = 0,132 м площадь проходного сечения для воды (по межтрубному пространству) на участке между двумя соседними ходовыми перегородками /мт = 0,0864 м расход охлаждающей воды Оо1л = 47,5 кг/с коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждающей воде охл = 3140 Вт/(м Ч<) суммарное термическое сопротивление стенки трубы и загрязнений на ней R r + Яз = 0,0008 м К/Вт. [c.195]

Уард [197] предложил графоаналитический метод расчета конденсаторов многокомпонентных парогазовых смесей, использующий введенное им понятие об эффективном коэффициенте теплоотдачи. В этом случае при расчете тепло- и массообмена отпадает необходимость в вычислении температуры Г/ на поверхности раздела фаз, что существенно снижает трудоемкость расчета. [c.201]

Часто неудовлетворительная конструкция аппарата получается в тех случаях, когда необходимо осуществить теплообмен мteждy технологическим потоком, имеющим большой расход, но малое изменение температуры, и потоком, имеющим малый расход, но большой диапазон изменения температуры. Примером такого аппарата может служить высокотемпературный конденсатор, охлаждаемый водой. В таких условиях наряду с различными схемами тока теплоносителей полезно рассмотреть вопрос о замене охлаждающей среды, например вопрос о целесообразности использования воздушного охлаждения, вместо водяного. , -Задача выбора рациональных скоростей теплоносителей может быть обоснованно решена только путем проведения оптимального расчета, на основе сравнения большого количества конкурирующих вариантов. Пределы скоростей, приведенные выше, имеют сугубо ориентировочный характер. Увеличение скоростей потоков лимитируется, как правило, повышением гидравлических сопротивл е-ний, поэтому верхний предел скорости ограничен располагаемым снижением давления. В конвективных теплообменниках следует наилучшим образом разрешить компромисс между величиной гидравлического сопротивления и коэффициентом теплоотдачи. Например, коэффициент теплоотдачи от жидкости или газа, текущих в межтрубном пространстве, пропорционален скорости потока в степени 0,6. Гидравлическое сопротивление пропорционально квадрату скорости. Отсюда следует, что чем выше доиуекаемое гидравлическое сопротивление, тем более высокого значения, коэфг фициента теплоотдачи можно достичь. Следует, однако, иметь в виду, что коэффициент теплоотдачи от данного потока может весьма слабо влиять на значение общего коэффициента теплопередачи (не быть лимитирующим). [c.339]

Капельная конденсация. Если холодная поверхность конденсатора обладает гидрофобными свойствами, конденсация может приводить к образованию на ней отдельных капель, а не сплошной жидкой пленки. В этом случае коэффициент теплоотдачи значительно больше, чем при пленочной конденсации. Наблюдались значения коэффициента теплоотдачи вплоть до 100 ООО Вт/(м -К). Такие значения близки к максимально возможному значению коэффициента теплоотдачи от твердой стенки к газу, но порядку величины равному 1/6 (p ,K )g, где tu — средняя тепловая скорость молекул пара и газа. Но капельная кор ден-сация может происходить только на предварительно обработанных поверхностях, покрытых специальными гидрофобными активаторами. С течением време1П1, однако, это покрытие постепенно смывается и капельная конденсация переходит в пленочную. Вследствие зтого область техни- [c.96]

Трубы конденсатора могут быть профилированными, как показано на рис. I, с целью использования эффекта Грегорига, в результате чего конденсация происходит в основном на вершинах выпуклых гребней. Затем под действием сил поверхностного натяжения конденсат стекает в вогнутые канавки и отводится. Результирующий осредненный коэффициент теплоотдачи значительно выше, чем при постоянной толщине пленки. Недавно в [11] был представлен анализ оптимальной поверхности Грегорига. Много профилированных труб разработано для испарителей, используемых нри обессоливании, и некоторые из них в настоящее время выпускаются промышленностью. Общие коэффициенты (конденсация пара в объеме на наружной поверхности и испарение стекающей пленки внутри) даны для девяти типов выпускаемых промышленностью труб, предложенных в [12]. Для нескольких типов труб наблюдалось увеличение теплоотдачи больше чем на 200%. Недавно представлены обзоры [13, 14] по этим вопросам. [c.361]

Преимущества такого конденсатора заключаются в использовании только статического напора для прокачки воды, в высоких коэффициентах теплоотдачи при небольших расходах воды, больишх иодогревг1Х моды и в возможности очистки труб в процессе эксплуатации. К недостаткам следует отнести трудности с органи-зацией равномерного распределения воды но трубам. Эти трудности могут быть устранены посредством малых распределителей, показанных на рис. 8. Однако эти расиределитсли могут забиваться. Другой недостаток заключается в необходимости использования системы для стока воды. Если охлаждение организовано по замкнутому циклу, то необходим насос. [c.59]

В простом случае конденсации при постоянных температуре и коэффициентах теплоотдачи, а также прн одноходовой схеме течения теплоносителя используется средний логарифмический температурный напор. Прн последовательном расчете в каждом сечении конденсатора используются локальная разность температур и значения коэффициентов с последующим численным интегрированием. При многоходовом течении потока необходимо использовать локальные коэффициенты и разности температур для каждого хода. Для того чтобы определить температуры в точках поворота потока, необходимы итерационные расчеты, которые могут быть выполнены с помощью ЭВМ. Для конденсации в межтрубном пространстве в предположении, что коэффициенты теплоотдачи постоянны на каждом выбранном прямом участке идоль кожуха, в 127) предложена следующая последовательность расчетов. [c.64]

Количество воздуха, отсасываемого из конденсатора. Воздух пли другие неконденсирующиеся газы попадают в конденсатор с паром и охлаждающей водой. Кроме того, при работе конденсатора под вакуумом воздух проникает в аппарат через различные неплотности в аппаратуре и коммуникациях. Наличие воздуха в паре резко снижает коэффициент теплоотдачи при конденсации пара и, следовательно, производительность аппарата. Поэтому воздух долнген непрерывно отсасываться пз конденсатора. [c.180]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология