Методичка (Методичка)

Посмотреть архив целиком





1

- 4 -

. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕКУПЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ


В общем случае расчет теплообменного аппарата включает тепловой, гидравлический, прочностной и технико-экономический расчеты. В зависимости от цели и исходных данных любой из них может быть выполнен как проектный, конструкторский или поверочный. В первом случае, как правило, подбирают стандартный аппарат, во втором осуществляют его детальную проработку. Если тип и размеры аппарата известны и требуется проверить обеспечит ли он заданную тепловую мощность, определить конечные параметры теплоносителей, проверить соответствуют ли допустимым потери давления в каналах, механические напряжения в элементах конструкций, выполняют поверочный расчет. Традиционно не делают различия между проектным и конструкторским (конструктивным) расчетами. Но в последние годы наметилась тенденция к их разделению [30].

При проектировании типовых установок также принято использовать методику поверочного расчета, для чего производят предварительный подбор теплообменных аппаратов.
По известным расходам и ориентировочным значениям скоростей теплоносителей с помощью уравнения неразрывности рассчитывают проходные сечения каналов для каждого из теплоносителей и по справочникам или каталогам выбирают тип аппарата и его размеры. После этого проверяют, удовлетворяет ли он заданным условиям.

В проектном или конструкторском расчетах обычно используют метод среднего температурного напора, в поверочном – чаще метод эффективности. В первом случае система включает уравнение теплового баланса

Q = G1 (h1h1) = G2 (h2h2), (1.1)





где G1, G2 расходы; h1’, h2 энтальпии теплоносителей на входе и h1’’, h2’’ на выходе из аппарата; Q тепловая мощность; КПД теплообменного аппарата.

Для газов и жидкостей h1 h1 = c1 (t1 t1) и h2 h2 = c2 (t2 t2) , где c1

и c2 средние удельные изобарные теплоемкости теплоносителей в интервалах изменения их температур t1 и t2. Поэтому уравнение (1.1) принимает вид


G1 с1 (t1 t1) = G2 с2 (t2 t2), (1.2)


где с1 и с2 – средние значения удельных изобарных теплоемкостей теплоносителей в интервалах температур t1t1 и t2t2, если фазовых изменений теплоносителей не происходит.

Следующим, входящим в базовую систему, является уравнение теплопередачи:

Q = k F t . (1.3)

где k коэффициент теплопередачи; F площадь поверхности теплообмена; t средний температурный напор, который рассчитывают по формуле:

- 5 -

t = tп t , (1.4)

где tп средний температурный напор для противоточной схемы, равный:

tп = (tб tм)/ ln(tб/tм), (1.5)

где tб и tм – наибольшее и наименьшее из t1- t2 и t1- t2’ значения; t – поправочный коэффициент, учитывающий влияние на t схемы движения теплоносителей в аппарате. Его значение определяют в зависимости от параметров P = (t2- t2)/(t1- t2) и

R = (t1- t1)/(t2- t2) c помощью номограмм или вспомогательных формул [10, 22].

Если tб / tм < 1,8, то среднелогарифмическое значение практически совпадает по величине со среднеарифметическим tса = 0,5 (tб + tм), являющимся пределом функции lim tп при tб/tм 1. При прямотоке и противотоке t= 1, причем при прямотоке в формуле (1.5) tб = t1 t2 и tм = t1 t2.

Поверхности теплообмена изготавливаются обычно из тонкостенных труб или пластин. Поэтому влиянием их кривизны пренебрегают и для коэффициента теплопередачи, как правило, пользуются формулой для плоской стенки:

k = (1.6)

где 1, 2 – коэффициенты теплопередачи теплоносителей; коэффициент теплопроводности материала стенки; – толщина стенки; R1, R2 – термические сопротивления загрязнений поверхности теплообмена.


Коэффициенты теплоотдачи рассчитывают по известным формулам из курса тепломассообмена [13, 27, 32, 33]. Основные из них приведены в табл. 1.11.3. Значения термических сопротивлений R1 и R2 можно ориентировочно определить по данным табл. 1.4. Конструктивные характеристики стандартных пластинчатых теплообменников, необходимые для расчета теплообмена, см. в табл.1.5.

Кроме этого, базовая система уравнений включает уравнения неразрывности для каждого из теплоносителей:

G1 = 1 w1 f1 и G2 = 2 w2 f2 , (1.7)


где 1 , 2 – плотности и w1,w2 – скорости теплоносителей; f1, f2 проходные сечения каналов для каждого из них, а также соотношения, связывающие площадь поверхности теплообмена, проходные сечения каналов с линейными размерами теплообменника.


Поверочный расчет часто выполняют методом эффективности. В нем используют характеристики теплообменников в виде зависимостей эффективности аппарата от числа единиц переноса и отношения полных теплоемкостей теплоносителей. Их получают из совместного решения уравнений теплового баланса и теплопередачи с учетом формулы для среднего температурного напора. Для греющего теплоносителя и для нагреваемого имеем соответственно в общем виде:

- 6 -


1= 1(N1;1), где N1= k F/(G1 c1); 1=G1 c1/(G2 c2);

2= 2(N2;2), где N2= k F/(G2 c2); 2=G2 c2/(G1 c1). (1.8)


Конкретный вид характеристик зависит от схемы движения теплоносителей в аппарате.

Так, для прямотока:




(1.9)

Для противотока:




(1.10)

При фазовых изменениях одного из теплоносителей, например, при конденсации насыщенного пара в парожидкостном подогревателе t1=const, 2 = 0 и


(1.11)

В случае фазовых изменений обоих теплоносителей t1 = const, поэтому использование метода эффективности теряет смысл. Более того, в этом случае, температурный напор определяется как разность температур насыщения теплоносителей t = tt.

При отсутствии точной формулы для эффективности теплообменника, можно воспользоваться приближенными зависимостями Ф. Трефни [27]:




(1.12)





(1.13)


где f = 0 для прямотока, f = 1 для противотока (значения для других схем приведены в табл. 1.6).





Таблица 1.1. Основные формулы для расчета коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления

в теплообменных аппаратах*

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента


Примечание

теплоотдачи

гидравлического сопротивления

Вынужденное течение в прямых трубах и каналах [13, 27, 33]

Ламинарное течение

При расчете чисел Nu и Re в качестве характерного размера используют внутренний диаметр круглой трубы или гидравлический диаметр канала. Теплофизические свойства теплоносителей выбирают по их средним температурам

При 10 < Re < 2300 и L/d >10

Nu = 1,4 (Re d/L)0,4 Pr0,.33 (Pr/Prст)0,25.

Переходный режим

При 2300 < Re < 7000

Nu = 0,008 Re 0,9 Pr 0,43.


При Re < 2300 и X = L/(Re d) < Xг

= A Re –1 X – 0,5;

если Xт<X<10 Xг,

=A Re –1 k (L/d) –1,

где k = 1,2 – для цилиндрической трубы;

k = 0,613 для плоской щели.

Турбулентное течение

При 10 4< Re < 10 6 и 0,6 < Pr < 2500

Nu = 0,021 Re 0,8 Pr 0,4 (Pr/Prст)0,25 l,

где l =1+ 31,7 Re – 0,33 (L/d) 1 при L/d

50 и l = 1 при L/d > 50.

При 10 4< Re <10 6 и 0,5 < Pr < 2,5

Nu = 0,023 Re 0,8 Pr 0,4 l

При 4000 < Re < 105 и

0 < Re /d < 500, где эквивалентная абсолютная шероховатость (табл. 1.7),

= 0,11(/d + 68/Re)0,25

* Для пучков труб, профилированных поверхностей коэффициент сопротивления обычно эффективная величина, включающая кроме коэффициента трения, еще и коэффициенты местных сопротивлений;

** Значения для термического Xт и гидродинамического Xг начальных участков, предельные значения чисел Nu и коэффициент трения на участке гидродинамической стабилизации см. в табл. 1.2








Продолжение табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента

Примечание

теплоотдачи

гидравлического сопротивления

Продольное вынужденное течение в пучке труб с расположением по вершинам равностороннего треугольника [27]

При Re >10 4 и 1,3 < s1 s2/dн 2 < 6

Nu = Nu0 ( s1 s2/dн 2 ) 0,18,

где Nu0 рассчитывают по формулам для турбулентного течения в трубах; s1 и s2 – поперечный и продольный шаги труб в пучке; dн – наружный диаметр труб.

При 3,23 s/d lg Re 3 s/d + 0,76

= (0,316 s/ dн – 0,167) Re – 0,2,

где s шаг и dн наружный диаметр труб.

При s/d = 1…1,5

= (0,273 s/dн – 0,102) Re

Характерный размер – гидравлический диаметр

В
ынужденное течение в кольцевом канале теплообменников «труба в трубе»[13, 27, 33]


При Re >10 4

Nu = 0,017 Re 0,8 Pr 0,43 (Pr/Prст)0,25 l (d2/d1) 0,18,

где d1 – наружный диаметр внутренней трубы; d2 – внутренний диаметр наружной трубы; l рассчитывают так же, как и при турбулентном течении в трубах и каналах

При D 1/d 2 0,0625 в гидравлически гладких трубах

= 0,348 Re – 0,25

и в шероховатых трубах

= 0,11(/d+100/Re)0,25.

Значения см. в табл.1.7

Характерный размер – гидравлический диаметр

d = d 2 d 1

Вынужденное течение в каналах спиральных теплообменников [27]


Ламинарный режим (Re < 2000)

Характерный раз-

мер – гидравлический диаметр

d = 2 , где ширина канала

Nu = 1,85 (Re Pr d/L )0,33 (Pr/Prст)0,25

= 357/Re

Турбулентный режим (Re = 2000…10 5)

При ширине канала 6,12,16 мм со штифтами

Nu = 0,021 Re 0,8 Pr 0,43 (Pr/Prст)0,25

и при ширине канала 25 мм с дистанционными cкобами

Nu = 0,03 Re 0,8 Pr 0,43 (Pr/Prст)0,25


= 0,856/ Re 0,25







Продолжение табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента

Примечание


теплоотдачи

гидравлического сопротивления



Т
еплообмен при поперечном обтекании пучков гладких труб [29]


При 10 –1< Re <10 6

Nu = 1,11 с Re m Pr 0,31 (0,785 Tст / T)m/4,

где Nu = d н /; Re = w d н /; w скорость теплоносителя в свободном сечении перед трубой; Tст и T – средние абсолютные температуры стенки и потока; значения c и m зависят от числа Rе:

Re с m Re c m

0,4 – 4 0,891 0,330 4000 – 40000 0,174 0,618

4 – 40 0,821 0,385 40000 – 400000 0,0239 0,805

40 – 4000 0,615 0,466

Поправочный множитель

(0,785Tст/ T)m/4

имеет существенное значение для газов. Для жидкостей его можно принять равным единице

Вынужденное поперечное и под углом к оси обтекание пучков гладких и оребренных труб [27]








Nu = A сz c cs m Re n Pr0,.33 (Pr/Prст)0,25,

где A = 0,36; m = 0,5 и n = 0,6 · 0.07для шахматных пучков; A = 0,2; m = 0,7 и n =

=
0,65 0,07для коридорных пучков; коэффициент оребрения, равный отношению полной оребренной поверхности F к неоребренной F0; l = (F0/F) d н+ (FР/F) FР '/2n характерный размер в Nu и Re; FР и FР ' – полная и боковая (без торцевых участков) поверхности ребер; n – количество ребер в трубе; d н – наружный диаметр трубы. Формула справедлива при Re = 5000…37·104 и l = 12…178 мм;

[(s1 dн)/(s2 ' dн)] = 0,46…2,2 для шахматных и

Шахматный пучок

При Re= 2·10 3…1,8·10 5 и l/dэ =

= 0,15…6,5

Eu = 2,7 z сz' c ' (l/dэ) Re 0.25;

при Re = 1,8·10 5…10 6 и l/dэ =

= 0,15…6,5

Eu = 0,13 z сz' c ' (l/dэ) 0,3,

где dэ гидравлический диаметр узкого сечения межреберных каналов; z количество рядов труб по потоку.

Коридорный пучок

При Re = 4·10 3…1,6·10 5; l/dэ =

= 0, 8…11,5 и (s2 d н)/(s1 dн) =

= 0,5…2,0

Теплофизические свойства выбирают по средней температуре потока, Prст – по температуре стенки. Характерный размер – длина обтекания l














Продолжение табл.1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента


Примечание

теплоотдачи

гидравлического сопротивления




Re = 104…37·104 ; l = 27…178 мм; =1…18,5 для коридорных пучков труб

Eu = 0,26 z с z' (s2 dн)/(s1 dн) 0,68 (l/dэ) Re 0,08


Здесь s1, s2 и s2' поперечный, продольный и диагональный шаги труб. Для шахматных пучков гладких труб при z > 2 сz = 0,6+0,7 + (z2)/z, при z = 1 сz = 0,6 и при z = 2 сz= 0,65;

сz'=1+1,2·e – 1,792 (z –1) ; c = (sin) 0,55, где угол между направлением потока и осями труб; c ' = = (sin) 1,25. Для коридорных пучков гладких труб при z > 2 сz = 0,6 + 0,9 + (z – 2)/z, при

z = 1 сz = 0,6 и при z = 2 сz' =1+ 0,8 e – 1,549 (z – 1); c = (sin) 0,55 и c ' = (sin) 1.65. Для шахматных пучков гладких и ребристых труб cs = (s1 dн)/(s2' dн)]0,1. Для коридорных пучков гладких и ребристых труб при s2/dн2 cs=1; при s2/dн 2 cs= 1+ (2 s1/dн – 3) (1 – 0,5 s2/dн)3 2.

Для шахматных пучков ребристых труб сz'=1+ 0,00133 Re 0,535 exp(1,075 (z1) Re – 0,061) и

cz = 1+eхр(3,806 (1+ z) Re – 0,155). Для коридорных пучков ребристых труб

cz =1+ 0,6 exp( 0,0121 Re 10 4 0,896 (z –1)); сz'=1+ 6,305 Re – 0,146 exp(0,755 (z1) Re 0,239)














Продолжение табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента

Примечание

теплоотдачи

гидравлического

сопротивления

Т
ечение несжимаемых жидкостей в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников без перегородок и с перегородками [27, 29]

Nu = с Re0,6 Pr1/3 (/ст)0,14,

где c =1,16 dэ0,6 при 200 < Re < 20000 ,если перегородки отсутствуют; с = 0,24 при

4 < Re < 50000 – для сегментных перегородок и с = 2,08 dэ 0,6 при 3 < Re < 20000 для перегородок в форме чередующихся колец и дисков; Nu = d /; Re = w d/; dэ =

= (D 2 n d 2)/(D + n d); D внутренний диаметр кожуха; d наружный диаметр труб; n их количество в пучке; w скорость теплоносителя в пучке (при наличии перегородок в его узком сечении)

p = Pп +Pпр+рмi,

где Pп = (n+1) z п wп2/2; n количество поперечных перегородок; z – число рядов труб в пучке; wп – скорость в узком сечении трубного пучка между перегородками;

п= 0,23 + 0,4 [0,001 (Re 500)] ½ ; Re = wп d/, где d – наружный диаметр труб; Pпр=

= 0,2 n wпр2/2, где wпр – продольная скорость теплоносителя в сечении, где установлена перегородка; Pмi = i w2/2 – потери давления в местных сопротивлениях (см. табл. 1.8)

Теплофизические свойства выбирают по средней температуре теплоносителей











П



родолжение табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента

теплоотдачи

гидравлического

сопротивления

Т




еплообмен и сопротивление при вынужденном течении несжимаемой жидкости в каналах ленточно-поточных пластинчатых теплообменников,






образованных гофрированными и установленными эквидистантно, одна относительно другой, пластинами [3, 29]

1+0,83 (s/) – 0,5

Nu = 0,0315 Re 0,75 Pr 0,43(Pr/Prст)0,25,

1+1,5 Re – 0,125 (/1)

где s шаг гофр; зазор между пластинами в точке поворота гофр; коэффициент трения в прямолинейном канале при том же Re, что и для ; коэффициент сопротивления гофрированного канала; в Nu и Re характерный размер – гидравлический диаметр наименьшего проходного сечения между соседними пластинами

d = 2 ; расстояние между пластинами в этом сечении; определяющая скорость рассчитывается для этого же сечения. Формула справедлива при 2000 < Re < 20000; 0,6 < Pr < 80; и 2 < s/<

28,8 (tg ) 1,33 (s/’) 0,33

= ,

Re 0,38 (s/2) 0,189

где угол при основании гофра, образованный его поверхностью с горизонтальной плоскостью, если положить на нее гофрированную пластину.

Формула справедлива при 1000 < Re < 16000

Вынужденное без фазовых изменений течение несжимаемой жидкости в каналах пластинчатых теплообменников, образованных гофрированными пластинами и выпускаемыми отечественной промышленностью [3, 13, 27,33].

Ламинарный режим (Re < 50; Pr 80)

Nu = A Re0,33 Pr0,33 (Pr/Prст)0,25

=D/Re

Турбулентный режим (Re = 50…30·103; Pr = 0,7…80)

Nu = B Re0,73 Pr0,45 (Pr/Prст)0,25.

Значения A и B в зависимости от типоразмера пластин и конструктивных особенностей теплообменника см. в табл. 1.3.

=E/ Re0,25

Значения коэффициентов D, Е см. в табл.1.3

Характерный размер – приведенная длина пластин Lпр

Конденсация пара в каналах пластинчатых теплообменников[3, 29]

При t = tн tст 10 °C Nu = c Reк0,7 Pr0,4. При t < 10 С к=1,15 (g 2 3 r)0.5/ ( t Lпр) 0,5

Здесь Reк= q Lпр/(r ); Nu = к Lпр/; tн – температура насыщения; tст – температура стенки;

g = 9,81 м/с²; r – теплота парообразования; теплофизические свойства конденсата плотность ; теплопроводность ; динамическую и кинематическую вязкость и r выбирают при tн;

(g/²)1/3 Lпр t / (r ) < 2300


П



родолжение табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента теплоотдачи


Примечание

Кипение жидкости в большом объеме, в том числе на пучке горизонтальных труб [13, 27, 29]

= с P 0,15 q0,7; = c P 0,5 t 2,33;

= c’’ P 0,18 q 2/3 (1 – 0,0045 P) 1,

где P – давление в барах; q плотность теплового потока. Для воды с = 3; с=39; с=3,14; q в Вт/м2; в Вт/(м2·К); t = стtн; tст – температура стенки; tн – температура насыщения. Для других жидкостей см. [19, 22]

Ф
ормулы справедливы при давлении P =

= 0,02…1,0 МПа и q < 0,14 r п ( g )¼, где r, , – теплота испарения, коэффициент поверхностного натяжения и плотность жидкости; п – плотность пара при tн


К
ипение растворов в вертикальных трубах греющих камер выпарных аппаратов с естественной циркуляцией раствора [27, 29]

780 1,3 0,5 п 0,06 q 0,6

=  ,

0,5 r 0,66 o 0,66 c 0,3 0,3

где o и п плотность пара при давлении 0,098 МПа и рабочем давлении в трубах; коэффициент теплопроводности,

  плотность, коэффициент поверхностного натяжения, c удельная теплоемкость, динамическая вязкость раствора; r теплота испарения

Формула справедлива при давлении

P = 0,1…70·105 Па; Pr = 0,8…100;

q = 9·10 3…150104Вт/м2;



Конденсация чистого неподвижного пара, т.е. при п п2 < 1 [13, 27, 29]

На вертикальной трубе или стенке

= 1,34 (3 g r / t H)1/ 4,

где t = tн tст , где tст – температура стенки, tн – температура насыщения; H высота стенки; g = 9,81 м/с2; остальные величины – свойства конденсата при температуре насыщения.

На одиночной горизонтальной трубе

= 0,782 ( 3 g r / t d)1/ 4,

где d – наружный диаметр трубы.

На горизонтальном пучке труб

= 0,845 ( 3 g r / t n d)1/ 4,

где n – количество труб в вертикальном ряду пучка

Формула справедлива при

(g / 3)1/3  /r  l t < 2300,

где l – характерный размер поверхности теплообмена; свойства конденсата выбирают при температуре насыщения


Окончание табл. 1.1

Тип поверхности,

вид теплообмена,

режим течения

Формула для расчета коэффициента теплоотдачи

Примечание

Стекание пленки жидкости по горизонтальным трубам оросительных теплообменников [29]

= сG/(2 L n) k d p,

где L – длина; d - диаметр трубы, м; G – расход воды кг/ч; n – число секций;

с = 46,5; k = 0,4; p = 0,6 при G/(2 L n) = 800…2200 кг/(м·ч), температуре воды t от 10 до 80 С и d = 0,05…0,2 м; с = 3740; k = 0,4; p = 0 при G/(2 L n) =

= 820…960 кг/(м·ч), t = 10…25 C и отношении шага труб к их диаметру

s/d = 1,7…2; при тех же условиях; но s/d = 1,3 c = 5700; k = 0,56; р = 0;


Т
еплообмен при естественной конвекции [13, 27, 29, 33]

Nu =A (Gr Pr)m (Pr/Prст)0,25,

где А = 0,5 и m = 0,25 при 10 3 Gr·Pr 10 8 на горизонтальных трубах; у вертикальной поверхности: А = 0,76; m = 0,25 при 10 Gr·Pr 10 9 и А = 0,15; m = = 0,33 при Gr Pr > 10 9; характерный размер в Nu и Gr наружный диаметр для горизонтальной трубы и высота стенки для вертикальных поверхностей; теплофизические свойства выбирают при tг = 0,5 (t + tст); t и tст – температуры вдали от стенки и на ее поверхности



Теплоотдача при перемешивании жидкостей мешалками [29]

Nu = A Rem Pr0,33 (/ст)0,14 Г – 1,

где Nu = d м /; Re = n d м2/ ; Г = D/ d м ; D диаметр сосуда; n частота вращения мешалки; d м – диаметр окружности, омываемой мешалкой; и ст – коэффициенты динамической вязкости жидкости при температуре равной

0,5 (t + tст) и температуре стенки tст; t средняя температура жидкости в

сосуде.

Формула применима для турбинных, пропеллерных и лопастных мешалок при

Г = D/ d м=2,5…4 в аппаратах диаметром до 1,5 м. Для аппаратов с рубашками с = 0,36; m = 0,67. Для аппаратов со змеевиками с = 0,87 и m = 0,62

Формула справедлива при Re = 5·10 2…2·10 8 и Pr = 1…2·10 3










Т

- 15 -

аблица 1.2. Приведенные длины начальных тепловых и гидродинамических участков, предельные числа Нуссельта и коэффициенты сопротивления трения [27]

Форма поперечного сечения канала, эквивалентный диаметр

Xт =

= lт/(Pe d)

Nu

Xт =

= lт/(Pe d)

Nu

Xг =

= lг/(Re d)

Re

tст = const

qст = const

t = const





0,055


3,66


0,07


4,36


0,065


64

a / в = 0 (плоская щель)

0,1

а 0,4

в 0,25

d = 2 а в/(а + в) 1,0

0,014

7,54

5,9

3,7


3,0

0,02

8,24

6,8*

4,5*


3,6*

0,01

0,02

0,041


0,075

96

85

66

73

56,8


2= 20

40

h 60

80

l 120

0,14





2,5

2

2,70

2,95

3,00

2,95

2,70


51,5

53,0

53,3

52,7

51,0

d =2·h/(1+ 2·h2/l21/4 )








d2


d1

d1/d2 = 0,1 0,2

0,4

0,6 1,0

0,050




0,014



8,00

6,15

5,42

4,86


0,06




0,02

11,9

8,49

6,58

5,91

5,38

0,015


0,013


0,01

89,4

92,4

94,7

95,6

96,0

d = d2 d1












s/r = 1,0

1,1

2r 1,5

2,0

3,0

4,0

s s





5,0

11,5

15,0

23,5

34,0


40


124

160

240

324







* Данные получены при условиях qст = const по длине канала и tст= const по его периметру.

lт , lг и Xт , Xг абсолютные и приведенные длины начального теплового и гидродинами-ческого участков;

предельный коэффициент трения на участке установившегося изотермического трения


При решении некоторых задач необходимо использовать уравнение теплового баланса и теплопередачи в дифференциальной форме. Например, для противотока в установившемся тепловом режиме


dQ = k (t1 – t2) dF = G1 c1 dt1 = G2 c2 dt2 , (1.14)

- 16 -


где t1 и t2 – текущие вдоль поверхности теплообмена значения температур теплоносителей;


Таблица 1.3. Значения констант в формулах для расчета теплоотдачи и сопротивления пластинчатых теплообменников [29]


Тип пеплообменника

Типоразмер пластин, м2

Коэффициенты в формулах для расчета

теплоотдачи

гидравлического

сопротивления

А

В

С

D

Е

Разборные

0,2

0,2К

0,3

0,5

0,63

1,3

Полуразборные*

0,1

0,3

0,5х2

0,7

Неразборные (сварные)

0,75

0,8

0,2


0,46

0,50

0,60

0,60

0,46

0,46


0,46

0,46

0,60

0,46


0,46

0,60

0,46


0,65

0,086

0,1000

0,0978

0,1000

0,1350


0,0860

0,1000

0,1350

0,1000


0,1000

0,1000

0,1000


800

482

322

412

451

201


264

393

201

340


201

302

185


19,6

17,0

19,3

6,3

4,0

17,0


7,6

12,0

15,0




4,0

6,0


425

400

425

300

210

400


485

485

324




210

300