А. В. Бараненко. Холодильные машины

Среднюю логарифмическую разность температур определяют

из выражения

r.qe tохл1, tохл2 - начальная и конечная температуры охлаждаю­

щей среды; t - температура конденсации. .

K

На рис. 11.24 показана схема изменения температур рабочего

вещества 1 и охлаждающей среды 2 вдоль поверхности теплопе­

редачи. Из рисунка видно, что по характеру изменения темпера­ туры рабочего вещества конденсатор можно разделить на три зоны: зону отвода теплоты перегрева (паровую зону), зону кон­ денсации и зону охлаждения жидкости. Обычно определяют сум­ марный тепловой поток от всех зон, а теплопередачу рассчитыва­ ют по условиям зоны конденсации. Это оправдано тем, что в

реальных условиях в зоне отвода теплоты перегрева температура

поверхности теплопередачи почти всегда ниже температуры на­

сыщения и в этой зоне происходит конденсация рабочего вещест­ ва, хотя пар, несколько удаленный от поверхности, остается пере­

rpeтЫM.

При выборе средней логарифмической разности температур

учитывают то, что, с одной стороны, повышенные значения это­ го параметра позволяют сократить площадь теплопередающей по­ верхности конденсатора, -его массу и стоимость, а с другой -

увеличивают необратимые термодинамические потери в цикле хо­

лодильной машины. При заданной температуре охлаждающей

среды увеличение ет приводит К повышению температуры кон­

денсации, а это, в свою очередь, вызывает ухудшение объемных 11

энергетических показателей компрессора и ухудшение холодиль­ ного коэффициента машины.

Двойственное влияние ет на экономичность холодильной ма­

шины позволяет оптимизировать значение этого параметра, на­

пример, по минимуму приведенных годовых затрат [18]. Температурная разность дtохл = tохл2 - tохл1 влияет не только

на значение ет, но и на расход охлаждающей среды, проходящей через аппарат. При увеличении !!.tохл будут уменьшаться расход охлаждающей среды и, при прочих paBHЬ~X условиях, мощность, затрачиваемая на ее перемещение. Вместе с тем будет возрастать температура охлаждающей среды на выходе из аппарата, а сле­ довательно, и температура конденсации. В первом приближении

можно считать, что оптимальное значение Аtохл будет соответст­

вовать минимуму суммы мощностей компрессора и насоса или вентилятора, обеспечивающих циркуляцию охлаждающей среды.

Для ориентировочных расчетов при выборе режимных парамет­

ров можно воспользоваться данными, приведенными в табл.11.12.

816

т а б л и Ц а 11.12. Параметры режима работы paз.IIИЧIIЫX nШОВ коццевса'l'OРОВ

Расчетную площадь поверхности теплопередачи (внутреннюю

или наружную) можно определить из уравнения (11.86)

(11.89)

где kрасч - коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной поверхности. Чтобы найти kрасч' предварительно следует вычис­

лить значения коэффициентов теплоотдачи рабочих сред. Коэф­

фициент <Х.охл можно рассчитать по приведенным выше формулам

с учетом принятой СКОРОСТII охлаждающей среды и геометричес­ ких параметров теплопередающе4 поверхности.

В формулы для расчета теплоотдачи при конденсации входит

неизвестная на данном этапе величина еа' представляющая собой

разность температур конденсации и стенки. Для решения задачи

применяют два метода: метод последовательных приближений и

графоаналитическlIЙ.

Метод последовательных приближений основан на уравнении,

справедливом для установившегося режима работы конденсатора,

<X.aeaFa = ет~Jрасч'

где FB - площадь поверхности, обращенная к конденсирующему­ ся рабочему веществу.

ИЗ последнего равенства имеем

Приняв значение ев, находят <Х.а, kрасч и проверяют равенство (11.90). В случае, если оно не выполняется, значение еакоррек-

тируют И расчет повторяют. При соблюдении равенства (11.90) входящее в него значение kраеч используют для определения рас­ четной теплопередающей поверхности по формуле (11.89).

При графоаналитическом методе расчета составляют систему

уравнений:

Как было показано, во все расчетные зависимости для <Х.а, кро­

ме формулы (11.37), входит величина ea- 1/ 4 • Для этих случаев

систему (Ц.91) можно представить в виде

(11.92)

где А - численный коэффициент, зависящий от вида расчетной

Координаты"fОЧКИ пересечения т и будут искомыми значениями

величин еа и qрасч'

Конструктивным расчетом аппарата определяют основные гео­ метрические размеры и конструктивные параметры. Рассмотрим

особенности теплового и конструктивного расчета отдельных ти­

пов конденсаторов.

Проточные кожухотрубные конденсаторы. В этих конденса­

торах обычно применяют стальные гладкие трубы диаметром

25 х 2 ,5 мм, 20 х 3 мм, 57 х 3 ,5 мм, а также медные трубы с на­ катными ребрами, полученные из заготовки диаметром 20 х 3 мм. Рас­

четы показали, что с уменыпением диаметра труб сокращаются

масса и размеры аппарата, а также уменьшается масса содержа­

щейся в нем воды. Вместе с тем повышается стоимость и снижа­ ется надежность аппаратов из-за большого числа труб, а следова­ тельно, большого числа креплений и уплотнений труб в трубной решетке. Кроме того, при использовании загрязненной воды тру-

818

1/

бы малого диаметра ИнтеНСИвнее засоряются и их очистка увели­

чивает эксплуатационные расходы. Ука:щнные обстоятельства сле­

дует учитывать при выборе размеров труб.

Ранее отмечалась важность выбора скорости охлаждающей сре­

ды. Добавим, что увеличение скорости воды замедляет образова­

ние накипи внутри труб, но в то же время Ускоряет коррозию поверхности из-за усиления деПОляризующего воздействия кис­

лорода, содержащегося в воде. После того как будут выбраны скорость воды и степень нагрева ее в аппарате, определяют рас­

ход воды через конденсатор Gw = QK/(CwMw) , где сш - удельная теплоемкость воды, Дж/(кг. К); Atw - разность температур воды

на выходе из аппарата и входе в него, К.

Среднюю логарифмическую разность температур находят из

ВЫViжения (11.88).

ОСЛе определения КОЭФФициента теплоотдачи со стороны воды

и выбора расчетной зависимости для <Х.а можно записать уравне­

ния по типу системы (11.92). Приняв в качестве расчетной пло­

щадь внутренней поверхности труб, получим:

задавшись числом рядов по вертикали Пер' С учетом прИнятого значе­

ния nср определяют скорость пара и поправку Ew ПО формуле (11.33).

52* 819

Определив графическим способом значения величин q)!H и ев,

Н{iXОДЯТплощадьвнyrpeнней поверхноститеплопередачи: FBH = "iK / qвн'

Далее рассчитывают конструктивные параметры аппарата, к ко­

торым относятся: длина одной трубы и число труб, диаметр труб­ ной решетки, число ходов.

Суммарную длину труб аппарата вычисляют с помощью отно­

где7ttl - внутренняя поверхностьодного метрадлины трубы, ъi'. Tpyf>bl на плоскости трубной решетки размещают обычно по

сторонам правильных шестиугольников и по вершинам равно­ сторонних треугольников (рис. 11.26). При таком способе разме­

щения число труб можно определить в зависимости от параметра

т по таблице или по формуле [77]

где т - число труб, размещенных по диагонали внешнего шес­

тиугольника.

Трубы могут быть размещены и на сегментных участках, об­

~OBaнHЫX сторонами внешнего шестиугольника и окружностью

трубной решетки. Такой способ называется полным заполнением трубной решетки и увеличивает число труб на 10-18% от ос­ новного. Шаг труб по горизонтали s определяют из соотношения s/dH =1,24 + 1,45. Число труб в одном ходе находят из условия

обеспечения принятой скорости протекания охлаждающей воды

n4Gw

1= -- 2 - '

PW1tdBH W

где Pw - IIfОТНОСТЬ воды при средней температуре ее в конденса­

торе, кг/м; W - принятая скорость воды, м/с.

3начение n1 округляют до ближайшего целого числа. Приняв

длину одной трубы, определяют общее число труб в аппарате

где l - длина одной трубы.

Число n округляют до ближайшего табличного значения

инаходят соответствующее значение параметра m.

Диаметр трубной ~шетки

п=mв. (11.96)

Проверяют отношение l/D, для которого рекомендуются зна­

чения в пределах 4-8. При необходимости корректируют l и ПI?О­

изводят повторный расчет, добиваясь требуемого отношения lj D.

Параметры l, D, т и n можно найти и другим способом. Для

этого обозначим l/D = k. Из уравнений (11.95).и (11.96) следу-

820

ет: n = L/(msk). Подставляя полученное значение n в уравнение

(11.94), получаем

Отметим, что для реальных аппаратов кожухотрубного типа спра­

ведливоОООО'НОшение (р/з)З «(q/2)2, т.е. (16/9) [L2/(k2s 2)] » 1/729.

Так, для конденсатора КТР-25 имеем (16/9) [L~/(k2s2)] ~ 5,7.106.

На этом основании величиной (р/з)З в ·формуле (11.98) мож­

но пренебречь и для хнаписать: х =v-q.

с учетом уравнения (11.93) для параметра т получаем формулу

т = 0,75 ~F;~/(dBHks).

Полученное значение т округляют до ближайшего нечетного

числа и затем определяют значения основных конструктивных

параметров аппарата.

Число ходов по воде Z = n/nt • Его обычно выбирают четным, чтобы патрубки для входа и выхода воды располагались в одной

крышке.

По выбранному числу ходов определяют конфигурацию пере­

городок в крышках аппарата. По эскизу трубной решетки с на­

несенной разметкой труб уточняют число труб в каждом ходе, стремясь обеспечить их примерное равенство. Трубы по ходам

можно распределить несколькими способами (рнс. 11.27). На рисунке сплошными линиями показаны перегородки в передней

!<рышке, а штриховой линией - в задней крышке аппарата.

Цифры обозначают последовательность ходов. В крышках двух­

и четырехходовых аппаратов ходы могут разделяться парал­

лельными перегородками '(рис. 11.27, а). При бол1>шем числе ходов

пeperoродки имеют болеесложную КОНфшурацию (рис. 11.27, б, в). На

рис. 11.27, в показана схема крышек восьмиходового аппарата

821

Рис. 11.27. Распределение труб по ходам с помощью перегороДок в передней и задней крышках кондеНСQ.тора

при заполнении трубами только части его высоты h. Нижняя часть свободна от труб и служит ресивером.

При расчете вертикального кожухотрубного конденсатора ко­ эффициент теплоотдачи со стороны воды определяют по расчет­ ным зависимостям для условий стекания пленки жидкости [см. форму­

лы (11.16), (11.17)]. Теплоотдачу от конденсирующегося рабоче­

го вещества рассчитывают по формуле (11.29) для условий вол­

нового движения пленки конденсата, так как высота вертикаль­

ных конденсаторов обычно не превышает критическую, при ко­ торой наступает турбулентный режим движения жидкости. По­

правочный коэффициент Еи полагают сначала равным единице, а

затем уточняют после определения числа Re. Одним из указан­

ных способов вычисляют плотность теплового потока q , что дает

возможность найти число Re из выражения (11.35). По числу Re

определяют коэффициент Еи И уточняют значение коэффициента

теплоотдачи<Х. . В том случае, если число Re превышает крити­

ческое, т. е. 1600, для расчета <Х.а используют формулу (11.37).

Водовоздушн-ые кон-ден-саторы. При расчете о р о с и т е л ь­

н о г о конденсатора определяют его теплопередающую поверх­

ность и на основе технико-экономического анализа выбирают оп­

тимальные значения средней температуры воды и расхода свежей

воды; добавляемой в систему охлаждения.

на рис. 11.28, а точка 1 характеризует состояние окружающе­ го воздуха, а точка а - предел охлаждения, соответствующий этому состоянию. Для того чтобы использовать тепло- и массооб­ мен между окружающим воздухом и охлаждающей водой, сред­

няя температура последней должна быть на 4-6 ос выше темпе­

ратуры предела охлаждения, т. е. tcp =ta + (4. + 6~

Учитывая небольшую степень нагрева воды, орошающей кон­

денсатор, можно считать

Температуры t 1 и t 2 определяют режим работы конденсатора

и зависят как от температуры t co ' так и от количества добавляе-

822

6)

r G,t7

Рис. 11.28. Оросительный конденсатор: а - изменение состояния возду­

ха в d-l-диаграмме; (J - схема работы

!'IОЙ свежей воды Gco• Связь между этими параметрами можно

установить по уравнениям смешения (рис. 11.28,6)

где G - расход воды на орошение, кг/с; с - удельная теплоем­

кость воды, Дж/ (кг. К).

Обозначим t2 - t1 =Ы И Gco/G =~; из уравнения (11.100) по­

лучим

(11.101)

Для ориентировочных расчетов можно принять Ы = 2 + 5 ос

и ~ = 0,2 + 0,3.

Прин~в среднелогарифмическую разность температур в преде­ лах 2-4 С, температуру конденсации Можно определить из фор­

мулы (11.88). Далее находят КОэффициенты теплоотдачи со сто­

роны воды <Х.ш И со сТороны конденсирующегося рабочего вещест-

ва аа' Для этого используют соответственно зависимости для теп­ лоотдачи к воде, стекающей пленкой, и для конденсации в гори­ зонтальных трубах. Составляют систему уравнений по типу сис­ 'темы (11.92) и определяют поверхностную плотность теплового

потока, например q и' внутреннюю и наружную поверхность

теплопередачи Fвии "Jи' Для расчета коэффициентаa'l(.ПРИНI{Мают

расход воды на 1 м периметра труб Г/ в пределах 0,25-u,5 кг/(м,с).

Расход воды G, подаваемой на орошение, можно найти из теп­

лового баланса конденсатора для контрольной поверхности, по­

казанной штриховой линией на рис. 11.28, б,

(11.102)

где Q - теплота, вносимая рабочим веществом; QB - теплота,

перед~ваемая наружному воздуху вследствие тепло- и массообме­

на его с водой; Gисп - количество испарившейся воды.

Из уравнения (11.102)

Количество теплоты QВ вычисляют ПО основному уравнению

для тепло- и маССОобмена воды и воздуха: QB = crFиl3 (i;p - ~) А,

где cr - коэффициент испарения, кг/(м2.с); 13 - коэффициент,

учитывающий увеличение поверхности испарения в результате

образования струй и капель воды; обычно принимают 13 = 2; t~'p­

энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре воды tcp'

Дж/кг; i 1 - энтальпия окружающеговоздуха; А - поправочный коэф-

фициент, определяeмыйoorношениемM А::: 1- tcp (d1 - d~~)/(tl - t~~)-.

Коэффициент cr находят из соотношения cr = ав/ср , где а:

коэффициент теплоотдачи воздуху при отсутствии испарения влаги,

вт/(м2.к); Ср- удельная теплоемкость воздуха, Дж/(кг.К). Если

оросительный конденсатор огорожен стенами, оборудованными

жалюзи, можно принять [78) ав =17 + 35 вт/(м2.к). Тогда при

средней теплоемкости воздуха 1020 Дж/(кг,К)

cr =(1,67 + з,4-3) ·10-2 кг/(м2 . с).

количествоиспарившейсяводы Gисп = crFиl3 (d~p - d1 ), где d;p' d1-

влarocодержание воздуха ~eнHO в точках w и 1 (рис. 11.28, а).

Принимая конструктивную длину одной трубы в пределах

5-6 м, определяют число параллельно орошаемых труб z (число

секций) z = O,5G/(lr/). Числотруб в каждойсекции nс = Fи/(7tdнlz).

Как правило, расчет нескольких вариантов производят с раз­

личными значениями tK , tcp ' f1t и ~ и выбирают тот из них, кото­

рый обеспечивает наиБОльшую эффективность работы холодиль-

ной машины по ряду экономических показателей, основными из

которых являются следующие: стоимость электроэнергии, затра­

чиваемой на привод компрессора и водяных насосов, и стоимость

добавляемой свежей воды.

В и с пар и т е л ь н о м конденсаторе основное количество

теплоты отводится за счет испарения воды, поэтому температура

последней практически постоянна по всей высоте аппарата, т. е. tw =const. Эту температуру рекомендуется принимать на 8-10 ос

выше температуры предела охлаждения для начального состоя­

ния воздуха. Температура конденсации tK выше температуры t w

примерно на 3 ос.

Количество испарившейся воды Gисп = GB (d2 - d1), где d1 и d2 -

влагосодержание воздуха соответственно на выходе из конденса­

тора и входе в него. Количество свежей воды, добавляемой

в систему охлаждения, на 10-15% больше Gисп, так как капли

воды уносятся вместе с потоком воздуха. Расход воздуха GB (кг/с)

Чтобы исключить icp ' запишем уравнение (11.103) для элемен­

та поверхности конденсатора

где i - текущее значение энтальпии воздуха.

Интегрирование последнего уравнения дает АcrрFи/Gв =

Значение ав определяют по формулам для поперечного обтека­

ния пучков гладких или o~peHHЫX труб. Скорость воздуха при­

нимают в пределах 3-6 м/с; большая скорость может привести

к значительному уносу капельной воды из аппарата.

Значение Fи по уравнению (11.104) получено из условий теп­

ломассообмена воды и воздуха. Кроме того, площадь теплопере­

дающей поверхности определяется условиями теплоотда~и от кон­ денсирующегося рабочего вещества к стенке и от стенки к пленке стекающей воды. ПЛощадь теплопередающей поверхности по этим

условиям можно вычислить, решив систему уравнений, которая

для случая Оребренной поверхности будет иметь вид:

qwви =<Х.wпр~tст - tw ) (F&/F;и); }

(11.105)

qа.ви - <X.a(t - tcт),

КОЭффициент <x.w пр рассчитывают по формуле (11.8). Предва­

рительно значение <x.w пр определяют аналогично тому, как это

было сделано для оросительного конденсатора.

Определив по уравнениям (11.105) значение qF он' находят пло­

щадь наружной поверхности теплопередачи

Fи = f30рQк/qви,

где f30p - коэффициент оребрения.

Значения Fи по уравнениям (11.104) и (11.106)

При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов принимают во внимание допустимый уровень звука. Для малых

холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрес­

сорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в преде­

лах 3,5-4,5 м/с и 4,5-6,5 м/с. В крупных конденсаторах ско­

рость воздуха может достигать 1О м!с и больше.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха вычисляют по зависцмостям, полученным для условий поперечного обтекания пучков горизонтальных оребренных труб.

Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со' CТOPQHbl рабочего вещества, конденсирующегося внутри горизонтальных труб, составляют систему уравнений:

где <х'в.пр - коэффициент теплоотдачи к воздуху, приведенный к

наружной поверхности.

После определения qви И Fви осуществляют КОМПОНОВ'ку пучка,

которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна

обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую скорость воздуха во фронтальном сечении. Последнее требование

выражено уравнением

(11.108)

где Fж - площадь .живого. Фронтального ·сечеНjlЯ, м2; w -

скорость воздуха, м/с; р - плотность воздуха, кг/м.

При несовпадении значений GB , определенных по уравнениям (11.107) и (11.108), следует скорректировать значение w или

t1 ) и повторить расчет.

Более подробно конструкции и метедики расчетов различных типов конденсаторов рассматриваются в специальной литературе[18].

ТИПЫ, конструкции и методики расчетов испарителей. Испа­

ритель является одним из элементов холодильной машины,

в котором рабочее вещество кипит за счет теплоты, подводимой

от источника низкой температуры. Образовавшийся при кипении

рабочего вещества пар отсасывается из испарителя компрессором для совершения дальнейших процессов цикла холодильной ма­

шины.

В зависимости от положенного в основу принципа испарители

делятся на ряд групп:

п.о х а р а к т е р у о х л а ж Д а е м о г о и с т о ч н и к а:

испарители для охлаждения жидких хладоносителей; испари­

тели для охлаждения воздуха; испарители для охлаждения твер­ дых сред; испарители-конденсаторы;

Рис. 11.29. Диаграммы ;-t для рассолов

в зависимости от условий циркуляции

охлаждаемой жидкости:

с закрытой системой циркуляции охлаждаемой жидкости (ко­ жухотрубные и кожухозмееВИКОВJdе); с открытым уровнем ох­

лаждаемой жидкости (вертикально-трубные, панельные);,

п о х а р а к т е р у з а п о л н 'е н и я р а б о ч и м в е­

ществом:

затопленные; незатопленные (оросительный, кожухотрубный

с кипением в трубах, змеевиковый с верхней подачей жидкости). Испарители могут подразделяться и на другие группы (в зави­

симости от того, на какой поверхности кипит рабочее вещество; по характеру движения рабочего вещества и др.). В качестве

промежуточного жидкого теплоносителя в испарителях применя­

ют рассолы (водные растворы солей NaCl, CaC12), воду, спирт, водный раствор этиленгликоля и т. д. .

На рис. 11.29 показаны кривые, характеризующие свойства наиболее раСПрОстраненных рассолов.

С возрастанием концентрации рассола температура начала за­

твердевания (кристаллизации) сначала падает, затем становится равной температуре криогидратной точки и далее повышается.

Заканчивается процесс кристаллизации вне зависимости от кон­

центрации при криогидратной температуре. По мере выпадения

кристаллов льда или соли с понижением температуры рассола

оставшаяся жидкая фаза будет либо увеличивать свою концент­

рацию (левая кривая), либо уменьшать (правая кривая) до состо­

яния эвтектического раствора, соответствующего концентрации

криогидратной точки. Для раствора NаСl криогидратная темпе­ ратура равна -21,2 ОС, а концентрация 28,9%; для раствора

соответственно -55 ос и 42,5%.

С помощью диаграмм ~-t или таблиц устанавливают зависи­

мость концентрации рассола от температуры начала кристалли­

зации. Обычно выбирают рассол с концентрацией меньше или равной эвтектической, что обусловлено экономическими сообра-

жениями (меньший расход соли). Температура начала кристал­ лизации рассола должна быть ниже температуры кипения рабо­

чего вещества..

При высокой концентрации рассола (при низких температу­ рах) повышается его вязкость, поэтому даже при больших ско­

ростях движения режим течения жидкости будет ламинарным

или переходным. Вследствие этого ухудшается теплоотдача от

рассола, а соответственно увеличивается площадь теплопередаю­

щей поверхности аппарата, особенно при малых диаметрах при-

Увеличить плотность теплового потока можно, применяя теп­

лоносители, имеющие меньшую вязкость (например, вязкость R30 в 20-40 раз ниже вязкости раствора CaC12).

Испарители для охлаждекия жидких теnяокосителеЙ. Ко­

жухотрубные испарители затопленного типа. Аппараты тако­

го типа наиболее, растпространены и используются в машинах

как средней, так и большой производительности. В кожухотруб­

ных испарителях затопленного типа рассол охлаждается при дви­

жении внутри труб, а рабочее вещество кипит на их наружной

поверхности.

Принципиального различия между аммиачными кожухотруб­ ными испарителями и аппаратами, работающими на хладонах, нет. Отличие состоит в конструкции поверхности теплообмена и

материалах, применяемых для изготовления.

Кожухотрубный испаритель представляет собой горизонталь­ но расположенный цилиндрический барабан (обечайку), к кото­ рому с двух сторон приварены плоские трубные решетки с от­ верстиями. Через эти отверстия протянуты трубы, образующие теплообменную поверхность. Трубы развальцовывают в отверсти­

ях. К трубным доскам крышки крепят болтами. Одна из крышек

имеет входной (нижний) и выходной патрубки для рассола, дру­

гая - выпускные отверстия для воздуха (верхнее) и для рассола.

В крышках расположены горизонтальные перегородки, обеспе­

чивающие многоходовое движение рассола, причем они смещены

по вертикали в разных крышках. Число ходов по теплоносителю составляет 4-12, чтобы обеспечить достаточно высокую скорость движения рассола. На обеЧ8Йке находятся штуцеры для установ­

ки манометра и приборов автоматики. В аммиачных испарите­

лях к верхней части обеЧ8Йки приварен сухопарник, к нижней -

маслоотстойник. Пучок труб заполняет обечайку не полностью, верхняя часть ее свободна от труб. Рабочее вещество подается

снизу аппарата, а пары отводятся через сухопарник. Для аппа­ ратов с большой поверхностью парожидкостная смесь подводит­ ся от общего коллектора в нескольких точках по длине испари­

теля. Пар отв~дится через несколько патрубков, объединенных

~

I

832

I I Кожухотрубные оросительные испарители. Как и в кожухот­ рубных испарителях затопленного типа, рассол в оросительных испарителях течет по трубам, а рабочее вещество кипит на по­

верхности пучка труб, стекая по нему в виде пленки.

Кожухотрубные оросительные испарители заполняются мень­

шим количеством рабочего вещества, гидростатический столб

жидкости практически не влияет на температуру кипения, ин­

тенсивность теплопередачи выше за счет большего коэффициента теплоотдачи при кипении в стекающей пленке. Для интенсивной работы аппарата необходимо обеспечить равномерное орошение поверхности труб.

На рис. 11.32 показан кожухотрубный оросительный испари­

тель. Плотность теплового потокя в оросительных кожухотруб­

ных испарителях достигает 2900-3500 Вт/м2.

Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб. Ис­

парители такого типа имеют несколько конструктивных реше­

ний: кожухотрубные (с прямыми и U-образными тРубками); вер­

тикально-трубные и панельные испарители.

В кожухотрубных.испарителях можно получать низкие темпе­

ратуры теплоносителя, не опасаясь, что он замерзнет и трубки

разорвутся. На рис. 11.33 приведена конструкция кожухотруб­

ного испарителя с кипением рабочего вещества внутри прямых

труб. Чтобы обеспечить достаточную скорост!> движения тепло­

носителя, внутри кожуха установлены вертикальные перегород­

ки. Скорость охлаждаемой жидкости W s =0,3 + 0,8 м/с..

На рис. 11.34 показана конструкция кожухотрубного испари­ теля с внутритрубным кипением в U-образных трубках.

Панельный испаритель (рис. 11.35) представляет собой пря­ моугольный бак, в котором размещены испарительные секции панельного типа и мешалка для ооеспечения циркуляции рассола.

в

Рис. 11.32. Кожухотрубный оросительный испаритель:

1 - корпус; 2 - трубная решетка; 3 - крышка с перегородками; 4 - распы­ лительная труба; 5 - распределительная труба; б -сухопарник