5.1.1. Тепловой расчет и подбор конденсаторов

Задачей теплового расчета является определение необходимой поверхности теплообмена, чтобы по ней либо изготовить конденсатор данного типа, либо выбрать определенный его типоразмер (марку) из промышленных образцов. Отечественной промышленностью налажен выпуск широкого спектра конденсаторов различных типов. Это и кожухотрубные аппараты типа КТГ и KB(горизонтальные и вертикальные, соответственно) для аммиачных холодильных машин, и аналогичные горизонтальные аппараты с медными трубками типа КТР – для фреоновых, и испарительные конденсаторы типа ИК, и несколько типов воздушных конденсаторов, например, Я10-ФКБ [4, с. 128].

При подборе стандартного конденсатора обычно задаются рекомендуемой плотностью теплового потока и вычисляют необходимую поверхность конденсатора

, (5.3)

либо, что то же

, (5.4)

где Q_к– тепловая нагрузка на конденсатор, Вт;

k– коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К);

 – температурный напор в конденсаторе, который в данном случае с достаточной точностью можно определить как среднеарифметический, °С:

,

где t_к– температура конденсации агента, °С;

t_cp.в– средняя температура воды в конденсаторе, °С.

При необходимости более точного расчета значение q_Fопределяют графоаналитическим методом. Выполним такой расчет для кожухотрубного аппарата. Для этого запишем уравнение теплового баланса в виде равенства плотностей тепловых потоков от конденсирующегося холодильного агента к трубе и от трубы к воде, отнесенных к наружной поверхности трубы:

. (5.5)

Плотность теплового потока со стороны конденсирующегося агента можно записать:

, (5.6)

где _а– коэффициент теплообмена от конденсирующегося холодильного агента к стенке трубы, Вт/(м²·К);

– средняя разность температур конденсирующегося агента и температуры стенки трубы, °С.

Когда влиянием скорости движения пара можно пренебречь, коэффициент теплообмена _апри плёночной конденсации можно вычислить по известной формуле Нуссельта:

, (5.7)

где ,,r,– коэффициент теплопроводности, плотность, удельная теплота парообразования и коэффициент динамической вязкости конденсирующегося агента, соответственно, Вт/(м·К), кг/м³, Дж/кг, Па·с;

g – ускорение свободного падения, м/с²;

d_н– наружный диаметр трубки, м;

 – поправочный коэффициент.

Имея в виду, что в (5.7) от температуры стенки трубы зависит только _а, уравнение (5.6) после некоторых преобразований можно представить в виде:

, (5.8)

где .

Плотность теплового потока со стороны воды (с учетом термического сопротивления трубы и слоя накипи на внутренней стенке трубы) можно записать:

, (5.9)

где ;

_w– коэффициент теплообмена от внутренней стенки трубы к воде, Вт/(м²·К).

Для турбулентного режима движения воды в трубе со скорость wможно записать известную цепочку уравнений:

,

, (5.10)

,

где Nu, Re, Pr – критерии подобия Нуссельта, Рейнольдса, Прандтля, соответственно;

_в,v_в– коэффициенты теплопроводности и кинематической вязкости воды, соответственно, Вт/(м·К), м²/с;

d_вн– внутренний диаметр трубы, м;

 – поправочный коэффициент.

Аналитическое решение уравнений (5.6) и (5.9) невозможно, так как неизвестно значение t_cm(однако понятно, что_а+_w=– температурному напору в аппарате). Поэтому определим плотность теплового потока в аппарате графоаналитическим методом, имея в виду уравнение (5.5). Для этого, задаваясь некоторыми значениями_аи_w, строим графики функций (5.6) и (5.9) и в точке их пересечения найдем совместное решение этих уравнений – искомоеq_Fдля нашего конденсатора (рис. 5.2).

Рис. 5.2

Рассмотренная здесь схема решения задачи будет пригодна для любого другого типа конденсатора, если использовать соответствующие уравнения теплоотдачи.

В заключение отметим, что более современным решением рассмотренной выше задачи было бы совместное решение системы уравнений (5.6) и (5.9) с помощью прикладных программ методом итераций.