Совершенствование теплообменных аппаратов водяных систем теплоснабжения повышением энергетической эффективности Юркина Мария Юрьевна

Содержание к диссертации

Введение

1 Состояние вопроса 14

1.1 Теплообменное оборудование в системах теплоснабжения 14

1.2 Достоинства и недостатки современных конструкций теплообменных аппаратов систем теплоснабжения и технологии 20

1.3 Состояние вопроса о методах борьбы с загрязнениями поверхностей РПТО и КТТО 29

1.4 Состояние вопроса о методах расчета рекуперативных теплообменных аппаратов систем теплоснабжения и технологии 33

1.5 Состояние вопроса получения обобщенных зависимостей для рекуперативных теплообменных аппаратов 42

1.6 Методы оценки энергетической эффективности теплообменников 53

2 Численное исследование процессов теплообмена и гидродинамики в каналах сложной геометрии 60

2.1 Основные цели и задачи численного моделирования 60

2.2 Выбор математической модели и модели турбулентности 61

2.3 Построение расчетной сетки 67

2.4 Результаты численного исследования 69

3 Обобщение результатов расчета РПТО, полученных с использованием программ 77

3.1 Метод получения обобщенных характеристик по теплообмену и сопротивлению для РПТО 77

3.2 Исходные данные. Выбор программ фирм-производителей современных РПТО 85

3.3 Результаты расчетного исследования процессов теплообмена и сопротивления в каналах РПТО

4 Экспериментальные исследования опытных образцов энергоэффективных поверхностей теплообмена

4.1 Описание лабораторной экспериментальной установки 101

4.2 Измерительное оборудование и компьютерный измерительный комплекс 112

4.3 Оценка погрешностей измерения 114

4.4 Методика обработки экспериментальных данных по теплообмену и гидравлическому сопротивлению исследованных поверхностей 114

4.5 Результаты экспериментальных исследований в каналах РПТО 118

5 Сравнение теплообменников по энергетической эффективности 124

Выводы 133

Список использованных источников 135

Приложения 145

• Достоинства и недостатки современных конструкций теплообменных аппаратов систем теплоснабжения и технологии
• Состояние вопроса получения обобщенных зависимостей для рекуперативных теплообменных аппаратов
• Выбор математической модели и модели турбулентности
• Исходные данные. Выбор программ фирм-производителей современных РПТО

Введение к работе

В последние годы в России проводится замена устаревшего тепломеханического оборудования в тепловых пунктах систем теплоснабжения. Используемые ранее кожухотрубные водоподогреватели (КТТО) заменяют пластинчатыми теплообменниками (ПТО), поверхности теплообмена которых набирают из гофрированных пластин. Причем заменяют кожухотрубные аппараты преимущественно на ПТО разборного типа (РПТО). Пластинчатые теплообменные аппараты отличаются более высокими, чем кожухотрубные (КТТО) с гладко-стенными трубками, коэффициентами теплопередачи и соответственно меньшими габаритными размерами. Достоинством РПТО является также удобство монтажа, разборки и чистки греющих поверхностей и, как следствие, - меньшие (до 30 %) эксплуатационные затраты. Для изготовления теплопередающих пластин используют нержавеющие стали, более стойкие, чем латунь, из которой изготавливают трубчатые поверхности нагрева КТТО, что ведет к увеличению срока службы теплообменников. В ПТО, кроме того, медленней образуются отложения на поверхности теплообмена. Однако недостатками применяемых в настоящее время пластинчатых теплообменников являются повышенные гидравлические сопротивления каналов, образованных гофрированными пластинами. Поэтому при их расчете и подборе скорость воды не рекомендуется принимать выше 0,4 м/с (в кожухотрубных до 1,5 м/с), что ограничивает возможность интенсификации теплообмена увеличением скорости теплоносителя. Еще одним недостатком ПТО является то, что изменение площади поверхности теплообмена увеличением или уменьшением количества пластин ведет неизбежно к изменению проходных сечений каналов обоих теплоносителей, что создает определенные трудности его расчета и подбора. Тогда как в теплообменниках, набираемых из кожухотрубных секций, этого недостатка удается избежать.

Основная трудность расчета, подбора и дальнейшего совершенствования ПТО связана с тем, что их расчет осуществляется по компьютерным програм-

7 мам зарубежных фирм-разработчиков, при написании которых используются не обобщенные, а частные теплогидравлические характеристики (зависимости по теплообмену и сопротивлению), полученные для каждого типоразмера пластин и теплообменников по результатам их натурных испытаний. При этом фирмы-разработчики и изготовители теплообменников не приводят полной информации о геометрии пластин и образованных ими каналов в каталогах, справочных материалах и протоколах-распечатках результатов расчета и подбора ПТО. Указанные обстоятельства затрудняют проверку сделанного выбора наиболее рационального типоразмера водоподогревателей, препятствуют проведению работ по совершенствованию их конструкции.

Альтернативным решением может стать применение кожухотрубных секций с профилированными трубками. Для поверхностей теплообмена, набираемых из профилированных труб, имеется относительно большое количество эмпирических зависимостей по теплообмену и сопротивлению. Но их анализ показал, что при обработке опытных данных некоторые особенности геометрии (в частности форма интенсификатора) не принимались во внимание или учитывались не полностью. Поэтому возникают проблемы при их обобщении. Более того, от заводов-изготовителей имеется информация о значительном сокращении срока эксплуатации профилированных труб, изготовленных холодной прокаткой, по сравнению с гладкими.

Получение обобщенных теплогидравлических характеристик ПТО и профилированных труб представляется весьма актуальной и полезной с научной и практической точек зрения задачей. Это позволит сделать более универсальными методы их расчета, глубже изучить механизм интенсификации теплообмена в профилированных трубах и каналах, более обоснованно выбирать эффективные поверхности теплообмена и теплообменные аппараты.

Объект исследования:

Разборные пластинчатые теплообменные аппараты, кожухотрубные теплообменные аппараты с профилированными трубками.

Целью работы является разработка рекомендаций по совершенствованию ПТО путем повышения показателей энергетической эффективности на основе результатов расчетного, численного и экспериментального исследований теплообмена и гидравлического сопротивления в каналах с профилированными стенками.

Задачи работы: численное исследование процессов теплообмена и сопротивления в трубах с кольцевой поперечной накаткой; получение обобщенных теплогидравлических характеристик для РПТО; экспериментальное исследование теплогидравлических характеристик перспективных поверхностей нагрева для РПТО; сравнение показателей энергетической эффективности современных пластинчатых и трубчатых теплообменников и теплообменников с перспективными поверхностями нагрева; формулирование рекомендаций по внедрению перспективных поверхностей нагрева; оценка энергосбережения при использовании ПТО с перспективными поверхностями нагрева водяных систем теплоснабжения.

Научная новизна:

Впервые получена сводка частных теплогидравлических характеристик РПТО, выпускаемых рядом отечественных и зарубежных производителей.

На основе результатов проведенных расчетных исследований получены обобщенные теплогидравлические характеристики для современных РПТО, позволяющие рассчитывать теплообмен в каналах таких аппаратов со среднеквадратичным отклонением ± 2,7 - 19,1 при максимальном 37,1 % и сопротивление со среднеквадратичным отклонением ±3,8-21, при максимальном 38,2 %.

Уточнен перечень и правила вычисления безразмерных переменных, используемых при получении обобщенных теплогидравлических характеристик РПТО.

В процессе обобщения теплогидравлических характеристик РПТО доказана необходимость введения дополнительного фактора, учитывающего влияние неравномерности распределения потоков теплоносителей по ширине и глубине пакета пластин в ПТО.

На основе результатов численного исследования с использованием специализированного пакета «Fluent-6.3.26» подтверждено, что формирование течения в трубах с поперечной кольцевой накаткой практически завершается на первых трех периодах их продольного профиля.

Получены новые экспериментальные данные по теплообмену и сопротивлению каналов, образованных пластинами с шахматно-расположенными плоскими прерывистыми ребрами.

Практическая ценность:

Полученные частные и обобщенные теплогидравлические характеристики позволяют рассчитывать и подбирать РПТО, а также оптимизировать их конструктивные размеры и режимные параметры расчеты РПТО, основанные на методах среднего температурного напора и эффективности.

Уточненный в работе метод обобщения теплогидравлических характеристик РПТО с использованием безразмерный переменных, может быть использован для получения аналогичных характеристик продукции вновь появляющихся на рынке производителей и поставщиков РПТО.

Полученные результаты сравнения энергетических показателей исследованных поверхностей нагрева, а также проведенная оценка энергосбережения, доказывают практическую ценность и перспективность применения в ПТО пластин с шахматно-расположенными плоскими прерывистыми ребрами.

Исследования теплообмена и сопротивления в трубах с профилированными стенками с помощью специализированного пакета «Fluent-6.3.26» подтверждают возможность получения надежных данных, не прибегая к более дорогостоящему физическому эксперименту;

5. Результаты научной работы рекомендованы для применения в проектных институтах и организациях при разработке исполнительной документации систем теплоснабжения. Использованы при выполнении НИР и НИОКР по разработке эффективных теплообменников с интенсифицированными поверхностями нагрева в соответствии с госконтрактами № 02.516.11.6025 от 26 апреля 2007 и № 02.526.11.6014 от 10.07.2009 с Федеральным агентством по науке и инновациям РФ, а также НИР по теме «Исследования неизотермического течения нелинейно-вязкой жидкости в профильно-витых каналах» в рамках тематического плана Рособразования в 2007-2008 гг.

Достоверность

Приведенные в диссертационной работе результаты и выводы базируются на проведенных расчетно-экспериментальных и численных исследованиях, а также на сопоставлении части результатов исследования с имеющимися результатами других авторов.

На защиту выносятся: частные и обобщенные зависимости по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению для ряда современных РПТО; проведенные автором результаты экспериментальных исследований РПТО с перспективными поверхностями нагрева; результаты численных исследований процессов теплообмена и гидравлического сопротивления в трубах с поперечной кольцевой накаткой; результаты сопоставления современных РПТО, КТТО с профилированными трубками и РПТО с шахматно-расположенными плоскими прямоугольными прерывистыми ребрами; результаты проведенной оценки энергосбережения при использовании ПТО с перспективными поверхностями нагрева водяных систем теплоснабжения.

Апробация работы

Основные положения работы, результаты расчетно-экспериментальных и численных исследований докладывались и обсуждались на:

11 ,12, 13, 14, 15 -ой Международных научно-технических конференциях студентов и аспирантов. Радиоэлектроника, электротехника и энергетика, Москва 2005, 2006, 2007, 2008, 2009 гг.;

Четвертой Российской национальной конференции по теплообмену. Вынужденная конвекция однофазной жидкости. М.: МЭИ, 2006.; XVI школе-семинаре молодых ученых и аспирантов под руководством академика А.И. Леонтьева: Проблемы газодинамики и теплообмена в энергетических установках. 20-25 мая 2007 г., г. Санкт-Петербург.

Четвертой Международной школе-семинаре молодых ученых и специалистов. Энергосбережение. Теория и практика. М.: МЭИ, 20-24 октября 2008 г. - ежегодных семинарах аспирантов кафедры ТМПУ (2006 - 2009 гг.). Публикации

Основные результаты диссертационной работы изложены в следующих опубликованных работах:

Юркина М.Ю., Ефимов А.Л. Численное моделирование процессов теплообмена и гидравлического сопротивления при движении вязких и нелинейно-вязких жидкостей в профилированных каналах // Энергосбережение и водоподготовка. 2009. - №2 - С. 72 — 74.

М. Yu. Yurkina, E.V. Ovchinnikov, A.L. Efimov., Generalization of the Data on Heat Transfer and Resistance for a flow in Profiled Channels and Plate Heat Exchangers // Heat Transfer Research. 2009. - Vol. 2 -No. 3 - p. 225 - 234.

Бережная O.K., Ефимов А.Л., М.Ю. Юркина. Обобщение данных по теплообмену и сопротивлению профилированных каналов теплообменников // Труды Четвертой национальной конференции по теплообмену: В 8 томах. Т.6.

12 Дисперсные потоки и пористые среды. Интенсификация теплообмена. — М.: МЭИ, 2006. - с. 219-222: ил.

А.Л. Ефимов, В.О. Данилов, М.Н. Попова, М.Ю. Юркина. Режимы работы и особенности расчета паропровода системы теплоснабжения промышленного предприятия при переменной тепловой нагрузке. // Научная конференция по теплоэнергетике НКТЭ-2006, 4-8 сентября 2006 г. Материалы докладов. под. ред. Ю.Г. Назмеева, В.М. Шлянникова. - Казань: Иссл. Центр пробл. энерг. КазаНЦРАН, 2006. -Т.1.-392 с.

А.Л. Ефимов, Е.В. Овчинников, М.Ю. Юркина. Обобщение данных по теплообмену и сопротивлению в профилированных каналах и для пластинчатых теплообменных аппаратов. // Труды XVI школы-семинара молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева. «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках». 21-25 мая 2007 г., Санкт-Петербург. В 2 томах. - М.: Издательский дом МЭИ, 2007. С. 376-379.

А.Л. Ефимов, Е.В. Овчинников, М.Ю. Юркина. Моделирование процессов теплообмена и гидродинамики в профилированных каналах с использованием пакета FLUENT 6.3.26. // Энергосбережение - теория и практика: труды Четвертой международной школы-семинара молодых ученых и специалистов. М.: МЭИ, 2008. - с. 125 - 127.

Структура и объем работы

Диссертация изложена на 179 страницах и состоит из введения, пяти глав, выводов, приложения. Работа содержит 52 рисунка и 28 таблиц, 4 приложения, список использованных источников содержит 95 наименований.

Настоящая работа выполнена в Московском Энергетическом Институте (Техническом Университете) на кафедре Тепломассообменных процессов и установок под руководством профессора, к.т.н. А.Л. Ефимова.

13 Автор выражает глубокую признательность научному руководителю, профессору, к.т.н. А.Л. Ефимову и научному консультанту, доценту, к.т.н. Е.В. Овчинникову за помощь в организации научной работы, профессору, д.т.н. B.C. Агабабову, профессору, д.т.н. Э.Д. Сергиевскому, доценту, к.т.н. И.В. Яковлеву, доценту, к.т.н. В.Я. Сасину, доценту, к.т.н. Г.П. Шаповаловой, доценту, к.т.н. СВ. Захарову за ценные замечания и всему коллективу кафедры ТМПУ МЭИ (ТУ) во главе с профессором, к.т.н. А.Б. Гаряевым за помощь, оказанную при написании кандидатской диссертации.

14 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

1.1 Теплообменное оборудование в системах теплоснабжения

Современное состояние энергетики характеризуется значительно возросшей стоимостью энергоносителей и всех видов природных ресурсов, а таюке постоянно возрастающими экологическими проблемами от воздействия энергоустановок, ТЭС, АЭС и промышленных предприятий. Экономия топлива и совершенствование энерготехнологий являются приоритетными задачами развития хозяйства страны. В теплоэнергетических паротурбинных (ПТУ) и газотурбинных установках (ГТУ), в ядерных энергоустановках (ЯЭУ), в установках с альтернативными источниками энергии, а также в коммунальном хозяйстве и во всех отраслях промышленности теплообменное оборудование составляет значительную часть по габаритам, металлоемкости и функциональному значению и во многом определяет технико-экономические показатели систем [1]. С ростом энергетических мощностей и объема производства все более увеличиваются масса и габариты применяемых теплообменных аппаратов. Уменьшение массогабаритных и улучшение теплогидравлических характеристик теплообменных аппаратов является актуальной задачей для систем теплоснабжения. Наиболее перспективным решением данной проблемы является интенсификация теплообмена.

Опыт создания и эксплуатации различных тепломассообменных устройств показал, что разработанные к настоящему времени методы интенсификации обеспечивают снижение габаритов и металлоемкости (массы) этих устройств в 1,5...2 раза и более по сравнению с аналогичными устройствами, выпускаемыми серийно, при одинаковой тепловой мощности либо мощности на прокачку теплоносителей [2]. Исследования интенсификации теплообмена осуществляются в различных странах, причем в заметно возрастающем темпе.

15 В работах [3 - 20] таких авторов как В. М. Антуфьев, В. М. Бузник, Г. И.

Воронин, Ю.Ф. Гортышов, Е. В. Дубровский, Н. В. Зозуля, Э. К. Калинин, А.И. Леонтьев, В. К. Мигай, В.В. Олимпиев, В. К. Щукин, Ю.А. Кузма-Кичта, В.И. Величко, В.А. Пронин и многих других ученых достаточно полно отражено создание практически реализуемых методов интенсификации теплообмена и повышения энергетической эффективности теплообменников. Однако внедрение отечественных разработок высокоэффективных теплообменных аппаратов в энергетике и технологии осуществляются медленно и с большими трудностями. Это можно объяснить низкой заинтересованностью предприятий в экономии материальных и энергетических ресурсов и неудовлетворительной организацией работ по энергосбережению. Но в большей степени сказывается возросшее в последние годы технологическое отставание отечественного производства теплообменного оборудования от аналогичных производств зарубежных фирм.

К настоящему времени предложены и исследованы разнообразные методы интенсификации конвективного теплообмена.

Один из наиболее эффективных способов - использование труб и каналов с профилированными стенками, в том числе с турбулизаторами потока на стенке в виде дискретной шероховатости, с поперечной и спиральной накаткой, спиральных и проволочных вставок, ребер, каналов, образованных гофрированными пластинами [3, 5, 12 - 14] и других (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1- Профилированные трубы и каналы а — труба со спиральной вставкой; б — труба с рифленой поверхностью. в - диффузорно-конфузорный канал; г - волнистый канал (с гофрированными стенками)

Применение искусственной шероховатости позволяет воздействовать именно на пристенные слои, существенно повышая интенсивность теплообмена. Так, по данным [4, 5], применяя трубы с рифленой поверхностью (рисунок 1.1 б), удается увеличить теплообмен в 1,5...3 раза. Искусственная шероховатость в трубах может создаваться накаткой (рисунок 1.2)). Процесс изготовления таких труб механизирован. Элементы шероховатости обеспечивают отрыв, присоединение и дальнейшее развитие пристенного слоя. Наиболее рационально выполненные элементы шероховатости обеспечивают увеличение теплосъе-ма (при равных с гладкой трубой гидравлических потерях) на 25 %, причем при меньшей длине профилированной трубы.

Рисунок 1.2 - Варианты труб и каналов с искусственной шероховатостью: а) -с поперечной накаткой; б) — со спиральной накаткой; в) — с поперечными ребрами; г) со спиральным оребрением; д) - с сегментной дискретной шероховатостью

17 Аналогичные результаты удается получить при использовании продольно-профилированных каналов типа «диффузор-конфузор» и волнистых каналов, образованных гофрированными пластинами (рисунок 1.1 виг). Увеличение теплоотдачи в таких каналах также объясняется, прежде всего, уменьшением толщины пристенного слоя. Кроме того, считают, что в них возникают поперечные градиенты давления, приводящие к непрерывному замещению пристенных слоев жидкости внешним потоком [21 - 23].

Также исследовались методы интенсификации теплообмена с помощью шнеков и различных завихрителей на входе в трубу. Но применение такого рода иптенсификаторов оказалось неэффективным из-за значительных затрат энергии на возмущение ядра потока, поскольку основное термическое сопротивление сосредоточено в ламинарном подслое жидкостей и в ламинарном подслое и буферной области (по Т. Карману) при течении газов [3, 5, 13, 24]. Повышение же турбулентности потока на входе интенсифицирует теплообмен лишь в пределах начального участка трубы или канала.

Применение труб и каналов с профилированными стенками ведет, как правило, к отрывному трехмерному характеру течения, что затрудняет получение теоретических зависимостей по теплообмену и гидравлическому сопротивлению.

В опытах В.К. Мигая, Э.К. Калинина, В. Нуннера и др. [3 - 8] для турбу-лизации пристенной области применялись трубы со спиральной и поперечной кольцевой накаткой и др. Причем при определенных геометрических размерах ряда поверхностей наблюдалось нарушение аналогии теплообмена и сопротивления в пользу опережающего роста теплоотдачи по сравнению с сопротивлением. В области чисел Рейнольдса, Re < (1,0... 11,0) 10⁴, наиболее эффективными оказались трубы с d/D - 0,94...0,95 и s/D = 0,25...1,0 (рисунок 1.3).

Рисунок 1.3- Зависимость теплообмена и гидравлического сопротивления в трубах с накатными выступами от относительного расстояния между выступами hIR = 0,04 [5] 1 - Nu/Nu₀; 2 - Що , Re = 10⁴; 3 - B/^ Re = 5 10⁴

Ю.Г. Назмеев с сотрудниками исследовал аналогичные поверхности, но при числах Re, соответствующих ламинарному и переходному режимам течения вязких жидкостей [25 - 33]. В этом случае наилучший результат был получен при d/D = 0,72...0,86 и s/D = 0,72...4,29.

И несмотря на большое количество работ по данной проблеме [2 - 16] основным способом получения теплогидравлических-характеристик остается физический и теплотехнический эксперимент, как наиболее надежный и достоверный, но требующий значительных затрат сил и времени. Поэтому при проведении расчетов по теплообмену и гидродинамике в каналах сложной геометрии приходится пользоваться эмпирическими зависимостями, полученными для каждого типа поверхности. Кроме того, при использовании указанного подхода специфика геометрии каналов учитывается, как правило, не полностью. Что, в свою очередь, ведет к росту погрешности расчетов выбранного типа теплообменного аппарата. Разработанные к этому времени полуэмпириче- ские методы расчета теплоотдачи и гидродинамического сопротивления базируются преимущественно на аналогии Рейнольдса. Они содержат дополнительную информацию и позволяют определять теплоотдачу по экспериментально найденной величине коэффициента сопротивления канала. Но при таком подходе не удается выявить нарушение аналогии процессов теплообмена и гидродинамики.

Поэтому исследование теплообмена и гидродинамического сопротивления, поиск оптимальных соотношений геометрических характеристик, разработка новых форм каналов и создание на этой основе высокоэффективного оборудования представляют значительный научный и практический интерес.

В современных условиях и в перспективе один из главных путей повышения экономичности энергоустановок - совершенствование теплообменного оборудования путем реализации эффективных способов интенсификации теплообмена. При этом необходимо учитывать применимость интенсифицированной поверхности для различных теплоносителей, технологичность ее изготовления, сборки и разборки теплообменного аппарата, выполнение прочностных требований, ограничений по гидравлическим потерям и скорости загрязнения поверхности теплообмена, эксплуатационных особенностей, в частности соотношение гидродинамического сопротивления собственно теплообменника и контура, составной частью которого он и является, и т. д.

Численный метод исследования является альтернативой проведению теплотехнического эксперимента. Он позволяет получить в ряде случаев с меньшими затратами более полные, причем не только интегральные, но и локальные данные о процессах течения и теплообмена в трубах и каналах сложной геометрии, влияние на эти процессы режимных и геометрических факторов.

20 1.2 Достоинства и недостатки современных конструкций рекуперативных теплообменных аппаратов систем теплоснабжения и технологии

Из всех видов используемых в системах теплоснабжения теплообменного оборудования следует выделить как наиболее распространенные пластинчатые и кожухотрубные теплообменные аппараты.

1.2.1 Пластинчатые теплообменные аппараты

В России в основном осуществляется сборка пластинчатых теплообменников из комплектующих, импортируемых из-за рубежа. Причина - отсутствие конкурентоспособного штамповочного производства пластин. В лучшем случае пластины изготавливаются на импортном, опять таки, оборудовании с использованием импортных материалов. Так, фирма «Alfa Laval Поток» производит пластины из импортных стальных заготовок и резиновых прокладок из импортной сырой резины на импортном оборудовании в г. Королеве Московской области. Исключениями являются выпуск пластин собственной разработки Ижевским заводом «Теплоэффект», и сборка теплообменников из пластин, изготовленных на импортированном оборудовании, на рамах отечественного производства отечественными производителями «Теплотекс» ГУП «Мостепло-энерго», ООО «ТехноИнжПромСтрой». Основным элементом, влияющим на теплогидравлические характеристики ПТО, являются пластины. Из всего многообразия производителей разборных пластинчатых теплообменников (РПТО) наиболее известных и хорошо зарекомендовавших себя в мире производителей, можно выделить следующие: «Теплотекс» (комплектующие APV — Дания); «Альфа Лаваль Поток» (комплектующие Alfa-Laval - Швеция); «СВЕП Интернешнл АБ» (комплектующие Swep - Швеция); «Ридан» (комплектующие Sondex — Дания); «Машимпекс» (комплектующие GEA - Германия); «FUNKE RUS» (комплектующие - Германия); «Данфосс (комплектующие Данфосс - Финляндия); «ТехноИнжПромСтрой» (комплектующие Zondex — Дания) и др. Пластинчатые теплообменники по сравнению с секционными кожухот- рубными обладают следующими преимуществами:

Коэффициент теплопередачи выше, чем у КТТО, поэтому ПТО имеют меньшую по объему металлоемкость, компактны, их можно устанавливать в небольшом по объему помещении, в том числе в подвалах зданий.

Высокая ремонтопригодность: в отличие от КТТО они легко разбираются и быстро чистятся, при этом не требуется демонтаж подводящих трубопроводов; в пластинчатом теплообменнике можно легко и быстро заменить пластину или прокладку, а также увеличить поверхность теплообмена, если со временем возросла тепловая нагрузка.

Пластинчатые теплообменники набираются из отдельных пластин, по-верхность нагрева которых, как правило, не превышает 1 м . Это обстоятельство в сочетании с рационально выбранным типом пластины позволяет более точно выбрать тешюобменный аппарат.

Однако, недостатком этих аппаратов, как отмечалось ранее, являются высокие гидравлические потери, вследствие чего скорость, например, воды в каналах таких теплообменников не должна, как правило, превышать 0,4 м/с, что ограничивает возможности увеличения тепловой мощности и снижения их мас-согабаритных характеристик увеличением скорости теплоносителя.

В настоящее время используются два вида компоновки пластин в теплообменниках (рисунок 1.4) - сетчато-поточная и ленточно-поточная (по отечественной терминологии в соответствии с ГОСТ 15518 — 78). Согласно принятой иностранной терминологии вторую стали называть «Free Flow» компоновкой или каналами типа «Free Flow».

22 В первом случае пластины имеют, как правило, гофры, направленные под углом от 30 до 60 к продольной оси пластины. Профили соседних пластин являются зеркально отраженными. Поэтому при их объединении в пакет происходит фиксация высоты канала не только прокладками, уплотняющими межпластинный канал по периферии, специальной отбортовкой или за счет их соединения по периферии пайкой или сваркой, но и вследствие образования множественных точек соприкосновения пластин по вершинам гофров. Теплообменники сетчато-поточной компоновки применяются для таких теплоносителей, как «жидкость-жидкость», «пар-жидкость», «газ под давлением-жидкость». Во втором случае пластины имеют поперечные (относительно продольной оси) гофры. Соседние пластины устанавливаются эквидистантно и образуют волнистый или близкий к синусоидальному профилю канал. В последнее время производители стали переходить к пластинам, у которых форма гофра ближе к трапециевидной форме.

Рисунок 1.4 - Типы пластин и общий вид пакетов пластин: а) пластины с гофрами «в ёлочку»; б) пластины с прямыми поперечными гофрами; в) сетчато-поточная компоновка из пластин «в ёлочку»; г) ленточно-поточная компоновка из пластин с прямыми поперечными гофрами

Для обеспечения жесткости и выдерживания заданного расстояния между пластинами они имеют, кроме прокладок, пайки или сварки по периферии, вы-штампованные продольные ребра жесткости, которые делят всю ширину межпластинного канала на несколько параллельных каналов меньшей ширины. Компоновка пластин второго типа предназначена для парожидкостных теплообменников или для нагревания и охлаждения жидкостей, загрязненных взвесями или обрывками волокон.

Применяемые в настоящее время пластины имеют следующие геометрические характеристики: высота гофров около 3 мм; шаг продольный около 10... 11 мм, по нормали к вершине гофра 9... 10 мм; толщина пластин 0,4...0,5 мм; гидравлический (эквивалентный, как обычно в настоящее время говорят и пишут) диаметр элементарного канала не более 6 мм. Для сравнения в пластинчатых теплообменниках, результаты испытаний которых отражены в [16], пластины имели шаги гофров 13... 14 мм, их высоту до 5 мм. Пластины изготавливались из легированной стали толщиной 1...2 мм. Гидравлический диаметр каналов составлял 7,6... 11,5 мм.

Для теплообменников типа «Free Flow» расстояние между соседними пластинами, в зависимости от назначения теплообменника и свойств теплоносителей может составлять от 5 до 12 мм (данные фирмы «МАШИМПЕКС»). В канал большего поперечного размера подают либо пар, либо загрязненный теплоноситель.

Исходя из проведенного анализа в [34] Некоммерческое Партнерство «Российское теплоснабжение» рекомендует в качестве основных, для применения в городе Москве, разборные пластинчатые теплообменники производства фирм «Тегаютекс», «Ридан» и «Альфа Лаваль Поток», «ТехноИнжПромСтрой», а также «Машимпекс», поскольку: РПТО перечисленных фирм имеют низкую стоимость при использовании лучших материалов пластин (AISI 316) и прокладок (EPDM). Они предлагают достаточно широкий типоразмерный ряд РПТО мощностью от 20 кВт до 16 МВт, что также позволяет подобрать рацио-

24 нальную площадь поверхности теплообмена для конкретных условий. Кроме того, они имеют склады и сервисные службы в Москве, а также квалифицированных специалистов, способных грамотно и качественно рассчитывать и производить теплообменники, выполнять монтажные работы. Срок изготовления -от 7 до 14 дней, гарантийный срок - 12 месяцев.

1.2.2 Кожухотрубные теплообменные аппараты

Жидкостно-жидкостные установки из кожухотрубных секций широко применяются в энергетике, промышленности и жилищно-коммунальном хозяйстве. Они отличаются, как правило, большой металлоемкостью, значительными габаритными размерами. На рисунках 1.5, 1.6 представлены применяемые

Рисунок 1.5 - Кожухотрубные секционные подогреватели по ОСТ 34 - 588 - 68 а) - для горячего водоснабжения, б) - для отопления

Рисунок 1.6 - КТТО с турбулизирующими и опорными перегородками

Недостатком современных установок из трубчатых теплообменных секций являются их большая масса и габаритные размеры, что затрудняет их при-

26 менение, особенно в условиях роста стоимости занимаемых оборудованием площадей. Уменьшение проходного сечения труб в таких теплообменниках могло бы существенно уменьшить их габариты, однако при этом они быстрей выходят из строя из-за отложений и значительно возрастают затраты энергии на перекачивание теплоносителей. Другой важной проблемой трубчатых теп-лообменных аппаратов является наличие температурных напряжений, которые приводят к разгерметизации секции (для снижения этих напряжений на корпусе устанавливают линзовые компенсаторы).

Существенное увеличение теплоотдачи в трубчатых теплообменных аппаратах при умеренном росте гидравлического сопротивления позволило бы заметно снизить их массу и габариты, сократить затраты на их изготовление и расширить их применение.

Альтернативным решением может стать применение кожухотрубных секций с профилированными трубками, при использовании которых теплообмен интенсифицируется при ограниченном росте гидродинамического сопротивления [2, 18, 35 — 36]. Также в последние годы появились новые возможности в сфере создания новых материалов, борьбы с коррозией и отложениями [37-39], интенсификации теплообмена при ограниченном росте гидравлического сопротивления.

Водоподогреватели, выпускаемые ЗАО «ЦЭЭВТ», типа ВВПИ, ПВПИ являются кожухотрубными теплообменными аппаратами нового поколения, трубы которых профилированы таким образом, чтобы рост гидравлического сопротивления ненамного превышал рост теплоотдачи вследствие применения турбулизаторов пограничного слоя (рисунок 1.7). Это достигается накаткой на внешней поверхности трубы диаметром 12x0,8 мм кольцевых канавок, вследствие образования которых на внутренней поверхности трубы появляются плавно очерченные выступы небольшой высоты, формирующие (по данным фирмы) направленные в пограничный слой вихри, интенсифицирующие теплоотдачу в

27 трубах в 2...2,5 раза и вымывающие маловязкие загрязняющие отложения внутри труб. і і г . -.. -

Рисунок 1.7 - ВВПИ ЗАО «ЦЭЭВТ» (водо-водяной подогреватель интенсифицированный)

Водоподогреватели ЦЭЭВТ имеют реверсивную схему тока теплоносителей, в межтрубном пространстве нет поперечных перегородок, устанавливается только одна продольная перегородка. Второй теплоноситель (чаще всего нагреваемая среда) движется по трубному пучку, совершая один или два хода в трубах. В последнем случае патрубки подвода и отвода сред располагаются в районе головки теплообменника, что обеспечивает удобство обвязки подогревателей и уменьшение температурных деформаций (рисунок 1.8). Корпус, трубный пучок и перегородки имеют многократный запас прочности, но в максимальной степени облегчены и изготавливаются из коррозионно-стойкой стали. Все неразъемные соединения, в том числе труб и трубных решеток, выполнены свар-

28 кой в среде аргона, корпус оборудован компенсатором температурных расширений. _{I Sfu,}

Пространство внутри труедк рГ-ц-^^-^

Пространство внутри кожуха

Рисунок 1.8 - Схема движения теплоносителей в ВВПИ ЗАО «ЦЭЭВТ»

При недостающей площади поверхности теплообмена для реализации больших тепловых потоков (до 10 МВт) или для уменьшения потерь давления изготовитель объединяет отдельные ТА в блоки с параллельным или последовательно-параллельным соединением их трактов (рисунок 1.9).

Рисунок 1.9 - Пример блочного применения ПВПИ (пароводяной подогреватель интенсифицируемый)

29 Преимущества по сравнению с конкурирующими изделиями: высокие эксплуатационные свойства (неприхотливость, минимальное количество недефицитных уплотняющих прокладок, пониженная загрязняемость трубного пространства, возможность механической очистки поверхностей теплообмена, большой срок службы); удовлетворительные массогабаритные характеристики, сопоставимые с аналогичными показателями пластинчатых теплообменников в диапазоне тепловых потоков от 20 до 3000 кВт. Возможность объединения подогревателей в блоки; возможность установки анодной защиты теплообменного аппарата.

Как уже отмечалось выше, для поверхностей теплообмена, набираемых из профилированных труб, имеется сравнительно большое количество эмпирических зависимостей по теплообмену и сопротивлению, но при их получении не полностью учитывались особенности геометрии. Следовательно, для кожухот-рубных секционных теплообменных аппаратов с профилированными трубками необходимо дальнейшее исследование процессов теплообмена и сопротивления, совершенствование технологии их изготовления. Поэтому для таких аппаратов необходимо дальнейшее исследование процессов теплообмена и гидродинамического сопротивления, совершенствование технологий их изготовления.

1.3. Состояние вопроса о методах борьбы с загрязнениями поверхностей РПТО и КТТО

В настоящее время в теплоэнергетике основным теплоносителем является пресная вода, получаемая из природных источников, и содержащая большое количество различных примесей — от растворенных минеральных солей до органических соединений. При работе теплообменного оборудования примеси выделяются в твердую фазу как в виде накипи (отложения непосредственно на поверхности), так и в виде шлама. Отложения вызывают ухудшение теплопере- дачи, что приводит к снижению эффективности работы оборудования (перерасходу топлива, перегреву металла и т.д.).

Для предотвращения образования отложений проводят предварительную химическую обработку воды, используемой в качестве теплоносителя, но данные мероприятия не обеспечивают 100% защиты от отложений. Поэтому в теп-лообменном оборудовании постоянно происходит образование различных отложений ухудшающих его работу и требующих периодической очистки.

Фактически существует два принципиальных метода очистки теплооб-менного оборудования - физический и химический. Обязательными требованиями для всех применяемых методов является полное удаление отложений из очищаемого оборудования и сохранение целостности его конструкций. Эти требования должны выполняться в условиях безопасности для персонала, в приемлемые сроки, с минимальным воздействием на окружающую среду.

Методы очистки РПТО

Около 30 лет назад был предложен способ борьбы с отложениями с помощью комплексонов, содержащих фосфоновые группировки - РО(ОН)₂ и коп-лексонатов, производных от комплексонов. Данный химически метод основан на образовании прочных комплексных соединений с кальцием, магнием, железом и некоторыми другими соединениями в результате постоянного ввода в теплоноситель комплексона. При нагревании до определенной температуры эти комплексы остаются в растворенном состоянии и поэтому соединения кальция и магния не откладываются на поверхностях нагрева в виде накипи. Но необходимо учитывать, что в жесткой воде при температуре 120... 125 С комплексо-ны распадаются.

Таким образом, несмотря на столь широкое распространение методов химических очисток теплообменных поверхностей, нельзя не отметить присущих им серьезных недостатков: - необходимость останова оборудования, сбора специальных промывочных схем с трубопроводами, арматурой, насосами и емкостями; расход дорогостоящих реагентов и воды для собственно промывок и последующих отмывок поверхностей нагрева; невозможность эффективной очистки оборудования из-за неравномерного распределения накипи по поверхности нагрева, как следствие — неполное удаление накипи; необходимость пассивации металлических поверхностей после химочи-стки; износ металла вследствие коррозионных процессов после трех-четырех химочисток; образование большого объема сточных вод, зачастую содержащих токсичные вещества.

Кроме того, с первого же дня эксплуатации оборудования после химической очистки накипь начинает образовываться снова. Методы очистки КТТО

Основные требования, предъявляемые к процессу очистки трубок, сводятся к следующему: полное удаление отложений с внутренней поверхности трубок; отсутствие повреждений трубок в процессе очистки; высокая производительность выполнения работ в расчете на единицу оборудования, возможность применения групповой технологии; невысокая стоимость работ; низкие трудозатраты; высокая культура производства; безопасность процесса очистки.

Так, различные механические способы очистки ершами достаточно просты, не требуют дорогого и громоздкого оборудования, однако небезопасны и, самое главное, трудоемки в работе и не дают гарантии высокого качества выполнения работ.

Гидравлические методы очистки при применении полного технологического цикла являются достаточно эффективными, позволяют достигать высокого качества очищаемой поверхности, но также имеют ряд существенных недостатков и, прежде всего, низкую производительность на единицу очищаемого оборудования, обусловленную техническими характеристиками высоконапор-

32 ной установки или установки высокого давления (УВД). Производительность УВД можно повысить, используя упрощенный метод очистки, так называемое «простреливание» трубок высоконапорной струей. Но в этом случае резко снижается качество работ.

Решение задачи создания эффективного и производительного способа очистки трубок удалось найти именно при анализе причин низкого качества очистки, используя метод «простреливания» [42].

Метод КСПО имеет несколько факторов, отличающих его от других методов очистки: одно приспособление может использоваться для запуска различных диаметров пыжей и для различных процессов (очистки или окраски) (меняется только наконечник приспособления, вставляемый в трубу); приспособление практически не изнашивается при эксплуатации, легко в обращении и не имеет трущихся деталей, кроме легкозаменяемых резиновых уплотнителей; детали приспособления взаимозаменяемы и просты в изготовлении; вес одного приспособления (без шланга для подключения воздуха) составляет 1,0... 1,5 кг, что позволяет без труда производить его транспортировку и хранение.

Метод КСПО прошел проверку на объектах РАО «ЕЭС», ГУП «ТЭК СПб», объектах нефтяной промышленности и судостроения.

Известно, что на профилированных поверхностях отложения образуются медленней, а толщина отложений выходит на предельное значение, меньшее, чем в гладких трубах. Об этом, в частности, и шла речь в п. 1.3.3, где были перечислены достоинства кожухотрубчатых теплообменников с интенсифицированными поверхностями.

33 1.4 Состояние вопроса о методах расчета рекуперативных теплооб-менных аппаратов систем теплоснабжения и технологии

В России расчет ПТО принято проводить по методу среднего температурного напора или по методу эффективности [1, 17, 18, 40 и др.].

1.4.1 Методика расчета ПТО (ГОСТ 15518) [41]

В соответствии с каталогом ЦИНТИхимнефтемаш (М., 1990) ранее выпускались пластинчатые теплообменники первого поколения для теплоснабжения следующих типов: полуразборные (PC) с пластинами типа 0,5 Пр и разборные (Р) с пластинами типа 0,3р и 0,6р.

Технические характеристики указанных пластин и основные параметры теплообменников, собираемых из этих пластин, приведены в таблицах 1.1 и 1.2.

Таблица 1.1- Техническая характеристика пластин

Таблица 1.2 — Техническая характеристика и основные параметры пластинчатых теплообменных аппаратов

Окончание Таблицы 1.2

Условное обозначение теплообменного пластинчатого аппарата: первые буквы означают тип аппарата — теплообменник Р (PC) разборный (полусварной), следующее обозначение - тип пластины, цифры после тире - тол-щина пластины, далее - площадь поверхности теплообмена аппарата (м ), затем - конструктивное исполнение (в соответствии с таблицей 1.2).

Методика расчета пластинчатых теплообменников, предлагаемая в [41], основана на использовании в них всего располагаемого напора теплоты с целью получения максимальной скорости каждого теплоносителя и соответственно

35 максимального значения коэффициента теплопередачи или при неизвестных располагаемых напорах по оптимальной скорости нагреваемой воды, как и при подборе кожухотрубных теплообменников.

В таблице 1.3. представлена последовательность расчета пластинчатого теплообменного аппарата из [41].

Таблица 1.3 — Последовательность расчета ПТО

Задаемся предварительно оптимальной скоростью нагреваемой воды в трубах w_TP = 0,4 м/с Ун — живое сечение одного межпластинного канала

Общее живое сечение каналов в пакете по ходу греющей и нагреваемой воды ^J ГР ^J н н⁷к

Компоновка во- доподогревателя симметричная трр = гпц

Находим фактические скорости греющей и нагреваемой воды, м/с wy? - греющая W\\ — нагреваемая

Продолжение Таблицы 1.3

Окончание Таблицы 1.3

Если соотношение ходов получается более двух, то для повышения скорости воды целесообразно применение несимметричной компоновки пакета пластин (рисунки 1.10 - 1.12), т.е. число ходов по горячей и нагреваемой средам будет неодинаковым. При несимметричной компоновке получаем смешанное движение потоков в части каналов - противоток, в части - прямоток, что снижает температурный напор установки по сравнению с противоточным характером движения теплоносителей, который имеет место при симметричной компоновке, и в определенной степени уменьшает выгоду от повышения скорости воды при несимметричной компоновке. Поэтому для исключения смешанного тока теплоносителей более эффективно собирать теплообменный аппарат из двух или нескольких раздельных теплообменников с симметричной компоновкой, включенных последовательно по теплоносителю, у которого получается большее число ходов, и параллельно - по другому теплоносителю. При этом обвязка соединительными трубопроводами должна обеспечить противоток в каждом теплообменнике. .-! -*~ *&} нв2реИя»і«аи ; ЗеОЫ

Рисунок 1.10 — Симметричная компоновка пластинчатого водоподогревателя, обозначение С_х 4/5

Влад epemuuto +~ mtmmmsumtini вшоі гвеюижв яшпаткатедш SoSnt

Рисунок 1.11- Несимметричная компоновка пластинчатого водоподогревателя, обозначение С_х (2 + 2)/5

Рисунок 1.12- Схема компоновки водоподогревателейподогрева в одну установку с противоточным движением воды

При расчете пластинчатого теплообменника оптимальная скорость принимается исходя из получения таких же потерь давления в установке по нагреваемой воде, как при применении КТТО: 100...150, кПа, что соответствует скорости воды в каналах w = 0,4 м/с.

1.4.2 Методика расчета коэюухотрубных теплообменников [41]

Также, как для пластинчатых теплообменных аппаратов тепловой расчет кожухотрубных теплообменников принято выполнять по методу среднего температурного напора или по методу эффективности [1, 17, 18, 40 и др.]. Причем для выпускаемых промышленностью аппаратов с поверхностью в виде гладкостенных пучков труб имеется рекомендованная в СП 41-101-95 методика расчета.

Последовательность расчета кожухотрубного теплообменного аппарата представлена в таблице 1.4. из [41].

Таблица 1.4 - Последовательность расчета секционного кожухотрубного теп-лообменного аппарата

Определение необходимого проходного сечения трубок водоподогревателя № п/п

Наименование

Формула

Примечание /уел _ Ghmax Утр

2-3600 ж

Задаемся предварительно оптимальной скоростью нагреваемой воды в трубах wtp = 1 м/с

В соответствии с полученной величиной /j выбираем необходимый типоразмер водоподогревателя г^тах h ^WTP =

3600/_трр Qinax h 3600/_мтрр двухпоточная компоновка

Определяем фактические скорости воды в трубках и межтрубном пространстве

Коэффициент теплоотдачи,

Вт/(м2К), от греющей воды к стенке трубки

,ГР _ *вх "*" ''пых¹СР ~ «

0U =1,16 i2io₊i8<-o,038tef#

Эквивалентный диаметр межтрубного про-странства "э'кв ^ЛЭКВ ~ п +nd ^ит^+паи

Для выбранного типоразмера водоподогревателя w>⁷³ н t^H +t^H лН "ex дых ¹СР ~ Z

1210 + 18^_р-0,6з(^_р)^ а~ = 1,16 А

Коэффициент теплоотдачи, Вт/(м К) от стенки трубки к на-греваемой воде

Коэффициент теплопередачи водоподогревателя, Вт/(м²К) ₊ ^бст, і \j/— коэффициент эффективности теплообмена для гладкотрубных водоподогревате- лей с опорами в виде полок: \j/ =

Окончание Таблицы 1.4

42 1.5 Состояние вопроса получения обобщенных зависимостей для рекуперативных теплообменных аппаратов

Как отмечалось ранее, в пункте 1.1, получение надежных и удобных зависимостей по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению является актуальной задачей для выполнения теплогидравлических расчетов ПТО. Расчет ПТО применяемых, в настоящее время, проводится преимущественно с помощью компьютерных программ, полученных с использованием частных эмпирических теплогидравлических характеристик для каждого типоразмера пластин. Такой подход устраивает производителей ПТО по соображениям соблюдения коммерческой тайны, но затрудняет жизнь потребителям теплообменно-го оборудования, осложняя проведение работ по рационализации и совершенствованию теплообменников.

Удобней было бы пользоваться обобщенными зависимостями, полученными на основе обработки опытных данных по теории подобия, сущность которой применительно к исследованию тепловых и гидродинамических процессов изложена в работах М.В. Кирпичева, М.А. Михеева, А.А. Гухмана, Л.С. Эй-генсона и др. [43 - 50].

Характерными примерами классического подхода к обобщению опытных данных на основе теории подобия являются работы A.M. Маслова [1], П.И.Бажана и К.Л. Мунябина [18]. Для ленточно-поточных теплообменных аппаратов A.M. Масловым получены обобщенные уравнения: - для коэффициента общего гидравлического сопротивления

28,8(tgp)^1,33 Re⁰'⁸ при Re=10³...l,6- 10⁴ _ло,зз ^ ^V ^0,189 ' ^(1Л) _Я-2

43 где Р — угол при основании гофра между горизонтальной плоскостью, на которой лежит пластина, и наклонной к ней стороной гофра; S - шаг гофр; 5 — зазор между пластинами в точке поворота гофр. - для теплоотдачи в ленточно-поточных каналах: ^rS"

1 + 0,83 Nu = 0,0315- l + l,5Re^-0'¹²⁵ ("к ^ч _Re0,75_pr0,43 V^PrCTy (1.2) где A₀ — коэффициент трения в прямолинейном канале при том же Re, что и для

Уравнение (1.2) носит полуэмпирический характер и дает результаты, близкие к экспериментальным, в пределах Re = 2-10³...2,0 10⁴, Рг = 0,6...80, S/ 8 = З...ОС. В числах Nu и Re в качестве характерного размера был использован гидравлический диаметр узкого сечения в канале.

П.И. Бажан и К.Л. Мунябин в работе [19] привели обобщенные зависимости по теплообмену и сопротивлению для профилированных труб, введя в зависимости обобщенные параметры с\ и c_2s являющиеся константами для каждого типа интенсификаторов. (1.3) (1.4) StPr/3 =0,024Re-'²⁰⁷(l + c₁f(l + c₂)^m ; / = 0,0536Re-'²¹³(l + _Ciy^,(l + c₂)^wl_V , где St Pr - фактор теплоотдачи; f=/A - фактор трения по Фанингу; c_h с₂ обобщающие параметры (таблица 1.5); \|/ - поправочный коэффициент.

44 Таблица 1.5 - Значения коэффициентов, входящих в обобщающие уравнения

Но сложная геометрия каналов, образованных профилированными пластинами при сетчато-поточной компоновке, создает определенные трудности при реализации этих подходов и, прежде всего при выборе определяющих геометрических размеров.

Одними из первых подобную задачу об учете влияния особенностей поверхностей теплообмена пытались решить О. Кришер и Г. Лоос [52, 53], которые при обобщении данных по теплоотдаче тел различной формы в потоке газа, вместо обычных определяющих размеров предложили в качестве характер-

45 ного размера длину обтекания тела, / , определяющейся по формуле 1.5. Данный подход был использован в А.В. Лыковым [54] и А.Л. Ефимовым в [24]. l' = A/U (1.5) где А — площадь поверхности тела; U — периметр плоскости проекции тела в направлении течения.

В работе [51] приведены данные о длине обтекания для тел различной формы при различных направлениях обтекания. Эти данные позволяют просто определить / и для тел более сложной формы.

Это дало удовлетворительное совпадение опытных данных по теплообмену для тел различной формы, представленных в виде зависимостей Nu i=f(Re і), в числах Nu и Re в качестве характерного размера была использована длина обтекания тела.

Ими же в работах [23, 54-55] было показано, что при поперечном омы-вании пучков гладких и ребристых труб оказалось полезным введение еще одного характерного размера — приведенного гидравлического диаметра канала переменного сечения, который определяется из условия: где V— свободный объем; F — поверхность теплообмена.

Следует заметить, что аналогично поступали при описании фильтрации в пористых телах и слоях В.Б. Коган, В. Каст, О. Кришер, Г. Райнике и К. Вин-термантель.

А.Л. Ефимов в [24] с целью придания критериальным уравнениям универсального характера в качестве определяющих безразмерных геометрических переменных наряду с относительной длиной канала I / d ввел такие переменные, как фактор формы поперечного сечения канала; кривизна поверхности; степень сжатия-расширения канала, кроме того, были введены поправки на влияние начального участка, начальной степени турбулентности потока, фактор чередования в канале участков различной геометрии. С учетом всех перечне-

46 ленных факторов было предложено обобщать опытные данные, используя следующие модифицированные уравнения подобия:

Ш = A ^F_E0F_HF_ocF_0UiF_CpF_KPF_xpPrP ; (1.7)

Г = Же^Ф_є0Ф_нФ_фСФ_ошФ_срФ_крФ_хд . (1.8)

Используя уравнения вида (1.4) и (1.5) для профилированных каналов при обработке опытных данных таких авторов как, В.К. Мигай, С.С. Кутателадзе, в работах [24, 57] А.Л. Ефимов и O.K. Бережная получили обобщенные тепло-гидравлические характеристики для диффузорно-конфузорных каналов, труб со спиральными вставками, с поперечной и спиральной накаткой, для пластинчатых теплообменников ленточно-поточной и сетчато-поточной компоновки.

Первая попытка получить обобщенные зависимости для сетчато-поточных и ленточно-поточных теплообменников с пластинами различной геометрии была предпринята O.K. Бережной в работе [57]. При этом за основу были взяты частные теплогидравлические характеристики для ряда профилей пластин из [18], представленные в таблице 1.6. Таблица 1.6 - Исходные данные теплообменным аппаратам

Продолжение Таблицы 1.6

Продолжение Таблицы 1.6

Окончание Таблицы 1.6

Для ряда рассмотренных поверхностей в кандидатской диссертации O.K. Бережной были введены дополнительные геометрические переменные для учета закрутки потока, количества периодов продольного профиля канала на общей его длине, уточнены выражения факторов, используемых для учета влияния степени сжатия-расширения потока и наличия участков канала с существенно различной геометрией [57, 62]. Так, фактор сжатия-расширения канала рассчитывался как отношение максимального и минимального гидравлических диаметров канала, поскольку равные по величине поперечные сечения канала, но различающиеся формой, имеют отличные один от другого гидравлические диаметры. А фактор чередования участков различной геометрии рассчитывался как отношение их относительных длин. Кроме того, при обобщении данных по сопротивлению был введен дополнительный фактор для учета влияния искусственной дискретной шероховатости профилированных стенок канала (таблица 1.7).

50 Таблица 1.7 - Обобщенные геометрические переменные профилированных труб и каналов [54]

51 * X₂y= X_A и Хгіг Х_к - для диффузорно-конфузорных каналов;

Хг= /тв / /' - для пучка труб.

Более того, на основе модели прерывистого подслоя и степенных профилей скоростей и температур: V ^Mmax J _{fr-U _} ('max^-О \^R.

0,067 (1.9) (1.10) в работе [54] опытные данные различных исследователей были обобщены с помощью зависимостей вида (формулы 1.11, 1.12): Nu = 0,664 - + 1 - + 2

2 _п , л-1 -2 . 1 -0,5 +1 -+/Л

10"⁺¹-Re^ "⁺¹-Re"⁺¹ -Pr³ , (1.11) = 5,312 —+ \п J - + 2 \п J

10"⁺¹ -Re^ "⁺¹-Re "⁺¹, (1.12)

В работе O.K. Бережной показано, что для гладкой трубы при Re_Kp=22150, п—1 и т—0,067 зависимость (1.12) преобразуется в эмпирический закон Блазиу-са ^=0,3164Re'"'^ZJ, а (1.11) отличается от известной зависимости Nu=^:0,023Re ' Pr⁰'⁴ только значением коэффициента пропорциональности.

Значения чисел Re_Kp входящие в зависимости для профилированных каналов, были получены в процессе обработки данных по теплообмену и сопротивлению из [57, 58].

Результаты обобщения данных по теплообмену можно признать удовлетворительными. Среднеквадратичное отклонение опытных точек от аппроксимирующих зависимостей составило ± 15 - 25 %. Погрешность при обобщении

52 данных по сопротивлению оказалась более значительной. Поэтому в дальнейшем вместо степенного полинома было решено взять за основу формулу Альт-шуля для шероховатых труб, модифицированную и приведенную к виду

Я = С / ^п. л

А-ХУ -Л'"² -ХУ -ХУ -ХУ -A"''⁶ / АС 1 . .."і .."> .."і ..л, ..л, .,Пс \ Re Re ⁷J ^{v J} где А, С, D — константы, значения которых были установлены в процессе обобщения опытных данных. В результате опытные данные были обобщены со среднеквадратичной погрешностью не более ± 27 %.

Использование безразмерных геометрических переменных позволило O.K. Бережной обобщить данные различных исследователей по теплообмену и сопротивлению со среднеквадратическим отклонением ± 9,2 % по теплообмену и ± 23,3 % по сопротивлению.

Справедливость представления о периодическом отрыве и присоединении потока в пристенной области подтверждена многочисленными исследованиями [1, 3, 59], в том числе - в кандидатской диссертации И.Р. Мусина, который численно исследовал теплообмен и сопротивление при течении в диффузорно-конфузорных и волнистых каналах в двухмерной постановке [60]. И.Р. Мусин, кроме того, при обобщении данных по теплообмену и сопротивлению в каналах ПТО синусоидального профиля вместо степенного закона распределения скорости (1.9) в модели прерывистого подслоя использовал логарифмический, что позволило уточнить ite,Kp=22150. Позже И.В. Сынков [61] провел расчетно-экспериментальное исследование сопротивления и теплообмена в трубчатых водовоздушных подогревателях с пластинчатым оребрением в условиях реальной работы систем кондиционирования воздуха (СКВ). Он также при обобщении данных по теплообмену и сопротивлению использовал, введенные в [57] безразмерные геометрические переменные.

53 1.6 Методы оценки энергетической эффективности теплообменников

На практике теплообменный аппарат, как правило, является элементом системы, общие гидравлические потери в которой могут существенно превышать потери в теплообменнике. В этом случае увеличение гидравлического сопротивления последнего в разы незначительно изменит сопротивление всей системы. Именно это явилось одной из причин широкого распространения пластинчатых теплообменников в системах теплоснабжения, в технологических установках.

В работе [63] приведен подробный обзор методик, применяемых для сравнения поверхностей теплообмена по энергетической эффективности. Но есть различия в сопоставлении теплообменных аппаратов, теплообменных поверхностей и элементов теплообменных поверхностей.

Для теплообменного аппарата, в целом, количество переменных, определяющих его эффективность, довольно велико. Например, для компактного теплообменника наибольшую роль играет способ размещения интенсифицирующих элементов на поверхности, расстояния между ними, геометрические характеристики. Для элементов теплообменных поверхностей важным аспектом является соотношения геометрических параметров.

В основе всех многочисленных методик, для сравнительной оценки эффективности поверхностей теплообмена, лежат идеи, сформулированные А.А. Гухманом [44] и М.В. Кирпичевым [43].

Впервые методика сопоставления теплообменных поверхностей была разработана А.А. Гухманом [44], который в качестве характеристик поверхности выделил три величины: количество теплоты Q, передаваемую через поверхность; мощность N, затрачиваемую на прокачку газов вдоль поверхности нагрева; площадь поверхности нагрева F. В более поздней работе [58] А.А. Гухман ввел зависимости теплового потока 0/F и отношения мощности на циркуляцию газа к поверхности теплообмена N/F от скорости потока.

М.В. Кирпичев в работе [43] ввел в рассмотрение понятие эффективности E=0/N для оценки тепловых и гидродинамических качеств поверхности.

Подход М.В. Кирпичева получил довольно широкое развитие при решении многих задач по сопоставлению поверхностей теплообмена. Наложение ряда условий, при сопоставлении поверхностей по Е, приводит к тому, что метод М.В. Кирпичева трансформируется в метод А.А. Гухмана [65]. Это свидетельствует о том, что критерий Е не противоречит остальным характеристикам поверхностей теплообмена, а является составной частью в ряде различных характеристик.

Как было указано метод основан на использовании критериев эффективности по тепловой мощности Kq = О/Оэ, мощности, затрачиваемой на прокачку теплоносителей K_N — N/N3, и объему теплообменников K_v = V/V$.

В работе [64] Е.П. Валуевой предложен метод, который позволяет отказаться от приравнивания двух критериев из K_V(K_F), Kq, и K_n единице. Благодаря этому можно наглядно показать повышение передаваемой тепловой мощности при снижении затрат на прокачку теплоносителя и уменьшении объёма теплообменника, либо, в зависимости от предъявляемых по условию эксплуатации требований, оценить возможность улучшения по одному показателю, пренебрегая качеством других. В предлагаемом методе сравнения показатели степени при числе Рейнольдса в критериальных уравнениях для числа Нуссель-та и коэффициента сопротивления в исследуемой и эталонной поверхностях могут не совпадать, в отличие от метода [51], в котором они должны быть равны. Что, в свою очередь, является дополнительным преимуществом, так как эти показатели меняются при изменении способа интенсификации теплообмена. В этом методе сравниваются не площади поверхности теплообмена F, а объёмы теплообменников V, то есть рассматривается коэффициент K_v, что представляется более целесообразным. Как было указано метод основан на использовании критериев эффективности по тепловой мощности Kq — Q/Оэ, мощности, затра-

55 чиваемой на прокачку теплоносителей K_N = NIN-э, и объему теплообменников K_V=V/V₃.

Зависимость, связывающая критерии эффективности Kq, Km, K_v, имеет следующий вид [51, 64]: Nu(Re)/Nu₃(Re)^-^2Q [}

Где индекс "э" относится к эталонной поверхности (теплообменному аппарату). Черта над величиной означает отношение рассматриваемого значения к значению в эталонном теплообменнике, ф/г = FJF — коэффициент живого сечения; ф₅ = Sd/V— коэффициент компактности.

Это соотношение получено при следующих условиях: диапазоны изменения температур и температурные напоры в рассматриваемом и эталонном теплообменниках близки; значения физических свойств каждого теплоносителя в обоих теплообменниках полагаются равными; число Нуссельта и коэффициент гидравлического сопротивления в эталонном теплообменнике описываются степенными зависимостями от числа Рейнольдса: N113 = C/vRe₃^m, ,э ⁼ СДеэ *; при этом р = т/(3-к).

Критерий эффективности Кц: к_я=Ш»к,йГ (1.15) d Т/Г Nu(Re)/Nu„(Re) q>_sd „_Р„\-_Р v хг ал

Для оценки К_в = _о' ^э г _.„ Ч^к1^Р примем K_N, K_v, ф₃, Фр и d=l. [д (Ке) / д_э (Ке; J ^

Тогда Nu(Re)/Nu₃(Re) ^Q [

Из работы [66] т=0.8, =0.25, следовательно,/? = 0.29.

56 Анализ работ показал, что в настоящее время существует подход, позволяющий осуществить выбор критериев сопоставления поверхностей с учетом основных факторов, существенно влияющих на их эффективность: геометрические параметры образца и эталона, способ интенсификации теплообмена, теп-лофизические свойства теплоносителей и поверхности теплообмена [3, 4, 6, 63, 65]. Суть подхода состоит в том, что общая эффективность теплообменника или теплообменной поверхности может быть представлена в виде произведения трех безразмерных показателей: *1 = Г1\ЩЪ- (1.17) для каналов №і/ЇЧи_гл>/_гл, (1.18) где , и _гл - коэффициенты сопротивления профилированного и гладкого каналов; для аппаратов Q/Q_n> АРI АР_ГЛ , (1.19) где Q, Q_rsi, - теплопроизводительность теплообменников с профилированными и гладкими каналами; АР, АР_ГЛ - потери давления в теплообменниках с профилированными и гладкими каналами.

57 Выводы по главе

На основе проведенного анализа можно сделать следующие выводы:

В тепловых пунктах (ТП) систем теплоснабжения все большее распространение в последние годы получают ПТО и, прежде всего, РПТО.

Несмотря на наличие большого объема информации в литературе имеются лишь частные эмпирические зависимости для расчета теплообмена и гидравлического сопротивления ПТО, причем для устаревших типов пластин.

Расчет ПТО проводят в основном, используя компьютерные программы фирм-разработчиков и поставщиков ПТО.

Программы расчета в полной комплектации доступны лишь инженерному персоналу фирм-изготовителей.

Практически все компьютерные программы основаны на использовании частных эмпирических зависимостей по теплообмену и гидравлическому сопротивлению для каждого типоразмера пластин.

В каталогах, справочных материалах фирм-производителей и поставщиков ПТО приводится неполная информация по геометрии теплопередаю-щих пластин современных ПТО, что также затрудняет получение обобщенных зависимостей и проведение работ по рационализации и совершенствованию теплообменников.

Методики расчета кожухотрубных теплообменных аппаратов содержат обобщенные зависимости по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению только для пучков гладких труб.

Имеющиеся в литературе обобщенные зависимости по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению для труб с интенсификаторами получены, исходя из неполной информации о геометрии интенсификаторов, что влияет на точность расчета по этим зависимостям.

Технология очистки поверхности теплообмена пластинчатых водо-водяных теплообменных аппаратов практически одинакова. Для поверх-

58 ностей же кожухотрубных теплообменных аппаратов в трубном пространстве обычно достаточно применения механической или гидромеханической очистки, а для трубного пространства — методы с использованием химических реагентов. 10.Таким образом, разработка моделей и методов для теплогидравлического расчета эффективных поверхностей и каналов теплообмена является теоретически и практически актуальной задачей. 11. Оценку эффективности ПТО, применяемых в ТП систем водяного теплоснабжения, целесообразно проводить по методу М.В. Кирпичева, модифицировав показатель энергетической эффективности и приведя его к следующему виду: Е = Q / (At (Ni+N₂)).

Цель работы заключается в разработке рекомендаций по совершенствованию ПТО и теплообменников с профилированными трубами путем повышения показателей энергетической эффективности на основе применения обобщающих теплогидравлических характеристик, получаемых в результате расчетного, численного и экспериментального исследований теплообмена и гидравлического сопротивления в каналах с профилированными стенками.

Для достижения указанной цели решены следующие научно-технические задачи: численно исследованы процессы теплообмена и сопротивления в трубах с кольцевой поперечной накаткой; получены обобщенные теплогидравлические характеристики для применяемых в настоящее время РПТО; экспериментально исследованы теплогидравлические характеристики перспективных поверхностей нагрева для пластинчатых теплообменников; проведено сравнение энергетической эффективности современных пластинчатых и трубчатых теплообменников и теплообменников с перспективными поверхностями нагрева;

59 - сформулированы рекомендации по внедрению перспективных поверхностей нагрева; проведена оценка энергосбережения при использовании ПТО с перспективными поверхностями нагрева водяных систем теплоснабжения.

2 ЧИСЛЕННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛООБМЕНА И ГИДРОДИНАМИКИ В КАНАЛАХ СЛОЖНОЙ ГЕОМЕТРИИ

2.1 Основные цели и задачи численного моделирования

Как было сказано в пункте 1.1. течение в профилированных каналах носит сложный трехмерный характер, трудно поддающийся достоверному аналитическому описанию. Поэтому экспериментальный метод исследования является наиболее надежным способом для получения достоверных данных. Численный же метод является альтернативой, позволяющей получить порой более полные данные о процессе, включая локальные характеристики.

Численные расчеты процессов гидродинамики и теплообмена на исследуемых поверхностях проведены с помощью программы численного моделирования FLUENT (версия 6.3.26, лицензия МРЕЮ 0015170FEcd 7241).

Целью проведения численного исследования в данной работе является получение надежных данных по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению при течении в трубах с профилированными стенками.

При этом решены следующие задачи: выбор математической модели; верификация выбранной модели турбулентности, входящей в числен- ный пакет Fluent 6.3.26, наиболее адекватно описывающей теплообмен и сопротивление в профилированных каналах; выбор концепции построения трехмерной сетки; проверка достоверности результатов, полученных численным методом с использованием пакета Fluent 6.3.26 на основе их сопоставления с известными опытными данными В. Нуннера [6, 8] по теплообмену и сопротивлению в трубах с поперечными кольцевыми вставками, выбранных в качестве эталонных, поскольку экспериментальное иссле- дование было проведено в широком диапазоне геометрических и режимных параметров.

2.2 Выбор математической модели и модели турбулентности

Существует два способа представления уравнений Навье-Стокса, в которых не учитываются мелкомасштабные турбулентные пульсации: метод осреднения Рейнольдса и метод фильтрации. Широко распространенный метод осреднения Рейнольдса (RANS) [67 - 69] предполагает запись уравнений переноса осредненного во времени потока со всеми предполагаемыми масштабами турбулентности. Такой подход значительно экономит вычислительные ресурсы, и, в основном, используется для решения инженерных задач.

Альтернативным методом является метод фильтрации. В данном методе используется набор «фильтрующих» уравнений, которые служат для исключения из расчета мелкомасштабных подсеточных вихрей. Статические величины осредненного потока, представляются в зависимости от времени. Однако применимость модели фильтрации, и в частности LES-модели, в инженерных расчетах ограничена, что связано, в основном, с очень высокими требованиями к вычислительным ресурсам. Более того, данная модель еще недостаточно проверена.

Математическая модель процессов, происходящих в теплообменном аппарате, представлена в виде дифференциальных уравнений сохранения (формулы 2.1 ... 2.5): уравнения неразрывности dp dpU дрУ dpW dt dx ду dz уравнения сохранения импульса: для х - составляющей скорости - U: dpU _{+ u}dpU _{+ y}dpU _{+ w}dpW_ dz дх дх dU ЗУ. + g_xp/3AT для у - составляющей скорости - V и для z - составляющей скорости - W нения сохранения импульса записываются аналогично. уравнения сохранения энергии dT _TTdT _T,dT _тг,дТ U— + V — + W- дх ду dz рСр dx dT} 1 d рСр dyy ду J рСр dz + 9v'> и уравнения кинетической энергии турбулентных пульсаций дрК _ттдрК _тгдрК _ттгдрК dt дх ду dz дх _(А V дх J ду J dz V dz J

Г— +— Г—\ + Gk-ps, дх, у дх, dXj _,, ди іди, где Gk = ju_t M_t=Cfi

РК²

Иэф =и + Нч; ^{г, =} МэФ^/агк'> уравнения диссипации турбулентной энергии dt дх ду dz <9xv дх J

Гє— \ + C,Gk С_?р — ду\ ду dz) ' к ^гИ к где Гє = }л_ЭФ1сг_н.

Для уравнений Стандартной к-є модели турбулентности: <з_К= 1,0; а_Е = 1,3; С, = 1,44; С₂= 1,92; Сц = 0,09. (6)

Турбулентные потоки в таких каналах характеризуются пульсационной составляющей скорости. Эти пульсации, в свою очередь, оказывают влияние на другие параметры турбулентного потока. Так как пульсации могут быть локальными, и в тоже время высокочастотными, то исследование такого процесса с помощью численных методов может быть достаточно трудоемким. Вместо этого полные уравнения движения усредняют по времени и пространству. Также используют другие способы для исключения локальных (мелкомасштабных) пульсаций, получая измененные уравнения движения, которые более приемлемы для численных методов. Однако эти уравнения движения имеют дополнительные неизвестные переменные, для определения которых и используются модели турбулентности.

На данный момент не существует универсальной модели турбулентности для решения широкого класса задач. Поэтому требуется поиск оптималь- ной модели турбулентности, на основе которой можно было бы получать достоверные данные по теплогидравлическим характеристикам профилированных каналов.

В программном комплексе Fluent 6.3.26 используется метод контрольного объема для преобразования исходных дифференциальных уравнений в алгебраические уравнения (дискретный аналог), которые могут быть численно решены. Расчетную область разбивают на некоторое количество непересекающихся контрольных объемов, и далее исходные дифференциальные уравнения интегрируют по каждому контрольному объему. Это приводит к получению системы дискретных аналогов.

Для решения полученного набора алгебраических уравнений в Fluent возможно использовать два различных вычислительных алгоритма — раздельный метод решения и совмещенный метод решения.

Достоинства и недостатки современных конструкций теплообменных аппаратов систем теплоснабжения и технологии

Из всех видов используемых в системах теплоснабжения теплообменного оборудования следует выделить как наиболее распространенные пластинчатые и кожухотрубные теплообменные аппараты.

В России в основном осуществляется сборка пластинчатых теплообменников из комплектующих, импортируемых из-за рубежа. Причина - отсутствие конкурентоспособного штамповочного производства пластин. В лучшем случае пластины изготавливаются на импортном, опять таки, оборудовании с использованием импортных материалов. Так, фирма «Alfa Laval Поток» производит пластины из импортных стальных заготовок и резиновых прокладок из импортной сырой резины на импортном оборудовании в г. Королеве Московской области. Исключениями являются выпуск пластин собственной разработки Ижевским заводом «Теплоэффект», и сборка теплообменников из пластин, изготовленных на импортированном оборудовании, на рамах отечественного производства отечественными производителями «Теплотекс» ГУП «Мостепло-энерго», ООО «ТехноИнжПромСтрой». Основным элементом, влияющим на теплогидравлические характеристики ПТО, являются пластины. Из всего многообразия производителей разборных пластинчатых теплообменников (РПТО) наиболее известных и хорошо зарекомендовавших себя в мире производителей, можно выделить следующие:- «Теплотекс» (комплектующие APV — Дания); - «Альфа Лаваль Поток» (комплектующие Alfa-Laval - Швеция); - «СВЕП Интернешнл АБ» (комплектующие Swep - Швеция); - «Ридан» (комплектующие Sondex — Дания); - «Машимпекс» (комплектующие GEA - Германия); - «FUNKE RUS» (комплектующие - Германия); - «Данфосс (комплектующие Данфосс - Финляндия); - «ТехноИнжПромСтрой» (комплектующие Zondex — Дания) и др. Пластинчатые теплообменники по сравнению с секционными кожухот рубными обладают следующими преимуществами:

Коэффициент теплопередачи выше, чем у КТТО, поэтому ПТО имеют меньшую по объему металлоемкость, компактны, их можно устанавливать в небольшом по объему помещении, в том числе в подвалах зданий.

Высокая ремонтопригодность: в отличие от КТТО они легко разбираются и быстро чистятся, при этом не требуется демонтаж подводящих трубопроводов; в пластинчатом теплообменнике можно легко и быстро заменить пластину или прокладку, а также увеличить поверхность теплообмена, если со временем возросла тепловая нагрузка.

Пластинчатые теплообменники набираются из отдельных пластин, по-верхность нагрева которых, как правило, не превышает 1 м . Это обстоятельство в сочетании с рационально выбранным типом пластины позволяет более точно выбрать тешюобменный аппарат.

Однако, недостатком этих аппаратов, как отмечалось ранее, являются высокие гидравлические потери, вследствие чего скорость, например, воды в каналах таких теплообменников не должна, как правило, превышать 0,4 м/с, что ограничивает возможности увеличения тепловой мощности и снижения их мас-согабаритных характеристик увеличением скорости теплоносителя.

В настоящее время используются два вида компоновки пластин в теплообменниках (рисунок 1.4) - сетчато-поточная и ленточно-поточная (по отечественной терминологии в соответствии с ГОСТ 15518 — 78). Согласно принятой иностранной терминологии вторую стали называть «Free Flow» компоновкой или каналами типа «Free Flow».

В первом случае пластины имеют, как правило, гофры, направленные подуглом от 30 до 60 к продольной оси пластины. Профили соседних пластин являются зеркально отраженными. Поэтому при их объединении в пакет происходит фиксация высоты канала не только прокладками, уплотняющими межпластинный канал по периферии, специальной отбортовкой или за счет их соединения по периферии пайкой или сваркой, но и вследствие образования множественных точек соприкосновения пластин по вершинам гофров. Теплообменники сетчато-поточной компоновки применяются для таких теплоносителей, как «жидкость-жидкость», «пар-жидкость», «газ под давлением-жидкость». Во втором случае пластины имеют поперечные (относительно продольной оси) гофры. Соседние пластины устанавливаются эквидистантно и образуют волнистый или близкий к синусоидальному профилю канал. В последнее время производители стали переходить к пластинам, у которых форма гофра ближе к трапециевидной форме.

Для обеспечения жесткости и выдерживания заданного расстояния между пластинами они имеют, кроме прокладок, пайки или сварки по периферии, вы-штампованные продольные ребра жесткости, которые делят всю ширину межпластинного канала на несколько параллельных каналов меньшей ширины. Компоновка пластин второго типа предназначена для парожидкостных теплообменников или для нагревания и охлаждения жидкостей, загрязненных взвесями или обрывками волокон.

Применяемые в настоящее время пластины имеют следующие геометрические характеристики: высота гофров около 3 мм; шаг продольный около 10... 11 мм, по нормали к вершине гофра 9... 10 мм; толщина пластин 0,4...0,5 мм; гидравлический (эквивалентный, как обычно в настоящее время говорят и пишут) диаметр элементарного канала не более 6 мм. Для сравнения в пластинчатых теплообменниках, результаты испытаний которых отражены в [16], пластины имели шаги гофров 13... 14 мм, их высоту до 5 мм. Пластины изготавливались из легированной стали толщиной 1...2 мм. Гидравлический диаметр каналов составлял 7,6... 11,5 мм.

Для теплообменников типа «Free Flow» расстояние между соседними пластинами, в зависимости от назначения теплообменника и свойств теплоносителей может составлять от 5 до 12 мм (данные фирмы «МАШИМПЕКС»). В канал большего поперечного размера подают либо пар, либо загрязненный теплоноситель.

Исходя из проведенного анализа в [34] Некоммерческое Партнерство «Российское теплоснабжение» рекомендует в качестве основных, для применения в городе Москве, разборные пластинчатые теплообменники производства фирм «Тегаютекс», «Ридан» и «Альфа Лаваль Поток», «ТехноИнжПромСтрой», а также «Машимпекс», поскольку: РПТО перечисленных фирм имеют низкую стоимость при использовании лучших материалов пластин (AISI 316) и прокладок (EPDM). Они предлагают достаточно широкий типоразмерный ряд РПТО мощностью от 20 кВт до 16 МВт, что также позволяет подобрать рацио

Состояние вопроса получения обобщенных зависимостей для рекуперативных теплообменных аппаратов

Как отмечалось ранее, в пункте 1.1, получение надежных и удобных зависимостей по теплообмену и гидродинамическому сопротивлению является актуальной задачей для выполнения теплогидравлических расчетов ПТО. Расчет ПТО применяемых, в настоящее время, проводится преимущественно с помощью компьютерных программ, полученных с использованием частных эмпирических теплогидравлических характеристик для каждого типоразмера пластин. Такой подход устраивает производителей ПТО по соображениям соблюдения коммерческой тайны, но затрудняет жизнь потребителям теплообменно-го оборудования, осложняя проведение работ по рационализации и совершенствованию теплообменников.

Удобней было бы пользоваться обобщенными зависимостями, полученными на основе обработки опытных данных по теории подобия, сущность которой применительно к исследованию тепловых и гидродинамических процессов изложена в работах М.В. Кирпичева, М.А. Михеева, А.А. Гухмана, Л.С. Эй-генсона и др. [43 - 50].

Следует заметить, что аналогично поступали при описании фильтрации в пористых телах и слоях В.Б. Коган, В. Каст, О. Кришер, Г. Райнике и К. Вин-термантель.

А.Л. Ефимов в [24] с целью придания критериальным уравнениям универсального характера в качестве определяющих безразмерных геометрических переменных наряду с относительной длиной канала I / d ввел такие переменные, как фактор формы поперечного сечения канала; кривизна поверхности; степень сжатия-расширения канала, кроме того, были введены поправки на влияние начального участка, начальной степени турбулентности потока, фактор чередования в канале участков различной геометрии. С учетом всех перечне 46 ленных факторов было предложено обобщать опытные данные, используя следующие модифицированные уравнения подобия:

Используя уравнения вида (1.4) и (1.5) для профилированных каналов при обработке опытных данных таких авторов как, В.К. Мигай, С.С. Кутателадзе, в работах [24, 57] А.Л. Ефимов и O.K. Бережная получили обобщенные тепло-гидравлические характеристики для диффузорно-конфузорных каналов, труб со спиральными вставками, с поперечной и спиральной накаткой, для пластинчатых теплообменников ленточно-поточной и сетчато-поточной компоновки.

Первая попытка получить обобщенные зависимости для сетчато-поточных и ленточно-поточных теплообменников с пластинами различной геометрии была предпринята O.K. Бережной в работе [57]. При этом за основу были взяты частные теплогидравлические характеристики для ряда профилей пластин из [18], представленные в таблице 1.6. Таблица 1.6 - Исходные данные теплообменным аппаратам Бережной были введены дополнительные геометрические переменные для учета закрутки потока, количества периодов продольного профиля канала на общей его длине, уточнены выражения факторов, используемых для учета влияния степени сжатия-расширения потока и наличия участков канала с существенно различной геометрией [57, 62]. Так, фактор сжатия-расширения канала рассчитывался как отношение максимального и минимального гидравлических диаметров канала, поскольку равные по величине поперечные сечения канала, но различающиеся формой, имеют отличные один от другого гидравлические диаметры. А фактор чередования участков различной геометрии рассчитывался как отношение их относительных длин. Кроме того, при обобщении данных по сопротивлению был введен дополнительный фактор для учета влияния искусственной дискретной шероховатости профилированных стенок канала (таблица 1.7).

В работе O.K. Бережной показано, что для гладкой трубы при ReKp=22150, п—1 и т—0,067 зависимость (1.12) преобразуется в эмпирический закон Блазиу-са =0,3164Re " ZJ, а (1.11) отличается от известной зависимости Nu=:0,023Re Pr0 4 только значением коэффициента пропорциональности.

Значения чисел ReKp входящие в зависимости для профилированных каналов, были получены в процессе обработки данных по теплообмену и сопротивлению из [57, 58].

Результаты обобщения данных по теплообмену можно признать удовлетворительными. Среднеквадратичное отклонение опытных точек от аппроксимирующих зависимостей составило ± 15 - 25 %. Погрешность при обобщении данных по сопротивлению оказалась более значительной. Поэтому в дальнейшем вместо степенного полинома было решено взять за основу формулу Альт-шуля для шероховатых труб, модифицированную и приведенную к виду где А, С, D — константы, значения которых были установлены в процессе обобщения опытных данных. В результате опытные данные были обобщены со среднеквадратичной погрешностью не более ± 27 %.

Использование безразмерных геометрических переменных позволило O.K. Бережной обобщить данные различных исследователей по теплообмену и сопротивлению со среднеквадратическим отклонением ± 9,2 % по теплообмену и ± 23,3 % по сопротивлению.

Справедливость представления о периодическом отрыве и присоединении потока в пристенной области подтверждена многочисленными исследованиями [1, 3, 59], в том числе - в кандидатской диссертации И.Р. Мусина, который численно исследовал теплообмен и сопротивление при течении в диффузорно-конфузорных и волнистых каналах в двухмерной постановке [60]. И.Р. Мусин, кроме того, при обобщении данных по теплообмену и сопротивлению в каналах ПТО синусоидального профиля вместо степенного закона распределения скорости (1.9) в модели прерывистого подслоя использовал логарифмический, что позволило уточнить ite, p=23000 вместо ReKp=22150. Позже И.В. Сынков [61] провел расчетно-экспериментальное исследование сопротивления и теплообмена в трубчатых водовоздушных подогревателях с пластинчатым оребрением в условиях реальной работы систем кондиционирования воздуха (СКВ). Он также при обобщении данных по теплообмену и сопротивлению использовал, введенные в [57] безразмерные геометрические переменные.

На практике теплообменный аппарат, как правило, является элементом системы, общие гидравлические потери в которой могут существенно превышать потери в теплообменнике. В этом случае увеличение гидравлического сопротивления последнего в разы незначительно изменит сопротивление всей системы. Именно это явилось одной из причин широкого распространения пластинчатых теплообменников в системах теплоснабжения, в технологических установках.

В работе [63] приведен подробный обзор методик, применяемых для сравнения поверхностей теплообмена по энергетической эффективности. Но есть различия в сопоставлении теплообменных аппаратов, теплообменных поверхностей и элементов теплообменных поверхностей.

Выбор математической модели и модели турбулентности

Существует два способа представления уравнений Навье-Стокса, в которых не учитываются мелкомасштабные турбулентные пульсации: метод осреднения Рейнольдса и метод фильтрации. Широко распространенный метод осреднения Рейнольдса (RANS) [67 - 69] предполагает запись уравнений переноса осредненного во времени потока со всеми предполагаемыми масштабами турбулентности. Такой подход значительно экономит вычислительные ресурсы, и, в основном, используется для решения инженерных задач.

Альтернативным методом является метод фильтрации. В данном методе используется набор «фильтрующих» уравнений, которые служат для исключения из расчета мелкомасштабных подсеточных вихрей. Статические величины осредненного потока, представляются в зависимости от времени. Однако применимость модели фильтрации, и в частности LES-модели, в инженерных расчетах ограничена, что связано, в основном, с очень высокими требованиями к вычислительным ресурсам. Более того, данная модель еще недостаточно проверена.

Математическая модель процессов, происходящих в теплообменном аппарате, представлена в виде дифференциальных уравнений сохранения (формулы 2.1 ... 2.5):

Турбулентные потоки в таких каналах характеризуются пульсационной составляющей скорости. Эти пульсации, в свою очередь, оказывают влияние на другие параметры турбулентного потока. Так как пульсации могут быть локальными, и в тоже время высокочастотными, то исследование такого процесса с помощью численных методов может быть достаточно трудоемким. Вместо этого полные уравнения движения усредняют по времени и пространству. Также используют другие способы для исключения локальных (мелкомасштабных) пульсаций, получая измененные уравнения движения, которые более приемлемы для численных методов. Однако эти уравнения движения имеют дополнительные неизвестные переменные, для определения которых и используются модели турбулентности.

На данный момент не существует универсальной модели турбулентности для решения широкого класса задач. Поэтому требуется поиск оптималь ной модели турбулентности, на основе которой можно было бы получать достоверные данные по теплогидравлическим характеристикам профилированных каналов.

В программном комплексе Fluent 6.3.26 используется метод контрольного объема для преобразования исходных дифференциальных уравнений в алгебраические уравнения (дискретный аналог), которые могут быть численно решены. Расчетную область разбивают на некоторое количество непересекающихся контрольных объемов, и далее исходные дифференциальные уравнения интегрируют по каждому контрольному объему. Это приводит к получению системы дискретных аналогов.

Для решения полученного набора алгебраических уравнений в Fluent возможно использовать два различных вычислительных алгоритма — раздельный метод решения и совмещенный метод решения.

Раздельный решатель - это традиционно используемый вычислительный алгоритм. Исходные уравнения решаются в нем по отдельности, независимо друг от друга. Поскольку исходные уравнения нелинейны и объединены, для получения сошедшегося решения должны быть сделаны несколько итераций. Во Fluent 6.3.26 используется мультисеточная схема для ускорения сходимости, вычисляя поправки на ряде крупных уровней сетки. Применение этой схемы способно значительно уменьшить число итераций и количество времени, требуемое для получения сошедшегося решения, особенно, если модель содержит большое количество контрольных объемов.

Стандартная k-є модельДвухпараметрическая модель турбулентности [70], в которой решаются два дополнительных уравнения. Это одна из самых распространенных моделей турбулентности. При всех её недостатках (в частности, считается, что поток полностью турбулентный, грубая запись уравнения переноса скорости турбулентной диссипации), такие положительные стороны как ошибкоустой чивость, экономичность и разумная точность для широкого диапазона турбулентных потоков сделали ее применимой в практических задачах. Постоянные коэффициенты для этой модели турбулентности получены опытным путем и поэтому она является полуэмпирической. На базе стандартной k-s модели с учетом ее недостатков были созданы "RNG" к-е модель и "Realizable" к-е модели [70].

Данная модель относительно недавно разработана и отличается от стандартной к-е модели: улучшенной формой записи турбулентной вязкости; новым уравнением переноса скорости диссипации, є, полученным из точного уравнения переноса среднеквадратичного пульсационного вихря. Преимущество "Realizable" k-s модели состоит в том, что она более точно предсказывает распределение диссипации плоских и круглых струй. Это также обеспечивает лучшее предсказание вращающихся потоков, пограничных слоев подверженных сильным градиентам давления, отрывных течений и рециркуляционных течений. Модель "Realizable" имеет преимущество перед стандартной к-г моделью турбулентности при исследовании искривленных, вихревых и вращающихся потоков. Начальные практические исследования показали превосходство данной модели при решении потоков, характеризующихся отрывными течениями и потоков в которых имеют место развитые вторичные течения, вместе с тем она является еще недостаточно апробированной."Realizable" k-s модель турбулентности имеет еще один недостаток, который заключается в том, что она завышает или занижает турбулентную вязкость потока, когда вычислительная область содержит одновременно вращающиеся и неподвижные области (т.е. при использовании ножественных систем координат или скользящих сеток). Это объясняется тем, что модель использует эффект осредненного вращения при определении турбулентной вязкости."RNG" к-г модель разработана на основе строгих статистических методов. Она аналогична стандартной k-s модели, но имеет ряд существенных отличий [69 — 71]: дополнительное условие в уравнении скорости турбулентной диссипации г улучшает точность решения высоконапряженных и искривленных потоков; дополнительный параметр, учитывающий циркуляцию турбулентности, улучшает точность расчета течений с закруткой потока; предлагает аналитическую формулу турбулентных чисел Прандтля, в то время как в стандартной к-г модели данный параметр является константой; приемлема для расчета низкорейнольдсовых течений.к- со модель

Стандартная к-аз модель основана на модели Уилкокса [71], которая адаптирована для расчета течений с низким числом Рейнольдса, сжимаемости и течений с отрывом пограничного слоя. Показывает хорошие результаты расчета пристеночных слоев и потоков с низким числом Рейнольдса, Re. Разновидностью стандартной Аг-со модели является SST Аг-со модель.

Исходные данные. Выбор программ фирм-производителей современных РПТО

В данной работе в качестве исследуемых РПТО были выбраны теплообменники следующих фирм-производителей: «Машимпекс», «Ридан», «Zondex», «Funke-Rus». Программы расчета теплообменников перечисленных фирм были получены от представителей фирм после регистрации на соответствующем сайте (рисунки Б.1 - Б.4 Приложения Б). Геометрические параметры пластин изучаемых РПТО представлены в таблицах Б.1- Б.З Приложения Б, а профили пластин - на рисунке 3.6.

Значения коэффициентов получены путем обработки данных программ расчета и занесены в таблицу 3.1. Обобщающие зависимости по теплообмену и гидравлическому сопротивлению для РПТО фирмы «Машимпекс»:Для типа «Variterm» аппроксимирующая расчетные данные зависимость по теплообмену имеет вид:Она справедлива при Re = 500...15 000; Хх = 14,8...412,9; Х2 = 0,634...6,829 и Хт, = 0,1617... 1,765. Среднеквадратичная погрешность составила± 8,5 %.Для теплообменников с пластинами типа NT при Re = 500... 15 000; Хг = 167,5...329,3; Х2 = 0,966...1,105 и Хъ = 1,098...1,287 зависимость по теплообмену:обобщает данные со среднеквадратичной погрешностью ± 10,0 %.

При обобщении данных по сопротивлению теплообменников, рассчитанных по программе фирмы «Машимпекс», выяснилось, что их можно разделить на две четко различающиеся группы. В первую вошли теплообменники с пластинами:NT 150 LHV 0,6 при числе ходов теплоносителя пк = 1, каналов в одном ходе пк = 1...10, 32 и общем количестве пластин в теплообменнике (две крайние - нерабочие), япл=4...20, 65;которых получена зависимость при Re = 2122.. .9550:дающая среднеквадратичную погрешность ± 6,3 %

Для второй группы: NT150LHV0,6«X=1,«K=11...25,30...134;«IUI = дающая среднеквадратичную погрешность ± 8,8 %.

Пластины типа NT, по данным фирмы, позволяют добиться более высокой равномерности потока по ширине межпластинных каналов. Причиной расслоения данных по сопротивлению на две группы может быть влияние изменения соотношения длин межпластинных каналов и подающего и отводящего коллекторов при увеличении количества пластин в теплообменнике.

При попытке обобщить данные по теплообмену и сопротивлению для типов пластин NT и «Variterm» были получены следующие результаты:Среднеквадратическое отклонение чисел Nu, полученных при обработке данных от рассчитанных по программе: ± 16,9 при максимальном 41,5 %. Для коэффициента сопротивления, , ±25,4, при максимальном 48,3 %. Поскольку значения среднеквадратического отклонения превысили требуемые, то длядальнейшей обработки данных было принято решение обобщение вести по каждому типу пластин отдельно.

Результаты обобщения данных NT и «Variterm» представлены на рисунках 3.7... 3.10.Среднеквадратическое отклонение чисел Nu, полученных при обработке данных от рассчитанных по программе составило ± 2,7 при максимальном 5,5 %. Для коэффициента сопротивления, , ± 3,8, при максимальном 7,2 %.

Результаты обобщения данных представлены на рисунках 3 Л1.. .3 Л 6.Среднеквадратическое отклонение чисел Nu, полученных при обработке данных от рассчитанных по программе составило ±19,1 при максимальном 37,1 %. Для коэффициента сопротивления, , ±21, при максимальном 38,2 %.

Результаты обобщения данных представлены на рисунках 3.17, 3.18.1. На основе предложенного алгоритма обработки данных с использованием безразмерных параметров, учитывающих влияние геометрии каналов, частные зависимости фирм-изготовителей по теплообмену и сопротивлению для РПТО были заменены обобщенными формулами 3.2...3.15.2. Среднеквадратичное отклонение чисел Nu, полученных при обработке данных от рассчитанных по программе составило ± 2,7... 19,1, при максимальном 37,1 %. Для коэффициента сопротивления, , ± 3,8...21, при максимальном 38,2 %.3. Для обработки данных по сопротивлению с приемлемой точностью кроме введенных ранее геометрических комплексов, для учета распределения потока в коллекторе требуется ввести число Рейнольдса для коллектора,! , и геометрический параметр Х0 (эмпирический коэффициент), позволяющий учесть неравномерность распределения потока по глубине и ширине пакета пластин.4. Для получения обобщенных теплогидравлических характеристик приходиться пластинчатые теплообменники различных фирм, а также типов пластин, обрабатывать отдельно.