Оценка эффективности теплообменных аппаратов холодильных машин

УДК 621.565.93

Оценка эффективности теплообменных аппаратов холодильных машин

Канд. техн. наук К.Ф. КАРИМОВ ТашГТУ

The evaluation of efficiency of heat exchange apparatuses (evaporators and condensers) manufactured with the use of tubes with transversely rolled annular grooves was carried out. A method of exergy analysis is used for this purpose, according to the results of which the experimental formula of determination of exergy efficiency of evaporators is obtained. The formula is suitable also for condensers with the condensing temperatures up to 20 "C. The optimum geometry of rolled tubes increasing the efficiency of heat exchange apparatuses by 5 - 8 % as compared to plain tubes was determined.

Одной из актуальных и важных задач, стоящих перед инженерами, проектирующими и конструирующими холодильные установки, является снижение металлоемкости теплообменных аппаратов и расхода энергии на их эксплуатацию. Эффективным путем решения этих задач считается интенсификация теплообмена.

К числу оптимальных теплообменных поверхностей относят трубы с поперечно накатанными кольцевыми канавками (рис. 1) для теплообменных аппаратов авиационной техники, энергетики, нефтяной и металлургической промышленности [1]. Оценка эффективности теплообменных аппаратов с накатанными трубами проводилась, как нам известно, в основном только энергетическим методом [4, 5], который не может оценить теплогидродинамического совершенства тепло-обменного аппарата или поверхности теплообмена, а может быть использован только для их сопоставления.

Цель настоящей работы — оценка эффективности теплообменных аппаратов из труб с накатанными канавками методом эксергетического анализа

Рис. 1. Продольный разрез трубы с накатанными поперечными канавками на наружной стороне

и получение формулы для расчета эксергетического КПД испарителей и конденсаторов с учётом их геометрических параметров.

Исследованы четыре варианта труб: гладкая труба и 3 варианта труб с накатанными канавками со следующими геометрическими параметрами: {¡/й = 0,875; 0,91; 0,946. У всех труб относительный шаг канавок и выступов (называемых «турбу-лизаторами» из-за увеличения ими турбулентности потока в пристенной области) одинаков и равен (1/0 =0,4. В качестве охлаждаемой среды использован 29%-й водный раствор хлористого кальция СаС12. Насос хладо- и теплоносителей марки Х14-22М. Диапазоны температур кипения и конденсации аммиака составляют соответственно /0 = —10...-27 &С и 30...36 *С. Температуры водного рассола на входе и выходе теплообменника 151 были равны 0...-17 &С и -5...—22 вС соответственно, температура воды на входе в конденсатор 17...23 *С, удельная холодопроизводительность 7000 Вт/м2.

В экспериментах наличие поперечных кольцевых канавок не влияло на теплоотдачу со стороны кипящего аммиака, так как испарители работали при пузырьковом режиме кипения. Интенсификация теплопередачи достигалась увеличением коэффициента теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды, текущей внутри труб [5].

Оценку эффективности теплообменных аппаратов с исследованными трубами производили эксер-гетическим методом [6]. Эксергию, отданную аммиаком (Дж/с), рассчитывали по формуле

Я. = <20(1 " То-УТ0>> (]>

где О0 - холодопроизводительность испарителя, Вт;

Тос - температура окружающей среды, К; Т0 — температура кипения аммиака, К.

Значение эксергии, отданной насосом (Дж/с), перекачивающим водный раствор хлористого кальция, определяли по формуле

Яр = Лэм л V (2)

где т|эм = 0,9 — электромеханический КПД насоса;

Т[&р = 0,8 - эксергетический КПД насоса;

/V - мощность насоса, Вт,

N « (С, АР)/(р, цр), (3)

где (7 - массовый расход водного раствора хлористого кальция, кг/с;

АР} — потери давления на трение внутри труб, Па;

— плотность водного раствора хлористого кальция, кг/м3;

т^ = 0,75 — внутренний КПД насоса.

Эксергия, полученная водным раствором хлористого кальция (Дж/с),

Е = 0,{\\-Т^(Тл-Тл)/2), (4)

где Тл - температура водного раствора на входе, К; Тл — температура водного раствора на выходе, К.

Потери эксергии (Дж/с) от конечной разности температур

Дт = (Еш + Ер) -Е, (5)

Потери эксергии (Дж/с) от гидросопротивлений

Я = (?, Ле/лV (6)

где - изменение удельной эксергии водного раствора (Дж/кг) при изменении его давления;

Ч = АР. [«. - - (7)

г^ — удельный объем водного раствора хлористого кальция, м3/кг;

Гж — средняя температура водного раствора хлористого кальция, К;

А Г — разность температур водного раствора хлористого кальция, К.

I Д=Дос + Дт+/)р, (8)

где /)ос = Еа — Ег - потери эксергии в окружающую среду, Дж/с.

ЛЕ,/{ЕЙ+Е). (9)

Результаты эксергетического анализа при /0 = -10 °С и среднеарифметической разности температур е = " УЛ^е,, - 0/Цл - Г0)] = 6,8 °С приведены в таблице. Для всех значений 0 в гладких трубах львиную долю общих потерь эксергии Е/) составляют потери от конечной разности температур /)т, и можно пренебречь потерями эксергии от гидравлических сопротивлений /)р и от теплообмена с окружающей средой /)ос. Для всех труб с накатанными канавками доля потерь Ор значительна.

С понижением температуры кипения Е/) не изменяются, но наблюдается некоторое увеличение Бр. Так, при 0 = 6,8 "С доля /)р составила -4,3 % от ЕХ) = 25,22 Дж/с для гладкой трубы и /)р = 13 % от I/) = 20,19 Дж/с для трубы с <///)= 0,91. А при том же 0 и /0 = -21 °С доля ¿>р- 6,4 % от IX) = 25,881 Дж/с для гладкой трубы и /)р = 15 % от I/) = 20,03 Дж/с для накатанной.

Эксергетический КПД испарителя уменьшается с возрастанием 0 (или 8/ = |г0 — /й|) и температуры кипения. При всех значениях 0 и Г0 эксергетический КПД для накатанных труб выше, чем для гладкой трубы.

Оценку эффективности аппаратов можно производить как по эксергетическому КПД, так и по безразмерным параметрам, включающим величины эксергии и ее потерь. В инженерных расчетах удобно пользоваться эксергетическим КПД. ПоТруба Е„ Дж/с Е,, Дж/с Ер, Дж/с Олс, Дж/с От, Дж/с Ор, Дж/с

<3/0=0,945 88,992 71,436 1,644 0,702 12,555 2,082 0,788

(1/0=0,91 88,381 71,436 2,030 0,678 16,944 2,570 0,79

(1/0=0,876 87,85 71,436 2,526 0,657 16,413 3,199 0,79

Гладкая 94,634 71,436 0,868 0,927 23,197 1,095 0,748

-c— 0,945 0,91 0,876

-10 -16 -19 Рис. 2. Зависимость коэффициента а от и ¿/Б

этому получим формулу для расчета эксергетичес-кого КПД испарителя с гладкими трубами, применив интерполяционный метод наименьших квадратов:

Л&£= 1(1,41Ща - 10,2)5/ + 48,4 Ьил + 767,7]Л0г\\ (10) где §/= 1<оСравнение расчетов по формуле (10) с результатами работы [3] показывает, что для испарителей расчеты по (10) удовлетворительно (с погрешностью до 12 %) согласуются с [3]. Формула (10) пригодна и для расчета КПД конденсаторов с температурой теплоносителя ниже 20 *С [2, 3].

Для расчета эксергетического КПД испарителей с трубами, имеющими поперечно кольцевые канавки, получена формула вида

Коэффициент а (рис. 2) зависит от температуры рассола на выходе из испарителя и относительной высоты диафрагм (¡¡И.

Зависимость коэффициента Ь от тех же переменных показана на рис. 3. Как видно из рис. 2 и 3, коэффициенты а и Ь незначительно зависят от й/Д так что значения эксергетического КПД для труб с разными значениями различаются на 4 - 8 %. Рассчитанные по формулам (9) и (11) т\\еЕ различаются не более чем на 5 %. Формула (11) пригодна и для расчета эксергетического КПД конденсаторов, работающих при низких температурах конденсации (до 25 &С).

Таким образом, применение накатанных труб в теплообменных аппаратах повышает их эффективность на 5 — 8 %. Оптимальной й/Б является 0,876. Полученные эмпирические формулы эксергетического КПД для теплообменников типа «пар-жидD/d

-¿r- 0,876

-Щ- 0,91

Рис. 3. Зависимость коэффициента Ь от t и d/D

кость» с гладкими и накатанными трубами пригодны при температурах хладоносителя (теплоносителя) от -20 до +20 *С.

Список литературы