Много малко данни има за изчисление на самия топлообменник.Температури, дебити.
В случая - да, действително можеш да завариш тръбите към тръбните дъски.
Конструкцията е неудачна - налице е надлъжно обтичане на тръбния сноп, коефициентът на топлопреминаване е два пъти по- малък, по-точно 0.52 и по-малко, от същия при напречно обтичане. Следователно е необходима два пъти по-голяма топлообменна площ.
Второ, при надлъжно обтичане, потокът ще е ламинарен, трябва да се вземат специални мерки за турбулизация на потока.
Може да се сложат надлъжно напречни разделителни (полу)прегради, които определят броя на ходовете на кожухотръбните топлообменни апарати, обаче ъгълът на атака е не повече от 70 градуса.
Виждам по единия от дебитите, че ще е налице ламинарно течение в тръбите,
което още повече ще намали коефициента. Имам предвид, че при паралелни тръби в кожухотръбните апарати дебитът се разпределя между всичките по равно.
Кожухотръбният топлообменен апарат става самоцел.
Не виждам какво пречи да направиш змиевиков топлообменен апарат с топлообменна спирала, която се прави чрез просто навиване на медната тръба (пълна с пясък) около тръба с желания диаметър.
При такава спирала характерът на обтичане е почти напречен.
Допълнителният коефициент, който интензифицира топлообмена е 1 + 1.77 d/R.
Радиусът (среден) на спиралата R е 3-12 пъти диаметъра на тръбата d.
При съотношение 3 критерият на Рейнолдс е 17 000, а при 12 - 7 280, при 10 - 7 560, при 4 - 9 300,
или турбулентни режими.
Това са общи постановки, валидни за конструкцията.
Стойностите на самия коефициент на топлопреминаване посочих в първия пост, те са валидни при стойност на Re в диапазона 5 000 - 70 000.
В зависимост от скоростите, проста линейна интерполация ще даде приблизителния коефициент в конкретния случай.
Съобразно приетата конструкция - диаметър на външната тръба, диа на вътрешната тръба, стъпката, се изчисляват скоростите на двата флуида. Важна е скоростта на флуида, външен за спиралата.
Не е необходимо да се изчисляват критериите на Прандтл за двата флуида при различни определящи температури и точната стойност на критерия на Рейнолдс.
Необходими са температурите на двата флуида съответно на вход и на изход за изчисление на логаритмичния температурен напор dTlog на топлообменния апарат.
Схема на движение на флуидите - противоток.
Ако съотношението между по-голямата температурна разлика вход-изход на флуид dTг към по-малката dTм е dTг/dTм < от 1.7, то се приема средно аритметична температурна разлика или
dTlog = ( dTг + dTм) /2 [K].
Уравнението за изчисление общо за всички топлообменни апарати е
Q = K x dTlog x F w,
F - ефективна топлообменна площ, [m2]
K - коефициент на топлопреминаване, [w/m2.K].
Съответно П х R x N ще даде дължината на тръбата L, а площта F = П x d x L.
Неизвестен е броят витки N.
Грешката при този полуемпиричен метод е в рамките на грешката на самите критериални уравнения.
Убеден съм, че оттук нататък няма да имаш никакви проблеми с изчисляване на топлообменни апарати.
В случая - да, действително можеш да завариш тръбите към тръбните дъски.
Конструкцията е неудачна - налице е надлъжно обтичане на тръбния сноп, коефициентът на топлопреминаване е два пъти по- малък, по-точно 0.52 и по-малко, от същия при напречно обтичане. Следователно е необходима два пъти по-голяма топлообменна площ.
Второ, при надлъжно обтичане, потокът ще е ламинарен, трябва да се вземат специални мерки за турбулизация на потока.
Може да се сложат надлъжно напречни разделителни (полу)прегради, които определят броя на ходовете на кожухотръбните топлообменни апарати, обаче ъгълът на атака е не повече от 70 градуса.
Виждам по единия от дебитите, че ще е налице ламинарно течение в тръбите,
което още повече ще намали коефициента. Имам предвид, че при паралелни тръби в кожухотръбните апарати дебитът се разпределя между всичките по равно.
Кожухотръбният топлообменен апарат става самоцел.
Не виждам какво пречи да направиш змиевиков топлообменен апарат с топлообменна спирала, която се прави чрез просто навиване на медната тръба (пълна с пясък) около тръба с желания диаметър.
При такава спирала характерът на обтичане е почти напречен.
Допълнителният коефициент, който интензифицира топлообмена е 1 + 1.77 d/R.
Радиусът (среден) на спиралата R е 3-12 пъти диаметъра на тръбата d.
При съотношение 3 критерият на Рейнолдс е 17 000, а при 12 - 7 280, при 10 - 7 560, при 4 - 9 300,
или турбулентни режими.
Това са общи постановки, валидни за конструкцията.
Стойностите на самия коефициент на топлопреминаване посочих в първия пост, те са валидни при стойност на Re в диапазона 5 000 - 70 000.
В зависимост от скоростите, проста линейна интерполация ще даде приблизителния коефициент в конкретния случай.
Съобразно приетата конструкция - диаметър на външната тръба, диа на вътрешната тръба, стъпката, се изчисляват скоростите на двата флуида. Важна е скоростта на флуида, външен за спиралата.
Не е необходимо да се изчисляват критериите на Прандтл за двата флуида при различни определящи температури и точната стойност на критерия на Рейнолдс.
Необходими са температурите на двата флуида съответно на вход и на изход за изчисление на логаритмичния температурен напор dTlog на топлообменния апарат.
Схема на движение на флуидите - противоток.
Ако съотношението между по-голямата температурна разлика вход-изход на флуид dTг към по-малката dTм е dTг/dTм < от 1.7, то се приема средно аритметична температурна разлика или
dTlog = ( dTг + dTм) /2 [K].
Уравнението за изчисление общо за всички топлообменни апарати е
Q = K x dTlog x F w,
F - ефективна топлообменна площ, [m2]
K - коефициент на топлопреминаване, [w/m2.K].
Съответно П х R x N ще даде дължината на тръбата L, а площта F = П x d x L.
Неизвестен е броят витки N.
Грешката при този полуемпиричен метод е в рамките на грешката на самите критериални уравнения.
Убеден съм, че оттук нататък няма да имаш никакви проблеми с изчисляване на топлообменни апарати.
.gif){kind=avatar}
.Има и вариант в който се ползва топлото до като климатика изстудява през това време , или директно само на отопление за бгв.
