Теплообменники. Инжиниринговая компания ЛОТОС
Снижение энергозатрат производств и значительное уменьшение выбросов
тепла в атмосферу на фоне качественного улучшения жизни людей на Земле…
Статья
с внешнего источника

Теплообмен в энергетических теплообменных аппаратах

Проведено обобщение исследований по интенсификации теплообмена в теплообменных аппаратах ТЭС за счет применения различно профилированных трубок и влияния параметров вибрации трубок на интенсивность теплообмена.

Представлены обобщенные результаты исследования интенсивности теплообмена в  различных кожухотрубных теплообменных аппаратах ТЭС. Представлена оценка методами термодинамического анализа путей повышения эффективности теплообменных аппаратов паротурбинных установок при их модернизации.

Условные обозначения

ТА — теплообменный аппарат; ПТУ — паротурбинная установка; Т — температура, К; П — эксергетические потери, кВт; Е — поток эксергии, кВт; S — энтропия; Q — количество теплоты, кВт; cр — изобарная теплоемкость, кДж/кг К; G — расход воды, кг/с; r — теплота фазового перехода, кДж/кг; c — степень сухости пара; Р — давление, Па; r — плотность, кг/м3; h — коэффициент полезного действия (КПД); К — коэффициент теплопередачи, Вт/м2К; a — коэффициент теплоотдачи, Вт/м2К; l — коэффициент теплопроводности, Вт/м К; d — толщина, м.

Введение

Обобщение опытных и расчетных данных авторов с данными других исследований по эффективности теплообменных аппаратов ТЭС [1] показало, что процесс теплопередачи в конденсаторах, подогревателях сетевой воды и аппаратах системы регенерации паротурбинных установок в большинстве случаев лимитируется теплоотдачей с паровой стороны. Разница в уровнях коэффициента теплоотдачи с паровой и водяной сторон достигает 100% в зависимости от типа аппарата и его места в схеме ТЭС. Повышение эффективности работы энергетического теплообменного оборудования может быть достигнуто прежде всего за счет интенсификации теплообмена с паровой стороны аппаратов.

1. Интенсификация теплообмена

Одно из направлений интенсификации теплообмена в ТА связано с применением различно профилированных трубок. По мнению специалистов [1—7], реальное применение в конденсирующих ТА могут найти трубки, у которых искусственная шероховатость имеет место как с наружной, так и с внутренней стороны. Интенсификация теплообмена с паровой стороны при этом определяется изменением гидродинамики пленки конденсата на профилированной поверхности трубки — уменьшением за счет действия сил поверхностного натяжения средней толщины пленки конденсата, изменением траектории ее движения и турбулизацией. Интенсификация с водяной стороны также определяется гидродинамикой потока — нарушением упорядоченного течения жидкости в вязком подслое за счет его турбулизации и закрутки. Однако необходимо учитывать, что использование таких трубок приводит к увеличению гидравлического сопротивления ТА, а значит, требует проведения исследований для обоснования целесообразности использования профилированных трубок и выбора оптимальных параметров их профилирования применительно к конкретным ТА и условиям эксплуатации ПТУ. Анализ состояния вопроса [1-7] показал, что для обоснования целесообразности применения различно профилированных трубок в ТА ПТУ необходимо накопление и обобщение данных стендовых исследований и натурных испытаний с целью уточнения методик расчета аппаратов.

Исследование гидродинамики и теплообмена при конденсации пара на различно профилированных трубках проводилось на: профильных витых трубках (ПВТ), продольно-профилированных трубках (ППТ), трубках двойного профиля (ТДП) и встречно-винтовых трубках (ВВТ) [1,2].

Опытами установлено, что гидродинамика пленки конденсата на вертикальной ПВТ существенно отличается от гидродинамики пленки на гладкой трубке. На профильной трубке наблюдается процесс стягивания пленки в канавку и закрутки. При уменьшении шага между канавками S угол отклонения траектории движения пленки от вертикального направления увеличивается и происходит стягивание пленки конденсата в канавки за счет сил поверхностного натяжения.

Относительный эффект интенсификации теплоотдачи при конденсации неподвижного пара на вертикальной ПВТ зависит в основном от режима течения пленки конденсата и параметров профилирования трубок. Интенсивность теплообмена при конденсации пара на поперечно обтекаемой вертикальной ПВТ в зависимости от параметров  процесса и параметров профилирования до 2,5 раз выше, чем при конденсации неподвижного пара на гладкой трубке.

Известно, что применение вертикальных ППТ [1,2] позволяет существенно (до 3,5 раз) повысить коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося пара. Это объясняется действием на пленку конденсата сил поверхностного натяжения на профилированной криволинейной поверхности трубки. На выступах трубки происходит более интенсивная конденсация пара, т.е. теплообмен фактически лимитируется толщиной пленки конденсата, стекающей по канавкам.

Было предложено дополнительно профилировать ППТ винтовой накаткой, аналогичной ПВТ. При этом предполагалось, что эффект интенсификации будет реализовываться как на наружной поверхности трубки (за счет изменения гидродинамики пленки конденсата), так и внутри нее (за счет турбулизации пристенного слоя теплоносителя). Опытами установлено, что ППТ позволяет повысить уровень теплоотдачи при конденсации водяного пара в среднем в два раза по сравнению с гладкой трубкой. Теплоотдача со стороны конденсирующегося пара на ТДП в зависимости от разности температур «пар-стенка» увеличивается в 1,8—2,2 раза по сравнению с ППТ. В данном случае, по-нашему мнению, проявляются два эффекта: винтовая канавка, заполняясь конденсатом из области продольных канавок, частично отводит его по нисходящей спирали; при этом за счет поворотов часть конденсата с поверхности трубки сбрасывается; винтовая выдавка металла продольных выступов, внедряясь в область течения конденсата в продольных канавках, образует в них чередующиеся локальные сужения, что вносит возмущение в «толстую» ламинарную пленку конденсата, стекающую по продольным канавкам. Первый эффект приводит к уменьшению средней толщины пленки конденсата, а второй — к ее дополнительной турбулизации. Сумма этих эффектов и  вызывает интенсификацию теплообмена со стороны конденсирующегося пара.

Одной из перспективных поверхностей для теплообменных аппаратов ПТУ является трубка со встречной винтовой накаткой (ВВТ). Исследования теплообмена при конденсации неподвижного пара показали, что коэффициент теплопередачи ВВТ на 20—30% выше, чем близких по параметрам накатки ПВТ.

Результатами сравнительных испытаний более 100 различных конденсирующих ТА с ПВТ установлено, что интенсификация теплообмена в зависимости от параметров профилирования трубок и режима течения в них воды (при оптимально выбранных параметрах ПВТ) составила от 10 до 80%. Гидравлическое сопротивление ТА при этом возрастает примерно на такую же величину.

Известно [8], что организация режима капельной конденсации пара является самым перспективным направлением интенсификации теплообмена при конденсации пара. Результаты исследований применения нового гидрофобизатора (полифторалкилдисульфид) для трубок из материалов МНЖ5—1 и Л68 показали, что уровень коэффициента теплоотдачи со стороны пара в три-четыре раза превышает теплоотдачу при пленочной конденсации. Опытами установлено, что при попадании в пар воздуха (в момент отключения установки) эффект интенсификации теплообмена резко уменьшается и наблюдается режим смешанной конденсации пара. При возобновлении опыта режим капельной конденсации восстанавливался через 15—20 часов работы установки. После возобновления капельной конденсации уровень теплообмена восстанавливался практически до первоначальной величины. Этот очень важный для практики результат может быть объяснен с учетом современных представлений по динамике биологических систем на основе проведенных спектрометрических исследований гидрофобного покрытия трубок после серии опытов по капельной конденсации. Использованный в опытах стимулятор капельной конденсации имеет в своей структуре как гидрофобный, так и гидрофильный фрагменты. Это увеличивает число степеней свободы конформационного расположения цепи. При резком снижении температуры и отключении подачи в установку пара реализуется более компактная конформация с обнажением гидрофильного фрагмента молекулы. Все это приводит к реализации режима пленочной (смешанной) конденсации в первоначальный момент после повторного включения пара. В дальнейшем водородные связи вызывают самоорганизацию мономолекулярного покрытия с обнажением только гидрофобных участков молекул, что и обеспечивает возобновление режима капельной конденсации. Фактически наблюдается новый тип самоорганизующейся мономолекулярной пленки, которая в зависимости от внешних условий может находиться в различных конформационных состояниях. Коэффициент теплопередачи при капельной конденсации пара на гладкой горизонтальной трубке  (МНЖ5—1) в 1,5—2,0 раза выше, чем при пленочной конденсации.

Результаты стендовых испытаний по применению гидрофобизатора на ПВТ (гидрофобизатор наносился на выступы ПВТ) показали, что на вертикальных ПВТ наблюдался отрыв и сброс стекающей пленки конденсата с поверхности трубки в зонах капельной конденсации, что, по-нашему мнению, вызывало уменьшение количества стекающего конденсата по поверхности вертикальной ПВТ и приводило к повышению уровня теплопередачи на 15—25%,

Результаты полупромышленных испытаний опытного модуля (56 горизонтальных трубок, материал — МНЖ5—1), включенного параллельно конденсатору турбины К—300—240 на Рефтинской ГРЭС, проведенных совместно с НПО ЦКТИ, показали, что гидрофобизатор при однократном нанесении на поверхность теплообмена обеспечил поддержание режима капельной конденсации в течение более 4500 часов; при этом коэффициент теплопередачи за счет организации режима капельной конденсации увеличился на 35—70%.

Вибрация трубок теплообменных аппаратов отражается на характере течения пленки конденсата и, следовательно, на теплоотдаче от конденсирующегося пара.

Обобщение экспериментальных данных  показало, что в зависимости от удельной паровой нагрузки и параметров вибрации коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на вибрирующей горизонтальной трубке может увеличиваться или уменьшаться по сравнению с коэффициентом теплоотдачи при конденсации пара на неподвижной трубке.

Результаты экспериментального исследования обобщены зависимостями, которые дают возможность рассчитать величину поправки к коэффициенту теплоотдачи с паровой стороны для горизонтальных и вертикальных ТА.

Как показывают расчеты, влияние вибрации трубок горизонтальных сетевых подогревателей на теплоотдачу со стороны конденсирующегося пара при характерном для ПСГ уровне удельных паровых нагрузок выражается в увеличении коэффициента теплоотдачи с паровой стороны на величину от 1,6 до 6,7%.

По результатам проведенных стендовых исследований и промышленных испытаний можно предложить ряд практических рекомендаций по повышению эффективности теплообменных аппаратов ПТУ:

  • Выбор наиболее эффективных параметров профилирования трубок необходимо производить на основе оптимизации параметров профилирования и технико-экономического анализа всей ПТУ;
  • При использовании в ТА продольно-профилированных трубок и трубок двойного профилирования можно принять, что теплопередача при конденсации пара увеличивается на 40—150% в зависимости от плотности теплового потока;
  • При использовании в теплообменных аппаратах профилированных трубок с целью повышения надежности соединения трубок с трубными досками концы трубок должны предусматриваться гладкими в пределах 150—200 мм;
  • Применение нового перспективного гидрофобизатора в конденсирующих ТА ПТУ позволяет увеличивать коэффициент теплоотдачи до 3 раз по сравнению с пленочной конденсацией пара. Однако с течением времени идет некоторое понижение коэффициента теплопередачи.

Считаем, что решение вопроса о целесообразности применения любой разработки по повышению эффективности ТА ПТУ должно производиться на основе комплексного технико-экономического анализа для всей энергоустановки. При этом любой ТА необходимо рассматривать не изолированно, а как органичный элемент ПТУ. Основы такой комплексной технико-экономической методики для конкретных ТА ПТУ и конкретных условий эксплуатации на ТЭС представлены в работах [2,9].

2. Эксергетические потери в теплообменном аппарате

В основу термодинамических методов анализа ТА ПТУ положены эксергетический (расчет эксергий потоков вещества и теплоты) и энтропийный (оценка эксергетических потерь) методы, подробно изложенные в [10, 11]. Результаты, получаемые с помощью этих методов, идентичны, что позволяет равным образом использовать их для решения поставленных задач. Эксергетические методы являются вспомогательными [10] по отношению, например, к тепло-гидравлическим расчетам теплообменных аппаратов, однако они позволяют упростить и дополнить анализ работы аппаратов в тех случаях, когда использование точных (аналитических) методов невозможно или нецелесообразно из-за сложности происходящих в аппаратах процессов.

Рассмотрим основы эксергетического метода анализа показателей эффективности ТА ПТУ на примере пароводяных теплообменников. Аналогичные выводы можно сделать и для водо-водяных аппаратов, маслоохладителей и других теплообменных аппаратов ТЭС.

В качестве потока, эксергия которого равна эксергии окружающей среды, при анализе тепловых схем турбоустановок принимается циркуляционная вода с температурой, равной температуре воды на входе в конденсатор [10, 11]. Эта же температура должна приниматься в качестве температуры окружающей среды при анализе всех теплообменных аппаратов ПТУ, если их рассматривать не изолированно, а как органичные элементы турбоустановки.

Эксергетический баланс теплообменного аппарата можно представить в следующем виде:

ΣE2 = ΣE1 — ΣΠ,(1)

где ΣE1, ΣE2 — сумма потоков эксергий теплоносителей на входе и на выходе из аппарата; ΣΠ - сумма эксергетических потерь в теплообменном аппарате, кВт.

Согласно формуле Гюи-Стодолы [11] сумму потерь можно выразить:

ΣΠ = Тос·ΣΔS,;

(2)

  • где ΣΔS — суммарное возрастание энтропии всех проходящих через теплообменный аппарат потоков в результате необратимых процессов;
  • Тос = tос + 273,15  — абсолютная температура окружающей среды, К;
  • tос — температура окружающей среды, равная температуре циркуляционной воды на входе в конденсатор паротурбинной установки, где установлен анализируемый теплообменный аппарат, °С.

Эксергетические потери в любом теплообменном аппарате ПТУ определяются следующими факторами:

  • Наличием конечной разности температур между теплоносителями;
  • Падением давления теплоносителей, включая затраты мощности на привод насосов на прокачку теплоносителей;
  • Рассеянием теплоты в окружающую среду.

Потери вследствие наличия конечной разности температур при передаче теплоты, согласно выражению (2), при переменной разности температур по длине пароводяного теплообменника определяются [12—14]:

  • где ΔSп, ΔSв — разности энтропий с паровой и водяной сторон;
  • Тп, Тв — температуры пара и воды.

Количество теплоты, принятое водой, равно

dQв = cpв·Gв·dTв,

(4)

  • где срв — изобарная теплоемкость воды;
  • Gв — расход воды.

Количество теплоты, отданное паром, в общем случае, если в теплообменник поступает перегретый пар, а выходит конденсат с температурой ниже температуры насыщения пара (переохлажденный конденсат) определится:

dQп = — (Gп·cpп·dTп +  Gп·r + Gп·cpк·dTк), (5)

где

  • срп, cpк — изобарная теплоемкость потока перегретого пара и конденсата;
  • Gп — расход пара.

Для конденсатора, в котором отсутствует перегрев пара и переохлаждение конденсата, из выражения (3), используя (5), можно получить:

ПΔТ = Тос·{- Gп· r· χ /Tнас + Gв·срв·ln(T2в1в) },(6)

где r — теплота фазового перехода при давлении пара в аппарате; χ — степень сухости пара; r· χ  — разность энтальпий пара и конденсата (принимается при построении нормативных характеристик конденсатора величиной постоянной); Тнас — температура насыщения пара.

Потери от конечной разности температур между паром и водой можно разделить на собственные потери и технические [10]. Собственные потери (ПΔТ(с)) характеризуются разностью температур между паром  и температурой нагреваемой воды на входе в аппарат. Технические потери (ПΔТ(т)) связаны с наличием термического сопротивления теплопередачи от пара к воде, то есть со степенью технического совершенства (тепловой эффективности) теплообменного аппарата. Собственные потери определяются местом аппарата в тепловой схеме ПТУ, а технические — коэффициентом теплопередачи (величиной недогрева воды до температуры насыщения греющего пара).

Повышение эффективности конкретного теплообменного аппарата, выражающееся в увеличении коэффициента теплопередачи и соответствующем снижении недогрева воды до температуры насыщения греющего пара, будет приводить к уменьшению технических потерь. При нулевой величине недогрева технические потери будут стремиться к нулю, а коэффициент теплопередачи — к бесконечности. При этом температура насыщения пара равна температуре воды на выходе из аппарата. Таким образом, потери от конечной разности температур определятся как:

ПΔТ = ПΔТ(с) + ПΔТ(т)  = Тос · {-Gп· r нас+ Gв·срв ln(T2в1в)} + ПΔТ(т),  (7)

где r — теплота фазового перехода, определяется при Тнас = Т2в.

Потери вследствие падения давления теплоносителей включают в себя следующие величины:

  • Потери мощности на привод насоса на преодоление гидравлического сопротивления водяного тракта (ПΔРв);
  • Потери от возрастания энтропии пара при падении давления в трубопроводе подвода пара к теплообменному аппарату (ПΔРн);
  • Потери от возрастания энтропии воды при падении давления в водяном тракте теплообменного аппарата. Ввиду незначительности данных потерь для реальных конденсирующих теплообменных аппаратов ПТУ в последующем анализе ими пренебрегаем.

Описанные составляющие потерь необходимо учитывать при выборе и обосновании методов повышения эффективности ТА ПТУ. Суммарные потери вследствие падения давления теплоносителей определяются следующим образом:

ΣПΔР = ПΔРв +  ПΔРн. (8)

Составляющую ПΔРн при условии адиабатности процесса дросселирования и 5 %-ного падения давления в трубопроводе подвода пара к теплообменному аппарату [15] можно выразить как

ПΔРн = Тос·Rп·ln(P1/P2) = Тос·0,462·ln(1,05) = 0,02254·Тос,(9)

а при Тос = 293°С величина потерь, приходящихся на единицу расхода пара (1кг/с), составит ПΔРн = 6,6 кВт вне зависимости от места аппарата в тепловой схеме ПТУ.

Потери мощности на привод насоса на преодоление гидравлического сопротивления водяного тракта необходимо определять с учетом КПД насосной установки. Окончательно получим следующее выражение для определения эксергетических потерь вследствие падения давления теплоносителей в аппарате:

ПΔР = Gвв·ΔРвну + Тос·0,02254,     

(10)

где

  • ρв — плотность воды при давлении охлаждающей воды в аппарате;
  • ΔРв — потери давления в водяном тракте;
  • ηну — КПД насосной установки.

Эксергетические потери вследствие теплообмена в окружающую среду определяются следующим выражением [10, 11, 14]:

Пос= Q·(Тп — Тос)/Тп·0,01, (11)

где

  • Q — количество теплоты, переданное в теплообменнике;
  • Тп — абсолютная температура пара в аппарате. Для упрощения можно принять Тп = Тнас.

Для оценки возможности интенсификации теплообмена в аппаратах ПТУ необходимо разделить технические потери при теплообмене  на составляющие:

  • С водяной стороны;
  • С паровой стороны;
  • В стенках теплообменных трубок.

Как было показано выше, технические потери характеризуются недогревом воды до температуры насыщения греющего пара или коэффициентом теплопередачи. Величина, обратная коэффициенту теплопередачи, называется термическим сопротивлением теплопередачи и состоит из термических сопротивлений теплообмену с водяной и паровой стороны, а также термического сопротивления стенки трубки. Эксергетические потери в процессе теплопередачи обратно пропорциональны соответствующим термическим сопротивлениям [12]. Исходя из свойств аддитивности эксергетических потерь и термических сопротивлений теплопередачи, можно записать:

ПΔТ(т) = ПΔТ(αп) + ПΔТ(αв) + ПΔТ(ст) , (12)

  • где ПΔТ(αп) = ПΔТ(т)·К/αп — потери при теплоотдаче с паровой стороны;
  • ПΔТ(αв) = ПΔТ(т)·К/αв — потери при теплоотдаче с водяной стороны;
  • ПΔТ(ст) = ПΔТ(т)·К/(dстст) — потери от теплопроводности в стенке (потерями от теплопроводности вдоль стенки для ТА ПТУ можно пренебречь).

3. Эксергетические потери в конденсаторах ПТУ

На рис. 1, 2 представлены, в качестве примера, результаты расчетов для конденсатора 200—КЦС—2 [9]. На рис. 1 показаны соотношения (доли) эксергетических потерь при изменении температуры воды на входе в конденсатор от 6 до 20 °С.

Рис.1. Соотношение эксергетических потерь в конденсаторе 200—КЦС—2 турбины К—200—130 ЛМЗ: 1 — от гидравлического сопротивления с водяной стороны; 2 — от возрастания энтропии вследствие падения давления пара при подводе пара к конденсатору;  3 — собственные; 4 — от теплообмена с паровой стороны; 5 — от теплообмена с водяной стороны; 6 — от теплообмена через стенки трубок; а — t = 6°С;  б — 12°С; в — 20°С.

Рис. 2. Эксергетические характеристики конденсатора 200—КЦС—2 турбины К—200—130 ЛМЗ:  а — эксергия потоков теплоносителей;  1 —  сумма эксергий   на  входе   в   конденсатор;  2 — сумма эксергий на выходе; б — эксергетические потери; 1 — собственные; 2 — от теплообмена с паровой стороны; 3 — от теплообмена с водяной стороны; 4 — от возрастания энтропии пара из-за аэродинамического сопротивления;  5 — от теплообмена через стенки трубок.

Видно, что доля собственных потерь возросла от 30 до 39%. Доля потерь от теплообмена с водяной стороны почти не изменилась, а с паровой стороны уменьшилась с 38 до 25%.

На рис. 2,а представлены значения суммы эксергий всех потоков на входе (ΣE1) и выходе (ΣE2) из конденсатора 200—КЦС—2 [9]. Видно, что при увеличении температуры воды на входе в конденсатор от 6 до 20°С ΣE1 снизилась на 21%, а ΣE2 возросла на 10%. При этом суммарные потери, величину которых можно определить на графике по разности ординат между соответствующими кривыми, снизились на 28%.

На рис. 2,б представлено изменение отдельных составляющих эксергетических потерь от температуры циркуляционной воды на входе в конденсатор. Снижение суммарных эксергетических потерь в конденсаторе при изменении температуры воды на входе от 6 до 20°С достигнуто в основном за счет уменьшения потерь от теплообмена с паровой стороны. Собственные потери, потери от теплообмена с водяной стороны и в стенке тоже снизились, но в меньшей степени, чем потери от теплообмена с паровой стороны. Потери от возрастания энтропии пара при падении давления в паровом пространстве конденсатора (ПΔРн) несколько возросли, что следует из выражения (10), согласно которому ПΔРн пропорциональны Тос. Следует отметить также, что потери мощности на привод насоса на преодоление гидравлического сопротивления водяного тракта не изменились, так как практически не зависят от температуры окружающей среды.

Выводы

По приведенной методике выполнено расчетное исследование эффективности более чем сорока ТА десяти типов ПТУ мощностью от 100 до 800 МВт.

Методы эксергетического анализа целесообразно использовать для оценки путей повышения эффективности теплообменных аппаратов ПТУ. Суммарные эксергетические потери в большей степени характеризуют степень совершенства теплообменного аппарата и его место в технологической схеме.

Основную долю эксергетических потерь ТА ПТУ составляют собственные и технические потери. Собственные потери зависят от разности средних температур теплоносителей, а технические потери характеризуются недогревом воды до температуры насыщения греющего пара. Снизить технические потери в кожухотрубных ТА возможно за счет интенсификации теплообмена. В смешивающих подогревателях технические потери близки к нулю; а собственные потери зависят от места аппарата в тепловой схеме.

Анализ изменения температуры окружающей среды (в качестве которой принято значение температуры циркуляционной воды на входе в конденсатор) на эксергетические потери в конденсаторах ПТУ показал, что при увеличении Тос суммарные эксергетические потери снижаются, что связано с особенностями работы  конденсаторов в технологических схемах ПТУ. При этом в наибольшей степени уменьшаются эксергетические потери от теплообмена с паровой стороны, собственные потери и потери  от теплообмена с водяной стороны, а потери в стенках трубок снижаются незначительно.

Совершенствование теплообменных аппаратов должно реализовываться за счет уменьшения эксергетических потерь; наибольшую эффективность имеют мероприятия, направленные на снижение максимальных эксергетических потерь.

Приведенные выводы справедливы при анализе работы теплообменных аппаратов ПТУ на номинальных режимах работы. На практике необходимо учитывать конкретные условия эксплуатации и при оценке эффективности того или иного метода совершенствования аппаратов необходим комплексный анализ всех, в том числе технико-экономических факторов.

Литература

  1. Разработка, исследование и комплексное обоснование оптимальных решений совершенствования энергетических теплообменных аппаратов./ Бродов Ю. М., Рябчиков А. Ю., Аронсон К. Э. и др. / Тепломассообмен, ММФ—2000. Минск: ИТМО АНБ, 2000. Т.10. 132—141 с.;
  2. Повышение эффективности и надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок. / Бродов Ю. М., Аронсон К. Э., Рябчиков А. Ю. и др. Екатеринбург: УГТУ, 1996. 298 с.;
  3. Мигай В. К. Повышение эффективности современных теплообменников. Л.: Энергия, 1980. 144 с.;
  4. Бродов Ю. М., Савельев Р. З. Конденсационные установки паровых турбин. М.: Энергоатомиздат, 1994. 288 с.;
  5. Калинин Э. К., Дрейцер Г. А., Ярхо С. А. Интенсификация теплообмена в каналах. М.: Машиностроение, 1990. 208 с.;
  6. Пермяков В. А. Основные направления технического совершенствования теплообменного оборудования паротурбинных установок // Тяжелое машиностроение, № 1. 1990. 9—15 с.;
  7. Бродов Ю. М. Перспективные разработки по повышению эффективности и надежности кожухотрубных теплообменных аппаратов паротурбинных установок //Теплоэнергетика, № 1. 1998. 25—59 с.;
  8. Исаченко В. П. Теплообмен при конденсации. М.: Энергия, 1977. 240 с.;
  9. Теплообменники энергетических установок: Учебник для вузов/Под общ. ред. Ю. М. Бродова — Екатеринбург: Изд-во «Сократ», 2002. 968 с.;
  10. Бродянский В. М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложения М.: Энергоатомиздат. 1988. 288 с.;
  11. Гохштейн Д. П. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок  М.: Энергия, 1969. 350 с.;
  12. Белоусов В. С., Ясников Г. П., Островская А. В. и др. Термодинамика, энергетическая эффективность и экология. Екатеринбург: Свердловэнергонадзор: УГТУ—УПИ, 1999. 204 с.;
  13. Ауэрбах А. Л., Бродов Ю. М., Ясников Г. П. Снижение необратимых потерь в теплообменных аппаратах турбоустановок // Тяжелое машиностроение. 2002. № 2. с. 41;
  14. Чернышевский И. К. КПД и эффективность теплообменных аппаратов // Энергомашиностроение. 1964. № 8. 24—26 с.;
  15. Капелович Б. Э. Эксплуатация паротурбинных установок. М.: Энергоатомиздат, 1985. 304 с.

Ю. М. Бродов, А. Ю. Рябчиков, К. Э. Аронсон, М. А. Ниренштейн; Уральский государственный технический университет — УПИ, г. Екатеринбург, РФ.

Лаборатория теплообменных аппаратов, ГОУ ВПО «Уральский Государственный Технический Университет — УПИ»
Www.lta.ural.ru

Капельная конденсация пара в аппаратах Lotus

Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке α — пар коренным образом зависит от вида конденсации пара на теплообменных трубах.

Создаваемые в стандартных теплообменниках: конденсаторах, ребойлерах, подогревателях, кипятильниках т. е. аппаратах, работающих со средами меняющими свое агрегатное состояние, гидродинамические режимы движения пара в межтрубном пространстве обеспечивают стабильные условия для пленочной конденсации, отличающейся тем, что коэффициент теплоотдачи при этом не превышает 104 ккал/м2·час·ºС. Поэтому возможное решение по увеличению теплоотдачи со стороны пара может быть связано только с изменением характера конденсации.

Читать целиком