Подробные экспериментальные исследования сред­ней по окружности трубы теплоотдачи выполнены А. А. Жука - ускасом [20]. В результате обобщения получены такие уравне­ния:

При 5 < Яе < 103

N11* = 0,51*е°'ЕРг0ж38 (Ргж/Ргс)0,25; (2.15)

При Ю3 < Не < 2 10'’

Киж = 0,25Реж’6Ргж'38 (Ргж/Ргс)0,25; (2-16)

При 1?е = 3 103 - г - 2 106

Киж = 0,023Ре^Рг'^7 (Ргж/Ргс)0'25. (2.17)

За определяющий размер принят внешний диаметр трубы.

Теплоотдача пучков труб зависит от расстояния между труба­ми. Эго расстояние принято выражать относительными продоль­ными поперечными тагами 32/с1, 5)/^. По данным [25], при смешанном течении (Ие = 103 - г - Юг’)

Ки = СКе^Рг^33 (Ргж/РгеГ25 Е.5,, (2.18)

Где для шахматного пучка С = 0,41; п = 0,6; для коридорного пучка С = 0,26; п = 0,65. В случае глубинных рядов коридорно­го пучка [19] поправочный коэффициент г5 = (52/а')_0'15; для шах­матного п>чка [23] при 5і/52 <2е, = (5,/52)1-(3; при 5|/53>2 е5 = 1,12. Поправочный множитель е, учитывает изменение тепло­отдачи в начальных рядах труб. При 52/<і < 4 поправку опре­делим по диаграмме (рис. 2.1).

Если 1?е > 2 105, коэффициент теплоотдачи глубинных рядов

Шахматного и коридорного пучков труб может быть рассчитан по

Формуле

N11 = 0,0211?е“’84Рг! зе (Ргж/Ргс)0^.

(2.19)

В случае поперечного обтекания трубного пучка вязкой жидкостью [8]

/Ы>

7^7 Iі+°-

Где ар — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 К); — наружным диаметр

Трубок, мм; — средняя температура вязкой жидкости, °С.

При поперечном омывании плоско­стей спиральных труб для Ре > Ю5 рекомендуется уравнение [72]

N11 = 0,027Ре°'8|Рг°Л (2.21)

2.1. Теплоотдача в каналах пластинчатых теплообменных аппаратов

Анализ течения среды в извилистом межпла- стпнном канале показывает, что основным фактором, опреде­ляющим сопротивление канала, является не тормозящее дей­ствие стенок, а вязкость жидкости.

В формулах для щелевидных каналов за определяющий размер принимается

Где /і — площадь поперечного сечения потока в одном канале; П—смоченный периметр стенок в поперечном сечении; 8 — мини­мальный зазор между поверхностями гофр.

В пластинчатых каналах скорость потока Юі — и1/Ь8(У1— объемный секундный расход на один канал, м3/с; Ь—ширина ка-

Ач13 21!.

Нала, м). Тогда число Ре = —— = Это значит, что в меж-
пластинном канале при постоянной его ширине число Ие инва­риантно относительно определяющего зазора.

Для ленточно-поточных пластин А. М. Масловым получено обобщенное уравнение при турбулентном режиме

1 + 0,83 ('±_и'5

TOC o "1-5" h z I 6 ) / Рг .25

Ми = 0,0315------------ ТТ/Тп------ Ке°-75рго.4з _ (2.22)

1 + ЬбИе—0Л2° — О '

Г = 28,8 Э)[-аа (Я/5 — 2)°-33

Ие0-3® (5/Б — 2)0-189 ■ К

Здесь |3 — угол при основании гофр; я — шаг гофр; 8 — зазор между пластинами; Х0—коэффициент трения в прямом канале. Уравне­ние получено при 2 103 < Ре < 2 • 104, 3 < 5/8 < со. Оно исполь­зуется для треугольных, синусоидальных, трапециевидных гофр.

Для сетчато-поточных пластин с прерывистыми турбулизатора- ми получено уравнение [63] при 3900 < Ре < 9000:

N11 = 0,Ю52Ре0,716. (2.24)

В случае пластин с гофрами в елку рекомендуется [85] урав-

Нение

/ Рг ,25

Ми = СРепРг0,43 (2.25)

Значения коэффициентов С, п для различных режимов течения и типов пластин представлены в табл. 2.1. Относительно

Пластинчато-ребристых поверхностей наиболее полно результаты исследований процессов теплоотдачи и сопротивления описаны в работе В. М. Кейса, А. Л. Лондона [35]. Результаты приво­дятся в виде зависимости числа Кольборна (51 Рг2/3) от крите­рия Рейнольдса. Каждый новый тип насадкн пластипчато-ре - бристого теплообменника необходимо предварительно изучить для определения тепловых и гидродинамических характеристик.