ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Теплообменные аппараты (ТА) составляют исключительно многочисленную группу теплоэнергетического оборудования, занимая значительные производственные площади и превышая зачастую 50 % стоимости общей комплектации в теплоэнергетике, коммунальном хозяйстве, химической и нефтеперерабатывающей промышленности и ряде других отраслей. Поэтому создание недорогих, надежных в эксплуатации ТА со свойствами самоочистки и хорошими массогабаритными характеристиками представляется исключительно важной задачей.

Вопросу создания высокоэффективных ТА для различных областей техники посвящено много исследований и практических разработок. Значительный вклад в развитие теории и конструкций ТА и методов их теплового расчета внесли Г. А. Дрейцер, К. Белл, В. А. Пермяков, Г. Е Каневец, Е. С. Левин, П. И. Бажан, Е. И. Лесохин, П. В. Рашковский, Н. Н. Бурдастов и многие другие.

Несмотря на значительные успехи, достигнутые в теории ТА, до настоящего времени продолжаются поиски их наилучших конструкций. Если понимать под качеством ТА его надежность (долговечность, безотказность, ремонтопригодность, сохраняемость) и способность к малой загрязняемости теплообменных поверхностей и (или) доступность к их легкой очистки, то в конкуренции производителей ТА на рынке Российской Федерации для оценки ТА на первое место выходит основной критерий «цена – качество». Катализатором непрерывного поиска наилучших конструктивных решений являются периодические переоценки значимости тех или иных решений как на основе достижений технического прогресса в теории теплообмена, в технологии производства ТА и их комплектующих, так и вследствие рыночного спроса на ТА новых конструкций и схем.

Отдельную группу аппаратов составляют ТА для нужд теплоснабжения. В годы плановой экономики не придавалось большого значения преимуществам ТА по массогабаритным показателям, по интенсификации теплоотдачи и др. Тенденция по инерции сохранилась до середины 90-х годов прошлого столетия, а затем сменилась другой крайностью — многочисленные большие и малые теплопункты начали оснащаться дорогими зарубежными пластинчатыми аппаратами, реклама которых «заставила» владельцев теплосетей уверовать в их сверхсвойства по надежности, компактности и т. д. К настоящему времени пик «увлечения» малонадежными и быстрозагрязняемыми конструкциями пластинчатых ТА для нужд отопления и горячего водоснабжения прошел, да и отечественные производители вышли на рынок Российской Федерации со своими новыми разработками. Образовалась конкурентная среда, завоевать свою нишу в которой достаточно сложно.

Для этого нужно объединить воедино в одной конструкции простоту и надежность аппарата, хорошо проверенные решения по интенсификации теплоотдачи, не приводящие к опережающему росту гидравлического сопротивления, новые технологии производства и многое другое.

Изложенное позволяет сделать вывод о том, что рынок диктует необходимость непрерывного совершенствования конструкций ТА для коммунального хозяйства с целью повышения их конкурентоспособности. Следовательно, тема настоящей работы актуальна.

Целью работы является выявление свойств ТА для коммунального хозяйства, обуславливающих их конкурентоспособность на рынке Российской Федерации, и разработка на этой основе конкурентоспособных конструкций ТА.

Научная новизна. Разработана методика комплексного теплового расчета ТА для коммунального хозяйства, включающая в себя методику проектного расчета, выполняемого заказчиком ТА по малотрудоемкой модели, и методику поверочного оптимизирующего расчета, выполняемого изготовителем с помощью компьютерной программы, в которой реализованы все положения теории ТА и последние достижения науки о теплообмене. Новым является применение в конструкции разработанных ТА эффекта генерирования смерчеобразных вихрей на лунках плоских поверхностей перегородок, уплотнений трубного пучка и корпуса для разрушения теплового пограничного слоя, образующегося на трубах пучка при омывании их потоком теплоносителя и уменьшения тем самым сопротивления теплопереносу.

Методы исследования. Исследование выполнено с помощью теоретических и экспериментальных методов.
Экспериментальное исследование выполнено на исследовательском стенде с учетом требований и рекомендаций нормативно-справочной литературы. Полученные результаты обрабатывались с использованием основных положений теории эксперимента. В экспериментах использовались отечественные датчики и анализирующее-регистрирующая аппаратура.

Теоретическое исследование выполнено на основе использования опыта проектирования ТА для коммунального хозяйства, теории ТА, и накопленного экспериментального материала. Часть выводов сформулирована по результатам анализа данных вычислительного и натурного эксперимента, полученных в настоящей работе, а также по результатам проверки разработанной автором комплексной методики теплового расчета ТА.

Практическая ценность. Разработан типоразмерный ряд конкурентоспособных ТА для коммунального хозяйства с длинами труб от 1,0 до 2,0 м с шагом 0,25 м, аппараты которого позволяют передать тепловой поток от 20 до 2500 кВт при их одиночном исполнении и до 10000 кВт при объединении их в блоки с последовательным и (или) параллельным соединением корпусов. Результаты работы используются при проектировании и изготовлении ТА в ЗАО «ЦЭЭВТ».

Апробация работы. Основные результаты исследований докладывались и получили положительную оценку на научно технической конференции профессорско-преподавательского состава Волжской государственной академии водного транспорта (Н. Новгород, 2005 г.), на V Всероссийской научно-технической конференции (Computer-Based Conferences) «Современные промышленные технологии» (Н. Новгород, 2006 г.).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в двух печатных работах автора.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1. Анализ рынка теплообменных аппаратов для коммунального хозяйства в Российской Федерации

В настоящее время на рынке ТА в Российской Федерации сложилась конкурентная среда, включающая в себя производителей ТА пластинчатого типа из Западной Европы («Alfa-Laval», «Funke», «APV» и др.), дочерних предприятий зарубежных фирм в РФ («Альфа-Лаваль Поток», «РИДАН», «Машимпекс», «Теплокомплектмонтаж»), российских производителей ТА змеевикового типа (НПЦ «Анод»), украинских производителей кожухотрубных ТА (ООО «Теплообмен» г. Севастополь), российских изготовителей кожухотрубных ТА различного типа («САТЭКС», ГК «Промэнерго», ООО «Волгопромэнерго», ЗАО «ЦЭЭВТ», ООО «Гидротермаль» и многие другие).

Для целей настоящей работы важно отсеять типы ТА, которые изначально не обладают конкурентоспособностью в рассматриваемой области применения. При этом важно учитывать, у каждого ТА, в том числе кожухотрубного, змеевикового, пластинчатого есть своя ниша применения, в которой их конкурентоспособность достаточно высока. Видимо, следует выделять ТА для химической промышленности (рекуператоры, конденсаторы), для схем паротурбинных установок теплоэнергосистем (конденсаторы, подогреватели сетевой воды, подогреватели систем регенерации, маслоохладители), для пищевой промышленности, в частности для производства растительного масла или виноделия, для теплопунктов (теплоэнергоцентралей) большой мощности, для теплопунктов средней и малой мощности (подогреватели систем отопления и горячего водоснабжения), для систем теплоснабжения коттеджей, вилл, бассейнов и т. п. Условно объединим две последние области применения ТА названием «коммунальное хозяйство» и будем далее рассматривать ТА исключительно для этой области применения.

В коммунальном хозяйстве, в основном, применяются пластинчатые и кожухотрубные теплообменики. В рекламных материалах по пластинчатым ТА подчеркивают следующие их преимущества по сравнению с кожухотрубными ТА:

  • более высокий коэффициент теплопередачи, что, естественно, должно предопределять меньшие массогабаритные характеристики аппаратов;
  • более высокую надежность аппаратов;
  • простоту эксплуатации и обслуживания.

Достижение значений коэффициентов теплопередачи в рассматриваемых аппаратах до 20000 Вт/(м2 К) вполне возможно. Это обусловлено особенностями их (аппаратов) конструкцией, в частности – малыми размерами каналов (1,5 – 3,0 мм), а также их особым профилированием (выштамповкой турбулизаторов), что в совокупности предопределяет высокую степень возмущения потоков обеих сред.

Однако, гидравлических потери в трактах пластинчатых ТА со столь большими коэффицентами теплопередачи существенно (в разы) выше, чем у аналогичных кожухотрубных аппаратов. Практически все насосы в системах теплоснабжения, построенных в 70-е годы прошлого столетия и раньше, работают на пределе своих возможностей, а расход электроэнергии на собственные нужды отопления и горячего водоснабжения в отдельных случаях уже достигает 4-6 % от общего расхода электроэнергии теплоэнергоцентралей. Поэтому реальные значение коэффициентов теплопередачи k новых (незагрязненных) пластинчатых ТА составляют 5000–7000 Вт/(м2 К), а при низком качестве очистки водопроводной воды kчерез непродолжительное время снижается в 2–2,5 раза (на ряде объектов в г. Сергаче, г. Дзержинске и других городах и поселках Российской Федерации разборку и чистку аппаратов пришлось осуществлять через каждые 12-14 часов работы).

Для химической промывки (очистки) пластинчатых аппаратов нужны дорогие промывочные растворы и специальные промывочные устройства.

Разборка, ремонт и сборка разборных пластинчатых ТА является очень трудоемким и дорогостоящим процессом, все проблемы которого достаточно полно описаны в литературе.

Известен отрицательный опыт эксплуатации примерно 30 разборных пластинчатых аппаратов (в основном – в различных системах горячего теплоснабжения в коммунальных хозяйствах как минимум 10 городов и поселков Российской Федерации), когда после непродолжительного периода их использования (не более 1-2 лет), аппараты были демонтированы и заменены на кожухотрубные; имеются данные об отрицательном опыте применения пластинчатых аппаратов и за рубежом (Англия, Франция, Италия).

Надежность разборных пластинчатых ТА в эксплуатации существенно ниже, чем у кожухотрубных ТА. В ряде крупных европейских городов, например, в Хельсинки (со второй половины 80-х годов прошлого столетия), не разрешается установка разборных пластинчатых аппаратов (за исключением особых случаев) из-за их низкой надежности.

Изложенное выше позволяет отсеять пластинчатые ТА в границах решения нашей задачи. Вместе с тем отрицать принципиальную возможность применения пластинчатых ТА в системах коммунального хозяйства при технически чистой воде нельзя. Так, по теплотехническим показателям в случае малых температурных напоров и низких коэффициентов теплоотдачи (менее 50 Вт/(м2 К)) в одной из полостей кожухотрубных ТА единственной реальной возможностью достичь требуемого теплового потока является применение пластинчатых ТА. Незаменимы пластинчатые ТА в качестве однокорпусной конструкции при больших передаваемых тепловых потоках и малых температурных напорах. В остальных случаях пластинчатые и кожухотрубные аппараты могут конкурировать, если не принимать во внимание экономический аспект — цена зарубежных пластинчатых ТА примерно в три – четыре раза выше цены отечественных кожухотрубных аппаратов. Дополнительно укажем, что в СП 41-101-95 (свод правил по проектированию и строительству) регламентируются методы расчета как кожухотрубных, так и пластинчатых ТА.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваШироко известные нашим специалистам традиционные кожухотрубные аппараты, обладая рядом преимуществ, вместе с тем имеют и существенные недостатки. В недавнем прошлом в системы теплоснабжения и горячего водоснабжения крупных городов в основном устанавливались секционные подогреватели, изготавливаемые по ГОСТ 27590 (последнее обновление в 1988 г.). Такие ТА, изготавливаемые в настоящее время ГК «Промэнерго», ОАО «САТЭКС» по ТУ 400-28-27-90Е с гладкой трубкой и ТУ 400-28-132-90 с профилированной трубкой, состоят из нескольких последовательно соединенных секций (рис. 1), представляющих собой небольшой трубный пучок 2, размещенный в кожухе 1, выполненном из трубы большого диаметра. Секции соединяются между собой калачами и переходами. Каждая секция состоит из кожуха с приваренными трубными решетками, в которых развальцованы латунные трубы диаметром 16×1 мм. Трубы могут быть гладкими или профилированными накаткой роликами поперечных винтовых или кольцевых канавок, интенсифицирующих теплообмен внутри труб. Нагреваемая вода проходит внутри труб, греющая — в кожухе.

Подогреватели секционного типа изготавливаются с диаметром корпуса секций 57÷325 мм, длиной секций 2 и 4 м. Рабочее давление 1 МПа, максимальная температура теплоносителя 150ºС. Применение блока опорных перегородок дает возможность добиться поперечно-винтового омывания теплообменных труб, что позволяет повысить коэффициент теплопередачи подогревателей с гладкой трубкой на 30 %, а с профилированной — на 65 % по сравнению с подогревателями без опорных перегородок.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваПри этом, однако, возрастает гидравлическое сопротивление потоку в межтрубном пространстве в два-три раза. СП 41-101-95 описывает еще один тип ТА, выпускаемых ОАО «САТЭКС» в качестве подогревателей воды для систем отопления (ТМПО) и горячего водоснабжения (ТМПГ), так называемых многоходовых, представляющих собой секционные ТА, объединенные в блок последовательным их соединением. Развитием этой конструкции явились кожухотрубные подогреватели блочного типа по ТУ 4933-005-05108104-99 с профилированными латунными трубками, диаметром 16×1 мм и секторными опорными перегородками (рис. 2). По сути дела, рассматриваемы блочные ТА — это те же секционные аппараты, соединенные между собой в данном случае (рис. 2) последовательно по межтрубному тракту и последовательно или параллельно по трубному тракту не калачами, а компактными камерами Их основными недостатками являются большое гидравлическое сопротивление, невозможность ремонта и полной очистки наружных поверхностей теплообменных труб и межтрубного пространства, однако размещение таких ТА не требует больших объемов и площадей, как объединенных в блок с калачами секционных аппаратов. По сути, конструкция блочных аппаратов, аналогичных изображенному на рис. 2, является одним из решений, на основе которого может быть создана конкурентоспособная конструкция пластинчатым ТА по габаритному объему.

В конце 80-х годов прошлого столетия специалисты НПО ЦКТИ (Пермяков В. А. и др.) разработали и начали внедрение ТА для энергетики и коммунального хозяйства водоводяных ТА нового поколения взамен секционных и блочных. Их типичным представителем являются аппараты Саратовского завода энергетического машиностроения — ПВВР (рис. 3). Конструкция этих аппаратов представляет собой кожухотрубный теплообменник горизон­тального типа, основными узлами которого яв­ляются: 1,4 – съемные передняя и задняя водя­ные камеры; 2 – корпус; 3 – трубная система; 5 – съемная крышка корпуса.

Корпус подогревателя — либо вальцованные обечайки, либо стальная труба. Трубная систе­ма состоит из двух стальных трубных досок с завальцованными в них прямыми латунными труб­ками диаметром 16 мм и толщиной 1 мм. Аппа­рат по движению жидкости в трубном простран­стве — двухходовый, что позволяет повысить скорость воды до 2 м/сек.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйства
Рис. 3

К особенностям конструкции трубной систе­мы можно отнести применение поперечных сегментных перегородок совместно с продольной, что делает движение жидкости в межтрубном пространстве многоходовым и поперечно-продоль-ным, при этом скорость воды достигает 1,2-1,5 м/сек. Еще одной отличительной осо­бенностью конструкции трубной системы явля­ется применение как гладких латунных труб, так и труб с профильной накаткой.

Передняя и задняя водяные камеры выпол­нены разъемными. Передняя водяная камера выполняет роль распределительной, задняя — поворотная. Задняя камера — плавающая, чем обеспечивается надежная компенсация темпе­ратурных удлинений трубной системы. Перед­няя водяная камера крепится к корпусу с помо­щью фланцевого разъема, задняя водяная ка­мера крепится к трубной доске с помощью спе­циальных зажимов.

Коэффициент теплопередачи подогревателей типа ПВВР на 30 % больше, чем секционных с гладкими трубами при прочих равных условиях, а в случае применения труб с профильной накаткой – на 50 %.

Выполненный анализ показывает, что конкурентоспособный кожухотрубный ТА для коммунального хозяйства должен быть оснащен профилированными трубками, поэтому в дальнейшем ТА с гладкими трубами мы рассматривать не будем. Однако трубы должны быть профилированы таким образом, чтобы рост гидравлического сопротивления ненамного превышал рост теплоотдачи вследствие применения турбулизаторов потока. Это достигается накаткой на внешней поверхности трубы кольцевых или винтообразных канавок, вследствие образования которых на внутренней поверхности трубы образуются плавно очерченные выступы небольшой высоты, интенсифицирующие теплоотдачу в трубах. Накатка кольцевых турбулизаторов с точки зрения теплоотдачи более эффективна, чем накатка винтообразных канавок, так как коэффициент теплоотдачи в трубах может быть увеличен в 2,1–2,5 раза против 1,4–1,9 раз при росте гидравлического сопротивления трубного пучка в 5,0–7,0 раза против 4,0–6,0 раз по сравнению с гладкой трубой (если в случае применения гладких труб вклад трубного пучка в потери давления трубного тракта составляет около 70 %, то в случае применения труб с кольцевой накаткой он увеличивается до 95 %). Для сравнения укажем, что применение вставок, закручивающих поток в трубах, приводит к росту теплоотдачи на 30–40 % при увеличении потерь давления в 3,5–5,5 раз.

Сопоставим показатели подогревателей рассмотренных типов с профилированными трубами и тепловым потоком 250–350 кВт (табл. 1). Анализ результатов сопоставления показателей различных ТА в табл. 1 показывает, что аппараты типа ПВВР по всем рассматриваемым показателям превосходят секционные, многоходовые и блочные ТА, представленные в СП 41-101-95, но уступают блочным ТА ОАО «САТЭКС». Следовательно, конкурентоспособный ТА для коммунального хозяйства целесообразно выпускать не в секционном исполнении, а как обособленный ТА в своем корпусе и с необходимыми патрубками.

При недостающей площади поверхности теплообмена для реализации больших тепловых потоков или при больших потерях давления отдельные ТА могут быть объединены в блоки с параллельным или последовательно-параллельным соединением их трактов. При этом блоки должны иметь минимум обвязки, что может быть достигнуто применением конструкций, аналогичных конструкциям блочных ТА ОАО «САТЭКС», или более совершенных, чем представленная на рис. 2 конструкция.

Таблица 1

Тип ТА
Отношение теплового потока к площади поверхности теплопередачи, кВт/м2
Отношение теплового потока к массе ТА, кВт/кг
Отношение теплового потока к габаритному объему, кВт/м3
Секционный
по СП 41-101-95
30
0,83
240
ТМП
по СП 41-101-95
36
0,76
303
Блочный
по СП 41-101-95
39
1,02
500
Блочный
ОАО «САТЭКС»
45,8
2,28
1432
ПВВР
40
2,91
1000

Немаловажным является вопрос о диаметре и материале теплообменных труб. Все ТА для нужд отопления и горячего водоснабжения ориентированы на латунную трубку с наружным диаметром 16 мм и внутренним диаметром 14 мм. Латунь слабо корродирует в среде котловой и сетевой воды, а большой внутренний диаметр трубки увеличивает жесткость трубы и облегчает механическую очистку трубного пространства. Последнее обстоятельство в недалеком прошлом было важнее соображений конкурентоспособности и достижения высоких массогабаритных показателей ТА. Известно, что чем меньше диаметр труб и толщина их стенки, тем выше коэффициенты использования массы и объема ТА. Известны ТА с наружным диаметром труб 6,3 мм или 8 мм, но в этих аппаратах очистка трубного пространства механическим способом затруднена.

По мнению автора диссертации, конструкция конкурентоспособного ТА должна позволять выполнение очистки трубного пространства от загрязняющих отложений как химическим, так механическим (ершиками) способами, трубы при этом должны быть достаточно жесткими во избежание их существенного прогиба после нескольких лет их эксплуатации. В связи с изложенным было принято решение ориентироваться на трубку с наружным диаметром 12 мм и толщиной стенки 1мм. Опыт эксплуатации ТА с такой трубкой позволил перейти впоследствии на толщину стенки 0,8 мм.

Выполненный автором мониторинг рынка производителей труб позволил выбрать в качестве заменителя латуни нержавеющую сталь аустенитного класса 08…12Х18Н10Т, которая за исключением особых случаев практически не корродирует в сетевой и котельной воде, в том числе при организации щелочных режимов водоподготовки, и обладает низкой адгезией к взвешенным ча­стицам и кристаллам накипи. Стремление избавиться в конструкции ТА от коррозионных пар повлекло за собой выбор для трубных решеток, фланцев, перегородок, корпусов и патрубков ТА сталь 12Х18Н10Т и способ закрепления труб в трубных решетках — сваркой в среде аргона. Такой же способ, обеспечивающий высокую прочность и герметичность, целесообразно использовать и для других постоянных соединений ТА.

На основе использования изложенных выше принципов около 10 лет назад ЗАО «ЦЭЭВТ» начало выпускать ТА для коммунального хозяйства типа ВВПИ (в разработку конструкции и технологии изготовления ВВПИ большой вклад внес С. Н. Валиулин). В результате анализа известных решений по конструкции межтрубного пространства было принято решение отказаться от интенсифицирующих теплоотдачу схем течения теплоносителя: поперечного омывания труб с помощью сегментных перегородок, закрутки потока в межтрубном пространстве с помощью системы особым образом выполненных поперечных перегородок или с помощью перегородки в межтрубном пространстве в виде закрученной ленты и др. Поэтому ТА типа ВВПИ имеют реверсив­ную схему тока теплоносителей, в межтрубном пространст­ве нет поперечных перегородок, устанавливается только одна продольная перегородка. Накопленный к настоящему времени опыт эксплуатации ТА типа ВВПИ показал, что рассматриваемые ТА в отличие от пластинчатых аппаратов мало чувствительны к резким скачкам температуры и давления. Их трубные пучки легко и без последствий выдерживают гидро­удары, вибрацию, тряску.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваПатрубки подвода и отвода сред распола­гаются в районе головки теплообменника (рис. 4), что обеспечивает удобство обвязки подогре­вателей и уменьшение температурных де­формаций.
При номинальных значениях расходов ТА типа ВВПИ имеют умеренное гидравличе­ское сопротивление 20-50 кПа, что позволяет в случае необходимости получения больших тепловых потоков при малых температурных напорах соединять подогреватели в блоки параллельно или после­довательно по обеим средам или комбинировать схемы их соединения в блоке.

Очистка полостей ТА типа ВВПИ может быть произведена любым известным способом: химическим (1,5 % водным раствором азотной кислоты), кавитационно-ударным методом, стальными проволочными ежиками и т. п.

Сравним показатели ТА типа ПВВР и ВВПИ. У подогревателей ПВВР отношение теплового потока  к площади поверхности нагрева изменяется от 30 до 50 кВт/м2, у ТА типа ВВПИ — от 50 до 66 кВт/м2. При сопоставлении массогабаритных показателей близких по площади А поверхности нагрева аппаратов ПВВР 273×2000-1,0 (А = 9,4 м2) и ВВПИ 500.00.20 (А = 8,9 м2) отношение теплового потока  к габаритному объему составило 1074 и 1903 кВт/м3 соответственно (преимущество ВВПИ), а отношение теплового потока  к массе аппарата — 2,915 и 5,37 кВт/кг соответственно (преимущество ВВПИ).

Еще более высокие массогабаритные показатели имеют ТА типа ТТАИ предприятия «Теплообмен» г. Севастополь, которые появились на рынке Украины, а затем и СНГ в начале 90-х годов прошлого столетия. Однако, применять их следует, что называется, на любителя — в этих ТА применяются трубы из нержавеющей стали с толщиной стенки 0,3 мм и наружным диаметром 10 мм. Накатывать спиральные плавноочерченные турбулизаторы на них легко, но вальцевать или приваривать такие трубы к трубным решеткам затруднительно, поэтому трубы закрепляются в трубных решетках с помощью особого полимерного клея на силиконовой основе. Спиральная накатка, как известно, менее эффективна по интенсификации теплоотдачи по сравнению с кольцевой, в случае ТТАИ она применяется одновременно для турбулизации потока в трубах и придания жесткости трубам ТА, хотя их провисания даже сразу после изготовления избежать не удается.

В 70-х годах прошлого столетия кожухотрубные водомасляные ТА имели преимущество по массогабаритным характеристикам в сравнении с пластинчатыми аппаратами аналогичного назначения при одинаковых тепловых потоках, затратах мощности на прокачку теплоносителей и среднем температурном напоре. Это во многом объяснялось большой массой концевых плит, кожуха, крышек и увеличением габаритов пластинчатых ТА вследствие выступающих частей разборных ТА (балок, рам, опор и т. п.). Водоводяные пластинчатые ТА имели преимущество по массогабаритным показателям при небольших удельных затратах мощности на прокачку теплоносителей (кВт/м2), при увеличении этого показателя преимущество переходило к кожухотрубным ТА. С тех пор прошло три десятилетия и конструкция пластинчатых ТА была усовершенствована. Представляет интерес сопоставление показателей современных пластинчатых ТА для коммунального хозяйства и кожухотрубных ТА типа ВВПИ. Проведем такое сопоставление на основе данных В. Г. Барона.

Пример 1. Для нагрева морской воды с расходом 9,4 т/ч от 4 до 27°С используется пресная вода с расходом 10,4 т/ч и температурой 70°С. Сухая масса подобранного пластинчатого ТА составила 120 кг при коэффициенте теплоотдачи 5854 Вт/(м2 К). Расчет, выполненный автором диссертации с помощью компьютерной программы ЦЭЭВТ, показал, что заданные условия обеспечивает аппарат ВВПИ 200.00.15 с массой 47 кг и коэффициентом теплоотдачи при заданных исходных данных 6748 Вт/(м2 К). По массе и значению коэффициента теплопередачи ТА типа ВВПИ имеет преимущество перед пластинчатым ТА.

Пример 2. Требуется осуществить 2-х ступенчатый нагрев воды горячего водоснабжения, при этом расход нагреваемой воды 8,4 т/ч, температуры нагреваемой воды (последовательно по ступеням) — 5°С, 43°С и 55°С. По греющей среде были заданы следующие параметры: расход через 2-ю и 1-ю ступени соответственно 5,6 т/ч и 15,2 т/ч, температуры греющей среды на входе во 2-ю и 1-ю ступени соответственно — 70°С и 52°С.

Для решения поставленной задачи был предложен пластинчатый теплообменник одной из западноевропейских фирм, имеющий габаритный объем, равный 0,19 м3. Наш расчет показал, что заданные условия обеспечит по второй ступени нагрева воды горячего водоснабжения ВВПИ 200.00.15 с габаритным объемом 0,124 м3, а по первой ступени — двухкорпусной ВВПИ 350.0020×2 с габаритным объемом 0,416 м3. Суммарный объем ТА типа ВВПИ составил 0,54 м3, что больше, чем объем пластинчатого ТА. Пластинчатый ТА имеет в заданных условиях лучший габаритный объем, чем существующие конструкции ТА типа ВВПИ.

Габаритный объем аппаратов ТТАИ (0,037 м3), обеспечивающих заданные условия эксплуатации в рассмотренном расчетном примере оказался меньше габаритного объема пластинчатого ТА. Это свидетельствует о том, что не все резервы совершенствования ТА типа ВВПИ к настоящему времени использованы.

Автором для рассматриваемой задачи выполнена проработка конструкции трубчатого ТА, имеющего корпус не в виде кожуха (трубы), а в виде параллелепипеда, то есть похожим на корпус пластинчатого аппарата. В случае применения труб с наружным диаметром 12 мм и шагом 13,2 мм (клеевое закрепление в трубных решетках) габаритный объем составит 0,133 м3, а в случае применения стандартной разбивки труб ВВПИ с закреплением сваркой — 0,158 м3, что меньше, чем у сопоставляемого пластинчатого аппарата (0,19 м3). Таким образом, для трубчатых ТА может быть достигнута компактность, превышающая этот показатель для пластинчатых конкурентов.

Более чем 6-летняя практика выполняемых автором расчетов ТА для коммунального хозяйства выявила, что зачастую расход более очищенной котловой воды, направляемой в межтрубное пространство ТА типа ВВПИ, недостаточен для получения высоких значений коэффициентов теплоотдачи. Одним из решений этого вопроса является увеличение скорости течения воды в межтрубном пространстве путем установки дополнительных продольных перегородок, приваренных к трубным решеткам. Однако этот путь, по мнению автора диссертации, тупиковый, так как влечет за собой существенное увеличение потерь давления котловой воды — каждая дополнительная к основной продольная перегородка в межтрубном пространстве дает увеличение потерь давления в 2,5–2,9 раза.

Вопросы повышения компактности ТА типа ВВПИ, интенсификации теплоотдачи в межтрубном пространстве этих аппаратов, снижения гидравлических сопротивлений будут рассмотрены в последующих главах диссертации.

2. Теоретические вопросы теплового расчета кожухотрубных ТА для коммунального хозяйства

Положения, которые будут рассмотрены в настоящей главе, распространяются на любую конструкцию кожухотрубных ТА, в том числе применяемых в энергетике, на флоте, в пищевой, химической промышленности и т. д. Специфика систем теплоснабжения накладывает определенные ограничения на выбор граничных условий теплоотдачи и расчет гидравлического сопротивления. Отдельно учитываются конструктивные особенности ТА типа ВВПИ.

Для создания конкурентоспособных ТА необходимы как теоретические, так и экспериментальные исследования, при этом большая часть натурного эксперимента благодаря современным достижениям компьютерной техники, теории теплообмена и теории теплообменных аппаратов может быть заменена экспериментом вычислительным, производимым на компьютерных моделях процессов, происходящих в ТА. Основным условием такой замены является адекватность предсказаний с помощью компьютерной модели действительности, иначе, компьютерная модель в границах определенной, заранее допускаемой погрешности, должна прогнозировать параметры планируемых к изготовлению ТА с реализованными в них теми или иными конструктивными решениями. Следовательно, непременным условием создания конкурентоспособных ТА в той или иной области применения является создание компьютерной программы (модели), адекватной только для определенных заранее выбранных вариантов конструкции ТА, в которой реализованы все современные достижения науки, проверенные практикой.

Основные положения теории теплообменных аппаратов (ТА) основываются на совместном решении дифференциальных уравнений теплопередачи и теплового баланса с граничными условиями, накладываемыми той или иной схемой тока. Для подавляющего большинства схем тока эти решения получены и приведены в учебной или справочной литературе.

К сожалению, в последнее время, видимо, в связи с тенденциями разрушения науки в Российской Федерации и снижения профессионализма в области технических знаний, достижения теории в расчетах ТА либо не используются, либо намеренно игнорируются. При этом следует выделить два крайних случая: либо чрезмерное упрощение, либо неоправданное усложнение тепловых расчетов.
В первом случае по упрощенным формулам рассчитываются коэффициент k теплопередачи (как для плоской стенки), средний температурный напор  (как средний температурный напор для чистого противотока – средний логарифмический температурный напор). Понятия тепловой эффективности
,
эффективности нагревания
,
эффективности охлаждения
,
числа единиц переноса теплоты

не используются. В приведенных выражениях подстрочным индексом 1 обозначены параметры греющей среды, подстрочным индексом 2 — параметры нагреваемой среды, надстрочным индексом «прим» — температура среды на входе в ТА, надстрочным индексом «два прим» — температура среды на выходе из ТА, С — полная теплоемкость массового расхода: , ср — удельная теплоемкость среды, G — массовый секундный расход среды, Cmin — меньшее значение полной теплоемкости массового расхода из сопоставляемых С1 и С2, А — площадь поверхности теплопередачи.

Во втором случае решение дифференциальных уравнений теплового баланса и теплопередачи с граничными условиями, накладываемыми той или иной схемой тока, осуществляется непосредственно в программе, что аналогично повторному «изобретению велосипеда» — как указывалось, нужные решения как для отдельных ТА с различными схемами тока, так и для их рядов и комплексов уже давно получены.

В компьютерной модели ЗАО «ЦЭЭВТ», разработанной с участием автора диссертации и ориентированной на возможные варианты конструкции ТА типа ВВПИ, использованы в наибольшей степени проверенные уравнения, описывающие граничные условия теплообмена и сопротивления при течении сред с различными скоростями в трубах, в том числе при наличии плавноочерченных турбулизаторов, при поперечном, продольном или смешанном поперечно-продольном омывании труб снаружи, моделируются байпасные и обводные течения (при наличии в межтрубном пространстве поперечных перегородок), рассчитываются все указанные выше параметры, зависящие от схем тока. Схема так называемого интегрального поверочного теплового расчета, строго соблюдающая построения теории ТА и реализованная в компьютерной программе ЦЭЭВТа, приведена на рис. 5.

Анализ рис. 5 свидетельствует о том, программа может рассчитывать любую пару неизвестных (незаданных в исходных данных) температур из набора , в том числе неизвестные температуры одного и того же теплоносителя, что невозможно, если не использовать (не рассчитывать) тепловую эффективность, ее функции и число единиц переноса теплоты.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйства
Рис. 5

Программа оптимизирована разработчиками по критерию «затраты–качество», в ней используются алгоритмы, до минимума уменьшающие число итераций, решения дифференциальных уравнений, например при расчете обводных течений, заменены их регрессионными аналогами, применимыми в рассматриваемой области задач. В программе используется наиболее общее уравнение для расчета коэффициента теплопередачи:

где  — коэффициент теплоотдачи со стороны стенки, омываемой греющей средой;
А1 — площадь поверхности, участвующей в теплообмене со стороны греющей среды;
А — расчетная площадь поверхности теплопередачи, то есть площадь поверхности, к которой отнесен коэффициент теплопередачи, для трубчатых ТА в качестве А чаще всего принимают площадь наружной поверхности труб;
Rw — термическое сопротивление стенки теплообменной поверхности;
Rz — термическое сопротивление загрязняющих отложений на теплообменной поверхности;
— коэффициент теплоотдачи со стороны стенки, омываемой нагреваемой средой;
А2 — площадь поверхности, участвующей в теплообмене со стороны нагреваемой среды.

Выражения для определения термического сопротивления плоской и цилиндрической стенки вытекают из наиболее общего уравнения для определения Rw моно– и биметаллических труб. Для теплообменной поверхности, составленной из монометаллических труб, оребренных с внешней стороны, использована следующая зависимость:
,
где l — определяющий размер оребренной трубы, приблизительно равен наружному диаметру условной гладкой трубы с таким же, что и у оребренной трубы, внутренним диаметром  и термическим сопротивлением Rw. В случае расчета ТА с гладкими трубами l равен наружному диаметру трубы;
— рабочая длина трубы;
— теплопроводность материала стенки.
Для биметаллических труб, оребренных с внешней стороны,
,
где  — внутренний диаметр оребренной рубашки биметаллической трубы;
— теплопроводность материала оребренной рубашки биметаллической трубы.

Технический прогресс не стоит на месте. Регулярно появляются новые методы интенсификации теплоотдачи, новые типы турбулизаторов. Поэтому в программном обеспечении конкурентоспособных ТА должна быть предусмотрена возможность оценки эффективности еще не существующих теплообменных поверхностей, например, труб с турбулизаторами неизвестного сегодня типа. Выполненные П. И. Бажаном и под его руководством исследования позволили получить уравнения подобия для расчета теплоотдачи и сопротивления в этих случаях. Использование и этих уравнений позволяет программный код компьютерной программы ЦЭЭВТа.

Рассмотрим некоторые вопросы применения теории ТА в тепловом расчете. Параметром, который характеризует интенсивность теплопереноса от одной среды ТА к другой, является число единиц переноса теплоты S. Этот важнейший параметр необходим для расчета тепловой эффективности по формулам, вид которых зависит от схемы тока теплоносителей, реализованной в ТА. Зная тепловую эффективность, легко определить ее функции Z и W — если ТА является охладителем, то W = , C1 = Cmin, , если ТА является нагревателем, то Z = , C2 = Cmin, . Другую (неизвестную) функцию тепловой эффективности определяют с помощью зависимости
,
где Р — безразмерный комплекс: . Здесь  и — соответственно больший и меньший перепады температур сред из сопоставляемых и .

Важно указать, что с помощью числа единиц переноса теплоты S легко рассчитывается средний температурный напор:
. (1)

Иными словами, схема тока теплоносителей в расчетах ТА учитывается только один раз — в поверочном тепловом расчете при определении тепловой эффективности , тогда средний температурный напор, необходимый для расчета теплового потока , определяется по формуле (1), в проектном тепловом расчете при определении среднего температурного напора , тогда
= /.

Описанными важными достоинствами не обладает рекламируемый в последнее время так называемый параметр  подогревателя (любой ТА подогревает одну из сред), определяемый по формуле . Анализ этой формулы показывает, что параметр  по внешнему виду напоминает число единиц переноса теплоты, однако его числитель отнесен не к минимальному значению полной теплоемкости массового расхода, а к среднему геометрическому полных теплоемкостей массового расхода греющей и нагреваемой сред. Последнее обстоятельство полностью обесценивает параметр  для теории ТА, а для выполнения расчетов ТА этот параметр попросту не нужен. В отдельных литературных источниках утверждается, что основным достоинством  для водоводяных подогревателей является его неизменное значение для одного и того же ТА, что может быть использовано для контроля ТА в эксплуатации. Автором диссертации выполнена проверка этого утверждения. Для каждого из водоводяных подогревателей типа ВВПИ, производимых ЗАО «ЦЭЭВТ» в г. Н. Новгороде, рассчитывались значения  в широком диапазоне изменения расходов сред. Выявлено, что при этом параметр  каждого исследованного ТА изменяется настолько существенно, что это не может быть признано малой погрешностью дрейфа . Другого результата, впрочем, не могло и быть, в противном случае нужно было утверждать, что коэффициент теплопередачи линейно зависит от расхода сред, а это теория теплообмена опровергает.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваПокажем результаты нашего исследования (вычислительного эксперимента) на примере водоводяного подогревателя ВВПИ 1750.00.20 (табл. 2). Температура греющей среды на входе в ТА во всех опытах принималась равной 110°С, температура нагреваемой среды на входе в ТА — 70°С. Для проведения вычислительного эксперимента использовалась компьютерная программы поверочного теплового расчета ТА ЦЭЭВТа.

Из анализа таблицы следует, что параметр подогревателя  является крайне нестабильной величиной, отклонения от среднего по плану эксперимента значения ср = 0,827 составили от –67,5 до +92,0 %. Так сильно изменяется и число единиц переноса теплоты (рис. 6). Тенденции изменения сопоставляемых параметров, как видно из анализа рис. 6, не совпадают, следовательно, эти параметры отражают различные физические процессы.

Таблица 2

Расход греющей среды, м3
Расход нагрева-емой среды, м3/ч
Параметр подогрева-теля
Отклонение значения от среднего значения ср, %
Число единиц переноса теплоты S
Средний температур-ный напор, °С
Тепловой поток ТА, кВт
72
140
0,686
–20,6
0,958
21,98
1708
72
70
0,875
+5,7
0,886
20,00
1401
72
40
1,023
+23,6
1,371
17,66
1094
72
20
1,117
+35,0
2,118
14,66
701
72
5
0,269
–67,5
1,020
24,51
141
72
100
0,776
–6,6
0,916
21,15
1572
140
140
0,561
–47,5
0,562
24,79
2197
100
140
0,625
–32,3
0,741
23,49
1960
70
140
0,691
–19,7
0,978
21,84
1685
40
140
0,781
–5,9
1,462
18,82
1239
40
70
1,010
+22,0
1,338
17,85
1076
40
40
1,201
+45,2
1,203
16,45
891
20
70
1,120
+35,4
2,098
14,72
696
5
70
0,370
+55,3
1,385
21,07
164
20
20
1,596
+92,0
1,598
13,38
481
5
5
0,617
–34,1
0,618
23,81
83

Если сопоставить колонки табл. 2, в которых приведены значения параметра подогревателя , числа единиц переноса теплоты и теплового потока ТА, то напрашивается вывод о том, что ни параметр подогревателя, ни число единиц переноса теплоты особого физического смысла как показатели интенсивности теплопереноса не имеют. Теория ТА, казалось бы, подтверждает независимость теплового потока от числа единиц переноса теплоты: . Однако, выражение ставит все на свои места — число единиц переноса теплоты является мерой способности восприятия теплоты средой, у которой полная теплоемкость массового расхода в рассматриваемом ТА на данном режиме работы самая маленькая. Ясно, что произведение  является одновременно произведением k А, а это ни что иное как тепловой поток, приходящийся на 1°С температурного напора (движущей силы теплообмена). Кожухотрубные ТА именно тогда проигрывают своим пластинчатым конкурентам, когда их произведение k А, а следовательно и , скажем, вследствие низких значений коэффициента теплопередачи при малых расходах среды с , значительно ниже, чем у пластинчатых ТА.

Поскольку параметр  включает в себя среднее геометрическое полных теплоемкостей массовых расходов обеих сред — греющей и нагреваемой, то даже теоретически его нельзя представить мерой интенсивности теплопереноса, например, от среды с Cmax к среде с . «Физику»  можно описать только как меру количества теплоты, которую может воспринять среда с условным расходом, соответствующим значению . Для расчета ТА параметр  не нужен, а для объяснения действительной «физики» процессов в ТА, равно как для получения и анализа эксплуатационных показателей ТА он просто не пригоден.

Таким образом, мы устанавливаем, что в компьютерных программах проектного и поверочного тепловых расчетов ТА любой конструкции необходимо в полной мере использовать достижения теории ТА. Реклама, а тем более применение в расчетах каких либо «новых» параметров, аналогичных рассмотренному выше, без должной проверки просто недопустимы.

Выполненные автором многочисленные проверки показали, что в подавляющем большинстве расчетных случаев не следует стремиться к решению распределенных задач, хотя возможности современных компьютеров это позволяют. Многолетний опыт ЦЭЭВТа показывает, что поэлементный тепловой расчет ТА (который предусмотрен в компьютерной программе ЦЭЭВТа) или интервально-итерационные тепловые расчеты ТА не позволяют достичь большего приближения результатов расчетов к результатам экспериментальной проверки параметров ТА, выполненной на исследовательском стенде или на месте эксплуатации, по сравнению с так называемым интегральным тепловым расчетом, основанным на использовании сосредоточенной модели ТА. А если это так, то излишнее усложнение компьютерных программ, по мнению автора, нерационально.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваРасширенные возможности компьютерной программы ЦЭЭВТа можно выявить путем анализа бланка 0 форм ввода исходных данных (рис. 7). Можно рассчитывать конструкции с поперечными перегородками (до 12) в межтрубном пространстве, с любым числом реально осуществимым числом продольных перегородок, с вертикальной или горизонтальной ориентацией кожуха (от этого зависит интенсивность теплоотдачи при вязкостно-гравитационном режиме течения), с большим числом ходов теплоносителя в трубах (до 10). Программа позволяет рассчитать блок ТА, состоящий из соединенных последовательно корпусов (до 5, как на рис. 2) или систему ТА параллельно включенных до 10 отдельных или сдвоенных, строенных и т. д. корпусов. Всего в рассчитываемой системе ТА может быть до 50 корпусов. При необходимости, в систему могут быть включены ВВПИ различных типоразмеров. С помощью бланков 1-4 вводятся расходы теплоносителей, заданные температуры, размеры теплообменной трубки, теплопроводность ее материала, параметры накатки, разбивки труб в пучке, диаметр или геометрические размеры сечения корпуса (кожуха), диаметры патрубков, данные, необходимые для достоверного расчета потерь давления в трубах и межтрубном пространстве, значение термического сопротивления загрязнения теплопередающей поверхности.

Укажем, что при расчете и оптимизации параметров подогревателей типа ВВПИ по заявкам потребителей специалисты ЦЭЭВТ практически всегда считают поверхность теплообмена покрытой слоем загрязнений с термическим сопротивлением 0,00012 м2 К/ Вт, что эквивалентно сопротивлению слоя накипи толщиной 0,15–0,3 мм с теплопроводностью 1,2–3 Вт/(м К). Десятилетняя эксплуатация подогревателей типа ВВПИ в системах теплоснабжения показывает, что большая загрязняемость для подогревателей типа ВВПИ в силу эффекта самоочистки внутренней, наиболее загрязняемой сетевой водой, поверхности труб, направленными в пограничный слой турбулентными вихрями, возникающими при обтекании плавноочерченных турбулизаторов определенной высоты, расположенных на оптимальном расстоянии друг от друга, и разрушающими отложения на той стадии, когда они представляют собой маловязкие структуры, нехарактерна.

Рассматриваемая компьютерная программа имеет развитую базу данных, в которой могут храниться исходные данные и результаты расчетов 10000 вариантов расчетов ТА. Форма вывода результатов расчета приведена на рис. 8. В нижней части окна, которая открывается с помощью полосы вертикальной прокрутки, выводятся температура нагреваемого теплоносителя на выходе из ТА, потери давления в трубах и межтрубном пространстве, текущая цена аппарата, которая при изменении цен комплектующих изделий также меняется.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваВ следующей главе диссертации будут показаны возможности программы при использовании ее как объекта вычислительного эксперимента.

На фоне перечисленных достоинств компьютерной программы ЦЭЭВТа встает во­прос о допустимости применения упрощенных методов теплового расчета ТА. Автор счи­тает, что и для них найдется своя техническая ниша.

Взаимоотношения заказчика с изго­товителем ТА могут строиться по двум поведенческим моделям. При реализации первой заказчик отправляет изготовителю опросный лист и получает от него конкретное коммер­ческое предложение с указанием параметров ТА, отвечающего заданным в опросном листе данным. Рассматриваемая поведенческая модель предполагает полное доверие за­казчика к изготовителю ТА. Вторая поведенческая модель «заказчик–изготовитель» осно­вывается на выполнении заказчиком предварительных расчетных оценок, например, только тепловых показателей, и предварительного подбора ТА из типоразмерного ряда изготовителя, после чего действия изготовителя сводятся к углубленному расчетному ис­следованию выбранной конструкции. Обе рассмотренные поведенческие модели имеют достоинства и недостатки, и обе имеют право на реализацию. Однако, в случае примене­ния второй модели необходимо, чтобы заказчик использовал малотрудоемкую методику теп­лового расчета ТА, которую разработали и проверили специалисты изготовителя. Разра­ботанная автором методика приводится в следующей главе диссертации.

3. Методика предварительного подбора ТА типа ВВПИ с элементами проектного теплового расчета

Разработанная автором методика базируется на предположении, что заказчик, выбирая поставщика теплообменных аппаратов для отопления и горячего водоснабжения, должен оценить, какой ТА типа ВВПИ подходит для существующих условий эксплуатации и устраивает ли его цена теплообменника.

Разработанная методика включает в себя следующие шаги:

  1. анализ и преобразование к удобному виду исходных данных;
  2. предварительный выбор индекса (ов) ВВПИ с помощью графиков рис. 9–11 и уравнений (5) и (6);
  3. задание коэффициента теплопередачи в первом приближении, если индекс не определен конкретным значением (подходят два или более типа ВВПИ), или расчет коэффициента теплопередачи с помощью уравнения (4) и данных табл. 3;
  4. уточнение индекса ВВПИ с помощью уравнений (5) или (6) и, если нужно, коэффициента теплопередачи;
  5. вычисление среднего логарифмического напора по заданному температурному графику:
    (2)
  6. определение требуемой площади А поверхности теплопередачи:
    (3)
    где  — тепловой поток подогревателя, кВт;
  7. вычисление требуемой длины труб подогревателя типа ВВПИ с индексом , определенном на шаге 4:
    , (4)
    где d — наружный диаметр трубы, м;
    n — число труб в подогревателе (см. второй столбец табл. 3).

При этом необходимо учитывать, что подогреватели типа ВВПИ выпускаются с рабочей длиной труб 1,0; 1,25; 1,5; 1,75 и 2,0 м.

Необходимые для применения методики графики рис. 9–11 получены расчетом при температуре греющей воды 110°С и температуре нагреваемой воды 70°С, при этом максимальные рекомендуемые значения расходов ограничены максимальными допускаемыми потерями давления 50 кПа (5 м. вод. ст.), а минимальные — значениями коэффициентов теплоотдачи около 3000 Вт/(м2 К).

Оставляя вопрос цены за рамками настоящей диссертации, автор разработал малотрудоемкую методику подбора подогревателей типа ВВПИ, которая базируется на использовании рис. 9–11, табл. 3 и регрессионных зависимостей:
для ВВПИ 60, 100 и 200:
; (5)
для остальных ВВПИ:
, (6)
где  — индекс обозначения подогревателя типа ВВПИ,  = 60, 100, 200,…, 2200;
v1, v2 — расход греющей и нагреваемой сред соответственно, м3/ч.

Необходимые для применения дальнейших построений настоящей главы параметры подогревателей типа ВВПИ ЗАО «ЦЭЭВТ» приведены в табл. 3.

Таблица 3

Обозначение ВВПИ без указания исполнения
Число труб
Значения коэффициента теплопередачи Вт/(м2 К), с учетом загрязнений
Свободный член
b0 в уравнении (7)
Коэффициент b1 в уравнении (7)
Коэффициент b2 в уравнении (7)
1
2
3
4
5
6
ВВПИ-60
18
2120–3275
1525,9870
162,3450
126,6010
ВВПИ-100
30
1750–3240
1210,5630
87,4110
101,4610
ВВПИ-200
56
1830–3250
1279,2780
77,1100
54,1840
ВВПИ-350
97
1170–3190
719,9713
31,5515
389451
ВВПИ-500
138
1650–3150
1138,5780
17,8010
19,5070
ВВПИ-800
184
1760–3290
1265,7560
12,4190
16,2870
ВВПИ-1000
236
1810–3190
1403,9730
9,2510
11,7050
ВВПИ-1250
294
1820–3160
1227,4980
9,3880
10,3800
ВВПИ-1500
354
1840–3120
1226,6490
7,7140
8,3770
ВВПИ-1750
388
2020–3140
1815,0810
3,4180
6,3410
ВВПИ-2200
500
1560–2820
938,5257
7,1340
5,52650

Для удобства заказчиков нужно представить в графической форме рекомендуемые для тех или иных подогревателей типа ВВПИ значения расходов греющей воды (рис. 9), нагреваемой воды (рис. 10) и диапазоны тепловых потоков, передаваемые подогревателями типа ВВПИ при рекомендуемых значениях расходов теплоносителей, указанных на рис. 9 и 10 (рис. 11).

Указанные в табл. 3 значения коэффициентов теплопередачи получены при рекомендованных минимальных и максимальных значениях расходов греющей и нагреваемой воды. Анализ данных третьего столбца табл. 3 показывает, что подогреватели типа ВВПИ в загрязненном состоянии характеризуются коэффициентами теплопередачи, которые ничуть не хуже коэффициентов теплопередачи загрязненных пластинчатых теплообменных аппаратов. Отметим, что минимальные значения коэффициентов теплопередачи, приведенные в табл. 3, указаны для частичных и нехарактерных в условиях эксплуатации режимов работы подогревателей. Тем более эти расходы не задаются заказчиками в опросных листах, поэтому соответствующие им значения коэффициента теплопередачи даны как справочные. Минимальные, промежуточные и максимальные значения коэффициента теплопередачи, полученные в результате вычислительного эксперимента, проведенного по насыщенному трехуровневомуплану (табл. 4), использовались нами для получения регрессионных уравнений для определения коэффициента теплопередачи того типа или иного типа подогревателя. Для каждого ТА типа ВВПИ уровень «–1» соответствовал минимальному значению расходов v1 или v2, приведенным на графиках рис. 9 и 10, уровень «+1» — максимальному значению расходов v1 или v2, уровень «0» — среднему между максимальным и минимальным значениям расходов v1 или v2.

Таблица 4

Факторы
Уровни варьирования факторов
v1
+
+
0
+
v2/n2
+
+
+
0

Обработка результатов вычислительного эксперимента производилась с помощью программы регрессионного анализа статистического пакета прикладных программ «Statistica 6.0». Предварительные исследования показали, что линейная форма уравнения для определения коэффициента теплопередачи:
(7)
где k — коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверхности труб, Вт/(м2 К);
— число трубных ходов, в подогревателях типа ВВПИ может быть один или два трубных хода,
по статистическим показателям адекватно аппроксимирует результаты эксперимента, при этом средняя квадратическая погрешность получаемых уравнений варьировалась от 2 до 20 %.
Значения коэффициентов b0, b1 и b2 приведены в табл. 3.

Особенностью применения уравнений (5) и (6) является то, что для выполнения расчетных оценок с их помощью необходимо в первом приближении задаваться значением коэффициента теплоотдачи. Именно для этого в табл. 3 приведен третий столбец. Однако, как будет показано в расчетных примерах, к выбору значений коэффициента теплопередачи нужно подходить взвешенно, не стремясь выбирать обязательно максимальные значения из табл. 3, потому что, задавая большие значения коэффициента теплопередачи, можно получить заниженный по сравнению с нужным индекс подогревателя ВВПИ.

Покажем особенности разработанной методики на примерах.

Пример 1. Подобрать подогреватель типа ВВПИ для системы отопления мощностью 0,16 Гкал/ч. Температурный график 110/80°С (котловой контур), 95/70°С (сетевой контур).

  1. Преобразуем исходные данные в удобный для расчетов вид.
    Тепловой поток подогревателя  = 0,16 103 1,163 = 186 кВт. Принимаем  = 110°С,  = 80°С,  = 70°С,  = 95°С,  – = 30°С,  –= 25°С.
    Расходы теплоносителей, м3/ч:
    греющего v1 =  3600/ = 186 3600/(4,2 30 1000) = 186/(1,167 30) = 5,31;
    нагреваемого  = 186/(1,167 25) = 6,37.
    Здесь сp1 и  — удельная теплоемкость греющей воды, кДж/(кг К), и плотность греющей воды, кг/м3. Без существенной погрешности можно принимать для греющей и нагреваемой воды сp = 4,2 кДж/(кг К),  = 1000 кг/м3.
  2. Анализируем графики рис. 9–11.
    По тепловому потоку (см. рис. 11) подходят подогреватели ВВПИ-200 и ВВПИ-350.
    По расходу греющей воды (см. рис. 9) подходят ВВПИ-60, ВВПИ-100 и ВВПИ-200.
    По расходу нагреваемой воды (см. рис. 10) подходят ВВПИ-60, ВВПИ-100, ВВПИ-200 и ВВПИ-350.
  3. Определяем коэффициент теплопередачи в первом приближении. Возможно два пути. В первом случае задаемся коэффициентом теплопередачи, ориентируясь на данные столбца 3 табл. 1. Выберем для примера большое значение коэффициента теплопередачи k = 3000 Вт/(м2 К). Во втором случае коэффициент теплопередачи нужно рассчитать с помощью уравнения (7). Поскольку по тепловому потоку подходят подогреватели ВВПИ-200 и ВВПИ-350, расчет выполняем для этих аппаратов, Вт/(м2 К):
    k = 1279,278 + 77,1100 5,31 + 54,1840 6,37 = 2034 для ВВПИ-200;
    k = 719,9713 + 31,5515 5,31 + 38,9451 6,37 = 1135 для ВВПИ-350.
  4. Уточняем индекс ВВПИ:
    для ВВПИ-200 с k = 3000 Вт/(м2 К) (уравнение (5))
    = 226,65 +8,5429 5,31 + 7,9833 6,37 – 0,0863 3000 = 64;
    для ВВПИ-200 с k = 2034 Вт/(м2 К) (уравнение (5))
    = 226,65 +8,5429 5,31 + 7,9833 6,37 – 0,0863 2034 = 147;
    для ВВПИ-350 с k = 1135 Вт/(м2 К) (уравнение (6))
    = 1428,216 + 11,149 5,31 + 7,31 6,37 – 0,569 1135 = 888.

Результаты, на первый взгляд, кажутся неожиданными. Попробуем разобраться. В случае использования k = 3000 Вт/(м2 К) уравнение (5) указывает на подогреватель ВВПИ-60, в котором при заданных расходах сред может быть достигнуто указанное значение коэффициента теплопередачи. «Физика» теплопереноса отражается правильно.

В случае использования k = 1135 Вт/(м2 К) уравнение (6) указывает на подогреватель ВВПИ-800 (число 888 округляется до ближайшего нижнего значения), в котором при заданных расходах сред может быть достигнуто такое низкое значение коэффициента теплопередачи. И здесь «физика» теплопереноса работает правильно. Однако, если посмотреть с другой стороны, то с учетом графика рис. 11 полученный результат указывает, что k= 1135 Вт/(м2 К) задавать не следует.

В случае использования k = 2034 Вт/(м2 К) уравнение (5) указывает на подогреватель ВВПИ-100, в котором при заданных расходах сред может быть достигнуто указанное значение коэффициента теплопередачи. Однако, так как число 147 близко к числу 151, то округление числа 147 может быть и в большую сторону, то есть может быть применен подогреватель ВВПИ-200.

Проверим полученные результаты с помощью программного обеспечения ЦЭЭВТа. Расчет ВВПИ-60 показывает, что коэффициент теплопередачи составляет 3214 Вт/(м2 К), но требуемый тепловой поток этим аппаратом не обеспечивается, а потери давления достигают значения 53 кПа. Расчет ВВПИ-200 показывает, что коэффициент теплопередачи составляет 2248 Вт/(м2 К), но требуемый тепловой поток однокорпусной конструкцией этого аппарата также не обеспечивается, а запас по потерям давления наличествует. Расчет ВВПИ-350 показывает, что коэффициент теплопередачи составляет 1364 Вт/(м2 К), требуемый тепловой поток однокорпусной конструкцией этого аппарата не обеспечивается, запас по потерям давления наличествует.

Итак, ориентируемся на подогреватель ВВПИ-200.

  1. Вычисляем средний логарифмический температурный напор с помощью уравнения (2), °С:
    .
    Следует учитывать, что действительный средний температурный напор меньше среднего логарифмического, и тем самым погрешность выполняемого оценочного расчета дополнительно увеличивается.
  2. Определяем требуемую площадь поверхности теплопередачи с помощью уравнения (3), м2:
    А = 186 1000 / (2034 17,38) = 5,26.
  3. Рассчитываем требуемую рабочую длину труб подогревателя ВВПИ-200 с помощью уравнения (4), м:
    L = 5,26 / ( 0,012 56) = 2,49.

Поскольку полученное значение больше 2 м, то для использования в рассматриваемой системе отопления нужно применить двухкорпусную конструкцию подогревателя ВВПИ-200. Не следует, однако, полагать, что для данного случая подойдет двухкорпусная конструкция ВВПИ-200 с длиной труб 1,25 м. Оценочная методика не учитывает действительных особенностей схемы тока и некоторые другие аспекты теории теплообменных аппаратов, поэтому действительность, как правило, требует большей теплообменной поверхности, чем получается при выполнении оценочных расчетов.

Точный расчет, выполненный с помощью компьютерной программы, описанной в главе 2, показал, что заданные параметры практически обеспечивает двухкорпусной ВВПИ-200.00.20.00 ×2 с рабочей длиной труб в каждом корпусе 2 м или с гарантией двухкорпусной ВВПИ-350.00.20.00 ×2. Два ВВПИ-350.00.15.1 с длиной труб 1,5 м и двумя трубными ходами, включенные последовательно, обеспечивает такой же тепловой поток, что и ВВПИ-200.00.20.00 ×2 (178 кВт), который мы считаем приемлемым, поскольку в расчете учтено загрязнение подогревателя в эксплуатации.

Пример 2. Подобрать подогреватель типа ВВПИ для системы отопления мощностью 1,9 Гкал/ч. Температурный график 110/80°С (котловой контур), 95/70°С (сетевой контур).

  1. Преобразуем исходные данные в удобный для расчетов вид. Здесь и далее промежуточные выкладки опускаем.
    Тепловой поток подогревателя  = 1,9 103 1,163 = 2210 кВт. Принимаем  = 110°С,  = 80°С,  = 70°С,  = 95°С,  – = 30°С,  –= 25°С.
    Расходы теплоносителей, м3/ч:
    греющего v1 = 2210/(1,167 30) =63,1;
    нагреваемого 2210/(1,167 25) = 75,76.
  2. Анализируем графики рис. 9–11.
    По тепловому потоку (см. рис. 3) подходит только подогреватель ВВПИ-2200.
    По расходам греющей и нагреваемой воды (см. рис 9 и 10) подходят ВВПИ-800, ВВПИ-1000, ВВПИ-1250, ВВПИ-1500, ВВПИ-1750 и ВВПИ-2200.
  3. Определяем (рассчитываем) коэффициент теплопередачи в первом приближении. Расчет выполняем для аппарата ВВПИ-2200, Вт/(м2 К):
    k = 938,5257 + 7,1340 63,1 + 5,5265 75,76 = 1807.
  4. Уточняем индекс ВВПИ:
    для ВВПИ-2200 с k = 1807 Вт/(м2 К) (уравнение (6))
    = 1428,216 + 11,149 63,1 + 7,31 75,76 – 0,569 1807 = 1657.
    Полученный индекс указывает, что в данном случае могут быть применены аппараты ВВПИ-1750 и ВВПИ-2200. Учитывая недостаточно большое значение коэффициента теплопередачи, выбираем подогреватель ВВПИ-2200.
  5. Значение среднего логарифмического температурного напора берем из примера 1:
    °С
  6. Определяем требуемую площадь поверхности теплопередачи с помощью уравнения (3), м2:
    А = 2210 1000 / (1807 17,38) = 70,36.
  7. Рассчитываем требуемую рабочую длину труб подогревателя ВВПИ-2200 с помощью уравнения (4), м:
    L = 70,36 / ( 0,012 500) = 3,73.

Поскольку полученное значение больше 2 м, то для использования в рассматриваемой системе отопления нужно применить как минимум двухкорпусную конструкцию подогревателя ВВПИ-2200.

Точный расчет, выполненный с помощью компьютерной программы, описанной в главе 2, показал, что заданные параметры с гарантией обеспечивают три одноходовые по трубам ВВПИ-2200.00.17.00 с рабочей длиной труб в каждом корпусе 1,75 м, включенные последовательно, или три одноходовых по трубам ВВПИ-1750.00.17.00 с длиной труб 1,75 м, включенные последовательно, однако в последнем случае достигаются потери давления по котловой воде 56 кПа.

Пример 3. Подобрать подогреватель типа ВВПИ для системы горячего водоснабжения мощностью 1,1 Гкал/ч. Температурный график 90/70°С (котловой контур), 65/40°С (контур горячего водоснабжения).

  1. Преобразуем исходные данные в удобный для расчетов вид. Тепловой поток подогревателя  = 1,1 103 1,163 = 1279 кВт. Принимаем  = 90°С,  = 70°С,  = 40°С,  = 65°С,  – = 25°С,  –= 30°С.
    Расходы теплоносителей, м3/ч:
    греющего v1 = 1279/(1,167 20) = 54,83;
    нагреваемого 2210/(1,167 25) = 43,86.
  2. Анализируем графики рис. 9–11.
    По тепловому потоку (см. рис. 11) подходят подогреватель ВВПИ-1000, ВВПИ-1250, ВВПИ-1500, ВВПИ-1750 и ВВПИ-2200.
    По расходам греющей и нагреваемой воды (см. рис 9 и 10) подходят ВВПИ-500, ВВПИ-800, ВВПИ-1000, ВВПИ-1250, ВВПИ-1500, ВВПИ-1750 и ВВПИ-2200.
  3. Определяем (рассчитываем) коэффициент теплопередачи в первом приближении. Расчет выполняем для аппарата ВВПИ-1000, Вт/(м2 К):
    k = 1403,973 + 9,251 54,83 + 11,705 43,86 = 2424.
  4. Уточняем индекс ВВПИ:
    для ВВПИ-1000 с k = 2424 Вт/(м2 К) (уравнение (6))
    = 1428,216 + 11,149 54,83 + 7,31 43,86 – 0,569 2424 = 981.
    Полученный индекс указывает, что в данном случае могут быть применены аппараты ВВПИ-1000 и с более высокими индексами. Выбираем подогреватель ВВПИ-1000.
  5. Вычисляем средний логарифмический температурный напор с помощью уравнения (2), °С:
    °С
  6. Определяем требуемую площадь поверхности теплопередачи с помощью уравнения (3), м2:
    А = 1279 1000 / (2424 26,807) = 19,1.
  7. Рассчитываем требуемую рабочую длину труб подогревателя ВВПИ-1000 с помощью уравнения (4), м:
    L = 19,1 / ( 0,012 236) = 2,145.

Поскольку полученное значение больше 2 м, то для использования в рассматриваемой системе отопления нужно применить двухкорпусную конструкцию подогревателя ВВПИ-1000.
Точный расчет, выполненный с помощью компьютерной программы, описанной в главе 2, показал, что заданные параметры с гарантией обеспечивает двухкорпусной ВВПИ-1000.00.12.00 ×2 с рабочей длиной труб в каждом корпусе 1,25 м.

Отметим, что во всех трех примерах пригодными оказались многокорпусные конструкции подогревателей типа ВВПИ. Это не более чем случайность, обусловленная выбором исходных данных и, прежде всего, низкими значениями среднего температурного напора. При значениях , превышающих 30–35°С, c помощью рассмотренной методики выбираются, в основном, однокорпусные конструкции.

Анализ результатов проверок разработанной методики позволяет сделать вывод о ее пригодности для выполнения предварительных оценок, необходимых для определения габаритных показателей подходящего для заданных условий эксплуатации подогревателя типа ВВПИ. По сути выполняемых расчетных операций разработанная автором методика является методикой проектного расчета в малотрудоемком варианте, результаты которого на практике всегда уточняются серией поверочных расчетов. После поступления опросных листов от заказчика специалисты ЦЭЭВТа выполняют с помощью описанного программного обеспечения серию расчетов подогревателей типа ВВПИ с различными индексами, оптимизируя тепловые и гидравлические характеристики потенциально пригодных для заданных заказчиком условий эксплуатации аппаратов.

4. Экспериментальное подтверждение эффективности конструктивных решений

Для проверки теоретических положений, новых конструктивных решений, а также для периодической проверки теплотехнических показателей ТА был разработан исследовательский стенд (рис. 12), который используется ЗАО «ЦЭЭВТ» также и для проведения гидравлических испытаний выпускаемой продукции. На схеме рис. 12 Т1, Т2, Т3, Т4 — температурные датчики (термометры), М1, М2, М3, М4 — датчики статического напора (микроманометры), Р1, Р2 — расходомеры, АТ — аппарат теплообменный (испытываемый ТА типа ВВПИ). Один из испытываемых аппаратов показан на рис. 13.

 

Рис. 12

На описываемом стенде была проверена идея автора об использовании эффекта генерирования смерчеобразных вихрей лунками при омывании поверхности потоком. Метод известен и во многих случаях применяется для интенсификации теплоотдачи на поверхности с лунками.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваВозникающие на криволинейной поверхности лунки микросмерчи увлекают в свое основание образующийся на поверхности лунки пограничный слой и существенно (до трех раз) снижают термическое сопротивление теплоотдаче на «олуненной» поверхности. Автор диссертации предложил использовать эффект генерирования смерчеобразных вихревых структур не для интенсификации теплоотдачи на поверхности с лунками, а для возмущения потока, движущегося в межтрубном пространстве и омывающего теплообменные трубы в продольном направлении. Для этого лунки увеличенной глубины (для генерирования мощных вихрей) наносятся не на трубы – эта технология прорабатывается–, а на тонкие (0,3 мм) листы, которые прикрепляются к сегментам-вытеснителям внутри корпуса аппаратов ВВПИ (рис.14).

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйстваОдновременно решаются две задачи: снижение отрицательного с точки зрения теплоотдачи байпасирования потока в обход трубного пучка и возмущение (турбулизация) потока в межтрубном пространстве. Лунки наносятся также на поверхность продольной перегородки в межтрубном пространстве. Поскольку перегородка по идее автора должна генерировать вихри в обе стороны от нее, на каждой стороне перегородки лунки чередуются с полусферами. Микросмерчи генерируются лунками нормально к поверхности пластин или перегородки с лунками и, попадая в пространство между трубами, разрушают образующийся на трубах тепловой пограничный слой. Интенсифицирующая теплообмен область деятельности луночных вихрей распространиться не на весь пучок, а на один-два ряда труб, примыкающих к поверхности, генерирующей смерчеобразные вихри, и эффект интенсификации теплоотдачи не будет таким же, что и для плоских поверхностей. Этот эффект и нужно было оценить экспериментально.

Для проведения эксперимента был выбран ТА типа ВВПИ 60 с 18 теплообменными трубами длиной 1,75 м. Корпус этого ТА имеет шестигранную форму (см. рис 14). Рассматриваемая конструкция была выбрана с целью исключения синергетического эффекта повышения интенсивности теплопередачи путем уменьшения обводных течений и «олунения» указанных выше плоскостей (шестигранный корпус практически исключает обводные течения). Лунки были нанесены на подготовленный лист заготовки корпуса так, чтобы лунки не попадали в область сварного шва и будущих углов, после чего были произведены операции по формированию шестигранного корпуса и сварка. Роль контрольного образца играл штатный подогреватель ВВПИ 60, изготовленный без нанесения лунок на корпус и перегородку.

Оба ТА испытывались по одной и той же программе. Устанавливалось постоянное значение расхода нагреваемой среды из ряда 1, 2, 4 и 6 м3/ч и при этом неизменном значении v2 проводилось шесть опытов с различными расходами греющей воды от 0,5 до 8 м3/ч (табл. 5). Затем устанавливалось новое неизменное значение расхода нагреваемой воды и проводились шесть новых опытов и т. д. На каждом режиме после стабилизации параметров значения расходов и концевых температур измерялись не менее пяти раз, продолжительность каждого режима составляла не менее одного часа.

Таблица 5

Расход нагреваемой воды, м3/ч
Расход греющей воды, м3/ч
Тепловой поток ВВПИ 60 без лунок, кВт
Тепловой поток ВВПИ 60 с лунками, кВт
Увеличение теплового потока, %
6,0
0,5
25
33
30
6,0
1,0
50
58
16
6,0
2,0
85
94
10
6,0
4,0
130
129
0
6,0
6,0
155
152
0
6,0
8,0
170
172
0
1,0
0,5
20
24
20
1,0
1,0
29
35
20
1,0
2,0
38
44
15
1,0
4,0
43
47
9
1,0
6,0
45
45
0
1,0
8,0
46
46
0

Как следует из анализа табл. 5, увеличение теплового потока ТА с лунками составило 9–30 %, причем на режимах, обеспечивающих высокие значения коэффициента теплоотдачи в межтрубном пространстве, наличие лунок не привело к увеличению и без того высокого (более 10000 Вт/(м2 К)) коэффициента теплоотдачи. Тот факт, что на некоторых из этих режимов получены меньшие тепловые потоки, чем у ТА без лунок, свидетельствует лишь о погрешности измерений в эксперименте.

В результате обработки экспериментальных данных получены значения коэффициентов теплопередачи, для двух значений расходов нагреваемой воды приведенные на рис. 15 и 16.

Предварительно автором были проведен эксперимент на коротких ТА типа ВВПИ 60 с длиной труб 1,0 м. Этот эксперимент не подтвердил идею автора о положительном влиянии лунок на коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве — только на 2 режимах малых расходов получено увеличение теплового потока не более чем на 10 %. Иллюстрируемое рис. 15 и 16 повышение коэффициента теплопередачи ТА с лунками, имеющее место при расходах менее 4 м3/ч (50 % от максимального расхода), видимо, можно объяснить тем, что на длине 0,75 м было размещено такое количество лунок, которое интенсифицировало теплоотдачу на участке более или менее стабилизированного продольного обтекания труб потоком в межтрубном пространстве, в то время как в коротких ТА такого участка практически нет — поток возмущен на входе в межтрубное пространство ТА и на участке поворота на 180 ° и эффект «олунения» не проявляется.

Разработка конкурентоспособных теплообменных аппаратов для коммунального хозяйства

На созданном экспериментальном стенде в настоящее время проверяются новые конструктивные решения, направленные на повышение конкурентоспособности ТА типа ВВПИ.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ВЫВОДЫ

  1. Конкурентоспособный кожухотрубный теплообменник для коммунального хозяйства должен иметь:
    • теплообменную трубу с нанесенными на нее плавноочерченными турбулизаторами, благодаря которым рост теплоотдачи соизмерим с ростом гидравлического сопротивления, толщина стенки трубы должна быть не менее 0,6 мм, но не более 1 мм;
    • материал элементов ТА, не допускающий возможности образования коррозионных пар;
    • минимальную допускаемую по соображениям технологии изготовления толщину остальных элементов (корпуса, трубных решеток, патрубков, переходов, фланцев и т. п.) без запасов на износ;
    • не более двух ходов среды в межтрубном пространстве и в трубах;
    • минимальную обвязку (при блочном исполнении).
  2. Разработаны схемы двух поведенческих моделей «заказчик–изготовитель». Первая из них предполагает полное доверие заказчика к изготовителю и выполнение на этой основе большого числа проектных и поверочных расчетов ТА с целью выбора наилучшей, по мнению изготовителя, конструкции. Вторая модель, которая детально проработана автором, предполагает паритетное участие заказчика в процедуре выбора конструкции ТА путем выполнения им проектных расчетов по малотрудоемкой методике.
  3. Обе поведенческие модели, указанные в пункте 2 настоящих выводов, основываются на применении компьютерной программы для поверочного теплового расчета ТА, оптимизированной при ее создании с участием автора по критерию «затраты–качество». Созданная компьютерная программа (модель) является носителем следующих отличительных черт:
    • в программе реализована как сосредоточенная (основная), так и распределенная математические модели ТА, точно использующие все положения теории ТА;
    • в программные построения заложена возможность расчета конструкций ТА, отличающихся от конструкции разработанных ТА типа ВВПИ, при этом предусмотрена возможность совершенствования существующей конструкции путем применения многих перспективных нововведений для кожухотрубных ТА, в том числе обозначенных в настоящей работе;
    • программный код предусматривает возможность расчета еще не существующих теплообменных поверхностей, например, труб с турбулизаторами неизвестного сегодня типа, путем использования обобщающих уравнений подобия для теплоотдачи в трубах и в межтрубном пространстве;
  4. Методика проектного расчета, выполняемого заказчиком в соответствии с положениями пункта 2 настоящих выводов, специально создана в привычном для специалистов теплосетей виде, то есть по аналогии с методиками, приведенными в сводах правил по проектированию тепловых пунктов. В то же время эта методика в максимальной степени приближена к методике поверочного расчета изготовителя, потому что является ее отражением, полученным на основе вычислительного эксперимента и последующего регрессионного анализа его результатов для получения уравнений для расчета коэффициента теплопередачи.
  5. Рекламируемый в последнее время параметр подогревателя  не имеет физического смысла, не представляет интереса для развития теории ТА и непригоден для оценки технического состояния ТА в эксплуатации.
  6. Кожухотрубные ТА при больших передаваемых тепловых потоках и малых температурных напорах уступают по компактности пластинчатым ТА для коммунального хозяйства. Ликвидация отставания в этом направлении совершенствования ТА является основной задачей повышения конкурентоспособности кожухотрубных аппаратов по сравнению с пластинчатыми.
  7. Нанесение лунок определенных размеров и в предусмотренном порядке на продольную перегородку ТА типа ВВПИ, а также на стенки шестигранного корпуса позволяет достичь увеличения коэффициента теплопередачи на режимах малых расходов на 10–30 % при росте гидравлического сопротивления до 10 %. Для ТА с длиной труб 1,5–2,0 м такое увеличение интенсивности теплопереноса является существенным и оправданным с точки зрения затрат энергии на прокачку теплоносителей.

Основные положения диссертации изложены в следующих печатных работах автора:

  1. Исаев С. Е. Современные кожухотрубные теплообменные аппараты для коммунального хозяйства — достоинства и недостатки. // Материалы Всероссийских научно-технических конференций (Computer-Based Conferences), V ВНТК «Современные промышленные технологии», XIV ВНТК «Методы и средства измерений физических величин» — Н. Новгород: Нижегородский научный и информационно-методический центр «Диалог» (ННИМЦ «Диалог»), 2006 г., с. 7–10.
  2. Исаев С. Е. Об основных приложениях теории к расчету теплообменных аппаратов. // Материалы Всероссийских научно-технических конференций (Computer-Based Conferences), V ВНТК «Современные промышленные технологии», XIV ВНТК «Методы и средства измерений физических величин» — Н. Новгород: Нижегородский научный и информационно-методический центр «Диалог» (ННИМЦ «Диалог»), 2006 г., с. 10–13.