ВЕРТИКАЛЬНЫЙ КОЖУХОТРУБЧАТЫЙ ИСПАРИТЕЛЬ С ПЕРЕГРЕВАТЕЛЕМ

Изобретение относится к области анаэробной энергетики, а более конкретно - к воздухонезависимым энергоустановкам (ЭУ) на основе тепловых двигателей или электрохимических генераторов, использующих углеводородное горючее и кислород. Оно может быть применено в теплообменных аппаратах этих ЭУ и других установок, работа которых связана с передачей тепловых потоков.

Габариты и масса оборудования и, в частности, теплообменных аппаратов, предназначенных для воздухонезависимых ЭУ подводных объектов, весьма жестко ограничиваются.

Предлагаемое техническое решение вызвано необходимостью уменьшения габаритов испарителя кислорода, который на подводном объекте наиболее компактно содержится в жидком состоянии. Испарение кислорода может осуществляться посредством использования тепла отводимых газов, отработавших в ЭУ (патент №2352876, 28.04.2009). Получаемый газообразный кислород, выполняя функцию промежуточного теплоносителя между отводимыми газами и газифицируемым кислородом, является охлаждаемой средой в испарителе. При таком способе перевода кислорода из жидкого состояния в газообразное необходимо его температуру на выходе из испарителя повышать до 217 К, что не менее чем на 100 градусов превышает его температуру кипения при давлениях 0,1÷0,8 МПа.

Наиболее простым в конструктивном отношении для осуществления передачи тепла от газообразного кислорода газифицируемому является кожухотрубчатый прямотрубный в вертикальном исполнении теплообменник, схема которого приведена, например, в справочнике «Промышленная теплоэнергетика и теплотехника», книга 4. М. Энергоатомиздат. 1991. стр.156. Рис.4.7. Этот тип теплообменника положен в основу конструкции испарителя кислорода с его перегревом.

Теплообменный аппарат этого типа из-за относительно малых скоростей обтекания теплообменных труб характеризуется низкой интенсивностью теплоотдачи к однофазному теплоносителю, который движется между трубами. Поэтому, отличаясь конструктивной простотой, он имеет большую поверхность труб и габариты в одних и тех же условиях теплопередачи, чем, например, теплообменные аппараты змеевикового типа или типа «труба в трубе».

Межтрубное пространство кожухотрубчатых теплообменных аппаратов чаще всего используется для испарения нагреваемого и конденсации охлаждаемого теплоносителя, интенсивность протекания которых практически не зависит от скорости обтекания труб.

В случае использования межтрубного пространства для испарения нагреваемого теплоносителя, в процессе которого передается основная часть теплового потока, и для его последующего перегрева площадь поверхности труб на участке с перегревом может существенно превосходить ее на испарительном участке. Необходимая поверхность труб на перегревательном участке и габариты теплообменника в целом уменьшаются в случае интенсификации теплоотдачи к переведенному в газообразное состояние теплоносителю, что может быть осуществлено путем уменьшения площади проходного сечения и увеличения скорости перегреваемого теплоносителя.

Такая возможность реализуется, если для организации передачи теплового потока применить цилиндрические соосные трубы, устанавливаемые с кольцевым зазором друг относительно друга. В кольцевые зазоры направляется перегреваемый теплоноситель.

Известны кожухотрубчатые теплообменники с соосными трубами для охлаждения газа кипящей водой. В этих теплообменниках соосные трубы устанавливаются с целью создания скоростного напора нагреваемого теплоносителя, достаточного для снятия и уноса шлама, выделяющегося из кипящей воды, с локальных мест его интенсивного осаждения на внутренних поверхностях. Такими являются кожухотрубчатые теплообменники по патенту №3715713, 21.07.1988, Германия, по патенту №2145698, 21.04.1998, Россия.

По основным признакам, к которым относится вертикальное расположение теплообменника, наличие промежуточной перегородки с закрепленными внешними трубами, предлагаемое техническое решение наиболее близко кожухотрубчатому теплообменнику по патенту №2145698, который принят за прототип.

В известном теплообменнике нагреваемый теплоноситель поступает через нижний патрубок подвода в необогреваемое пространство между внешними трубами, ограниченное по высоте нижней решеткой теплообменных труб и перегородкой для крепления внешних труб. Далее он через зазоры между торцами внешних труб и нижней решеткой теплообменных труб направляется в межтрубные кольцевые каналы. Выходя из межтрубных кольцевых каналов на верхних концах внешних труб, нагреваемый теплоноситель попадает в пространство между теплообменными трубами, которое по высоте ограничено их верхней решеткой и перегородкой внешних труб и в котором в процессе кипения передается основной тепловой поток.

Величины торцевых и кольцевых зазоров выбираются, по заявлению авторов, из условия обеспечения скоростного напора, достаточного для снятия и уноса шлама с наиболее нагретых мест стыковки теплообменных труб и нижней решетки.

Анализ теплогидравлических процессов в теплообменнике по патенту №2145698 показал следующее.

- Принятая прямоточная схема движения теплоносителей обусловлена необходимостью снятия и уноса шлама, достигаемых за счет локального скоростного напора, с наиболее нагретых мест стыковки теплообменных труб и их нижней решетки.

- Высота от нижней трубной решетки до перегородки для крепления внешних труб должна быть ограничена длиной теплообменных труб, необходимой для догрева теплоносителя до температуры кипения. В противном случае возникновение объемного кипения нагреваемого теплоносителя и распространение его на значительную высоту кольцевых каналов приведет к росту гидравлического сопротивления на выходе из этих каналов и к пульсациям расхода через отдельные кольцевые каналы с отрицательными последствиями для эксплуатационных характеристик теплообменника.

- На сколько-нибудь значительный перегрев пара, получаемого в результате испарения нагреваемого теплоносителя при его движении между теплообменными трубами, рассчитывать неоправданно из-за низкой интенсивности теплопередачи в системе «охлаждаемый газ - перегреваемый пар» и, как следствие, из-за большой площади теплоотдающей поверхности и габаритов испарителя - перегревателя в целом, которые оказываются неприемлемыми для размещения теплообменника на подводных объектах.

Задачей предлагаемого изобретения является уменьшение габаритов кожухотрубчатого испарителя с перегревом переведенного в газообразное состояние теплоносителя.

Это достигается тем, что в вертикальном кожухотрубчатом испарителе с перегревателем, содержащем пучок внутренних теплообменных труб и установленных соосно с кольцевым сквозным зазором друг относительно друга внешних труб, размещенный в цилиндрическом корпусе, имеющем нижний патрубок ввода нагреваемого теплоносителя и верхний патрубок вывода последнего, а также верхнюю и нижнюю решетки для крепления концов внутренних труб и решетку для крепления внешних труб, крышку и днище с патрубками для подвода и отвода охлаждаемого теплоносителя, внешние трубы вместе со своей решеткой перемещены вверх от нижней решетки на высоту, достаточную для перевода нагреваемого теплоносителя на образованной открытой греющей поверхности внутренних труб в газообразное состояние. При этом величина упомянутого межтрубного кольцевого зазора Δ=0,5·(D_вн-d_н) для прохода переведенного в газообразное состояние теплоносителя имеет значение, определяемое из соотношения:

,

где: D_н, D_вн - наружный и внутренний соответственно диаметры внешней трубы; d_н - наружный диаметр внутренней трубы; C=1,9÷3,1 - коэффициент, определяемый технологией крепления внешних труб в решетке; K_ω>C - отношение скорости теплоносителя в кольцевых зазорах на нижних концах внешних труб к скорости газообразного теплоносителя в поперечном сечении между внутренними трубами.

Для обеспечения испарения нагреваемого теплоносителя на открытой поверхности теплообменных труб в объеме между этими трубами внешние трубы вместе со своей решеткой перемещаются вверх относительно нижней решетки. Отстояние нижних торцов внешних труб от нижней решетки теплообменных труб, которое определяет высоту поверхности испарения, должно быть достаточным для перевода нагреваемого теплоносителя в газообразное состояние.

Величина греющей поверхности труб на испарительном и перегревательном участках зависит от температур и давления нагреваемого теплоносителя, его теплофизических свойств. Для теплоносителя различного рода общие конструктивные признаки границы раздела поверхности труб между упомянутыми участками, отличающимися видом конвективной теплоотдачи, не выявляются.

Возможный перегрев газифицированного теплоносителя в объеме между теплообменными трубами незначителен из-за относительно низкой теплоотдачи к газу (пару) при скоростях его движения через поперечное сечение между этими трубами.

Межтрубный кольцевой зазор Δ при заданном наружном диаметре внутренней трубы d_н определяется внутренним диаметром внешней трубы D_вн. Значение последнего для увеличения скорости нагреваемого теплоносителя, переведенного в газообразное состояние, в K_ω=ω₂/ω₁ раз находится следующим образом.

Для поперечного сечения, проходящего через нижние торцы внешних труб, объемный расход нагреваемого теплоносителя, переведенного в газообразное состояние, характеризуется равенством:

ω₁·f₁=ω₂·f₂ или f₁=f₂·K_ω.

- площадь сечения между теплообменными трубами пучка из N труб, размещенных в цилиндрическом корпусе (приводимые ниже соотношения для D_к и t содержатся в справочнике «Промышленная теплоэнергетика и теплотехника». Книга 4. М., Энергоатомиздат. 1991. стр.156, 157).

- внутренний диаметр корпуса теплообменника.

Шаг размещения внешних труб в своей трубной решетке принимают равным t=(1,3÷1,6)D_н, при развальцовке, и t=1,25D_н при сварке.

После замены в соотношении для f₁ диаметра D_к соответствующим его выражением через D_н получается: .

- площадь кольцевых зазоров межтрубных каналов для прохода перегреваемого теплоносителя.

После замены в равенстве для объемного расхода нагреваемого теплоносителя площадей f₁ и f₂ их выражениями через диаметры D_н, D_вн, d_н и сокращении обеих частей равенства на множитель 0,25·π·N получается соотношение:

или

Полученное соотношение имеет технический смысл при K_ω>c.

Принимая D_н=D_вн, определяется в первом приближении внутренний диаметр внешней трубы

Учитывая, что внешняя труба разгружена по давлению, ее наружный диаметр D_н и толщина δ выбираются по из ряда труб стандартных размеров. Тем самым уточняется межтрубный зазор Δ=0,5·(D_вн-d_н) и коэффициент увеличения скорости нагреваемого теплоносителя при его переходе из объема между теплообменными трубами в кольцевые межтрубные каналы.

Сущность изобретения поясняется рисунком, где представлена конструктивная схема вертикального кожухотрубчатого испарителя с перегревателем.

Вертикальный кожухотрубчатый испаритель с перегревателем имеет корпус 1, внутри которого размещаются внутренние трубы 2 и внешние трубы 3.

Верхние концы внутренних труб закреплены в верхней решетке 4, а их нижние концы - в нижней решетке 5. Верхние концы внешних труб 3 закреплены в своей решетке 6, а их нижние концы остаются свободными. Межтрубные кольцевые каналы 7 образованы внешней греющей поверхностью внутренних труб 2 и внутренней поверхностью внешних труб 3 и соединяют пространство 8 между теплообменными трубами 2 с камерой сбора 9 перегретого теплоносителя из кольцевых зазоров на верхних концах внешних труб 3. Камера сбора 9 образована верхней решеткой 4 теплообменных труб 2, решеткой 6 для крепления внешних труб 3 и частью корпуса 1 с верхним патрубком 10 вывода перегретого теплоносителя. Патрубок 11 служит для ввода нагреваемого теплоносителя в пространство 8 между внутренними трубами 2.

Крышка 12 теплообменника с патрубком 13 для подвода охлаждаемого теплоносителя и верхняя решетка 4 теплообменных труб 2 образуют коллектор 14 для распределения подводимого теплоносителя по теплообменным трубам 2. Днище 15 теплообменника с патрубоком 16 для отвода охлаждаемого теплоносителя и нижняя решетка 5 теплообменных труб 2 образуют коллектор 17 для сбора охлаждаемого теплоносителя из теплообменных труб 2.

Теплообменный аппарат работает следующим образом.

Нагреваемый теплоноситель в жидком состоянии вводится через патрубок 11 в пространство 8 между теплообменными трубами 2, где он догревается до температуры кипения и переводится в газообразное состояние. Газифицированный теплоноситель с температурой, близкой к температуре кипения, через кольцевые зазоры на нижних концах внешних труб 3 поступает в кольцевые межтрубные каналы 7. При этом уменьшение площади проходного сечения обуславливает соответствующее увеличение скорости газифицированного теплоносителя и, как следствие, возрастание интенсивности теплоотдачи в процессе перегрева при движении его по межтрубным кольцевым каналам 7. Из этих каналов нагреваемый теплоноситель в газообразном состоянии с достигнутой температурой перегрева поступает в камеру сбора 9 и затем выводится через патрубок 10 теплообменника.

Охлаждаемый теплоноситель направляется через патрубок подвода 13 на крышке 12 теплообменника в коллектор 14 распределения по теплообменным трубам 2, обеспечивая тем самым передачу тепла в процессе перегрева переведенного в газообразное состояние теплоносителя при максимально возможной разности температур охлаждаемого и перегреваемого однофазных теплоносителей.

Передав тепло на участке испарения нагреваемого теплоносителя, охлаждаемый теплоноситель из теплообменных труб 2 поступает в сборный коллектор 17 и отводится через патрубок 16 на днище 15.

Эффективность предлагаемого технического решения по сокращению поверхности теплообменных труб была проверена расчетом процесса теплопередачи в испарителе кислорода с его перегревом до 217 К при давлении 0,8 МПа. Теплогидравлические параметры передачи теплового потока от охлаждаемого газообразного кислорода к испаряемому и перегреваемому определялись условиями работы системы отвода отработавших газов из воздухонезависимой ЭУ (патент №2352876, 28.04.2009). В частности расход перегреваемого кислорода в 9 раз меньше расхода охлаждаемого кислорода, скорость которого в соответствии с рекомендацией, приведенной в книге Л.А.Акулов и др. «Расчет криогенных установок», Л. «Машиностроение». 1979. стр.236, была ограничена величиной 5 м/с.

Тепловой поток между участками с испарением и с перегревом распределяется в отношении 7:3. В то же время без применения внешних труб площадь поверхности теплообменных труб на участке перегрева газифицированного кислорода оказалась в 3 раза больше, чем на испарительном участке. Установка внешних труб с охватом теплообменных труб на участке с перегревом кислорода позволит сократить площадь поверхности (или высоту) теплообменных труб на перегревательном участке в 2 раза, а суммарно - на обоих участках в 1,6 раза. При этом гидравлическое сопротивление проходу перегреваемого кислорода определилось на уровне ΔP=0,005 МПа.

Возможные дополнительные средства для интенсификации теплоотдачи в кольцевых каналах в расчет не принимались.