Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 [ 73 ] 74 75 76 77 78

Из соотношения выражений (XI. 89) и (XI. 90) получаем дифференциальный к. п. д. дроссельного холодияьника

= 7-(#)р--Wv- (XI. 91)

Термический коэффициент полезного действия дроссельного холодильника в общем случае ниже, чем дроссельного нагревателя. Максимальные значения тт 0,5-0,6 соответствуют приведенным давлению и температуре в области минимума коэффициента z на рис. 1.

Технический расчет дроссельного холодильника следует вести по предложенной выше схеме расчета дроссельного нагревателя с учетом физических свойств газового холодильного агента. При необходимости часть циркулирующего в скважине газа может нагнетаться в пласт для замораживания забоя или для создания холодного кольца вокруг забоя скважины.

КОМПАКТНЫЙ ГЛУБИННЫЙ Производительность теплооб-

ТЕПЛООБМЕННИК менника обеспечивается соответ-

ствующей эффективной поверхностью теплообмена. Теплопередача через стенку трубы определяется формулой

Wn = aT=---jp- (XI-92)

где I - длина трубы; dvi - соответственно внутренний и наружный диаметры трубы; Ям - коэффициент теплопроводности материала трубы; и Ог - коэффициенты контактной теплопередачи от жидкости к стенке трубы.

Для тонкостенных труб, омываемых внутри и снаружи одной

и той же жидкостью, допустимо ввести такие упрощения: In-f

"1

я=! ~- (б„ - толщина стенки трубы) и = а.

"ср "ср

Тогда выражение (XI. 93) можно записать

J=.==ar= J"l . (XI.93)

Измеряя a и б в 3t, Я в ккал/мч-°С; а в ккал/м•ч-°С, получим коэффициент теплопередачи трубы в ккал/мч-°С.

Коэффициент контактной теплопередачи а значительно меньше

коэффициента теплопроводной передачи Для тонкостенных труб.

В различных теплообменниках для нагревания или охлаждения машинных масел значение коэффициента а находится в пределах

50-1500 ккал/м•ч-°С и зависит от гидродинамического режима потока жидкости. Для воды коэффициент а примерно в четыре раза больше, чем для масел при одинаковых режимах течения. Теплопроводности металлов (ккал/м•ч-°С) соответствуют в среднем следую1цим значениям: медь 330; алюминий 170; латунь 90; олово 60;

бронза 50; сталь 40. Значение выражения в знаменателе

формулы (XI. 73) мало по сравнению с числом 2. Например, при бм = 0,003 м; а = 1000; Х„ = 300; = 0,01 « 2. Таким образом, эффективность теплообмена ограничивается в основном значениями коэффициента контактной теплопередачи от жидкости к поверхности металла. Применение труб из высококачественных теплопроводных материалов не может значительно увеличить теплообмен. Через металлическую трубку среднего диаметра dcp = 0,01 м при а = 100 ккал/мч-° С можно передать в соответствии с формулой (XI. 93) примерно

---1000-0,01= 15,7 ккал/м-ч-°С ив то же

время передача тепла теплопроводностью через стенку медной трубы бц = 0,002 м, как вытекает из формулы (XI. 73) для

я-0,01 -330

2г,

0,002

Рис.. 48. Элемент пористого теплообменника.

случая а->оо, была бы

= 5180 ккал/м-ч • °С - почт в 330 раз больше.

Большое теплопроводное сопротивление пограничного слоя жидкости вызывает необходимость увеличить эффективную поверхность теплообменника, т. е. значительно увеличить габариты теплообменника. Площадь поверхности нагрева теплообменника большой мощности порядка миллионов килокалорий в час будет измеряться в тысячах квадратных метров. Объем забойного теплообменника ограничен объемом ствола скважины, следовательно, ограничена и максимальная мощность дроссельного нагревателя. Как показывают расчеты, мощность дроссельного нагревателя с обычным теплообменник0Л1 не будет превышать 10-15 квт.

Повысить производительность теплообменника и мощность забойного нагревателя можно при более полном использовании теплопроводности металлов. Для этого предлагается новая схема теплообменника, основанная на использовании теплообменных свойств пористой среды. Известно, что теплообмен между пористым телом и насыщающей его жидкостью совершается очень быстро. Без существенных последствий можно принять, что температуры жидкости и пористого тела в наблюдаемом элементе объема пористой среды равны между собой. Большая интенсивность тепло-

обмена в пористой среде объясняется огромной поверхностью смачивания. Теплопроводность металлического скелета пористого тела будет определяться формулой

X„«(i)x„, (XI. 94)

где т - пористость металлического тела; i - извилистость или отношение фактического пути теплообмена к расстоянию наблюдаемых конечных точек.

На рис. 48 показан элемент пористого теплообменника. Труба 2, заполненная и окруженная пористыми металлическими телами 1 ж 3, вставляется в цилиндрический кожух 4. Пористая среда имеет металлическую связь с трубой 2. Через пористое тело внутри и вне трубы циркулирует жидкость в противоположных направлениях. Поток жидкости в трубе вносит в рассматриваемый элемент трубы 2 длиной ll тепловую энергию, измеряемую тепловой мощностью Wy. В установившихся условиях в пористом теле образуется радиальный градиент температуры, благодаря которому мощность радиального теплового потока достигает значения Wi-

Конвективный тепловой роток, вносимый потоком жидкости радиусом г, определяется соотношением Wi (-7-) > причем - внутренний радиус трубы 2. Весь этот тепловой поток отводится в радиальном направлении благодаря теплопроводности пористого тела

Wi[-y = 2nliK~. (XI.95)

Разделяя переменные и интегрируя их в пределах от нуля до г, получим перепад температуры в пористой среде

-=Т-Ш- (XI-96)

Для г = Гу получим

= (XI. 97)

Оказывается, что максимальный перепад температур между центром пористого тела и стенками трубы совершенно не зависит от диаметра трубы. После заполнения трубы пористым телом теплопередача через трубу малого диаметра эквивалентна теплопередаче через трубу большого диаметра.

Средняя температура жидкости в трубе может быть найдена по формуле

То, = Го - f j АГ.Й.= Т,-, (XI. 98) 1 о

где Го - температура жидкости в центре трубы.