NL9002251A - SPIRAL HEAT EXCHANGER. - Google Patents
SPIRAL HEAT EXCHANGER. Download PDFInfo
- Publication number
- NL9002251A NL9002251A NL9002251A NL9002251A NL9002251A NL 9002251 A NL9002251 A NL 9002251A NL 9002251 A NL9002251 A NL 9002251A NL 9002251 A NL9002251 A NL 9002251A NL 9002251 A NL9002251 A NL 9002251A
- Authority
- NL
- Netherlands
- Prior art keywords
- spiral
- channels
- heat exchanger
- channel
- medium
- Prior art date
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
- F28F21/00—Constructions of heat-exchange apparatus characterised by the selection of particular materials
- F28F21/04—Constructions of heat-exchange apparatus characterised by the selection of particular materials of ceramic; of concrete; of natural stone
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
- F28D7/02—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being helically coiled
- F28D7/022—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being helically coiled the conduits of two or more media in heat-exchange relationship being helically coiled, the coils having a cylindrical configuration
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Ceramic Engineering (AREA)
- Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)
Abstract
Description
Spiralen-warmtewisselaar.Spiral heat exchanger.
De uitvinding heeft betrekking op een spiralen-warmtewisselaar voorzien van een cilindrische omhulling waarbinnen een eerste medium door kan stromen en een rond de cilinderas spiraalvormig verlopend kanaal waar een tweede medium door kan stromen. Een dergelijke spiralen-warmtewisselaar is bekend uit het Offenlegungsschrift DE-3519315 Al.The invention relates to a spiral heat exchanger provided with a cylindrical casing within which a first medium can flow and a channel spiraling around the cylinder axis through which a second medium can flow. Such a spiral heat exchanger is known from Offenlegungsschrift DE-3519315 A1.
Bij de uit deze publikatie bekende warmtewisselaar is binnen de, door een eerste medium doorstroomde, cilindrische omhulling een spiraalvormig verlopend door een tweede medium doorstroomd kanaal aangebracht. Deze warmtewisselaar wordt veelal bij een centraal-verwarmingscircuit toegepast waarin de afvoergassen uit de verbrandingsketel door de omhulling stromen en daarbij voor een deel warmte afgeven aan het door het spiraalvormige kanaal stromende terugloopwater hetgeen een besparing aan brandstofverbruik oplevert. Het spiraalvormige kanaal is dubbel gewikkeld zodat inlaat en uitlaat zich aan een zijde bevinden van de cilindrische omhulling. Een probleem bij deze warmtewisselaar is de relatief matige warmteoverdracht.In the heat exchanger known from this publication, a spiral running through a second medium flows through the cylindrical envelope through which a first medium flows. This heat exchanger is often used in a central heating circuit in which the exhaust gases from the combustion boiler flow through the casing and thereby partly give off heat to the return water flowing through the spiral channel, which saves fuel consumption. The spiral channel is double wound so that inlet and outlet are on one side of the cylindrical shell. A problem with this heat exchanger is the relatively moderate heat transfer.
In de huishoudelijke omgeving en in de procesindustrie zijn nu compacte warmtewisselaars van groot belang gebleken enerzijds in verband met het gebrek aan ruimte onder bepaalde procesomstandigheden en anderzijds in verband met het gunstig specifieke vermogen (kW/m^) van zulk een warmtewisselaar bij een bepaald temperatuurverschil tussen de media en de hierdoor mogelijke lage specifieke kostprijs per m^ warmtewisse-lend oppervlak. Tevens zijn in de industrie toepassingen naar voren gekomen waarvoor het noodzakelijk bleek een warmtewisselaar van kleine afmetingen te hebben waarin meerdere media-stromen met elkaar warmte kunnen wisselen.Compact heat exchangers have now proved to be of great importance in the domestic environment and in the process industry, on the one hand because of the lack of space under certain process conditions and on the other hand because of the favorable specific power (kW / m ^) of such a heat exchanger at a certain temperature difference. between the media and the possible low specific cost price per m2 heat-exchanging surface. Applications have also emerged in industry for which it has proved necessary to have a heat exchanger of small dimensions in which several media flows can exchange heat with each other.
De uitvinding beoogt bovengenoemde problemen te ondervangen en een compacte warmtewisselaar aan te geven, waarin de warmteoverdracht bijzonder hoog is en waarmede als gevolg van de afmetingen een modulaire opbouw van meerdere van deze warmtewisselaars eenvoudig is te realiseren.The object of the invention is to overcome the above-mentioned problems and to indicate a compact heat exchanger, in which the heat transfer is particularly high and with which, due to the dimensions, a modular construction of several of these heat exchangers can be easily realized.
Dit wordt bij een warmtewisselaar van de in de aanhef genoemde soort aldus bereikt dat naast het ene spiraalvormige kanaal en telkens afwisselend daarmede tenminste een ander spiraalvormig kanaal is aangebracht waar een derde medium door kan stromen, en dat centraal binnen de beide spiraalvormige kanalen een recht kanaal voor doorstroming van het eerste medium is gevormd.In the case of a heat exchanger of the type mentioned in the preamble, this is achieved in such a way that at least one spiral channel through which a third medium can flow is arranged next to the one spiral channel and alternately therewith, and that a straight channel is centrally located within the two spiral channels is formed for flow-through of the first medium.
Door deze compacte uitvoering volgens de uitvinding met de overeenkomstig kleine kromtestraal van de spiraalvormige kanalen ontstaat een sterke turbulentie in de media in deze kanalen waardoor een uitstekende warmteoverdracht wordt verkregen. Tevens is aan de algemene eis voor warmtewisselaars van een zo groot mogelijk oppervlak bij zo weinig mogelijk doorstroomruimte voldaan. Door deze uitvoering met drie of meer kanalen kunnen meerdere stromen op verschillende wijzen met elkaar in warmtewisseling treden. Door omsluiting van het rechte kanaal met de twee of meer spiraalvormige kanalen kan het warmste medium door het rechte kanaal en kunnen de koudere en op te warmen media door de twee of meer spiralen worden geleid. Hierdoor blijft het grotere buitenoppervlak relatief koud en kan eventueel zonder of met beperkte isolatie aan de cilindrische buitenzijde worden gewerkt.This compact design according to the invention with the correspondingly small radius of curvature of the spiral channels creates a strong turbulence in the media in these channels, whereby an excellent heat transfer is obtained. The general requirement for heat exchangers of as large an area as possible with as little flow-through space as possible has also been met. This design with three or more channels allows multiple streams to heat-exchange with each other in different ways. By enclosing the straight channel with the two or more spiral channels, the hottest medium can pass through the straight channel and the colder and heatable media can be passed through the two or more coils. As a result, the larger outer surface remains relatively cold and it is possible to work on the cylindrical outside without or with limited insulation.
De uitvinding heeft tevens betrekking op een matrixvormige warmte-wisseleenheid opgebouwd uit modules die elk worden gevormd door een warmtewisselaar zoals boven genoemd.The invention also relates to a matrix-shaped heat exchange unit built up of modules, each of which is formed by a heat exchanger as mentioned above.
De uitvinding zal aan de hand van een uitvoeringsvoorbeeld nader worden toegelicht met verwijzing naar de tekeningen, waarin: fig. 1 een voor een deel perspectivisch en voor een deel dwarsdoor-snedeaanzicht geeft van de warmtewisselaar volgens de uitvinding; fig. 2 een grafiek geeft van de invloed van de spiraaldiameter en de watersnelheid op de warmteovergangscoëfficient; en fig. 3 een grafiek geeft van de mediumtemperatuur in de kanalen als functie van de spiraallengte.The invention will be explained in more detail with reference to an exemplary embodiment, with reference to the drawings, in which: Fig. 1 shows a partly perspective and partly cross-sectional view of the heat exchanger according to the invention; Fig. 2 is a graph of the influence of the spiral diameter and the water velocity on the heat transfer coefficient; and Fig. 3 gives a graph of the medium temperature in the channels as a function of the spiral length.
Figuur 1 geeft een aanzicht van de compacte wisselaar 1 volgens de uitvinding met twee spiraalvormige kanalen of buizen 3» ^ die elk afwisselend direct om het rechte cilindrische kanaal 2 zijn gewikkeld. Door de zeer compacte opbouw met een buitendiameter van ca. 19 mm en een diameter van elk kanaal van bij benadering 6 mm is door de zeer kleine kromtestraal van de spiraalkanalen een sterke turbulentie van de media en daardoor een uitstekende warmteoverdracht verkregen mede als gevolg van de zeer goed warmtegeleidende wanden. De cilindrische omhulling van de warmtewisselaar 6 kan van isolerend materiaal zijn. Bij een uitvoeringsvorm heeft elke spiraalvormige buis 16 windingen rond de rechte buis waardoor de totale warmtewisselaar een lengte van ca. 235 mm heeft.Figure 1 shows a view of the compact exchanger 1 according to the invention with two spiral channels or tubes 3, each of which are alternately wound directly around the straight cylindrical channel 2. Due to the very compact construction with an outer diameter of approx. 19 mm and a diameter of each channel of approximately 6 mm, the turbulence of the media is obtained due to the very small radius of curvature of the spiral channels and therefore excellent heat transfer, partly as a result of the very good heat conducting walls. The cylindrical casing of the heat exchanger 6 can be of insulating material. In one embodiment, each spiral tube has 16 turns around the straight tube, whereby the total heat exchanger has a length of approximately 235 mm.
De warmtewisselaar volgens de uitvinding kan op voordelige wijze worden vervaardigd b.v. door twee roodkoperen uitgegloeide buizen, gevuld met zand, met een geleider rond een stalen pen te wikkelen tot een samenstel. Na verwijdering van de pen wordt op dezelfde plaats een rechte roodkoperen leiding met dezelfde uitwendige diameter ingevoerd. Vervolgens wordt het gehele samenstel in vloeibare tin of ander goed warmtegeleidend vloeibaar materiaal 5 gedompeld. Teneinde het contact tussen het tin en de koperen buizen optimaal te doen zijn en alle ruimten tussen de buiswanden te doen vullen wordt met een brandervlam het tin nog eenmaal nagesmolten. Hierdoor worden door dichtvloeiing eventueel nog aanwezige holle ruimten tussen de drie buizen geheel gevuld.The heat exchanger according to the invention can be advantageously manufactured, e.g. by wrapping two annealed copper tubes, filled with sand, with a conductor around a steel pin into an assembly. After removal of the pin, a straight red copper pipe with the same external diameter is introduced in the same place. The entire assembly is then immersed in liquid tin or other good heat-conducting liquid material 5. In order to optimize the contact between the tin and the copper pipes and to fill all spaces between the pipe walls, the tin is melted once again with a burner flame. As a result, any voids still present between the three pipes are filled completely by sealing.
Het spreekt vanzelf dat andere wijzen van vervaardiging en ook andere materialen kunnen worden toegepast in afhankelijkheid van de doorstromende media en van de toepassingen. Het is daarbij mogelijk om zodanig te werk te gaan dat door de vervaardiging van de twee spiraalvormige met eigen wand voorziene kanalen en het hierbij aangebrachte vulmateriaal gelijktijdig het rechte centrale kanaal wordt gevormd zonder een eigen specifieke wand. Het rechte kanaal krijgt een door de spiraalwanden en vulmateriaal gevormde, geribbelde wand.It goes without saying that other methods of manufacture and also other materials can be used depending on the flow-through media and on the applications. It is then possible to proceed in such a way that the straight central channel is formed without a specific wall of its own by manufacturing the two spiral self-walled channels and the filling material applied therewith. The straight channel is given a ribbed wall formed by the spiral walls and filling material.
Het is verder van bijzonder voordeel om de intree- en uittree-einden van de spiralen om te buigen zodanig dat zij evenwijdig lopen aan het intree- en uittree-einde van het rechte kanaal. Op deze wijze kan een aantal van deze warmtewisselaars in modulaire opbouw worden samengevoegd tot een grotere matrixvormige warmtewisseleenheid die verderop zal worden toegelicht.It is further of particular advantage to bend the entry and exit ends of the coils so that they are parallel to the entry and exit ends of the straight channel. In this way, a number of these heat exchangers in a modular construction can be combined into a larger matrix-shaped heat exchanger unit, which will be explained below.
Uiteindelijk kan rond het gehele samenstel als leidingisolatie 6 polyethyleen worden aangebracht.Ultimately, polyethylene can be applied around the entire assembly as pipe insulation.
Hiernavolgend zullen enkele proefnemingen en de meetresultaten daarvan worden toegelicht aan de hand waarvan kan worden afgeleid dat met deze warmtewisselaar, met water/water als media, een specifiek vermogen van ten minste 21000 kW/m3 bereikt kan worden bij een gemiddeld temperatuurverschil tussen de media van 43,4°C. Hierbij worden een k-waarde van 9200 W/m^.K en een warmteovergangscoëfficient van ca.A number of experiments and their measurement results will be explained below, from which it can be deduced that with this heat exchanger, with water / water as media, a specific power of at least 21000 kW / m3 can be achieved at an average temperature difference between the media of 43.4 ° C. A k-value of 9200 W / m ^ .K and a heat transfer coefficient of approx.
23000 W/m^.K bereikt. Deze waarden zijn hoog ten opzichte van die van de warmtewisselaars uit de huidige stand van de techniek.23000 W / m ^ .K. These values are high relative to those of the prior art heat exchangers.
Uit de in de volgende tabellen 1 en 2 aangegeven waarden kunnen verder, voor doorstroming van twee of drie buizen met water/water (tabel 1) en met lucht/stikstofdamp (tabel 2), de volgende gegevens worden afgeleid: maximale k-waarde van 9200 W/m^.K (water/water) en 106 W/m^.K (gas/gas); - maximaal specifiek vermogen van ca. 21000 kW/m3 (water/water) en 28Ο kW/m3 (gas/gas); en maximale warmteovergangscoëfficient a van 22600 W/m^.K (water/water) en 210 W/m^.K (gas/gas).Furthermore, for the flow of two or three pipes with water / water (table 1) and air / nitrogen vapor (table 2), the following data can be derived from the values given in the following tables 1 and 2: maximum k value of 9200 W / m ^ .K (water / water) and 106 W / m ^ .K (gas / gas); - maximum specific power of approx. 21000 kW / m3 (water / water) and 28Ο kW / m3 (gas / gas); and maximum heat transfer coefficient a of 22600 W / m ^ .K (water / water) and 210 W / m ^ .K (gas / gas).
Het is zeer wel denkbaar dat bij watersnelheden, die hoger zijn dan de voor bovengenoemde proefnemingen gebruikte snelheid van 2,5 m/s, in de kanalen nog hogere waarden worden bereikt.It is quite conceivable that at water velocities higher than the velocity of 2.5 m / s used for the above experiments, even higher values are achieved in the channels.
Het spreekt vanzelf dat het bij de bovengenoemde warmtewisselaar volgens de uitvinding van groot belang is dat het contacterende materiaal, n.l. de tussengegoten substantie, b.v. tin, tussen de drie kanalen zeer goed warmtegeleidend is.It goes without saying that in the above heat exchanger according to the invention it is of great importance that the contacting material, i.e. the infused substance, e.g. tin, between the three channels, is very heat conductive.
Het berekenen van warmteovergangscoëfficienten op grond van de meetresultaten werd bemoeilijkt doordat de wandtemperaturen van de doorstroomde kanalen niet gemeten zijn. Daar deze proefnemingen bedoeld waren om een globale evaluatie van dit type warmtewisselaar te verkrijgen is gekozen voor een berekening van de warmteovergangscoëfficienten met de volgende aannamen: de dikte van het tinlaagje tussen de diverse kanalen onderling bedraagt minimaal 1 mm, op die plaatsen waar de koperen kanaal-wanden het dichtst bij elkaar liggen; het tussengesmolten tin sluit overal voor 100# aan op de wand-oppervlakken van de spiralen en het rechte kanaal; voor de warmtegeleidingscoëfficient van koper werd 349 W/m.K aangehouden en voor die van tin 65 W/m.K; voor de temperatuur midden in het tinlaagje van 1 mm dik werd aangehouden de rekenkundig gemiddelde waarde tussen de gemeten aan- respectievelijk afvoertemperaturen van de beide warmte-wisselende media (zie ook fig. 3)· Daarbij werd uitgegaan van een lineair temperatuurverloop in de lengterichting van de diverse kanalen.Calculating heat transfer coefficients on the basis of the measurement results was complicated because the wall temperatures of the flow-through channels were not measured. Since these experiments were intended to obtain a global evaluation of this type of heat exchanger, a calculation of the heat transfer coefficients was chosen with the following assumptions: the thickness of the tin layer between the various channels is at least 1 mm, in those places where the copper channel -walls are closest to each other; the intermelted tin connects 100 # everywhere to the wall surfaces of the coils and the straight channel; 349 W / m.K was used for the thermal conductivity of copper and 65 W / m.K for that of tin; for the temperature in the middle of the tin layer of 1 mm thick, the arithmetic mean value between the measured supply and discharge temperatures of the two heat-exchanging media was observed (see also fig. 3). This was based on a linear temperature variation in the longitudinal direction of the various channels.
Met behulp van het overgedragen vermogen, volgend uit de warmteba-lans en het inwendige oppervlak van de diverse kanalen, is de warmte-stroomdichtheid door de kanaalwanden berekend. Uit de warmteweerstand van de halve materiaaldikte (= halve tinlaagdikte + 1. koperen kanaal-wanddikte), de berekende warmtestroomdichtheid en de gemiddelde binnen-wandtemperaturen van de kanalen volgt de warmteovergangscoëfficient. Verderop is een berekeningsvoorbeeld weergegeven, terwijl alle berekende warmteovergangscoëfficienten voor de media water/water (2130 tot 22624 W/m^.K) opgenomen zijn in tabel 1.The heat flow density through the channel walls is calculated with the aid of the transferred power, resulting from the heat balance and the internal surface of the various channels. The heat transfer coefficient follows from the heat resistance of the half material thickness (= half tin layer thickness + 1. copper channel wall thickness), the calculated heat flow density and the average inner wall temperatures of the channels. A calculation example is shown below, while all calculated heat transfer coefficients for the media water / water (2130 to 22624 W / m ^ .K) are included in table 1.
Het grote verschil in de berekende warmteovergangsweerstanden ontstaat doordat het inwendige oppervlak van de twee spiralen samen ruim zes maal zo groot is als dat van het rechte cilindrische inwendige kanaal. Bovendien verschillen waarschijnlijk ten gevolge van de gekozen bedrijfsvoering de warmtebelastingen tijdens de experimenten nr. 1 en 3 ongeveer een factor twee. De kleine warmteovergangscoëfficienten gelden voor de spiralen en de grote voor het rechte cilindrische kanaal. De meetresultaten zijn gebruikt als input voor een rekenmodel.The big difference in the calculated heat transfer resistances arises because the internal surface of the two coils together is more than six times larger than that of the straight cylindrical internal channel. Moreover, as a result of the chosen operation, the heat loads during experiments no. 1 and 3 probably differ by about a factor of two. The small heat transfer coefficients apply to the coils and the large ones to the straight cylindrical channel. The measurement results were used as input for a calculation model.
In tabel 1 zijn voor de media water/water en in tabel 2 voor de media lucht/stikstofdamp de meetresultaten weergegeven.Table 1 shows the measurement results for the media water / water and in table 2 for the media air / nitrogen vapor.
De proefnemingen zijn gedaan om een indruk te krijgen hoe de warmtewisselaar zich zowel met vloeibare media als met gasvormige media gedraagt. De resultaten waren, zoals eerder gesteld, uitstekend.The experiments were done to get an impression of how the heat exchanger behaves both with liquid media and with gaseous media. As stated before, the results were excellent.
Uitgaande van warmteoverdracht bij een turbulente stroming in de spiralen met Reynoldsgetallen > 22000, zoals bij experimenten 1, 2 en 4 (zie tabel 1) volgt hieronder een berekening van twee warmteovergangscoëfficienten, zowel voor de media water als lucht.Assuming heat transfer with a turbulent flow in the coils with Reynolds numbers> 22000, as in experiments 1, 2 and 4 (see table 1), a calculation of two heat transfer coefficients, both for the media water and air, follows below.
Daarvoor zijn de formules gebruikt zoals bekend uit de VDI-Waerme-atlas (1988) 5de editie. Deze formules luiden:The formulas were used for this, as known from the VDI-Waerme Atlas (1988) 5th edition. These formulas are:
e= 0,3164/Re°’25 + 0,03.(d/D)°»5 Hierin is: d = inwendige pijpdiameter (di in fig. 1) in m; D = spiraaldiameter (Dw, in fig. 1) in m;e = 0.3164 / Re ° 25 + 0.03. (d / D) ° 5 Herein is: d = internal pipe diameter (ie in fig. 1) in m; D = coil diameter (Dw, in Fig. 1) in m;
Re = kengetal van Reynolds;Re = Reynolds area code;
Pr = Prandtl-getal van het betreffende medium;Pr = Prandtl number of the respective medium;
Prw = Prandtl-getal van het betreffende medium bij de daar heersende wandtemperatuur.Prw = Prandtl number of the respective medium at the prevailing wall temperature.
Dit, toegepast op experiment no. 1, geeft het volgende: e= 0,3164/21616°*25+0,03.(0,0046/0,0128)°·5 = o,o44This, applied to Experiment No. 1, gives the following: e = 0.3164 / 21616 ° * 25 + 0.03. (0.0046 / 0.0128) ° 5 = 0.044
of ct= Nu. /d=( 187,6.0,65)/0,0046= 26504 W/m2.Kor ct = Now. / d = (187.6.0.65) / 0.0046 = 26504 W / m2.K
Voor warme lucht, experiment no. 5« vinden we volgens bovenstaand berekeningsvoorbeeld α = 177 W/m%.For warm air, experiment no. 5 «we find according to the above calculation example α = 177 W / m%.
De invloed van de spiraaldiameter en van de watersnelheid op de berekende warmteovergangscoëfficient is in fig. 2 aangegeven.The influence of the spiral diameter and of the water velocity on the calculated heat transfer coefficient is shown in Fig. 2.
Met betrekking tot experiment no. 1 volgt nu, op basis van de meetresultaten een vereenvoudigde berekening van de warmteovergangsco-efficient.With regard to experiment no. 1, a simplified calculation of the heat transfer coefficient now follows on the basis of the measurement results.
Bij dit experiment werden de twee spiralen in tegenstroom door-stroomd met water. Het rechte cilindrische kanaal werd niet benut. De beide einden daarvan waren niet afgesloten zodat er enige natuurlijke convectie van de omgevingslucht in dat kanaal opgetreden kan zijn. De in tabel 1 vermelde temperaturen zijn gemeten nadat de warmteuitwisseling duidelijk stationair was (met uitzonderling van experiment no. 5)· De buitenzijde van de twee spiralen was geïsoleerd met een stuk leidingiso-latie (polyethyleenschuim met een dikte van 13 mm).In this experiment, the two coils were flowed in countercurrent with water. The straight cylindrical channel was not used. Both ends thereof were not sealed, so that there may have been some natural convection of the ambient air in that channel. The temperatures listed in Table 1 were measured after the heat exchange was clearly stationary (with the exception of experiment no. 5) · The outside of the two coils was insulated with a piece of pipe insulation (13 mm thick polyethylene foam).
Uit de diverse gemeten temperaturen aan het in- resp. uittree-einde van de spiralen volgt het logarithraisch temperatuurgemiddelde van 40,53°C. Wordt niet met het logarithmisch, maar met het rekenkundig gemiddelde temperatuurverschil gewerkt dan bedraagt dat: oT gemi.(rek.)= ((75,1-40,0)+(59,2-12,7))/2= 40,80°C.From the various measured temperatures at the in- or exit end of the coils follows the logarithraic temperature average of 40.53 ° C. If you do not work with the logarithmic, but with the arithmetic mean temperature difference, this is: oT average (rack) = ((75.1-40.0) + (59.2-12.7)) / 2 = 40 , 80 ° C.
Omdat de afwijking ten opzichte van het logarithmisch gemiddeld temperatuurverschil slechts 0,67% bedraagt wordt in deze berekening verder gewerkt met het rekenkundig gemiddelde temperatuurverschil. Het temperatuurverloop in de lengterichting van de warmtewisselaar is daarbij als lineair beschouwd zoals aangegeven in fig. 3* Dit is toelaatbaar als gevolg van de zeer kleine verblijftijd van het water in de spiralen (ca. 0,32 tot ca. 0,56 sec.). Bovendien kan er dan van worden uitgegaan dat het gemiddelde temperatuurverschil heerst op de halve lengte van de spiralen. Het gemiddelde temperatuurbeeld in de spiralen ziet er dan als volgt uit: warm medium: (75,1+59,2)/2 = 67,15°C; koud medium: (40,0+12,7)/2 = 26,35°C.Because the deviation from the logarithmic average temperature difference is only 0.67%, this calculation continues with the arithmetic average temperature difference. The temperature curve in the longitudinal direction of the heat exchanger is considered to be linear as shown in fig. 3 * This is permissible due to the very short residence time of the water in the coils (approx. 0.32 to approx. 0.56 sec. ). Moreover, it can then be assumed that the average temperature difference prevails at half the length of the coils. The average temperature image in the coils then looks as follows: warm medium: (75.1 + 59.2) / 2 = 67.15 ° C; cold medium: (40.0 + 12.7) / 2 = 26.35 ° C.
Uit deze twee temperaturen kan de gemiddelde "tinlaag"-temperatuur daar berekend worden als: (67,15+26,35)/2 = 46,75°C. Dit is een benadering van de werkelijkheid omdat de warmteovergangscoëfficienten in de beide kanalen niet overal dezelfde waarden behoeven te hebben. Ook de warmteweerstanden kunnen tengevolge daarvan lokaal verschillen.From these two temperatures, the average "tin layer" temperature there can be calculated as: (67.15 + 26.35) / 2 = 46.75 ° C. This is an approximation of reality because the heat transfer coefficients in the two channels do not have to have the same values everywhere. The heat resistances can also differ locally as a result.
Uit het gemiddelde overgedragen vermogen (zie tabel 1, experiment no. 1) en het inwendige oppervlak van de spiralen (= 0,00923 m^) werd de warmtestroomdichtheid berekend: q = 2200/0,00923 = 238353 W/m^ Ook werd de warmteweerstand 6/ van de totale materiaaldikte (koper + tin) bere kend. Deze 6/ bedroeg 20,4.10“^ m2.K/W. Uit de gemiddelde warmtestroom-dichtheid q (238353 W/m2) en de warmteweerstand 6/ volgt dan het temperatuurverschil over de materiaaldikte 6: oT(mat.di.) = 238353.20,4.10“^ = 4,86eC. Uit dit temperatuurverschil en de gemiddelde "tinlaag"-temperatuur (tgt) kunnen dan bij benadering de gemiddelde inwendige opper-vlaktemperaturen van de twee spiralen worden berekend. Deze zijn dan: 46,75+4,86/2 = 49,l8eC (warme medium-zijde) en 46,75-4,86/2 = 44,32eC (koude mediumzijde). Tenslotte volgen dan de gezochte warmteovergangs-coëfficienten uit de gemiddelde warmtestroomdichtheid gedeeld door het temperatuurverschil (nl. q/oT) tussen medium en wand, te weten: aan de warme zijde: 238353/(67,15-^9,18) = 13264 W/m2.K aan de koude zijde: 238353/(44,32-26,35) = 13264 W/m2.K In dit geval zijn deze warmteovergangscoëfficienten gelijk. Tengevolge van verschil in inwendig oppervlak tussen het inwendige rechte kanaal en een spiraal in het geval dat deze kanalen door de media worden door-stroomd zijn de warmtestroomdichtheden echter niet gelijk! Daarom is het niet geheel juist om in die situatie op dezelfde wijze te rekenen. Toch is voor de berekening van de in tabel 1 vermelde warmteovergangscoëfficienten deze onnauwkeurigheid aanvaard, omdat de wandtemperatuurcorrec-ties hiervoor slechts gering van grootte zijn.From the average transferred power (see Table 1, experiment no. 1) and the internal surface of the coils (= 0.00923 m ^), the heat flow density was calculated: q = 2200 / 0.00923 = 238353 W / m ^ Also calculated the heat resistance 6 / of the total material thickness (copper + tin). This 6 / was 20.4.10 "^ m2.K / W. From the average heat flow density q (238353 W / m2) and the heat resistance 6 /, the temperature difference over the material thickness 6 then follows: oT (mat.d.) = 238353.20.4.10 ”^ = 4.86eC. The average internal surface temperatures of the two coils can then be calculated from this temperature difference and the average "tin layer" temperature (tgt). These are then: 46.75 + 4.86 / 2 = 49.18eC (warm medium side) and 46.75-4.86 / 2 = 44.32eC (cold medium side). Finally, the desired heat transfer coefficients follow from the average heat flow density divided by the temperature difference (v. Q / oT) between medium and wall, namely: on the warm side: 238353 / (67.15- ^ 9.18) = 13264 W / m2.K on the cold side: 238353 / (44.32-26.35) = 13264 W / m2.K In this case, these heat transfer coefficients are equal. However, due to difference in internal surface area between the internal straight channel and a coil in the case that these channels are flowed through the media, the heat flow densities are not equal! Therefore, it is not entirely correct to calculate in the same way in that situation. However, this inaccuracy has been accepted for the calculation of the heat transfer coefficients listed in Table 1, because the wall temperature corrections for this are only small in size.
Met de tot zover berekende warmteovergangscoëfficienten kan nu als "proef op de som" nog een controleberekening worden gemaakt, namelijk met de bekende betrekking voor warmteverliesberekening van cilindrische leidingen. Voor dit geval luidt de betrekking:With the heat transfer coefficients calculated so far, a control calculation can now be made as a "test on the sum", namely with the known relationship for heat loss calculation of cylindrical pipes. For this case, the relationship is:
waarin:in which:
Qcyl.= het overgedragen vermogen in een kanaal (W/m);Qcyl. = The transmitted power in a channel (W / m);
Ti = gemiddelde temperatuur van het warme medium (°C); T2 = gemiddelde tussenwand (tinlaag)-temperatuur van het warme medium (°C); ct£ = de hierboven berekende warmteovergangscoëffi-cient (W/m2.K); cu en sn de warmtegeleidingscoëfficienten van resp. koper en tin bij de daar heersende temperaturen (in W/m.K) en Di, Dl en D2 de respectievelijke diameters behorende bij de hierboven genoemde symbolen (in m). Een en ander in getalwaarden ziet er als volgt uit:Ti = average temperature of the warm medium (° C); T2 = mean partition (tin layer) temperature of the warm medium (° C); ct £ = the heat transfer coefficient (W / m2.K) calculated above; cu and sn the heat conductivity coefficients of resp. copper and tin at the prevailing temperatures (in W / m.K) and Di, D1 and D2 the respective diameters associated with the above-mentioned symbols (in m). All this in number values looks like this:
De ontwikkelde lengte van een spiraal van de warmtewisselaar bedraagt ca. 0,643 m» hetgeen betekent dat door de ene spiraal naar de andere wordt afgestaan: Q = 0,643.35^5/1000 = 2,292 kW. Deze waarde stemt goed overeen met de gemeten waarden (zie tabel 1, experiment no. 1) van 2,21 en 2,19 kW. Voor de andere experimenten zijn dergelijke controleberekeningen uiteraard ook mogelijk.The developed length of a coil of the heat exchanger is approx. 0.643 m2, which means that one coil transfers to another: Q = 0.643.35 ^ 5/1000 = 2,292 kW. This value corresponds well with the measured values (see table 1, experiment no. 1) of 2.21 and 2.19 kW. Such control calculations are of course also possible for the other experiments.
Tabel 1 Experimenten met de media waterTable 1 Experiments with the media water
Tabel 2 Experiment met de media lucht/stikstofdampTable 2 Experiment with the media air / nitrogen vapor
*) De beide spiralen werden bij deze experimenten gelijktijdig in dezelfde richting doorstroomd! **) Het eerste getal heeft betrekking op spiraal 1, het tweede op spiraal 2 of het rechte kanaal in de kern van de spiralen. Dat er twee waarden zijn opgegeven volgt uit het feit dat dezelfde warmtestroom door twee verschillende oppervlakken stroomt*) Both spirals were flowed through in the same direction in these experiments simultaneously! **) The first number refers to spiral 1, the second to spiral 2 or the straight channel in the core of the spirals. The fact that two values have been specified follows from the fact that the same heat flow flows through two different surfaces
Uit de hierboven toegelichte meet- en rekengegevens blijkt de uitstekende warmteoverdracht van de onderhavige spiralen-warmtewisse-laar. Bij deze warmtewisselaar volgens de uitvinding kunnen met voordeel meerdere media-stromen tegelijkertijd met elkaar warmte wisselen. Met het ene genoemde rechte kanaal en de twee of meer daar omheen gewikkelde spiraalvormige kanalen zijn meerdere combinaties mogelijk ten aanzien van de aan warmtewisseling onderworpen mediastromen. Hierdoor ontstaat een grote flexibiliteit met betrekking tot deze doorstromende media.The measurement and calculation data explained above show the excellent heat transfer of the present coil heat exchanger. With this heat exchanger according to the invention several media flows can advantageously exchange heat with one another at the same time. With the one mentioned straight channel and the two or more spiral channels wrapped around it, multiple combinations are possible with regard to the heat flows subjected to heat exchange. This creates great flexibility with regard to these flowing media.
Zoals eerder vermeld kan een aantal van deze warmtewisselaars als gevolg van de relatief kleine afmetingen met voordeel in modulaire opbouw worden samengevoegd tot een grotere matrixvormige warmtewissel-eenheid. In een dergelijke matrixvormige warmtewisseleenheid is een aantal modules, die elk een warmtewisselaar volgens de uitvinding omvatten, in rijen en/of kolommen bij elkaar gevoegd en op elkaar aangesloten. Een dergelijke warmtewisseleenheid kan b.v. worden vervaardigd door loden draden in een blok van keramisch poeder te wikkelen overeenkomstig de genoemde kanalen van een enkelvoudige warmtewisselaar volgens de uitvinding. Het genoemde blok van keramisch poeder wordt vervolgens gebakken waarbij de loden draden in elke module wegsmelten. Na afkoeling blijft in elke module van de wisseleenheid de genoemde drie of meer kanalen in het keramische materiaal over. Een dergelijke warmtewisseleenheid kan met voordeel worden gebruikt voor toepassingen met doorstromende media voor hogere temperaturen, b.v. > 1000°C.As mentioned earlier, due to the relatively small dimensions, a number of these heat exchangers can advantageously be combined in a modular construction into a larger matrix-shaped heat exchanger unit. In such a matrix-shaped heat exchange unit, a number of modules, each comprising a heat exchanger according to the invention, are joined together in rows and / or columns and connected to each other. Such a heat exchange unit can e.g. are manufactured by winding lead wires in a block of ceramic powder according to said channels of a single heat exchanger according to the invention. The said ceramic powder block is then fired with the lead wires melting in each module. After cooling, the said three or more channels remain in the ceramic material in each module of the exchange unit. Such a heat exchange unit can advantageously be used for higher temperature flow-through media applications, e.g. > 1000 ° C.
Claims (11)
Priority Applications (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| NL9002251A NL9002251A (en) | 1990-10-16 | 1990-10-16 | SPIRAL HEAT EXCHANGER. |
| DK91919518.0T DK0553238T3 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | Spiral Heat Exchanger |
| DE69124391T DE69124391T2 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | SPIRAL HEAT EXCHANGER |
| PCT/NL1991/000205 WO1992007226A1 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | Spiral heat exchanger |
| JP03517462A JP3122464B2 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | Spiral heat exchanger |
| EP91919518A EP0553238B1 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | Spiral heat exchanger |
| AT91919518T ATE148219T1 (en) | 1990-10-16 | 1991-10-16 | SPIRAL HEAT EXCHANGER |
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| NL9002251A NL9002251A (en) | 1990-10-16 | 1990-10-16 | SPIRAL HEAT EXCHANGER. |
| NL9002251 | 1990-10-16 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| NL9002251A true NL9002251A (en) | 1992-05-18 |
Family
ID=19857833
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| NL9002251A NL9002251A (en) | 1990-10-16 | 1990-10-16 | SPIRAL HEAT EXCHANGER. |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0553238B1 (en) |
| JP (1) | JP3122464B2 (en) |
| AT (1) | ATE148219T1 (en) |
| DE (1) | DE69124391T2 (en) |
| DK (1) | DK0553238T3 (en) |
| NL (1) | NL9002251A (en) |
| WO (1) | WO1992007226A1 (en) |
Families Citing this family (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5352784A (en) * | 1993-07-15 | 1994-10-04 | Minnesota Mining And Manufacturing Company | Fused cycloalkylimidazopyridines |
| US5648516A (en) * | 1994-07-20 | 1997-07-15 | Minnesota Mining And Manufacturing Company | Fused cycloalkylimidazopyridines |
| JPH09500128A (en) * | 1993-07-15 | 1997-01-07 | ミネソタ マイニング アンド マニュファクチャリング カンパニー | Imidazo [4,5-c] pyridin-4-amine |
| US5644063A (en) * | 1994-09-08 | 1997-07-01 | Minnesota Mining And Manufacturing Company | Imidazo[4,5-c]pyridin-4-amine intermediates |
| EP0867678A1 (en) * | 1997-03-26 | 1998-09-30 | Artur Zachajewicz | Multicoaxial tube heat exchanger |
| EP1632277A1 (en) * | 2004-09-03 | 2006-03-08 | Nederlandse Organisatie voor toegepast-natuurwetenschappelijk Onderzoek TNO | Process and apparatus for carrying out crystallization |
| US8721981B2 (en) | 2009-11-30 | 2014-05-13 | General Electric Company | Spiral recuperative heat exchanging system |
| DE102010007249A1 (en) | 2010-02-09 | 2011-08-11 | Went, Tilo, 53474 | Heat exchanger, particularly condenser, is provided with double helix-shaped wall that is introduced in cylinder of two separate helical tubes |
| EP2404666A1 (en) | 2010-07-09 | 2012-01-11 | Rhodia Opérations | Module for continuous transformation of at least one fluid product, associated unit and method. |
| WO2011117540A1 (en) | 2010-03-23 | 2011-09-29 | Rhodia Operations | Module for the continuous conversion of at least one fluid product, and associated unit and method |
| CN105277022A (en) * | 2015-11-30 | 2016-01-27 | 李家海 | Tube-tube interlaced type heat exchanger |
| CA3027050C (en) | 2016-06-09 | 2021-08-17 | Fluid Handling Llc | 3d spiral heat exchanger |
Family Cites Families (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE203759C (en) * | 1907-12-24 | 1908-10-29 | ||
| SE441302B (en) * | 1980-05-27 | 1985-09-23 | Euroheat Ab | TREATMENT HEAD EXCHANGER WITH SPIRALLY INDEPENDED RODS IN A STACK |
| US4316502A (en) * | 1980-11-03 | 1982-02-23 | E-Tech, Inc. | Helically flighted heat exchanger |
| FR2549215B1 (en) * | 1983-07-11 | 1988-06-24 | Produits Refractaires | MOLDED HEAT EXCHANGERS IN REFRACTORY MATERIAL |
| DE3519315A1 (en) * | 1985-05-30 | 1986-12-04 | kabelmetal electro GmbH, 3000 Hannover | Heat exchanger consisting of a jacket tube and a tube arranged in the interior of the jacket tube and extending in a spiral fashion |
-
1990
- 1990-10-16 NL NL9002251A patent/NL9002251A/en not_active Application Discontinuation
-
1991
- 1991-10-16 EP EP91919518A patent/EP0553238B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1991-10-16 DE DE69124391T patent/DE69124391T2/en not_active Expired - Fee Related
- 1991-10-16 AT AT91919518T patent/ATE148219T1/en not_active IP Right Cessation
- 1991-10-16 WO PCT/NL1991/000205 patent/WO1992007226A1/en active IP Right Grant
- 1991-10-16 JP JP03517462A patent/JP3122464B2/en not_active Expired - Fee Related
- 1991-10-16 DK DK91919518.0T patent/DK0553238T3/en active
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3122464B2 (en) | 2001-01-09 |
| WO1992007226A1 (en) | 1992-04-30 |
| DK0553238T3 (en) | 1997-07-07 |
| EP0553238A1 (en) | 1993-08-04 |
| DE69124391D1 (en) | 1997-03-06 |
| JPH06502479A (en) | 1994-03-17 |
| EP0553238B1 (en) | 1997-01-22 |
| DE69124391T2 (en) | 1997-08-21 |
| ATE148219T1 (en) | 1997-02-15 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| El-Said et al. | Shell and tube heat exchanger with new segmental baffles configurations: a comparative experimental investigation | |
| FI77529C (en) | VAERMEVAEXLARE. | |
| Ghorbani et al. | An experimental study of thermal performance of shell-and-coil heat exchangers | |
| Hewitt et al. | Process heat transfer | |
| NL9002251A (en) | SPIRAL HEAT EXCHANGER. | |
| Mirgolbabaei et al. | Numerical estimation of mixed convection heat transfer in vertical helically coiled tube heat exchangers | |
| US3335790A (en) | Heat exchanger with crossing helicoidal tubes | |
| EP2984414B1 (en) | Method of manufacturing a set of heat exchange cells and set of heat exchange cells thus obtained | |
| Yildiz et al. | Heat transfer and pressure drop in a heat exchanger with a helical pipe containing inside springs | |
| US20080257534A1 (en) | Heat Exchanger | |
| Ho et al. | Performance of a compact, spiral coil heat exchanger | |
| Ali | Free convection heat transfer from the outer surface of vertically oriented helical coils in glycerol-water solution | |
| Wijeysundera et al. | The effectiveness of a spiral coil heat exchanger | |
| Irabatti et al. | Comprehensive review of spiral heat exchanger for diverse applications | |
| Puttewar et al. | Design and thermal evaluation of shell and helical coil heat exchanger | |
| US3212571A (en) | Tube bundle for shell and tube type heat exchanger formed of spirally wound coil segments | |
| US4147209A (en) | Corrosion resistant heat exchanger | |
| US3385356A (en) | Heat exchanger with improved extended surface | |
| Rane et al. | Water-to-water heat transfer in tube–tube heat exchanger: Experimental and analytical study | |
| Saha et al. | Laminar flow heat-transfer enhancement using transverse ribs and helical screw-tape inserts | |
| Sivasubramaniam et al. | Heat transfer and friction factor characteristics of pipe-in-pipe heat exchanger fitted with varient plain tape insert | |
| Ziółkowska et al. | Heat and momentum transfer in fluids heated in tubes with turbulence generators at moderate Prandtl and Reynolds numbers | |
| Taler | Performance of air-cooled heat exchanger with laminar, transitional, and turbulent tube flow | |
| CN104048546A (en) | Inner fin tube and manufacturing method thereof | |
| Salam | Experimental and numerical study of enhancement heat transfer in tube heat exchangers |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A1B | A search report has been drawn up | ||
| BV | The patent application has lapsed |