7

1.2 Проектирование рекуперативных теплообменных аппаратов

Тепловой расчет теплообменного аппарата может быть конструктивным

и поверочным.

Вслучае конструктивного расчета задано:

−тепловая нагрузка аппарата Q, кВт;

−температура горячего теплоносителя на входе t'1 и выходе t''1; У

−температура холодного теплоносителя на входе t'2 и выходеТt''2. Требуется найти: Н

−поверхность теплообмена F и все геометрические размеры.

Вслучае поверочного расчета задано: Б

−поверхность теплообмена F и все геометрические размеры;

−расходы горячего G1 и холодного теплоносителей G2;

−температура горячего теплоносителяина входе t'1;

−температура холодного теплоносртеля на входе t'2.о

		та
−		и
	температура горячего епл н сителя на выходе t''1;
−	температура холодного еплоносителя на выходе t''2.
		з
		о
	1.2.1 Общая схема теплотехнического расчета рекуперативных теп-
		п
лообменных аппаратов
е
	Выбирается тип теплообменного аппарата (теплообменник, холодильник,
конд нсатор, ис аритель).
Р
	В основе расчета лежат два уравнения:
−	уравнение теплового баланса;
−	уравнение теплопередачи.
	Уравнение теплового баланса формируется из двух частей, каждая из ко-

торых представляет выражение тепловой нагрузки Q для данного вида теплоносителя:

8

а) если агрегатное состояние теплоносителя не меняется:

Q = Gi

срi (tiн − tiк ),

i =1,

2 ,

(1.1)

где

Gi

- массовый расход теплоносителя;

срi - средняя массовая изобарная те-

плоемкость теплоносителя; tiн

и tiк температура теплоносителя на входе в ап-

парат и выходе из него;

У

Т

б) при конденсации насыщенных паров без охлаждения конденсата или

при кипении:

Н

Q = Gi ri , i =1, 2 ,

(1.2)

Б

где ri - теплота фазового перехода теплоносителя (конденсации или парообра-

зования);

й

в) при конденсации перегретых паров и охлаждении конденсата:

из

Q = G1 (iпп − cк

tк),

(1.3)

где

i

- удельная энтальпия

перегретого

пара; c

к

и

t

к

- массовая теплоем-

пп

о

теплообменника.

кость и температура конденсата на выходе

Тепловые потери

тепл

бменник м в окружающую среду при наличии те-

и

э му в уравнениях (1.1) – (1.3) они не учиты-

плоизоляции незначи ельны,

вались.

из

Один какой-л бо технологический параметр, не указанный в исходном за-

дании (расх д дн го

теплоносителей или одна из температур), можно найти

с

помощью

уравнения теплового баланса для всего ТА в целом, приравнивая

вые

пра

частиоуравнений (1.1) – (1.3) для горячего и холодного теплоносителей.

Уравн ние теплопередачи

для случая конструктивного расчета решается

Р

относит льно поверхности теплопередачи F

F =

Q

,

(1.4)

k ∆tср

где

k - коэффициент теплопередачи;

∆tср

- средняя разность температур пото-

ков теплоносителей.

9

В аппаратах с прямоили противоточным движением теплоносителей средняя разность температур потоков определяется как среднелогарифмическая между большей ∆tб и меньшей ∆tм разностями температур теплоносителей на концах аппарата

∆tб − ∆tм

У

∆tср =∆tср лог =

(1.5)

ln

∆tб

Т

∆t

м

При сложном взаимном движении теплоносителей, например при смешан-

ном или перекрестном токе,

∆tср можно рассчитать, вводя поправку ε∆t

к сред-

Б

=ε∆t ∆tср лог . Эту

нелогарифмической разности температур для противотока

∆tср

поправку для наиболее распространенных схем взаимногоНнаправления движе-

й

ния теплоносителей можно рассчитать теоретически или определить по графи-

кам [5].

теплопередачи

р

и выбора варианта конструк-

Для определения поверхности

ции теплообменного аппарата

мо определить коэффициент теплопе-

необход

редачи. Его можно рассчитать с п м щью уравнения аддитивности термиче-

т

δ

ских сопротивлений на пу и

епл в го потока:

и

1

з

k =

,

(1.6)

1

+

ст + r

+ r

+

1

-

и rЗ2 -

терми-

ло роводность материала стенки; δст

- толщина стенки; rЗ1

α

λ

З1

З2

α

2

п

1

ст

где α1

и α2 – к эффициенты теплоотдачи со стороны теплоносителей; λст

те

ротивления слоев загрязнений с обеих сторон стенки.

ческие со

Однако на этой стадии расчета точное определение коэффициента тепло-

передачи невозможно, так как α1

и

α2 зависят от параметров конструкции рас-

Рсчитываемого теплообменного аппарата. Поэтому сначала на основании ориен-

тировочной оценки коэффициента теплопередачи приходится приближенно оп-

ределить поверхность и выбрать конкретный вариант конструкции,

а затем

Воздух

1400-1860

1860-2900

2900-5800

11600

2800

Вода:

загрязненная среднего качества хорошего качества дистиллированная

Вт/(м2 К)

1/r,

10

провести уточненный расчет коэффициента теплопередачи и требуемой поверхности.

Сопоставление ее с поверхностью выбранного нормализованного теплообменника дает ответ на вопрос о пригодности выбранного варианта для данной технологической задачи. При значительном отклонении расчетной поверх-

ности от выбранной следует перейти к другому варианту конструкции и вновь

выполнить уточненный расчет. Число повторных расчетов зависит главным об-

У

разом от степени отклонения ориентировочной оценки коэффициента теплопе-

редачи от его уточненного значения. Многократное повторениеТоднотипных

расчетов предполагает использование ЭВМ.

Н

Ориентировочные значения коэффициента теплопередачи и тепловая про-

Б

водимость загрязнений стенок приведены в таблицах 1.2 и 1.3, соответственно.

Таблица 1.2 – Ориентировочные значен я коэфф ц ента теплопередачи

й

Вид теплообмена

и

k, Вт/(м2 К)

для вынужден-

для свободного

ного движения

движения

От газа к газу

р

10-40

4-12

От газа к жидкости

о

10-60

6-20

От конденсирующегося пара к газу

10-60

6-12

т

От жидкости к ж

:

800-1700

140-430

для воды

для углев д р д в и масел

120-270

30-60

дкости

От конденсирующег ся водяного пара:

к воде

з

800-3500

300-1200

к ки ящей жидк сти

-

300-2500

к органическиможидкостям

120-340

60-170

От конд нсирующегося пара органической жид-

кости к воде

300-800

230-460

п

е

Р

Таблица 1.3 – Тепловая проводимость загрязнений стенок

Теплоносители

11
Теплоносители	1/r,
	Вт/(м2 К)
Нефтепродукты, масла, пары хладагентов	2900
Нефтепродукты сырые	1160
Органические жидкости, рассолы, жидкие хладагенты	5800
Водяной пар, содержащий масла	5800
Пары органических жидкостей	11600

	Трудоемкость таких расчетов несколько снижается, если из опыта известна
оптимальная область гидродинамических режимов движения теплоносителей
										У
вдоль поверхности для выбранного типа конструкции (при таком ограничении
уменьшается число возможных вариантов решения задачи).									Т
	В любом случае, особенно при использовании ЭВМ, легко можно полу-
								Н
чить несколько конкурентоспособных вариантов решения технологической за-
							Б
дачи. Дальнейший выбор должен быть сделан на основе технико-
экономического анализа по тому или ному кр терию оптимальности.
						й
	Схема расчета рекуперативных теплообменных аппаратов приведена на
рисунке 1.2.					и
				р
	Основные геоме рические характеристики некоторых конструкций тепло-
			о
обменных аппаратов, необходимые для уточненного определения требуемой
			т
поверхности и г дравл ческого сопротивления выбранного теплообменника,
			и
приведены в таблицах 1.4 – 1.7.
			з
		о
	п
е
Р

12

Расчет тепловой нагрузки

Расчет теплового баланса

У

Т

Определение температурного режима и tср

Н

Б

Приближенная оценка Кор и Fор

норм

й

F

Выбор типа и нормализованного варианта

<<

конструкции, определение параметров

и

расч

конструкции: n, d, H, D, z, Fнорм и др.

F

р

или

Уточненный

асчет Красч

, Fрасч

норм

т

> F

и

С п ставление Fрасч с Fнорм

расч

F

о

Гидравлический расчет

п

з

Технико-экономический расчет

е

Выбор оптимального варианта

Р

Рисунок 1.2 – Схема расчета рекуперативного теплообмен-

ного аппарата

13

Таблица 1.4 – Параметры кожухотрубчатых теплообменников и холодильников

(по ГОСТ 15118-79, ГОСТ 15120-79 и ГОСТ 15122-79)

										У
									Т
								Н
							Б
						й
					и
				р
			о
			т
			и
			з
		о
	п
е
Р

14

Таблица 1.5 – Параметры кожухотрубчатых теплообменников и конденсаторов с пла-

вающей головкой (по ГОСТ 14246-79 и ГОСТ 14247-79)

										У
									Т
								Н
							Б
						й
					и
				р
			о
			т
			и
			з
		о
	п
е
Р

15

Таблица 1.6 – Параметры кожухотрубчатых конденсаторов и испарителей с

неподвижной трубной системой и с линзовым компенсатором на корпусе

(по ГОСТ 15119-79 и ГОСТ 15121-79)

									У
								Т
							Н
						Б
					й
				и
			р
	о
	т
	и
	з
	1.2.2 Конструированиео	рекуперативных теплообменных аппаратов
	Приппроектировании теплообменного аппарата, не входящего в нормали-
зованный типоразмерный ряд, необходимо придерживаться следующих реко-
е
мендаций. Сначала на основании ориентировочной оценки коэффициента теп-
Р

лопередачи (таблица 1.2) примерно определяют ориентировочную поверхность теплообмена аппарата, а затем приступают к конструированию.

16

Так как массовые расходы теплоносителей определяются тепловым балансом аппарата (уравнения (1.1)-(1.3)), то скорость теплоносителя можно обеспечить в рекомендуемом диапазоне (таблица (1.1)) только подбором сечения. При этом приходится выбирать ряд геометрических параметров.

		У
Так для удобства чистки труб желательно, чтобы их внутренний диаметр
был не менее 12 мм. Из условия более компактного пучка наружный диаметр
	Т
принимается не более 38 мм для жидких сред и 57 мм для газообразных. Тол-
Н
щина стенки труб δ = 0,5…3,0 мм (в зависимости от давления теплоносителя).
В промышленных теплообменных аппаратах редко применяют трубы с
Б
dвн < 16 мм, чаще стандартные dн = 20; 25; 32; 38 мм. Для загрязненных жидко-

стей и газов dн = 44,5; 51; 57; 76 мм.

В теплообменниках применяются трубы, изготовленные из стали или из

еделить

цветных металлов (в особо важных случаях).

тnрубах4G

Зная расход теплоносителя в

,йзадавшись его скоростью (табли-

оп

число труб в одном ходу по фор-

ца (1.1)), можно ориентировочно

муле:

n′= z =

,

(1.7)

π dвн2

ρ w

где n

- общее ч слотрубв теплообменнике; z - число ходов;

dвн - внут-

о

ренний диаметр труби; G

– расход теплоносителя, проходящего в трубах;

пл

F = πdср n = πd

ср n′z ,

(1.8)

ρ и w -

тнзсть и скорость теплоносителя, соответственно.

гдеd

- средний диаметр труб,

d = dвн + dн .

Поверхность теплообмена

ср

ср

2

РТогда

=

F

(1.9)

πdср n′z

17

Если по расчету при z =1 получается длина труб >9 м, то конструируют многоходовой теплообменный аппарат. Число ходов обычно выбирают четным (2, 4, 6, 8, 10), чтобы входной и выходной патрубки теплоносителя, проходящего в трубах, были расположены на одной крышке аппарата (рисунок 1.3).

									У
	Если рабочая длина труб даже при максимальном числе ходов (z = 10) по-
лучается большой >9 м, необходимо перезадаться скоростью теплоносителя,
а при заданном расходе его уменьшить диаметр трубок.								Т
							Н
						Б
					й
				и
	теплообменники жес к й к нсрукции
			по
			т
	Рисунок 1.3 – Многох д вые ( т убному пространству) кожухотрубчатые
		и
	а – двухходовой; б - че ырёхх д в й
		з
	1.2.3 Способы креплен я и методы разбивки труб в трубной решетке
	олучила
	Для беспечения хорошей герметизации ТА трубы крепятся в трубной
	п
доске одним из сп с бов, представленных на рисунке 1.4. Наибольшее распро-
странение			развальцовка (а, б). Способ крепления с помощью саль-
Р

Рисунок 1.4 – Способы крепления труб в трубных решетках

а – развальцовка; б – развальцовка в отверстиях с канавками; в – сварка; г – сальниковые уплотнения

18

никовых уплотнителей (г) сложен и дорог, поэтому широкого распространения не получил. Сваркой (в) трубы крепятся в том случае, если материал, из которого изготовлены трубы, не поддается развальцовке или при большом давлении теплоносителя в межтрубном пространстве ТА.

								У
Толщина трубной решетка зависит от диаметра труб и может быть принята
	hтр. р =		dн	+с,			Т		(1.10)
		8
где dн - наружный диаметр трубы, мм; с =10 мм						- для стальных решеток;
с = 20 мм - для решеток, выполненных из цветного металла.
Возможны два вида расположения труб					Б
					(или метода разбивки труб на
плоскости трубной решетки):				й		Н
а) концентрический (по концентрическим окружностям) (рисунок 1.5, б);
		и
б) ромбический (по вершинам равносторонних шестиугольников, треугольни-
ков, квадратов) (рисунок 1.5, а).	р
о
т
и
окружн
Рисунзк 1.5 – Способы размещения труб в трубных решетках:
а – вершинам равносторонних шестиугольников; б – по концентрическим
правлении, который является расстоянием между центрами соседних труб. При
остям
Р

Трубыпв пучке должны располагаться равномерно с шагом s в любом на-

проектировании теплообменника шаг можно принять равным s =(1,3...1,5) dн , но не менее d н +6 мм (из условий прочности).

При концентрическом расположении число труб на соответствующей концентрической окружности равно:

19

- на 1-ой

n1 =

2π s

=2π ≈6 ;

s

- на 2-ой

n2 =

2π 2 s

=4π ≈12 ;

s

- на 3-ой

n3 =

2π 3s

=6π ≈18 ;

У

s

- на i-ой

ni =

2π i

s

=2π i .

Т

(1.11)

s

Общее количество труб определяется суммой их на каждой концентриче-

ской окружности плюс осевая труба.

Н

Б

При ромбическом (по вершинам равносторонних шестиугольников) распо-

ложении труб общее их количество можно найти по приблизительной формуле

й

π D2

n ≈ ϕ

вн

(1.12)

и

3,47 s

2

где ϕ =0,7...1,0

р

При числе

- коэффициент заполнен я трубной решетки.

шестиугольников более шести сегменты между краем решетки и сторонами
большего шестиугольника желательно также заполнить трубами согласно вы-
				т
бранной закономернос и.
Dвн - внутренн й д амекорпуса аппарата определяется по формуле (ри-
сунок 1.5)			з
				и Dвн = D′+ dн + 2 к ,
где D		-			(1.13)
	′			ри р мбической разбивке - наибольшая диагональ шестиуголь-
сте
ника, риоконцентрической – диаметр наибольшей окружности центров труб;
Р
dн - наружныйп				диаметр труб; к - зазор между крайними трубами и внутренней
нкой корпуса аппарата, должен быть минимальным, но не менее 6 мм. Если
теплообменный аппарат с подвижной камерой (плавающей головкой),					к зави-
сит от размера фланца подвижной камеры.