23

2. Выполняют чертежи теплообменного аппарата, составляют спецификации,

характеристики фланцев, определяют массу деталей и всего аппарата.

3.

Разрабатывают конструкцию и выбирают материал тепловой изоляции теп-

лообменного аппарата, производят тепловой и конструктивный расчеты изо-

ляции.

4.

Разрабатывают схему КИПиА процесса в теплообменном аппарате.

5.

Выбирают контрольно-измерительные приборы и элементы автоматики, за-

У

порные и регулирующие устройства, предохранительные клапаны, конден-

сатоотводчики и другое вспомогательное оборудование.

Т

6.

Проектируют и подбирают лестницы и площадки для обслуживания, ограж-

дения, подъемно-транспортные устройства, средстваНбезопасного обслужи-

вания и противопожарное оборудование.

Б

1.3 Гидравлический расчет теплообменного аппарата

Целью гидравлического расчета

й

екуперат вного теплообменного аппара-

та является определение п лн

и

гид авлического сопротивления и мощности,

необходимой для перемещения сртветствующего теплоносителя.

∆р=∑∆ +

∑

∆р

+

∑∆р

дин

±

∑∆р

самотяги

,

(1.16)

гом

где

∑∆рт,

т

∑

∆рсамотяги

- гидравлические потери за счет

∑∆рм, ∑∆рд н

и

трения, местных с противлений

по тракту движения теплоносителя, из-за уско-

рения

з

т ка и сам тяги, соответственно. Последние два слагаемых чаще от-

сутствуют.

о

В трубном пространстве перепад давления определяется по формуле

п

е

z

ρ

тр

ϖ

2

тр

Р

р

труб

=

λ

d

вн

+ ∑ς

2

(1.17)

l z - длина пути жидкости; ρтр и ϖтр

- плотность и скорость теплоно-

где

сителя в трубах;

λ - коэффициент трения; ζ - коэффициент местного сопротив-

ления потоку, движущемуся в трубном пространстве.

24

При Reтр > 2300

								0,9	− 2
			е		6,81
										(1.18)
λ = 0,25	g			+
			3,7		Re
						тр

																					У
	где	е =		dвн			- относительная шероховатость труб;													∆ - высота выступов
шероховатости (в расчетах для стальных труб можно принять ∆ = 0,2 мм).
																			Н
	Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в трубном
пространстве: входная и выходная камеры ςтр1 = 1,5; поворотТмежду ходами
ςтр2 = 2,5; вход в трубы и выход из них ςтр3 = 1,0.
														й
	Местное сопротивление на входе в распределительную камеру и на выходе
из нее следует рассчитывать по скоро															жидкостиБв штуцерах. Диаметры
												сти
штуцеров нормализованных кожухотрубчатых теплообменников приведены в
таблице 1.7.										р
	мм								условного											ров для межтрубно-
	Таблица 1.7 - Диаметры									п охода штуцеров кожухотрубчатых
	теплообменников
			Диаметры (в мм) усл вн го прохода штуцеров для																	Диаметры условно-
	Dкожуха,																			го прохода штуце-
			трубного прос ранс ва при числе ходов по трубам
																				го пространства, мм
					1				2			4					6
	159				з			т-				-					-				80
					80
	273				100				-			-					-				100
					и
	325				150 100							-					-				100
	400				150				150			-					-				150
	600				200				200			150					100				200
е					250				250			200					150				250
800
			о
	1000		300						300			200					150				300
	1200				350				350			250					200				350
	п
	1400				-				350			250					200				350
	В межтрубном пространстве гидравлическое сопротивление можно
Ррассчитать по формуле:
														ρ	м.тр		ϖ 2
									рм.тр = ∑ςм.тр								м.тр				(1.19)
																	2

Скорость жидкости в межтрубном пространстве

25

ϖ м.тр

=

Gм.тр

(1.20)

ρ

м.тр

S

м.тр

где Sм.тр – наименьшее сечение потока в межтрубном пространстве.

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в межтруб-

ном пространстве: вход и выход жидкости

У

ςм.тр1

= 1,5; поворот через сегмент-

ную перегородку ςм.тр2 = 1,5.

Сопротивление пучка труб можно определить по формуле

3m

Н

ςм.тр 3 =

,

Т

(1.21)

Re0,2

Б

м.тр

Reм.тр

=

Gм.тр dн

,

(1.22)

S

μ

й

м.тр м.тр

здесь m – число рядов труб, которое приближенно можно определить через

общее число труб n по формуле

n

(1.23)

mи≈

3

Сопротивление входа и выхрда следует также определять по скорости

и

жидкости в штуцерах, д амеоры условных проходов которых приведены в таб-

з

лице 1.7.

т

о

Число сегментных перегородок зависит от длины и диаметра аппарата

п

(таблица 2.7 [5]).

Мощн сть, не бходимая для перемещения теплоносителя,

Р

N = G ∆p

(1.24)

ρ η

гдеη - КПД насоса (компрессора или вентилятора).

1.4 Выбор оптимального нормализованного теплообменного аппарата

В зависимости от цели оптимизации в качестве критерия оптимальности могут быть приняты различные параметры: габариты, масса аппарата, удельные энергетические затраты и т.д.

26

Однако наиболее полным и надежным критерием оптимизации (КО) при выборе теплообменного аппарата принято считать приведенные затраты (П):

П = Е К +Э,

руб/год,

(1.25)

где К – капитальные затраты; Э – эксплуатационные затраты; Е - норма-

тивный коэффициент эффективности капиталовложений.

У

Наиболее эффективен тот из сравниваемых аппаратов, у которого приве-

денные затраты минимальны, т.е.

Н

КО = min П = min (Е К +Э)

(1.26)

Капитальные затраты (К) складываются из затрат на

Тизготовление ап-

Б

парата и его монтаж, причем затраты на монтаж намного меньше затрат на из-

готовление, и ими можно пренебречь.

Если по технологической схеме работа теплообменника неразрывно связа-

ли

компрессоров,

то в капитальные

на с работой обслуживающих его насосов

р

ймость или ее часть (пропорциональ-

затраты нужно включить их полную сто

о

ную доле мощности, затрачиваемой на п еодоление гидравлического сопротив-

ления теплообменника,

от т

1

н1

2 н2

всей не бх димой мощности на перемещение тепло-

носителя):

и

з

К = Ц

+ β

Ц

+ β

Ц .

(1.27)

Эксплуатац онные затраты можно разделить на две группы:

о

1. Проп рци нальные капитальным затратам, в том числе амортизационные

отчисления ( пределяемые коэффициентом ка) и расхода на текущий ремонт

е

и сод ржание оборудования (определяемые коэффициентом кр).

Р

2. Расходыпна энергию на привод нагнетателей и стоимость теплоносителей.

Тогда

Э= К

к

а

+ к

+ Ц

э

(N

+ N

2

)τ

+G Ц τ+G Ц

2

τ,

(1.28)

р

1

1 1

2

где τ - число часов работы оборудования в году (при непрерывной работе можно принять τ = 8000 ч); Цэ - цена единицы электроэнергии; Ц1 и Ц2 - це-

27

ны на теплоносители;

N1

и

N2

-

мощности нагнетателей, затрачиваемые на

преодоление гидравлических сопротивлений теплообменника.

Так как при решении задачи оптимального выбора теплообменника расхо-

ды теплоносителей G1

и G2 заданы,

затраты на них можно рассматривать как

У

постоянные, а при поиске оптимального варианта конструкции их можно ис-

Т

ключить. Тогда приведенные затраты (П) на теплообменник (руб/год) можно

приблизительно рассчитать по формуле (подставив в (1.25) выражения (1.28) и

(1.27)):

Н

Б

П

= Е К + К

к

+ к

+ Ц

(N + N

)

τ =

а

р

э

2

1

)

,

= К Е +к

+ к

+ Ц

(N + N

τ

а

р

э

2

1

(Ц

и

)+(N + N )Ц

τ .

(1.29)

П = Е +к

+ к

+ β

Ц

+ β

Ц

а

р

р

й2 н2

1

2

э

т

1

н1

жно

Нормативный коэффициент эффективности капиталовложений в промыш-

т

п инять Е = 0,15 год−1 . Расчет годовых аморти-

ленной теплоэнергетике м

а

р

и

б рудования может быть произведен по

зационных отчислений на рем нт

средним

нормам

ка = 0,10; к

р = 0,05.

Тогда

можно

принять

з

Е +к + к

о

=

0,15+ 0,10 + 0,05 = 0,3 год−1.

п

1.5 Влияние к нструктивных параметров теплообменного аппарата

на в личину

риведенных затрат

Р

На поверхность теплообмена и на относящуюся к ней долю капитальных

затрате, а также на эксплуатационные затраты влияет недорекуперация теплоты.

Чем меньше величина недорекуперации теплоты, т.е. чем меньше разность

температур греющего теплоносителя на входе t'1

и нагреваемого на выходе t"2

при противотоке (рисунок 1.8), тем меньше средний температурный напор ∆tср ,

28

тем больше поверхность теплообмена F = k Q∆tср , тем выше стоимость аппарата,

но тем меньше расход греющего теплоносителя, а значит эксплуатационные расходы.

Необходимо выявить оптимум увеличения капитальных и снижения экс-

плуатационных расходов, который

можно определить, моделируя функции

К = f (F ) и Э= f (F ) (рисунок 1.9).

Т

t

У

Относительная стоимость 1 м2 поверхно-

t'1

сти теплообмена кожухотрубного

теплооб-

Б

менного аппарата зависит как от величины

t"2

Н t"1

поверхности, так и от диаметра труб, их дли-

й

t'2

ны и количества. С увеличением числа и дли-

и

F

ны труб в пучке и уменьшением их д аметра

Рисунок

1.8

– Температурный

р

график

рекуперативного тепло-

снижается относительная стоимость 1 м2 по-

верхности кожухотрубного теплообменного

обменного аппарата

о

аппарата, т.к. при этом уменьшается общая

руб

т

год

затрата металла на аппарат в расчете на еди-

П

и

ницу поверхности теплообмена. Так, при уве-

личении поверхности теплообмена аппарата в

Э

о

К

4 раза, тн сительная стоимость снижается в

п

3 раза; уменьшениездиаметра труб в 1,7 раза

е

приводит к снижению удельной стоимости в

1,4 раза, а увеличение длины труб в 3,7 раза,

Fопт

F

Р

соотв тств нно, в 1,7 раза.

Рисунок 1.9 – Схема зависимости экономи-

Однако следует иметь в виду, что с ув е-

ческих показателей и выбора оптимального

варианта поверхности теплообмена рекупе-

ративного аппарата

личением числа труб увеличивается вероятность нарушения плотности их крепления в трубной решетке, а применение

труб малого диаметра, как уже говорилось ранее, увеличивает их засоряемость и усложняет чистку.