всякое / taranova то и расчет

Таблица 2.2

Площади проходных сечений трубного и межтрубного пространства в аппаратах типа ТН и ТК

D,	dн,	z	fтр,	fп,	fмт,	D,	dн,
мм	мм		·102,	·102,	·102,	мм	мм
			м2	м2	м2
159	20		0,4	0,5	0,5		20
	25	1	0,4	0,5	0,7
						800
273	20		1,2	1,2	1,0
	25		1,4	1,3	1,4		25
	20	1	1,8	1,3	1,5
325		2	0,8
	25	1	2,1	1,4	1,1
		2	0,9				20
	20	1	3,6
		2	1,7	2,1	2,5	1000
400		1	3,8	2,2	3,1
	25	2	1,7	2,2			25
		1	7,9
	20	2	3,8	4,7	5,4		20
		4	1,7
600		6	1,0			1200
		1	9,0
	25	2	4,2	4,9	5,2		25
		4	1,8
		6	0,9

Примечание: трубы гладкие с толщиной 2 мм.

z	fтр,	fп,	fмт,
	·102,	·102,	·102,
	м2	м2	м2
1	14,8
2	7,1	7,8	7,7
4	3,3
6	2,2
1	16,7
2	7,8	7,7	7,9
4	3,1
6	2,2
1	23,8
2	11,6	12,5	11,7
4	5,1
6	3,4
1	27,0
2	13,1	12,1	11,7
4	6,0
6	3,8

134,5

216,9

4	7,9
6	5,4
1	39,0
2	18,9	16,8	15,2
4	8,5
6	5,7

При движении рабочей среды по межтрубному пространству критерий Nu рассчитывают следующим образом:

– при значениях Re < 103:

Nu = 0,56 Re 0,5 Pr 0,36 ε	(2.7)
– при значениях Re > 103:
Nu =с Ren Pr0,36 ε	(2.8)

где ε – коэффициент угла атаки; для стандартизованных теплообменников

ε = 0,6;

с, n – коэффициенты, зависящие от размещения труб:

51

–при размещении труб по вершинам треугольника (для аппаратов типов Н и К): с = 0,21; n = 0,65;

–при размещении труб по вершинам квадрата (для аппаратов типа П

иУ): с = 0,38; n = 0,6.

Критерий Re в этих случаях рассчитывают по формуле

	Re =	ωмт dн ρ	(2.9)
		µ

где: dн – наружный диаметр труб, м ;

ωмт – скорость теплоносителя в узком сечении межтрубного пространства, м/с; определяют, как:

ωмт=V / fмт

(2.10)

где fмт –площадь проходного сечения межтрубного пространства (см. табл. 2.2 для выбранного аппарата);

V - объемный расход рабочей среды, м3/с; находят как: V=G/ρ.

Рассчитав критерий Нуссельта с учетом варианта подачи рабочей среды, находят коэффициент теплоотдачи для рабочей среды (α1) и коэффициент теплопередачи (К) с использованием формул (1.8) и (1.20) и уточняют поверхность теплообмена (F) с использованием формулы (1.28).

5. Уточненный тепловой расчет заканчивают выбором аппарата (табл. 2.1). При этом характеристики теплообменника, определяющие режимы движения и, следовательно, коэффициенты теплоотдачи (диаметры кожуха и труб, число ходов), должны оставаться такими же, как в ориентировочно выбранном аппарате; варьировать можно только длиной труб.

2.1.2. Порядок гидравлического расчета

Расчет гидравлических сопротивлений, возникающих при движении потока в теплообменниках, проводят при различных вариантах подачи рабочей среды.

1. Гидравлическое сопротивление трубного пространства (Па) находят по формуле

∆Р=∆Р1 + z·(∆Р2+∆Ртр+∆Р3)+ ∆Р4

(2.11)

52

в случае аппарата типа У:

∆Р=∆Р1+∆Р2+∆Ртр+∆Р3+∆Р4+∆Р5 (2.12)

где ∆Р1 – потеря давления при входе потока в распределительную камеру; ∆Р2 – потеря давления при движении из камеры в трубы; ∆Р3 – потеря давления на выходе потока из труб; ∆Р4 – потеря давления при входе потока в штуцер; ∆Р5 – потеря давления при повороте труб на 180°; ∆Ртр – потеря давления на трение в трубах;

z – число ходов в трубном пространстве.

– Составляющие ∆Р1–∆Р5 находят по общей формуле вида (1.16):

ξ ρ ω2

∆Рi = i 2 i

где ξi – коэффициенты местных сопротивлений на соответствующем участке (табл. IV. 3 в приложении);

ωi – скорость движения теплоносителя на соответствующем участке. Скорость потока на входе и на выходе (участки 1, 4) определяется

исходя из диаметра присоединительного штуцера; если агрегатное состояние потока в аппарате не меняется, то скорости на этих участках будут одинаковы и равны:

ω	=ω =			V		(2.13)
1	4	0,785			d 2
					ш
где dш – диаметр штуцера (м);					ориентировочно рассчитывают
как: dш=0,3D0,86 (D–диаметр кожуха аппарата, м.), либо по формуле
	dш	=			V
				0,785 ωi

(2.14)

где ωi – рекомендуемое значение скорости с учетом агрегатного состояния потока (для жидких потоков – 1-3 м/с; для паровых или газовых

– 10-30 м/с).

По результатам расчета принимают стандартное значение dш с учетом диаметра условного прохода (Dу): 0,025; 0,032; 0,040; 0,050; 0,065; 0,80; 0,100; 0,125; 0,150; 0,200; 0,250; 0,300; 0,350; 0,400; 0,500; 0,600 м.

Скорости потока на участках 2 и 3 определяют как:

53

ω2=ω3=ωтр=V/fтр

(2.15)

– Для расчета потерь давления на трение в (2.11) и (2.12) используют формулу (1.17), а именно:

	λ		l ρ ω2
∆Р =		тр	тр
			2 dв
тр

где λтр – коэффициент трения; l – длина труб, м.

Коэффициент трения зависит от режима движения и шероховатости стенок трубы, его можно определить по рис. IV.3 в приложении или рассчитать:

– при ламинарном движении (Re < 2300):

λтр=64/Re

(2.16)

– при турбулентном движении (Re>104):

λтр=0,11·(10/Re+1,16∆/dв)0,25

(2.17)

где ∆ – абсолютная шероховатость стенки трубы: ∆=0,1 мм – для новых труб;

∆=0,2-0,3 мм – для труб после длительной эксплуатации без загрязнений и внутренней коррозии;

∆=0,5-0,8 мм – для загрязненных и корродированных труб.

2. Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства (Па) находят по уравнению (1.18), как:

∆Р=∆Р6+(l / ln)·∆Рмт+(l / ln - 1)·∆Р7+∆Р8

где ∆Р6 – потеря давления при входе потока в межтрубное пространство;

∆Р7 – потеря давления при огибании потоком перегородки; ∆Р8 – потеря давления при выходе потока из межтрубного

пространства; ∆Рмт – потеря давления на трение в одном ходе межтрубного

пространства;

l – длина труб теплообменника, м;

lП – расстояние между перегородками; lП=0,5·D l / lП – число ходов в межтрубном пространстве.

Потери давления ∆Р6–∆Р8 находим также как ∆Р1–∆Р5 по общей формуле (1.16).

54

Коэффициенты местных сопротивлений приводятся в табл. IV. 3 приложения.

Скорости потока на соответствующих участках рассчитывают как:

ω6 =ω8 =ω4	=	V		;	ω7=V / fn	(2.18)
		0,785
			d 2
			ш

где ω7 – скорость движения потока в вырезе перегородки, а fП – площадь сечения выреза в перегородке (см. табл. 2.2).

– Потери давления на трение в межтрубном пространстве находят по формуле (1.19):

λ ρ ω2

∆Рмт = тр 2 мт

где λтр – коэффициент трения в межтрубном пространстве, зависящий от размещения труб и числа рядов труб:

– при размещении труб по вершинам треугольников расчет ведут по формуле

	λ		=	4 + 6,6 m	(2.19)
		тр		Re0,28
				мт
	λ		= 5,4 + 3,4 m		(2.20)

где m=0,35·D/dн – число рядов труб;

– при размещении труб по вершинам квадратов используют формулу

тр	Re 0,28
	мт

где m=0,31·D/dн.

3. В завершении гидравлического расчета сравнивают полученные значения потерь давлениями с допускаемыми (по заданию) потерями в сети при этом ∆Р <∆Рдоп. По итогам расчета можно сделать вывод о предпочтительном варианте подачи рабочей среды.

2.1.3. Расчет температур (напряжений) кожуха и труб аппарата

Для проверки возможности использования теплообменников с неподвижными трубными решетками определяют температуры кожуха и

55

труб аппарата, или возникающие в них напряжения, сравнивая их с допускаемыми значениями. Расчеты осуществляют следующим образом.

1. Проводят расчет разности температур кожуха и труб при различных вариантах подачи рабочей среды и сравнение ее с допустимым значением (см. табл.2.3). Если расчетная разность температур меньше допустимых значений, то можно рекомендовать к использованию теплообменник с неподвижными трубными решетками, в противном случае – с компенсатором на кожухе.

Температуру труб и кожуха находят из уравнений (2.21) и (2.22) соответственно:

α				=α		−θ		(2.21)
	t		−t		t
1		ср	т		2	т	ср

где θср , tср – средние температуры теплоносителя и рабочей среды, 0С;

α1 , α2 – коэффициенты теплоотдачи для рабочей среды и теплоносителя, Вт/м2·К;

α1				=α	(tк −θв ), где αлк=9,3+0,06·tк	(2.22)
	t		−t
		ср	к		лк

где θв – температура воздуха; значения параметра принимаются с учетом места установки аппарата;

αлк – коэффициент теплоотдачи от стенки кожуха в окружающую среду.

При использовании формул (2.21 и (2.22) необходимо учесть тип рассматриваемого процесса (охлаждение или нагревания) и вариант подачи рабочей среды (в трубное или межтрубное пространство). Приведенные формулы применимы, например, в случае охлаждения рабочей среды при подаче ее в межтрубное пространство.

Если кожух аппарата покрыт изоляцией, то температуру tк можно принять равной средней температуре среды в межтрубном пространстве.

– По результатам расчета сравнивают полученные значения (tк – tт) или (tт – tк) с соответствующими допустимыми значениями (см. табл. 2.3)

иделают вывод о возможности использования теплообменника типа Н.

2.Напряжения, возникающие в трубах и кожухе аппарата, находят следующим образом.

При известной теплопередающей поверхности выбор типа теплообменника (ТН, ТК, ТП или ТУ) определяется величинами

напряжений, возникающих в трубах (σт) и кожухе (σк) аппарата.

56

Таблица 2.3

Наибольшая допустимая разность температур

кожуха tк и труб tт для теплообменников типа ТН (исполнение М1)

Диаметры кожуха,		Давление в		tк –tт		tт –tк
		кожухе Р,
				при температуре труб tт, °С
	мм
		МПа	До 250		250-350	До 250		250-350
Dн	159-325	1,6; 2,5; 4,0	30		20
	400, 500	1,0; 1,6; 2,5				50		40
		4,0	20
	600, 800	0,6; 1,0; 1,6	40		30
		2,5; 4,0	30
Dв	1000	0,6; 1,0	60		50
		1,6	50		40
		2,5; 4,0	30		20	60		50
	1200	0,6; 1,0	70		60
		1,6	60		50
		2,6	40		30

Теплообменники типа ТН должны удовлетворять условиям:

σт =		Рт'	+ Рт''		<	[σ]
			Sт
						(2.23)
		Рк'	+ Рк''
σк =					<	[σ]
			Sк

В уравнениях (2.23) принимается алгебраическая сумма усилий Рт и Рк. Усилие, растягивающее (сжимающее) трубки и кожух и обусловленное температурными деформациями, можно вычислить по формуле

− Р'	= P'	=	αт (tт − t0 )−αк (tк −t0 )							(2.24)
т	к				1	+		1
				Е	S		Е	S
				т	т		к	к

где αт и αк – коэффициенты линейного расширения материала трубок и кожуха, К-1 (см. табл. III.2 в приложении);

tт и tк – температуры трубок и кожуха при рабочих условиях, °С (см.выше);

t0 – температура аппарата при изготовлении, (можно принять t0=20°C); Ет и Ек – модули упругости материала трубок и кожуха, Н/м2 (см.

табл. III.1 в приложении);

57

Sт , Sк – суммарная площадь сечения трубок и кожуха соответственно, м2.

Если материал трубок и кожуха одинаков, уравнение (2.24) приводится к виду:

− Рт' = Pк' =	αт tт −tк Е					(2.25)
		1	+	1
		S		S
		т		к

Площади сечений трубок и кожуха можно рассчитать по формулам

Sт =π (dн −δт ) δт n ; Sк =π (D +δк ) δк

(2.26)

где dН , δТ – наружный диаметр и толщина стенки труб, м; n – количество труб;

D , δК – внутренний диаметр и толщина стенки кожуха, м (значения δК можно принять по табл. III.3 в приложении).

Усилия, растягивающие трубки и кожух теплообменника и обусловленные давлением в аппарате, определяются по формуле:

Р" =

Р"

; Р"

=

Р

"

(2.27)

Sк

Ек

Sт

Е

1 +

к

1 +

т

т

S

Е

S

Е

к

т

т

к

Суммарное растягивающее усилие составит:

Р" =

π

− n d

Р

+

π

n dВ2

Р

(2.28)

4

D2

2

к

4

к

н

где Рк и Рт – давление в межтрубном и трубном пространстве теплообменника, Па;

dв – внутренний диаметр трубок, м.

Если по результатам расчета выполняется условие (2.23), то можно использовать теплообменник с неподвижными трубными решетками; в противном случае требуется компенсация температурных напряжений.

На основании тепловых, гидравлических и проверочных расчетов окончательно принимают теплообменник и вариант подачи рабочей среды. Вся информация об аппарате содержится в условном обозначении.

58

Например, обозначение теплообменника 1000 −ТНГ −1 −1,6 − Б9 показывает

20 − Г − 6 − 4

следующее:

1000 – диаметр кожуха, мм; ТН – теплообменник с неподвижными трубными решетками;

Г – в горизонтальном исполнении; 1 – с неразъемными распределительными камерами;

1,6 – рассчитан на условное давление 0,16 МПа; Б9 – материал кожуха и труб (ГОСТ 15122-79); 20 – наружный диаметр труб, мм; Г – трубы гладкие; 6 – длина труб, м;

4 – число ходов в трубном пространстве.

2.1.4.Порядок механического расчета

Вмеханическом расчете аппарата обоснованно выбирают материалы для изготовления его элементов и проводят все необходимые прочностные расчеты, подтверждающие возможность его безопасной и длительной эксплуатации при заданных параметрах работы (температура, давление) и

сучетом свойств теплообменивающихся потоков.

Основными элементами расчета кожухотрубчатых теплообменников являются следующие.

1. Выбор материалов для изготовления элементов аппарата и определение его основных характеристик – предела прочности (σв) и предела текучести (σт), согласно общим принципам выбора материалов с учетом максимальных температур и давлений, а также с учетом свойств сред (агрессивность, коррозионность). При установке аппарата на открытой площадке необходимо также учитывать температуры окружающего воздуха в месте установки объекта. Условия применимости некоторых марок сталей приведены в табл. III.7 в приложении.

Корпус кожухотрубчатых теплообменников изготавливают из сталей Вст3сп, 16ГС, или биметаллическим с защитным слоем из сталей 08Х13, 12Х18Н10Т и др. Для труб используют стали 10, 20 и легированные; применяют также трубы из алюминиевых сплавов и латуни. Трубные решетки выполняют из сталей 16ГС, 15Х5М и др. Свойства сталей приведены в приложении III.

2. Расчет толщины стенки цилиндрической части аппарата.

59

Цилиндрическая часть теплообменника представляет собой тонкостенный цилиндр, исполнительную толщину стенки которого определяют по формуле

S = Sp+C; где S р =	Pр Dв
	2[σ] ϕ − P	р	(2.29)

где Sр, S – расчетная и исполнительная толщина стенки цилиндрической обечайки, м;

Рр – расчетное избыточное давление, Па;

Dв – внутренний диаметр обечайки аппарата, м (принят по результатам теплового расчета;

[σ] - допускаемое напряжение на растяжение для материала аппарата, Па;

φ - коэффициент прочности продольного сварного шва (см. табл. III.8 в приложении);

С – прибавка на коррозию, величину которой принимают в зависимости от коррозионных свойств в пределах 1-6 мм.

Исполнительную толщину стенки определяют с учетом прибавки на коррозию (С), принимая ближайшее большее значение по сортаменту; рекомендуемый сортамент для листовой стали обыкновенного качества: от 1 до 6 мм через 1мм, от 6 до 50 мм через 2 мм, далее - через 5мм.

– Расчетное давление в формуле (2.36) принимают на 10% (но не менее, чем на 0,2 МПа) больше технологического, используя избыточное давление

Pи = P - 0,1;

В качестве расчетного давления используют большее из значений, полученных при расчете по формулам (1.31):

Pp = Pи + 0,2 или Pp = Pи + 0,1·Pи

– Допускаемое напряжение (МПа) для расчета толщины стенки определяют по формуле (1.30)

[σ]=η [σ ]

Где η - поправочный коэффициент; принимают с учетом типа среды – η=0,9 – для взрывопожароопасных и токсичных сред; в других случаях

η=1; [σ*] - нормативное допускаемое напряжение для материала корпуса при

расчетной температуре, (МПа).

60