АППАРАТЫ ХИМИЧЕСКОЙ ТЕХНОЛОГИИ

Теплообменники

Теплообменники для паровых и водяных котлов от 100кВт, от 13000грн

Аппараты с рубашками. Двойные стенки, или рубашки, ши­роко используются для обогрева реакционных аппаратов, особенно в тех случаях, когда внутри аппарата нельзя установить змеевики (например, в аппарате со скребущей мешалкой и др.).

Схема устройства паровой рубашки показана на рис. 226.

Рубашка 2 укреплена снаружи корпуса 1 аппарата; между внутрен­ней поверхностью рубашки и наружной поверхностью корпуса аппарата образуется герметически замкнутое пространство, в которое при нагре­вании через штуцеры 3 и 4 вводится пар, а через штуцер 5 отводится конденсат. Для охлаждения, наоборот, охлаждающая жидкость посту­пает снизу через штуцер 5 и отводится сверху через штуцеры 3 и 4.

Рис. 227. Рубашка для пара высокого давления:»

/—стенка аппарата; 2—рубашка.

Высота рубашки должна быть не менее высоты уровня жидкости в аппарате. Рубашки приваривают к стенкам аппарата, а также крепят на болтах к фланцу корпуса или крышке аппарата.

Для более равномерного обогрева аппаратов диаметром более 1 м пар вводят в рубашку с двух сторон.

Обычно рубашки применяют для нагревания паром давлением не более 5 ати. Превышение этого предела приводит к чрезмерному утол­щению стенок рубашки и аппарата; поверхность рубашек, как правило, не превышает 10 м2.

Для работы при высоких давлениях применяют рубашки специаль­ной конструкции (рис. 227). Рубашку изготовляют из листов, в которых выштампованы отверстия. Кромки листов по периметру отверстий наглухо привариваются к стенке аппарата. Такие рубашки отличаются повышенной прочностью и допускают применение пара давлением до 75 ати. Вследствие повышенной скорости теплоносителя в таких рубаш­ках можно достичь больших коэффициентов теплопередачи, чем для рубашек, описанных выше.

При расчете аппаратов с рубашками обычно задано количество нагреваемой (или охлаждаемой) жидкости, ее начальная и конечная температуры и поверхность рубашки, а искомыми являются коэффициент теплопередачи и продолжительность нагревания, которые определяют по

Где F—поверхность теплообмена определяется как внутренняя поверх­ность аппарата, погруженная в нагревательную (или охлаждае­мую) жидкость. Поверхность теплообмена определяется из выражения:

F --= ndJlY + 2^Rh2 лі2

Где da—внутренний диаметр аппарата в м\ R—радиус кривизны днища в ж;

Hx—высота цилиндрической части аппарата, заполненной жидкостью в м; h2—высота сферической части днища в м.

Змеевиковые теплообменники. Одним из простейших теплообмен - ных устройств в аппаратах являются змеевики, представляющие

Собой прямые трубы, со­единенные коленами (рис. 228, /), или спирально согну­тую] трубу с расположением витков по винтовой линии (рис. 228, //).

Коэффициент теплоот­дачи змеевиков несколько выше, чем прямых труб. Од­нако змеевики имеют боль­шую длину, и при конденса­ции пара в нижней части - змеевика может накапли­ваться конденсат, что приво­дит к ухудшению тепло­обмена; в длинных змееви­ках, кроме того, значительно уменьшается давление и за­труднен отвод неконденси­рующихся газов. Поэтому змеевики разделяют на не­сколько отдельных секций, расположенных одна над другой или в виде концентрических окружностей.

При давлении пара 3—5 ата рекомендуется выбирать отношение длины змеевика к диаметру его труб в пределах 225—275 (при средней разности температур теплоносителей Д*ср.=30—40°).

Вследствие значительного гидравлического сопротивления змееви­ков скорость теплоносителей в них принимают обычно меньшей, чем в прямых трубах; скорость жидкости принимают до 1 м/сек, а весовую скорость газов до 10 кгс/м2-сек.

Змеевики обычно изготовляют из труб диаметром до 76 мм\ из труб большего диаметра изготовлять змеевики трудно.

В химической промышленности применяют змеевики из стальных труб, а также из труб, изготовленных из цветных металлов, керамики, стекла, пластических масс и других химически стойких материалов.

Для предотвращения прогиба и деформации труб змеевики закреп­ляют хомутами на стойках.

Теплообменники из змеевиков, погруженных в резервуар, напол­ненный жидкостью, называются погружными.

Вследствие небольшой скорости протекания жидкости в резервуаре эти теплообменники отличаются малоинтенсивным теплообменом, но хи часто применяют для охлаждения из-за простоты изготовления и выполнения ремонта, а также удобства применения в агрессивных средах.

В змеевиковых теплообменниках одна из участвующих в теплообмене жидкостей может орошать трубы змее­вика снаружи. Теплообменники такой конструкции называются ороси­тельными; их применяют в каче­стве холодильников (см. стр. 389).

Змеевики могут быть также эф­фективно применены для теплообмена при высоких давлениях в аппаратах специальной конструкции. В таких аппаратах теплоноситель протекает в змеевике, а тепло передается или отнимается через, цилиндрическую стенку аппарата, как в аппаратах с рубашками.

На рис. 229 показан чугунный аппарат, в стенках которого залиты стальные змеевики.

В аппаратах такой конструкции нагрев тепло­носителями можно вести при весьма высоких давле­ниях, но эти змеевики сложны в изготовлении и до­роги; кроме того, в связи с тем, что чугун и сталь имеют разное тепловое удлинение, обычно не удается достигнуть плотного соединения змеевиков с чугунной стенкой аппарата и остаются раковины и пустоты, ухудшающие теплопередачу.

Аппараты с залитыми в стенки змеевиками из­готовляют только из чугуна, поэтому их можно при­менять при внутренних давлениях не выше 6 ати.

Более совершенны для нагревания при высоких давлениях аппараты, в которых стальной змеевик приварен по наружной поверхности (рис. 230). Змее­вик имеет форму спирали или состоит из труб, рас­положенных по образующим цилиндрической поверх­ности аппарата.

Такие аппараты могут быть изготовлены из лю­бого металла, что является преимуществом тепло­обменников этой конструкции перед аппаратами со змеевиками, залитыми в стенки.

Змеевики приваривают к аппаратам двумя спо­собами, в зависимости от материала стенок аппарата.

По первому способу (рис. 231, I) змеевики плотно насаживают на предварительно очищенную наружную поверхность стенки 1 стального аппарата, а между змеевиком и стенкой аппарата помещают фасонные металлические прокладки 2. После этого приваривают змеевики к стен­кам аппарата.

К аппаратам, изготовленным из металла, не сваривающегося со стальными трубами змеевика, например из меди, алюминия, никеля, монеля, змеевики приваривают по второму способу (рис. 231, II).

На предварительно очищенную наружную поверхность стенки 1 аппарата укладывают медные прокладки 2 под трубы змеевика, сваривают

Их друг с другом и дополнительно скрепляют посредством полос, при­варенных перпендикулярно к плоскости витков змеевика (на рисунке не показаны). По этому способу трубы не приваривают непосредственно к стенкам аппарата, что ухудшает теплопередачу.

Описанные выше конструкции аппаратов с наружными змеевиками довольно сложны в изготовлении. В аппаратах упрощенной конструкции вместо целых труб приварены половинки разрезанных по длине труб, образующие полукруглые нагревательные каналы на наружных стенках аппарата (рис. 232, /). Иногда каналы образуются путем приварки к стенкам аппарата угловой стали (рис. 232, II). Такие упрощенные кон­струкции применимы лишь до давлений 60 ата, т. е. для значительно меньших давлений, чем аппараты с приваренными змеевиками, в которых допустимо давление в трубах змеевика до 250 ата. Поэтому упрощенные кон­струкции во многих случаях неприемлемы, например для нагревания перегретой водой; но они проще в изготовлении и обеспечивают лучшую теплопере­дачу, чем аппараты с приваренными снаружи змее­виками.

Расчет теплообменников со змеевиками, залитыми в стенки аппарата или приваренными снаружи (по существу аналогичных аппаратам с ру­башками) проводится так же, как и аппаратов с рубашками, так как и в тех и в других аппаратак теплообменной является внутренняя поверхность аппарата, погруженная в жидкость.

Теплообменники с погруженными змеевиками рассчитывают следующим образом. Диаметр трубы змеевика выбирают в зависимости от расхода и скорости протекания жидкости или пара по змее­вику, имея в виду изготовление змеевиков из стан­дартных труб, выпускаемых промышленностью. Средний диаметр змеевика выбирают в зависимости от внутренних размеров аппарата и мешалки, если обогрев или охла­ждение происходят при механическом перемешивании; средний диаметр змеевика должен быть меньше внутреннего диаметра аппарата и больш£ диаметра мешалки.

Поверхность змеевика находят по общему уравнению теплопере­дачи, после чего определяют его конструктивные размеры: общую длину, число витков и высоту.

Для круглого змеевика выбирают диаметр витка змеевика d3M. и расстояние между витками по вертикали, или шаг по вертикали h (ко­торый принимают равным 1,5—2 диаметрам трубы змеевика).

Длина одного витка змеевика (винтовой линии) равна

I = V «м.)2 + /г2 « «d». (2-103)

Общая длина змеевика при числе его витков п составляет:

L — Nl = Rnzdm. (2—104)

Откуда

(2—105)

Рассчитанное по формуле (2—105) число витков округляют до це­лого числа.

Общая высота змеевика (по осям крайних труб) H—rih. Для прямых змеевиков общую длину змеевика определяют по фор­муле

L=-4- (2—106)

Где F—расчетная поверхность теплообмена в ж2; dcр.— средний диаметр трубы змеевика.

Обычно змеевики разделяют на некоторое число параллельных секций.

Зная расход жидкости VceK., определяют по принятой скорости w ее протекания через змеевик число параллельных секций:

M — (2—107)

Dhv

Откуда длина труб одной секции

Lc — — (2-108)

С т 4

Двухтрубные теплообменники. Интенсивный теплообмен может быть достигнут в двухтрубных теплообменниках, состоящих из труб, заключенных в других трубах большего диаметра. ft

Двухтрубный теплообмен - РСГ -_________

Ник, называемый также ,

Теплообменником типа «тру - , —ЗЗЦ

Ба в трубе» (рис. 233), со - /

TOC \o "1-3" \h \z СТОИТ ИЗ нескольких элемен -

Тов, расположенных один ^-IrJ г~д

Под другим, причем Внутрен - ," Y

Ние трубы 1 одного элемента В *

Теплообменника соединены Рис. 233. Теплообменники типа «труба в трубе»: последовательно С внутрен - /—внутренняя труба; 2—внешняя труба; 3—калач (колено), ними трубами, а внешние трубы 2—с внешними тру­бами другого элемента. Для удобства чистки и замены внутренние трубы обычно соединяют калачами или коленами 3.

В тех случаях, когда необходима значительная поверхность тепло­обмена, устанавливают несколько рядов таких теплообменников и соеди­няют их параллельно коллекторами.

При нагревании жидкостей паром или при конденсации насыщен­ных паров жидкость поступает во внутреннюю трубу внизу теплообмен­ника, проходит последовательно все элементы теплообменника и выте­кает из него сверху. Пар поступает в кольцевое пространство верхнего
элемента и вместе с образующимся там конденсатом перетекает в кольце­вые пространства ниже расположенных элементов. Из кольцевого простран­ства нижнего элемента конденсат удаляется через конденсационный гор­шок.

Подбором диаметра внутренней и наружной труб можно сообщить обеим жидкостям, участвующим в теплообмене, любую максимально до­пустимую скорость и тем самым достигнуть высокого коэффициента теплопередачи.

Для повышения коэффициента теплоотдачи в межтрубном пространстве в некоторых конструк­циях теплообменников типа «труба в трубе» внут­ренняя труба имеет продольные ребра.

При расчете теплообменника по принятой ско­рости протекания жидкости подбирают диаметр труб и определяют поверхность теплообмена F из общего уравнения теплопередачи.

Длину L внутренней трубы, [заключенной в на­ружную трубу, определяют из уравнения

(2—109)

Ср.

Где dcр.—средний диаметр внутренней трубы в м.

Принимая длину одного элемента равной /, оп­ределяют число элементов или число^труб теплооб­менника п из равенства

L_

I

(2—110)

Причем I подбирают так, чтобы отношение - у - было

Целым числом.

Кожухотрубные теплообменники. Если для про­ведения процесса требуются сравнительно большие поверхности теплообмена, то применяют главным образом трубчатые теп­лообменники. Поверхность теплообмена в трубчатых теплообменниках мо­жет быть получена различными способами.

Простейшей конструкцией аппаратов такого типа является кожу х отрубный теплообменник - (рис. 234); в кожухе 1 теплообменника с двух концов приварены труб­ные решетки 2, в которые вхо - j^r

Дит пучок трубок 3. Дниша 4 соединены с кожухом на флан­цах 5 при помощи болтов б, что позволяет снимать днища и про­чищать трубки. Трубки теплооб­менника прямые; поэтому их легко прочистить и в случае по­явления течи заменить новыми.

Способы закрепления трубок в трубных решетках показаны на рис. 235. Трубки закрепляют в трубных решетках герметично, главным образом путем развальцовки или сварки. В некоторых случаях приме­няют сальниковое крепление труб, при котором допускается продольное их перемещение при удлинении, но такое крепление является сложным.

В теплообменниках с вертикальными трубами пар обычно прохо­дит по межтрубному пространству сверху вниз, а жидкость протекает
по трубам. Конденсат удаляется из нижней части кожуха в конденсацион­ный горшок: газы собираются в верхней части межтрубного пространства, откуда они удаляются.

Кожухотрубные теплообменники выполняют одноходовым и, в которых жидкость движется параллельно по всем трубам, и м н о - гоходовыми, в которых пу­чок труб разделен на несколько сек­ций (ходов), причем жидкость проте­кает последовательно по всем ходам.

Многоходовой теплообменник с вертикальным расположением труб (рис. 23*3) имеет верхнюю и нижнюю камеры, разделенные продольными перегородками на отсеки; жидкость поступает из отсека / в отсек 2, потом возвращается назад, входит, в отсек 3, отсюда в отсек 4 и т. д., пока не удаляется из отсека 8.

Такое устройство позволяет , увеличить скорость жидкости в грубах теплообменника и, следо­вательно, улучшить теплопередачу. Жидкость.

Для увеличения скорости про­текания жидкости, в межтруб­ном пространстве размещают пере­городки (рис. 237). В аппаратах с поперечными перегородками тепло­носитель движется поперек пучка труб, что приводит к увеличению коэффициента теплоотдачи.

Многоходовые теплообменники работают при смешанном токе теплоносителей. Поэтому установка многоходовых теплообменников вер­тикально не дает преиму - I і ществ и часто их устанавли - / фД-р* а. і и. вают горизонтально. ^— 11 ІЛ-І і ІЛ-------------------------------- Поперечные перегород­

Ки представляют собой дис­ки с вырезанными сегмента­ми (см рис. 207, I) или чере­дующиеся кольца и диски (см. рис. 207, II). В неко­торых конструкциях тепло­обменников межтрубное про­странство разделяется на хо­ды с помощью продольных перегородок.

Жесткое крепление тру­бок теплообменника в труб­ной решетке сваркой надежно, если разность температур между кожу­хом и пучком труб не превышает 20°.

При большей разности температур может произойти изгиб и дефор­мация труб, поэтому для компенсации температурных удлинений и сво­бодного удлинения труб одну из трубных решеток не закрепляют наглухо или соединяют ее с кожухом при помощи сальникового уплотнения, с тем, чтобы решетка могла свободно перемещаться.

Аппараты, в которых одна из трубных решеток не прикреплена к кожуху и имеет свободное осевое перемещение, называют теплообменни­ками с «плавающей» головкой. Последняя может быть закрытого (рис. 238,/) и открытого типа (рис. 238, //).

«Плавающую» головку применяют не только для компенсации тем­пературных удлинений, но и для того, чтобы облегчить разборку и чистку

І еплообменника.

В теплообменниках исполь­зуются также сальниковые компен - ? саторы, которые могут быть уста­новлены на штуцере (рис. 239, I) уГ или на корпусе (рис. 239, //). В - - я ^ Упругая деформация при

-F [3 - удлинении трубок может воспри­

Ниматься также приваренным к ко - жуху. линзовым компенсатором V (рис. 239, III).

В некоторых конструкциях устанавливаются трубки U-образ - ной формы, оба конца которых развальцованы в одной трубной решетке (рис. 240). Компенсация температурных удлинений трубок в данном случае достигается тем, что каждая трубка может сво­бодно удлиняться независимо от і других. Однако механическая очистка таких трубок затрудни­тельна.

При расчете кожухотрубных теплообменников обычно прини­мают определенную скорость теп­лоносителя и диаметр труб, после ) чего находят коэффициент тепло­передачи К и величину поверхности нагрева F теплообменника по об­щему уравнению теплопередачи (2—81а).

По длине I труб рассчитывают их количество по формуле

(2-111)

Где dcр.—средний диаметр трубы в м.

« Зная количество труб п, проверяют фактическую скорость теплоно­сителя в трубах по секундному его расходу VceK. в м3

7td2

Если скорость отличается от принятой в начале расчета, можно изменить длину труб или задаться другим значением w.

Если шд<ш, то теплообменник можно изготовить многоходовым; при этом число ходов m теплообменника определяют по формуле

(2—112)

Большое значение имеет выбор оптимальной скорости теплоноси­теля. Увеличение скорости улучшает теплопередачу, но одновременно вызывает увеличение гидравлического сопротивления и может привести

К гидравлическим ударам и т. п., поэтому наивыгоднеишую скорость можно установить только технико-экономическим расчетом с учетом ука­занных выше явлений. Обычно стремятся обеспечить устойчивое турбу­лентное движение теплоносителя, определяемое величиной Re^lO ООО.

Для жидкостей, обладающих небольшой' вязкостью, в большинстве случаев принимают скорость не ниже 1,0—0,3 м/сек и не более 2 м/сек. а для газов принимают весовую скорость в пределах 2— 20 кгс/м?-сек.

Трубы выбирают такого диа­метра, чтобы скорость в них была возможно большей (но не выше допустимой) и чтобы при необ­ходимости можно было без за­труднений их прочищать; наибо­лее употребительны стальные тру­бы наружного диаметра 25, 38 и 57 мм\ для более вязких и загряз­ненных жидкостей, а также для

Газов применяют трубы большего диаметра. После определения размера и числа труб их размещают в трубных решетках и определяют диаметр теплообменника.

Трубы размещают равномерно по сечению решетки в шахматном порядке, т. е. по периметрам правильных шестиугольников (рис. 241, I)

Или же по концентрическим окружностям (рис. 241, //).

23 Д. р. Кпсаткин.

При размещении труб в шахматном порядке обычно указывается ко­личество труб а на стороне внеш­него шестиугольника (см. рис. 241) и количество труб b на его диаго­нали.

Обозначим: п—количество труб теплообмен­ника;

ЙИ—наружный диаметр трубы; t—шаг труб.

Тогда число труб на диагонали шестиугольника

Ь = 2а— 1

И общее число труб

/г = За (а— 1) + 1 (2—113)

Внутренний диаметр D теплообменника определяют по формуле D = t(b —11) + AdH (2-114)

В горизонтальных теплообменниках-конденсаторах, где пар дви­жется в межтрубном пространстве и трубки расположены в шахматном порядке, паовой конденсат, стекая на лежащие ниже ряды труб, обра­зует вокруг них жидкостную плен­ку, что ухудшает теплопередачу (рис. 242, /).

Поэтому в горизонтальных кон­денсаторах диагонали шестиуголь­ников, по которым расположены трубы, обычно повернуты на некото­рый угол у (рис. 242, //), для того чтобы конденсат с верхней трубы омывал лишь небольшую часть по­верхности, лежащей ниже трубы. При этом пленка конденсата умень­шается и увеличивается коэффи­циент теплоотдачи от пара.

При расчете межтрубного пространства с перегородками расстоя­ние между сегментными перегородками (см. рис. 207), расположенными параллельно диагонали шестиугольника, определяют по формуле

U __ ^мтр.

Где /мтр. = ^сек"—площадь поперечного сечения межтрубного про-

W ю

Странства. Ширину перегородок принимают равной (0,6^-0,8 ) D. L

По нормалям Главхиммаша кожухотрубные теплообменники выполняют трех основных типов: ТН, ТЛ (см. рис. 234, 237 и 239, ///) и ТП (см. рис. 238, /). Кроме того, изготовляют теплообменники типа ТПо с открытой плавающей головкой (рис. 238, II) и теплообменники типа ТПсш и ТПск с сальниками на штуцере и кор­пусе (рис. 239, I, II).

Основные параметры нормализованных^ конструк­ций теплообменников. Поверхность теплообмена F В м2: 5, 10, 15, 20, 30, 40, 50, 65, 80, 100, 125, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 500, 600, 700, 800. Диаметр кожуха Dy В мм: 400, 500*, 600, 700*, 800, 900*, 1000, 1200, 1400, 1600, 1800, 2000. Диаметр D Трубок и Шаг і Трубных решеток:

D.................... 25 38 57

T ................... 32 48 70

Длина трубок / в мм: 1000, 1250, 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000, 4500, 5000, 6000, 7000.

Теплообменники изготавливают для условных давлений ру в кгс/см2: 1; 2,5; 6 (Dy=400—2000 мм); 10 (Dy=400—1600 мм) и 16 (£>у=400—1000 мм).

Гидравлическое сопротивление кожух отрубных теплообменников

Гидравлическое сопротивление трубного пространства теплообменников складывается из потерь напора на трение в трубах и местных сопроти­влений (во входном и выходном патрубках, на входе и выходе из труб). Эти потери определяют по обычным формулам гидравлики.

Сопротивление межтрубного пространства при продольном омыва - нии пучка труб определяют по формулам для прямых труб, подставляя

4F

Вместо внутреннего диаметра эквивалентный диаметр —, где П—

Полный смоченный периметр, равный сумме периметров труб и кожуха При поперечном омывании пучка труб сопротивление трения можно приближенно рассчитать как сумму местных сопротивлений по формуле

ДА.-eg

Коэффициент сопротивления С может быть в данном случае опре­делен по формулам К - С. Морозова**: для шахматного пучка

С = CulRe~0-28 (2—116)

Для коридорного пучка

С = CKRe~0'26 (2—117)

Где Сш=4+6,6 т при (см. рис. 209) и Сш=5,4+3,4 т при^->^;

Ск=(6+9т)- причем т—число рядов в пучке в направлении движения, жидкости.

В выражение критерия Рейнольдса необходимо подставить - значе­ние скорости в самом узком сечении пучка и физические константы— при средней температуре потока.

Спиральные теплообменники. В спиральных? теплообменниках по­верхность теплообмена образуется не трубами, а спиралями, свернутыми из металлических листов.

Спиральный теплообменник (рис. 243) состоит обычно из двух свернутых в виде спиралей металлических листов 1 и 2, образующих два спиральных канала прямоугольного сечения. Оба канала начинаются

В центре и заканчиваются на периферии. Внутренние концы спиралей соединены разделительной перегородкой (керном) 3. С торцов плоские (или конические) крышки 4 и 5 скреплены через фланец 6 болтами с на­ружным витком спирали. Для придания листам жесткости и проч­ности, а также для фиксирования расстояния между спиралями с обоих торцов листов вварены дистанционные бобышки 7.

Спиральные теплообменники работают главным образом при про­тивотоке жидкостей. По одному из вариантов противотока жидкость с температурой tlH поступает через наружный штуцер 10, входит в пер­вый канал, проходит последовательно по всем виткам от периферии к центру и выходит при температуре /1к через штуцер 9. Другая жидкость, имеющая температуру t2H, поступает через штуцер 11, входит

Во второй канал, проходит вдоль канала от центра к периферии и выхо­дит при температуре t2K через штуцер 8. Каналы с обоих торцов плотно закрыты съемными крышками на прокладках 12.

Уплотнение каналов в спиральных теплообменниках производят разными способами (рис. 244).

Наиболее часто применяют уплотнение по схеме на рис. 244, III, по которой каждый из каналов закрыт на сварке только с одной сто­роны, противоположной другому каналу. Такой способ уплотнения предотвращает смешение теплоносителей в случае неплотности соединения на прокладке, так как наружу может про - одить только один из теплоно­сителей.

По другому способу (рис. 244, II) один из каналов с обеих сторон открыт, а другой (так называемый глухой канал) с обеих сторон закрыт и, следовательно, не может быть легко очищен. Этот способ при­меняют в тех случаях, когда прокладки не удается изготовить из мате­риала, химически стойкого против одного из теплоносителей. *

Уплотнение с обоими открытыми (сквозными) каналами (рис. 244, I) применяют тогда, когда смешение теплоносителей (если оно произойдет при нарушении герметичности) безопасно и не вызывает порчи продукта.

Сквозные каналы могут быть также уплотнены манжетами при помощи спирали (рис. 244, /I7). По этому способу уплотнение создается давлением теплоносителей; оно может оказаться неудовлетворительным при. колебаниях давления и непригодно для работы под вакуумом.

На рис. 245 показан одинарный спиральный теплообменник из углеродистой стали, рассчитанный на условное давленге 5 кгс/см2. Уплотнение теплообменника такое же, что и на рис. 244, III.

Спиральные теплообменники для жидкостей нормализованы Главхиммашем и выпускаются трех типов: СТО (одинарные), СТС (секционные) и СТБ (блочные). В теп­лообменниках всех типов применяется стандартный узел—корпус спиралей, выпол­няемый с начальным и конечным радиусами кривизны г=100 и R—400 мм\ толщина спиралей Ь=4 мм. Одинарные теплообменники выполняют с поверхностью теплообмена

15 и 30 м2 (ширина спиралей 375 и 750 мм) и рассчитывают на условное давление, равное соответственно 5 и 2,5 кгс/см2. Секционные теплообмен-

НИКИ состоят из двух элементов и имеют поверхность теплообмена 30 и 60 м2. По­верхность блочных теплообменников кратна числу корпусов спиралей сопрягаемых в блоки.

Спиральные теплообменники значительно компактнее обычных труб­чатых; в них легко достигаются большие скорости жидкости (до 2 м/сек), пара или газа (до 20 м/сек)-, при большей скорости криволинейного дви­жения жидкости достигаются высокие коэффициенты теплопередачи. В спиральных теплообменниках не возникает резкого изменения ско­рости, и поэтому их гидравлическое сопротивление меньше, чем труб­чатых, при равных скоростях жидкости. Спиральные теплообменники меньше подвержены загрязнениям, чем теплообменники других типов.

Однако спиральные теплообменники изготовить сравнительно сложно, и рабочее давление в них обычно не должно превышать 6 ата (в отдельных случаях до 10 ата).

При проектировании спирального теплообменника задаются начальным (внутрен­ним) диаметром спирали D (рис. 246), расстоянием между спиралями, или их шагом, T, А также шириной листа спирали Всп.- Обычно величину ВСП. принимают из конструк­тивных соображений равной 350—750 мм. Шаг T Определяют из выражения

* = (& + о) 2 (2—118)

Где Ь—ширина канала, равная 6—15 мм\ S—толщина листа, принимаемая для стали равной 2—8 мм. Поверхность теплообменника опреде- ляют по общему уравнению теплопередачи

Г)

F =

/Шср. т m

Эта поверхность определяется так же, как полезная поверхность каналов теплообменника. С учетом креплений ши­рина спирали, участвующей в теплообмене, будет В'СП.=ВСП.—20 мм\ наружный виток одной из спиралей не используется для теплообмена. Обозначим полезную длину спиралей (от начала спиралей до точек А и Б на рис. 246) через /0, тогда поверх­ность теплообмена будет равна

F = 2L0B^

Откуда полезная длина спирали F

1о

(2—119)

2 В

СП.

Каждый виток спирали строят по радиусам гх и г2 (см. рис. 246), причем для пер - D D

Вого витка гг= -у и Центры, из которых производят построение спирали,

Отстоят друг от друга на величину шага витка T.

Длина спирали при числе витков п равна I

/0 = п](D — І) N + 2тсTri*

Откуда число витков

' t — d\ 2

^ 2izt

Наружный ^диаметр теплообменника'! "определяют по формуле

D = D-\- 2Nf -^ 6

Теплообменники с двойными трубами. В контактных и других реакционных аппаратах применяют в качестве теплообменных элемен­тов двойные трубы (рис. 247).

Двойная труба состоит из наружной трубы с закрытым наглухо нижним концом, *

Внутри которой помещается более короткая труба меньшего диаметра с открытым НИЖНИМ КОНЦОМ. ^

Жидкость или газ поступает сверху во внутреннюю трубу (рис. 247, /), а затем проходит по кольцевому пространству между вну­тренней и наружной трубами или же поступает сверху в кольцевое про­странство (рис. 247, II) и поднимается снизу вверх по внутренней трубе. Наружная труба омывается снаружи газом или жидкостью, отдающей или воспринимающей тепло.

Схема теплообменника с двойными трубами показана на рис. 248.

Необходимую длину труб L В теплообменниках с двойными трубами можно опре­делить по формуле

Q Gc AtTIl.

(2—123)

Величину средней разности температур определяют из уравнения

AAtTn.

Д^ср. —

± 2 д'тп. (В ± А) Л'вых. ± 2" At

Тп. (ВТ А)

Где Q—тепловая нагрузка в ккал! час\

K„—коэффициент теплопередачи наружной трубы на 1 пог. м ее в ккал! м-час°С;

Д/ср.—средняя разность температур между теплоносителями;

G—количество теплоносителя, протекающего через одну трубу, в кгс\час, с—теплоемкость теплоносителя в ккал! час-°С", ДTTn.—разность температур теплоносителя в °С;

Д^вых.—разность температур теплоносителей у выхода из наружной трубы.

В выражении Atcp. Верхние знаки -F- И — относятся к тому случаю, когда тепло­носитель с более высокой температурой входит во внутреннюю трубу (рис. 247, /), а нижние знаки для случая ввода тепло­носителя в наружную трубу (рис. 247,//).

Отдельные величины, входящие в уравнение (2—124), равны:

.-*при входе теплоносителя во внут­реннюю трубу

А = У (р — 1 ± г)2 + 4р; В = р + 1 Т г

При входе теплоносителя в наруж­ную трубу

Л = /В2 -+- 4Р

Причем

KBdB

И г

Где

KB И —коэффициент теплопередачи на 1 пог. м внутренней и наружной

Трубы в ккал! м-час-°С; Кв и Ки—коэффициент теплопередачи для внутренней и наружной трубы в ккал! м2- час -°С;

И Д^мтр.—разность температур теплоносителя в трубном и межтрубном про­странстве в °С; DB И DH—диаметр внутренней и наружной труб в м.

В выражениях для величин А и В верхний знак перед г относится к противотоку в наружной трубе, а нижний—к параллельному току в ней.

Теплообменники с ребристой поверхностью. При нагревании воздуха и газов паром чаще всего пользуются нагревательными приборами, снаб­женными ребристыми поверхностями теплообмена.

Ребристые поверхности теплообмена применяют для увеличения теплопередачи через металлические стенки в тех случаях, когда условия теплоотдачи по обеим сторонам стенки различны. Условия теплоотдачи улучшают, увеличивая, добавлением ребер, поверхность, отдающую тепло. Ребра размещают с той стороны поверхности, где коэффициент тепло­отдачи сравнительно ниже.

При нагреве воздуха паром условия теплоотдачи по обеим сторо­нам стенки неравноценны; от греющего пара к стенке коэффициент

Теплоотдачи а^ 10 ООО ккал/м2-час-°С, а от стенки к нагреваемому воздуху или газу величина а2 составляет всего 5—50 ккал /м2- час °С.

Пропуская греюший пар внутри трубы и снабжая трубу с наруж­ной стороны ребрами (рис. 249), увеличивают ее наружную поверхность и в значительной мере выравнивают теплоотдачу с обеих сторон трубы.

Необходимым условием полного использования ребер является быстрое выравнивание тепла внутри ребристых стенок, для чего стенки и ребра должны быть изготовлены из хорошо про­водящего тепло материала.

Особое значение имеет выбор направления ребер. Если поверхность, отдающая тепло, предста­вляет собой цилиндр (трубу), то ребра располагают по окружности, т. е. в плоскости, перпендикулярной к оси цилиндра, или по его образующим, т. е. в меридиальных плоскостях.

В свою очередь, трубы следует располагать так, чтобы воздух не мог проходить над ребрами в поперечном направлении, а возможно глубже про­никал между ребрами.

По этой причине отопительные трубы с попе­речными ребрами не устанавливают вертикально, так как при естественной циркуляции нагреваемый воз­дух движется снизу вверх.

Теоретический расчет теплоотдачи ребристых труб весьма трудно выполнить вследствие сложной конфигурации поверхности и изменения температуры по длине ребра. Математическое решение задачи приводит к сложным выражениям и требует многих до­пущений, снижающих точность результатов.

Для технических целей можно пользоваться упрощенной методикой расчета ребер, предложенной А. Г. Ткачевым.

Коэффициент теплоотдачи между поверхностью трубы, свободной от ребер, и окружающей средой может быть определен из уравнения

Nu' = 0,968 (#е')0,65

TOC \o "1-3" \h \z Ос07Id' Wd'P

/' — и Re' =-------------- V-

А ц

В выражения критериев Nu' И Re' Входят величины:

Ос0—коэффициент теплоотдачи от поверхности трубы, свободной от ребер, к воздуху в ккал! м-час-°С-,

D2—d2

D =—27——диаметр условной гладкой трубы, поверхность 1 пог. м которой равна поверхности 1 пог. м ребристой трубы;

(D—диаметр ребра в м, D—наружный диаметр гладкой трубы в м» /—расстояние между средними плоскостями соседних ребер в ж); X, р, р.—теплопроводность, плотность и вязкость воздуха; W—скорость воздуха между ребрами в м/сек. Из уравнения (2—125) коэффициент теплоотдачи равен

І і wd'p \0.65

-^-0,968 (-^T-j

Примем, что на 1 пог. м ребристой трубы имеется п ребер толщиной о. Коэффициент теплоотдачи одиночной ребристой трубы с прямыми ребрами по­стоянной толщины, отнесенный к 1 пог. м внешней поверхности трубы, может быть опре­делен по уравнению

Fr, 6П

N(D2—D2)

Где Fp =----------- 2----- N—поверхность ребер в ж2;

FTp=Ttd—тс Din—поверхность трубы, не занятой ребрами, в ж2;

F—полная внешняя поверхность ребристой трубы; F=Fp-$-FTp ;

-Q— —отношение разности температур поверхности ребер и окру­жающей среды к разности температур основной поверхности трубы и той же среды, причем в0<в. Это отношение определяется из выражения

Е0 4 Ud

Т = M (D2 — D2) (2—127)

Где <р—коэффициент, зависящий от Md И ' M(D—D) (см. график на рис. 250). Величина M Может быть найдена из выражения:

Где X—коэффициент теплопроводности мате­риала ребра в ккал! м-час-°С. Количество тепла, передаваемое через ребристую стенку, отнесенное к полной поверх­ности ребристой трубы

1

Q = —-р---------- ^—р------ J-/7 At ккал/час (2—128)

Аг Fj X Fx а2

Где ах—коэффициент теплоотдачи от жидко - * сти трубы к стенке;

Z7!—внутренняя (гладкая) поверхность

Трубы; рис. 250.

At—разность между температурами жид - К расчету круглых ребер,

Кости внутри трубы и воздухом.

Ребристые трубы чаще всего устанавливают в воздухоподогревате­лях (калориферах).

Схема ребристого калорифера изображена на рис. 251. Теплоноси­тель движется внутри труб, а подогреваемый воздух омывает их снаружи,

Проходя между ребрами в направлении, пер­пендикулярном оси труб.

Наиболее распространены стальные пластинчатые калориферы (рис. 252), со­стоящие из пучков или секций труб с наде­тыми на трубы по всей их длине пластинами.

В зависимости от числа рядов труб,' установленных в направлении движения воз­духа, различают три модели калориферов: малую с двумя рядами труб (модель М), среднюю с тремя рядами труб (модель С) и. большую с четырьмя рядами труб (модель Б). Каждая модель кало­рифера в зависимости от числа секций и их длины выпускается шести номеров. Калориферы обогревают горячей водой или водяным паром. Давление пара в нормализованных конструкциях стальных пластинчатых калориферов не должно превышать 6 ати.

Гидравлическое сопротивление пластинчатых калориферов обычно равно от 0,3 до 25 мм вод. ст.

Калориферы часто соединяют друг с другом в батареи параллельно, последовательно и комбинированно обоими способами.

Коэффициент теплоотдачи для воздуха зависит главным образом отчего весовой скорости wj (в кгс/м2-сек) в живом сечении калорифера. Поэтому для улучшения теплопередачи калориферы желательно соеди - ^ нять последовательно, но при

Этом увеличивается сопроти­вление батареи.

Коэффициент теплопере­дачи в пластинчатых калори­ферах может быть определен по эмпирическим формулам: при обогреве паром

К = А (вут)" (2—129)

I где А = 9,0 и /2=0,545 для моделей М и С; Л = 7,5 и /г=0,574 для модели Б; при обогреве водой

K = A'wm т)" (2-130)

Тр.

Где Л '= 11,76; т=0,17 и

/г=0,46 для моделей М и С;

Г, оСо гт - А'=10,6; т=0,17 и /2=0,46

Рис. 252. Пластинчатым калорифер. г-

V для модели Б.

В уравнении (2—130) через о>тр. обозначена скорость воды в трубках

Калорифера в м/сек.