Теплонспользующие установки промышленных предприятий

Методика теплового и гидромеханическо­го расчетов теплообменного аппарата

Следует различать два основных типа расче­тов рекуперативных теплообменных аппаратов: поверочный и проектный (выбор типового или конструирование нового, соз­дание серии).

Поверочный расчет предполагает определение конечных тем­ператур рабочих сред, тепловой производительности теплообмен­ника и его соответствие заданному тепловому режиму при заданных расходах сред с определенными начальными темпе­ратурами. Обычно поверочный расчет производят для оценки работы аппарата при режимах, отличных от номинального.

Проектный тепловой расчет выполняет задачу определения поверхности теплообмена при заданных условиях на проекти­рование и параметрах рабочих сред.

Задание на проектирование (исходные данные) включает указание о рабочих средах, расходе основного продукта (на­греваемой среды), тепловой производительности аппарата, тем­пературах сред начальной и конечной. При отсутствии в ис­ходных данных одной из температур или расхода их определя­ют из условий теплового баланса.

Дополнительными исходными данными являются технологи­ческие и конструктивные ограничения — максимальная темпера­тура стенки, интенсивность охлаждений на поверхности тепло­обмена, располагаемый напор для нагнетателей и’Т. п. По основным и дополнительным исходным данным выбирают ма­териалы элементов^ конструкции аппарата и методы чистки поверхностей теплообмена.

Тепловым и гидромеханическим расчетам предшествует кон­структивная проработка, включающая выбор компоновочной схемы, типа поверхностей теплообмена, схемы течения теплоно­сителей, а также предварительный расчет их скоростей.

В случае трубчатых теплообменных аппаратов выбирается тип трубок, определяются геометрические характеристики ос­новных узлов. По объемному расходу теплоносителя ', задан­ной скорости и выбранному диаметру трубок с! в„ из уравне­ния сплошности определим количество трубок в одном ходе:

4 V.

П — —2~!—. (1.71)

«*011® I

Схема течения, а следовательно, и число ходов г, выбран­ные на основании результатов вариантных расчетов или по прототипам, должны обеспечить следующее: наибольший сред­ний температурный напор, с которым связана наибольшая про* изводительность или наибольшее сокращение поверхности теп­лообмена; наилучшее использование сред, когда достигаются минимальные расходы и температуры стенок. Как правило, наиболее выгоден противоток. При постоянстве одного из тепло­носителей выбор направления движения не имеет значения. Методы оптимизации выбора геометрических, технологических и других характеристик аппаратов рассмотрены в четвертом разделе.

Зная число ходов, определяем количество труб в аппарате: Л^д = 2/г. Размещение труб в трубных досках чаще всего осуществляется по схеме правильных треугольников, что дает в мсжтрубнон части шахматный равнопроходнын пучок (рис. 1.7). Количество трубок в трубной доске определяем при треугольной разбивке, следуя рекомендациям [68]: Л'д= V Ск. Здесь с—ко­эффициент, учитывающий количество трубок в сегментах, ко­торые образованы окружностью и сторонами вписанного шести-

Угольника (при №о<127 с=1, при Л/0:>169 с= 1,11 -5-1,16); к — коэффициент, учитывающий количество исключенных трубок при установке межходовых перегородок и анкерных связей.

Общее количество трубок во вписанном шестиугольнике

Л'о = 0,75 <Яд — 1) + 1 (1.72)

(яд — количество трубок по большой диагонали). Диаметр трубной доски

°*.-'Ь. у/Г''33 (-£--')• С-73>

Таким образом, если из уравнения сплошности определено коли­чество труб в аппарате №л, то по конструктивно заданному шагу

Труб 5тр, обычно 5,р = (1,35-4- 1,5)^,. можно последовательно рассчитать значения Отр. «д,

Внутренний диаметр корпуса должен учитывать зазор между трубным пучком и корпусом, выбираемый из конструктивных и технологических соображений.

Скорость среды в межтрубном пространстве получим из урав­нения сплошнсстл: до? = УУ/, где площадь живого сечения — см. рис. 1.7 (при поперечном обтеканнн / = а1 — пШ„, при про-

[2

И

Дольном { = аЬ— п—^-) У-2 — объемный расход теплоносителя

В межтрубном пространстве.

Для пластинчатых теплообменных аппаратов конструктивный расчет (выбор числа пластин) выполняется после теплового рас­чета и сводится к определению количества пластин в пакете. Для этого по вычисленным или выбранным скоростям движения в каналах из уравнения сплошности рассчитаем проходные сече­ния для одного и другого теплоносителей:

Зная для типа пластины площадь поперечного сечения одного ка­нала находим необходимое количество параллельных каналов для теплоносителей: П1=/|//к; п2 = /г//к. Тогда число пластин в пакете т = 2п, где п определено до целого между пх и «2 так, чтобы не изменялись существенно скорости теплоносителей в каналах.

Располагая необходимой поверхностью теплообмена Ра, вычисленной в результате теплового расчета и округленной до ближайшего стандартного значения, определяем количество па­кетов (ходов) в пластинчатом аппарате г = /^/(Ляг).

Общее количество пластин в аппарате т0 = гт + 2 (/^— по­верхность теплопередачи одной пластины).

В соответствии с проектным заданием течения теплоносите­лей при известных начальных и конечных температурах тепло­носителей находим средний температурный напор по формуле (1.45). По средним температурам теплоносителей определяем их теплофизические характеристики р, X, ср, V.

Для заданных схем течения, фазового состояния или воз­можного фазового перехода теплоносителя, формы каналов при наличии турбулизаторов по материалам, представленным в гл. 2, выбираем уравнения для расчета коэффициента теплоотдачи обоих теплоносителей..

Располагая данными о теплопроводности материала, тол­щине стенок труб, пластин и т. п., а также учитывая толщины возможных отложений на поверхностях теплообмена и тепло­проводности этих отложений, вычисляем коэффициенты тепло­передачи в аппарате для пластин и плоских стенок

(1.74)

И для цилиндрических многослойных стенок

1

^<+1 ,_____ !_

“|“1 £4 21 4, г “2“я+1

Найденные значения А/1 при заданной производительности аппарата позволяют определить поверхность теплообмена из уравнения (1.28).

Зная поверхности теплообмена аппарата ^а и определив длины каналов или количество пластин, выполним гидромеха­нический расчет аппарата по одному и другому теплоносителям.

Коэффициенты сопротивления трения и местных сопротивле­ний вычисляем по формулам или выбираем по табличным данным, приведенным в гл. 2, для различных режимов течения, форм каналов н типов местных сопротивлений. Получив из уравнения сплошности скорости по тракту канала, вычислим суммарные гидравлические сопротивления трактов одного и дру­гого теплоносителей по формуле (1.70).

Гидравлические сопротивления в проектируемом аппарате на заданное количество теплоносителя существенно зависят от скорости (пропорциональны од2), следовательно, малые погреш­ности в выборе скорости обусловливают значительные расхож­дения между расчетным и заданным располагаемыми напора­ми. Предлагаемый в работе [6] способ вычисления скорости по значению располагаемого перепада и ориентировочно заданно­му коэффициенту теплоотдачи в основных каналах теплообмен­ника значительно уменьшает число приближений в проектном расчете, так как расчетные формулы исходят из условий связ­ности располагаемого напора, коэффициентов сопротивления, скорости и коэффициента теплоотдачи.

Действительно, приняв во внимание, что

Д= 1 = -^- л - °1саИц-‘^

Получим после преобразований

=2 V ~т4- °-7б)

У *СР|Р| ('п-'и)

Изложенная методика проектного расчета варианта тепло­обменного аппарата может быть формализована расчетной таб­лицей (см. примеры расчета).

Пример 1. Произвести проектный расчет пластинчатого теплообменника для охлаждения 75%-ной фосфорной кислоты холодной водой при следующих исходных, чанных (табл. 1.3).

Массовый расход кислоты 0] = 42 кг/с; объемный расход кислоты V, = = 0,0266 м"-'с; начальная температура кислоты = 85 С; конечная темпера­тура кислоты 2 = 40 ‘С; начальная температура охлаждающей воды 12, = = 20 °С; конечная температура воды /и = 40 °С; рабочее давление в аппарате

Р 6С0 кПа; располагаемый напор на стороне кислоты ДРХ = 140 кПа; рас­полагаемый напор на стороне воды ДР2 = *20 кПа. Теплофизическпе свойства кислоты при средней температуре ^ = 62,5 СС: р< = 1580 кг'м!1; ^ =

2132 Дж^ (кг • К); >•!= 0,357 Вт/(м2 • К); к,_= 6,33 10-6 м2/с. Тсплофнзиче-

Скно свойства йоды при средней температуре?2=30 °С: р2 = 995,7 кг, ми; с2 = = 4187 Дж:(кг К); Х2= 0,818 Вт/ (м2 К); у2 = 0,805 • 10—° мз/с.

Для проектирования аппарата приняты пластнны ПР-0.5Е (см. табл. 3.2) из стали Х18Н10Т с гофрами в елку. Поверхность одной пластины Р, = 0,5 ма. Площадь поперечного сечения канала = 0,0018 м*. Эквивалентный диаметр л1ежнластннного канала йэ = 0,008 м. Длина канала (приведенная) £п = ■■= 1,15 м. Толщина пластины 5СТ =* 1 мм. Диаметр углового отверстия = = 150 мм. Коэффициент теплопроводности материала Хст = 15,9 Вт/ (м К).

Конечная температура охлаждающей воды принята равной конечной темпе­ратуре продукта, поэтому естественной схемой аппарата должна быть схема противотока.

Пример 2. Произвести проектный расчет кожухотрубного подогревателя для подогрева поды конденсирующимся влажным паром при следующих исход­ных данных (табл. 1.4).

Массовый расход воды Оа = 486,9 кг/с; объемный расход воды V

— 0,492 мя,'с: начальная температура воды /21 = 28,1 °С; начальная энтальпия воды £а1 = 118,1 кДж/кг; конечная температура воды *22 = 57,5 СС; конечная энтальпия воды 1а2 = 241,16 кДж/кг; массовый расход греющего пара 6,

= 26,3 кг.’с; начальная температура греющего пара /п - = 60,6 °С; началь­ная энтальпия греющего пара (п = 2533 кДж/кг; конечная температура гре - | щей греды /12=60,6 “С; конечная энтальпия греющей среды 112 = --254.56 кДж'кг; давление греющего пара с объеме. Р = 20,4 кПа; диаметр патрубка £>пт = 0,6 м; длина патрубка £пт = 0,3 м.

Таким образом, теплообмен в межтрубном пространстве протекает при постоянной температуре греющего пара, равной температуре насыщения при давлении пара в объеме аппарата Р=20,4 кПа (о теплофнзнческих евонстпах воды и водяного пара см. [701). Конструкцию трубного пучка примем гладкотрублон с £/-образными труоками. Обтекание трубного пучка иаропыч потоком поперечное. Диаметр и длина патрубка выбираются кон­структивно.

Формализованному тепловому и гидродинамическому расче­там всегда предшествует конструктивная проработка аппарата п.11г выбор типовых см'о элементов. Основой для такой проработ­ки служат вторичные исходные данные. Так, агрессивность и дру­гие физические свойства теплоносителей, работа аппарата под давлением или разрежением определяют выбор материала, кон­структивную схему теплообменника. В зависимости от свойств теплоносителей, требований компактности аппарата в значи­тельной мере определяется схема течения потоков. Значения допустимых скоростей обусловливают геометрию подводящих патрубков, сборных и раздающих камер н коллекторов.

При конструктивной проработке аппарата необходимо учи­тывать место его в технологической цепочке, т. е. ограничения, накладываемые на конструкцию аппарата системой.