­Тепломассообменное оборудование предприятий

Конспект лекций

Содержание курса

1.Теплообменные аппараты 30%

2.Сушильные установки 20%

3.Выпарные установки 10%

4.Дистилляционные, ректификационные установки 15%

5.Трансформаторы тепла 30%

6.Вспомогательное оборудование 5%

Рекомендуемая литература

• Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки. – М.: Энергия, 1992. 320 с.

• Бакластов А.М. и др. Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок. – М.: Энергоиздат, 1991. 336 с.

• Свердлов Г.З., Янвель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха. – М.: Пищевая промышленность, 1988. 264 с.

• Кузнецов В.Н. Тепломассообменное оборудование предприятий. Задание на курсовую работу и методические указания к ее выполнению. Омск, 2001.

Раздел первый

1.1 ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ И УСТАНОВКИ

Теплообменными аппаратами (теплообменниками) принято называть устройства, предназначенные для передачи тепла от одних тел к другим. В теплообменных аппаратах могут происходить различные тепловые процессы: изменение температуры, испарение, кипение, конденсация, расплавление, затвердевание и, наконец, более сложные, комбинированные процессы. Количество тел, участвующих в этих процессах, может быть больше двух, а именно: тепло может передаваться от одного тела к нескольким другим телам или, наоборот, от нескольких тел к одному. Эти тела, отдающие или воспринимающие тепло, принято называть теплоносителями.

Классификация теплообменных аппаратов.

Если теплообмен между теплоносителями происходит через разделительные стенки, то теплообменник называют рекуперативным. В аппаратах этого типа в каждой точке разделительной стенки тепловой поток сохраняет постоянное направление.

Если же два или больше теплоносителей попеременно соприкасаются с одной и той же поверхностью нагрева, то теплообменный аппарат называют регенеративным. В период соприкосновения с одним из теплоносителей стенки аппарата получают тепло и аккумулируют его; в следующий период соприкосновения другого теплоносителя с той же поверхностью стенок аккумулированное тепло передается теплоносителю. Направление теплового потока во втором периоде изменяется на противоположное.

Водяной пар, как греющий теплоноситель, в теплообменных аппаратах получил большое распространение благодаря ряду его достоинств. Его можно транспортировать по трубопроводам на значительные расстояния (до нескольких сотен метров). Интенсивная теплоотдача от конденсирующегося водяного пара способствует уменьшению поверхности теплообмена. Конденсация водяного пара сопровождается большим уменьшением его энтальпии; благодаря этому для передачи сравнительно больших количеств тепла требуются небольшие весовые количества пара. Постоянство температуры конденсации при заданном давлении облегчает поддержание постоянства режима и регулирование процесса в аппаратах.

Основным недостатком водяного пара является неизбежное и значительное повышение давления с ростом температуры. Например, при давлении 0,981 · 10⁵ Па (1 кгс/см²) температура насыщенного пара составляет 99,1 ºС, а температура насыщенного пара 309,5 °С может быть получена только при давлении 98,1 · 10⁵ Па. Поэтому паровой обогрев применяется для процессов нагревания только до умеренных температур (порядка 60—150 °С). Обычно давление греющего пара в теплообменниках составляет от 1,96 · 10⁵ до 11,8 · 10⁵ Па. Для высоких температур эти теплообменники очень громоздки (имеют толстые стенки и фланцы), весьма дороги и поэтому применяются редко.

Горячая вода, как греющий теплоноситель, получила большое распространение, особенно в отопительных и вентиляционных установках. Она приготовляется в специальных водогрейных котлах, производственных технологических агрегатах (например, в печах) или водонагревательных установках ТЭЦ. Горячую воду, как теплоноситель, можно транспортировать по трубопроводам на значительные расстояния (на несколько километров). Понижение температуры воды в хорошо изолированных трубопроводах составляет не более 1 °С на 1 км.

Достоинством воды как теплоносителя является сравнительно высокий коэффициент теплообмена. Однако горячая вода из тепловых сетей в производственных теплообменниках используется редко, так как в течение отопительного сезона температура ее непостоянна и изменяется от 70 до 130 °С, а в летнее время тепловые сети не работают.

Дымовые и топочные газы применяются в качестве греющего теплоносителя, как правило, на месте их получения для непосредственного обогревания различных промышленных изделий и материалов, если качество последних несущественно изменяется при загрязнении сажей и золой. Если же загрязнение обрабатываемого материала недопустимо, то подогрев его дымовыми газами ведется посредством воздуха, который играет роль промежуточного теплоносителя, т. е. дымовые газы через теплопроводную стенку в рекуперативных теплообменниках отдают тепло воздуху, воздух — обрабатываемому материалу. Дымовые газы могут применяться в теплообменниках для нагрева, выпарки и термической обработки газообразных, жидких и твердых веществ.

Достоинством дымовых и топочных газов как теплоносителя является возможность достижения высокой температуры при атмосферном давлении, недостатками — громоздкость аппаратуры, обусловленная низкой теплоотдачей от газов к стенке, сложность регулирования рабочего процесса в теплообменном аппарате, пожарная опасность и быстрый износ поверхностей теплообмена от золы, а также при чистке аппаратов. Существенным недостатком является возможность использования только непосредственно на месте получения, так как транспортировка даже на небольшие расстояния требует значительных расходов электроэнергии, громоздких каналов и связана с большими тепловыми потерями.

В настоящее время в промышленности для высокотемпературного обогрева, кроме дымовых газов, применяют минеральные масла, органические соединения, расплавленные металлы и соли.

Основными требованиями, предъявляемыми к высокотемпературным теплоносителям, являются: высокая температура кипения при атмосферном давлении, высокая интенсивность теплообмена, низкая температура отвердевания, малая активность корродирующего действия на металлы, нетоксичность, невоспламеняемость, взрывобезопасность, термическая стойкость и дешевизна.

1.2 Конструкции теплообменных аппаратов

Кожухотрубчатые теплообменники (рис. 1-2) представляют собой аппараты, выполненные из пучков труб, собранных при помощи трубных решеток, и ограниченные кожухами и крышками со штуцерами. Трубное и межтрубное пространства в аппарате разобщены, а каждое из этих пространств может быть разделено при помощи перегородок на несколько ходов. Перегородки устанавливаются с целью увеличения скорости, а следовательно, и интенсивности теплообмена теплоносителей.

Теплообменники этого типа предназначаются для теплообмена между различными жидкостями, между паром и жидкостями или между жидкостями и газами. Они применяются тогда, когда требуется большая поверхность теплообмена.

В большинстве случаев пар (греющий теплоноситель) вводится в межтрубное пространство, а нагреваемая жидкость протекает по трубкам. Конденсат из межтрубного пространства выходит к конденсатоотводчику через штуцер, расположенный в нижней части кожуха.

Для компенсации температурных удлинений, возникающих между кожухом и трубками, предусматривается возможность свободного удлинения труб за счет различного рода компенсаторов.

Секционные теплообменники и теплообменники «труба в трубе». Секционные трубчатые теплообменники (рис. 1-3) при одинаковых расходах жидкостей имеют меньшую разницу в скоростях движения теплоносителей в трубах и межтрубном пространстве и повышенные коэффициенты теплопередачи по сравнению с обычными трубчатыми теплообменниками.

1 - Линзовый компенсатор;

2 – Трубная решётка;

3 - Калач;

4 - Трубки.

С пиральный теплообменник показан на рис. 1-5.

Два листа толщиной 3—7 мм (в зависимости от рабочего давления в аппарате) свертывают на специальном станке в спирали, причем при помощи приваренных бобышек между ними сохраняется одинаковое по всей спирали расстояние от 5 до 15 мм. Таким образом, получаются два канала и каждый из них имеет полуцилиндрическую часть в центре аппарата и спиральную часть, заканчивающуюся коробкой снаружи. Каждый центральный полуцилиндр и каждая коробка имеют штуцер для входа или выхода теплоносителя. Спирали изготовляют так, что торцы листов лежат строго в одной плоскости.

Затем их помещают между дисками, являющимися крышками аппарата, и стягивают болтами. Для лучшей герметизации и устранения перетекания теплоносителей между крышками и листами по всему сечению теплообменника помещают прокладку из резины, паранита, асбеста или мягкого металла. Такая конструкция обеспечивает возможность чистки поверхностей нагрева и работу без перетекания теплоносителей при давлениях до 4 · 10⁵ Па. Для повышенных давлений и больших производительностей применяют спиральные теплообменники с усложненной, но более надежной конструкцией уплотнения торцов спиралей. Спиральные теплообменники бывают горизонтального и вертикального типов; их устанавливают часто блоками по два, четыре и восемь аппаратов.

Пластинчатые теплообменники бывают различных конструкций; их обычно применяют, когда коэффициенты теплообмена для обоих теплоносителей одинаковы.

Недостатками изготовлявшихся в прошлом конструкций теплообменников с большими расстояниями (15—40 мм) между пластинами являлась малая герметичность и применимость лишь для газов из-за незначительных допустимых перепадов давлений между теплоносителями (несколько сотен паскалей или десятков миллиметров водяного столба).

В настоящее время разработано большое число теплообменников, поверхность теплообмена которых выполнена из гофрированных пластин с незначительным расстоянием между пластинами (3—6 мм) (рис. 1-6). Эти теплообменники очень компактны и по технико-экономическим, а для разборных конструкций и по эксплуатационным показателям превосходят лучшие трубчатые теплообменники. Однако они пока еще не могут работать в области высоких температур и давлений, поэтому в настоящее время их применяют при давлениях до 16 · 10⁵ Па и температурах до 150°С при разборных конструкциях (между пластинами укладываются уплотнительные прокладки) и до 400 °С — при неразборных конструкциях (уплотнение пластин достигается сваркой).

Высокотемпературные рекуператоры.

Для подогрева воздуха в промышленных печах при температурах газа 800— 900 °С применяются трубчатые рекуператоры из углеродистой стали и рекуператоры из игольчатых труб (рис. 1-23). При температурах 900—1000°С используются термоблочные рекуператоры, в которых гладкие трубы находятся в профильном чугунном каркасе, имеющем каналы для дымовых газов. Термоблочные рекуператоры, при одинаковой теплопроизводительности имеют в 2—3 раза больший вес, чем игольчатые, но обладают лучшей газовой плотностью.

1.3. КОНСТРУКТИВНЫЙ И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТЫ АППАРАТОВ ПОВЕРХНОСТНОГО ТИПА

В практике встречаются два случая теплового расчета. Могут быть заданы теплопроизводительность аппарата, теплоносители и их начальные и конечные параметры; требуется определить поверхность нагрева и конструктивные размеры аппарата. Этот случай расчета носит название конструктивного теплового расчета. В другом случае могут быть заданы конструкция и размеры аппарата, теплоносители и их начальные параметры; требуется определить конечные параметры теплоносителей и теплопроизводительность аппарата. Такой расчет называют проверочным.

Порядок проектирования аппаратов поверхностного типа. Конструктивный тепловой расчет теплообменных аппаратов производится при проектировании. В этом случае перед тепловым расчетом необходимо задаться определенной конструкцией аппарата. После увязки результатов теплового расчета с конструктивными размерами аппарата приступают к гидравлическому расчету, т. е. определяют гидравлическое сопротивление аппарата, так как может оказаться, что запроектированный теплообменник из-за большого гидравлического сопротивления потребует значительного расхода электроэнергии на привод вентилятора или насоса и окажется неэкономичным.

Конструктивный тепловой расчет состоит в совместном решении уравнений тепловых балансов, определяющих теплопроизводительность аппарата, и уравнений теплопередачи.

Для аппаратов, работающих без изменения агрегатного (фазового) состояния теплоносителей, уравнение теплового баланса имеет вид:

(1-1) 

Для аппаратов с изменением агрегатного состояния одного из теплоносителей уравнение можно записать в виде

(1-2)

Д ля аппаратов с изменением агрегатного состояния обоих теплоносителей

(1-3)

В уравнениях (1-1) — (1-3):

(Q—тепловая производительность, кДж/с (ккал/с);

G₁ и G₂ — расходы теплоносителей (воздуха, газов и т. п.), не изменяющих агрегатное состояние, кг/с;

с₁ и с₂ —теплоемкости теплоносителей¹, кДж/(кг · °С) [ккал/(кг · °С)];

t’₁, t’’₁, t’₂ и t’’₂ — начальные и конечные температуры теплоносителей, °С;

h — энтальпия пара, кДж/кг (ккал/кг);

h_К — энтальпия конденсата. кДж/кг (ккал/кг);

h_пит — энтальпия питательной воды, кДж/кг (ккал/кг);

i_Н— коэффициент, учитывающий потери тепла аппаратом в окружающую среду.

На основе приведенных уравнений определяют расход теплоносителей:

а) без изменения агрегатного состояния теплоносителей

б) при изменении агрегатного состояния одного или обоих тепло­носителей (кипение, конденсация)

Поверхность нагрева теплообменника определяют из уравнений теплопередачи

(1-4)

где

k — коэффициент теплопередачи, В т/(м² · ºС) [ккал/(м² ·ч·°С)];

— средняя разность температур между теплоносителями, °С;

F — поверхность нагрева, м².

О пределение среднего температурного напора. Если температура обоих теплоносителей изменяется вдоль поверхности теплообмена, то при противотоке и прямотоке

(1-6)

г де — температурным напор (разность температур обоих теплоносителей) на том конце поверхности теплообмена, где он больше;

— температурный напор на другом конце поверхности теплообмена.

В теплообменных аппаратах противоток имеет ряд преимуществ по сравнению с прямотоком, поэтому он получил большее распространение и его следует применять во всех случаях, когда этому не препятствуют требования технологии или другие обстоятельства. При прямотоке конечная температура нагреваемого теплоносителя не может быть выше конечной температуры греющего, в то время как противоток свободен от этого ограничения.

П ри прямотоке предел использования тепла греющего теплоносителя определяется тем­пературой t’’₁, а при противотоке — температурой t’₁, т. е. можно в большей степени использовать энтальпию греющего теплоносителя. В большинстве практических случаев при противотоке получается более значительная средняя разность температур, что позволяет иметь меньшую поверхность нагрева аппарата при той же теплопроводности ее или через ту же поверхность передать большее количество тепла.

В большинстве случаев при одинаковых условиях температурный напор при противотоке имеет наибольшее значение по сравнению с другими схемами движения теплоносителя. Однако при определении поверхности теплообменника имеет значение не только

, но и коэффициент теплоотдачи, например при перекрестном токе теплоносителей в теплообменнике с короткими трубками при уменьшении температурного напора по сравнению с противотоком увеличивается коэффициент теплоотдачи и в результате поверхность теплообмена получается меньше.

При перекрестном токе и в других более сложных схемах движения теплоносителей в теплообменнике вычисляется по формуле

г де – средний температурный напор, подсчитанный по формуле (1-6) для заданные температур теплоносителей в предположении, что они движутся противотоком;

— коэффициент перевода, который определяется по графикам, составленным для конкретных схем движения теплоносителей, в зависимости от условных параметров Р и R.

На графиках по значениям Р и R находится поправочный коэффициент :

где начальные и конечные температуры теплоносите­лей, Р — всегда 1, а R может быть больше или меньше 1 в зависимости от соотношения теплоемкостей и массовых расходов теплоносителей

К оэффициент теплопередачи для круглой трубы определяют по формуле из курса «Тепло- и массопередача» [Л. 11]

(1-9)

где d_cp , d_вн и d_н — средний, внутренний и наружный диаметры трубки, м; — коэффициент теплопроводности материала трубки, Вт/ (м · °С); а₁ и а₂ — коэффициенты теплоотдачи для внутренней и внешней стороны трубки, Вт/(м·°С); R_ЗАГ — термическое сопротивление, учитывающее загрязнения с обеих сторон стенки (накипь, сажа и пр.), м² · °С/Вт.

При вычислении d_cp необходимо учитывать следующее правило:

Для расчета аппаратов с обычными цилиндрическими трубками, толщина стенки которых не больше 2,5 мм, можно пользоваться формулой для плоской стенки; ошибка в этом случае составляет не более 1—3%.

Коэффициент теплопередачи для плоской стенки имеет вид:

(1-10)

где — толщина стенки трубки, м.

З начения R_ЗАГ выбирают по экспериментальным данным. Если известны толщины отложений на внутренней и наружной поверхностях и и коэффициенты их теплопроводности и по R_ЗАГ вычисляют по формулам:

для уравнения (1-9)

д ля уравнения (1-10)

З ная скорость теплоносителя в трубках м/с, его расход G кг/с и выбрав величину внутреннего диаметра трубок , м, определяют число их по формуле

в которой — плотность теплоносителя, кг/м³.

П осле этого производят компоновку трубок в сечении теплообменника и определяют размеры трубной решетки, исходя из следующих соображений. Толщина стенок трубки для теплообменников обычно составляет 0,5 - 2,5 мм. Внутренний диаметр трубок для облегчения очистки их от накипи должен быть не меньше 12 мм; для получения компактных конструкций теплообменников не рекомендуется примене­ние трубок с больше 38 - 57 мм. Шаг трубок s (расстояние между осями соседних трубок) обычно выбирают равным 1,3 - 1,5 , но не меньше + 6 мм.

Таблица 1-3

Значения относительного диаметра трубной решетки d’/s в зависимости от числа трубок при ромбическом и концентрическом размещении их

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20	7 19 37 61 91 127 187 241 301 367	7 19 37 62 93 130 173 223 279 341	22 24 26 28 30 32 34 36 38 40	439 517 613 721 823 931 1045 1165 1306 1459	410 485 566 653 747 847 953 1066 1185 1310

Примечание. n’₁ – общее количество трубок, размещаемых на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников [(«ромбическое» размещение (рис. 1-14,а); n’₂ – общее количество трубок, размещаемых на трубной доске по концентрическим окружностям (рис. 1-14,б)].

После нахождения диаметра D' определяют внутренний диаметр корпуса D по формуле

где — наружный диаметр трубки; k — кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом, который принимается из конструктивных соображений 6 мм и больше.

После этого определяют проходное сечение межтрубного пространства и скорость теплоносителя в нем.

Данные табл. 1-3 действительны только для одноходовых теплообменников, когда для размещения трубок используется почти вся активная поверхность трубной доски. Диаметр корпуса многоходового теплообменника определяется с учетом размещения перегородок и производится обычно графическим путем. С этой целью вычерчивают в определенном масштабе часть трубной доски и на ней размещают трубки с учетом мест для перегородок, анкерных связей, каркаса трубчатки и т. д.

Д лина трубок (расстояние между трубными решетками) выражается формулой

г де F—поверхность теплообмена, м²;

— средний диаметр трубки, м;

n — число трубок в одном ходу;

z — число ходов.

Выбор расчетных формул для определения коэффициентов теплоотдачи внутри трубок и в межтрубном пространстве без перегородок при продольном обтекании поверхности начинается с вычисления критерия Рейнольдса, который определяет режим движения теплоносителя.

При Re ≤ 2200 устанавливается ламинарный режим движения; 10000≥ Re≥ 2200 соответствует переходному режиму, а Re> 10 000 — турбулентному.

Критерий Rе определяется из выражения

г де — средняя скорость теплоносителя, м/с;

— коэффициент кинематической вязкости теплоносителя, м²/с, причем индекс ж, как и везде далее, указывает, что значение величины соответствует средней по сече­нию температуре теплоносителя;

— эквивалентный (гидравлический) диаметр поперечного сечения потока, м, определяемый по формуле

(1-12)

где f— площадь поперечного сечения потока, м²;

U - смачиваемый периметр сечения, м.

Д ля определения коэффициента теплообмена между жидкостью и стенкой при установившемся турбулентном режиме движения ее в трубках рекомендуется пользоваться критериальным уравнением

(1-13)

г де — коэффициент теплопроводности, Вт/(м·°С);

— критерий Прандтля;

— коэффициент кинематической вязкости, м²/с;

a_Ж — коэффициент температуропроводности, м²/с;

— поправка, учитывающая отношение длины трубы l к ее диаметру d так как в теплообменниках

В тех случаях, когда физические константы заметно изменяются по сечению потока, более точные результаты дает формула М. А. Михеева

(1-15)

где — критерий Прандтля, в котором значения физических констант берутся при температуре стенки.

При ламинарном течении жидкости в трубах (Rе<2 300) необходимо определить значение (GrPr)_Г. Если эта величина меньше 8·10⁵, то естественная конвекция не оказывает существенного влияния на теплоотдачу, т. е. режим течения жидкости вязкостный.

Если (GrPr)_Г > 8 · 10⁵, то на вынужденный поток жидкости накладываются токи естественной конвекции, обусловленные зависимостью плотности от температуры, т. е. режим течения вязкостно-гравитационный.

Соответственно этим условиям и необходимо выбирать расчетные формулы.

В условиях вязкостно-гравитационного течения в вертикальных трубах при противоположных направлениях вынужденной и свободной конвекции у стенок (охлаждение жидкости при течении снизу вверх или нагревание при течении сверху вниз) для расчета средней теплоотдачи можно пользоваться следующей формулой:

где при нагревании;

при охлаждении;

Расчет теплообмена в пучках гладких труб, обтекаемых попереч­ным потоком газа, может производиться по формуле ВТИ (Н. В. Куз­нецова и Э. С. Карасиной), действительной в области значений 6000<Rе<60 000:

для шахматных пучков при

д ля шахматных пучков при

для коридорных пучков

Ф ормулы для шахматных пучков справедливы при значениях

Формулы для коридорных пучков справедливы при значениях

В этих формулах: d — наружный диаметр труб, м; s₁, s₂, s’₂ —по­перечный, продольный и диагональный шаги труб в пучке, м; w — ско­рость газа в узком сечении пучка, м/с, отнесенная к средней температуре газового потока — средний логарифмический темпера­турный напор; С_z: — поправочный коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб z в пучке; значения С_z для шахматных пучков выби­рают по графику на рис. 1-16,а, а для коридорных – 1-16,б.

Рисунок 1.16 – График для определения коэффициента С_z в формулах (1.20) – (1.22):

а – для шахматного пучка; б – для коридорного пучка

Теплоотдача при конденсации пара. На поверхности, температура которой ниже температуры насыщения, возможны два вида конденсации пара: капельная, если конденсат не смачивает поверхности, и пленочная, если конденсат смачивает поверхность.

Капельная конденсация обеспечивает наибольшие коэффициенты теплоотдачи. Она может быть достигнута путем покрытия поверхности или введения в пар веществ, которые делают поверхность несмачиваемой конденсатом (олеаты или пальмитаты меди, цинка или железа и др.). В теплообменных аппаратах обычно происходит смешанная — капельная и пленочная конденсация.

При пленочной конденсации сухого насыщенного пара, лишенного неконденсирующихся газов, и ламинарном течении конденсата па вертикальных трубах и стенках без учета влияния скорости пара на тепло­обмен, т. е. при , для определения коэффициента теплообмена а можно пользоваться формулой Нуссельта

(1-27)

Для определения коэффициентов теплоотдачи от конденсирующегося пара на вертикальных стенках могут быть использованы более точ­ные расчетные формулы. Для их выбора необходимо определить значение числа Григуля (приведенная длина)

(1-28)

где

При Z<2 300 имеется ламинарное течение пленки. Коэффициент теплоотдачи для этих условий можно определить по формуле Д. А. Лабунцова

(1-29)

где