теор / Теплообменное оборудование предприятий

“труба в трубе”, в спиральных и пластинчатых теплообменниках за определяющий размер также принимают эквивалентный диаметр, рассчитанный по выражению (3.5). Для аппаратов типа “труба в трубе” определяющий размер практически равен удвоенной ширине кольцевого зазора между наружной и внутренней трубами, а для спиральных – удвоенной ширине щелевого канала.

Коэффициент теплоотдачи по стороне масла в маслоохладителях определяется критериальным уравнением, соответствующим теплообмену при поперечном обтекании пучка труб [5]

Для пластинчатых теплообменных аппаратов расчёт коэффициентов теплоотдачи осуществляется на основании критериальных уравнений, характерных для конкретного типа пластин в зависимости от вида гофр и конфигурации образующихся каналов для прохода рабочих сред [1,2]. Для предварительных расчётов можно воспользоваться обобщённой зависимостью [2]

где С = 0,097 – эмпирический коэффициент пропорциональности для пластин с горизонтальными гофрами; С = 0,135 – для пластин с гофрами типа “ёлочка”.

Требуемая поверхность теплообмена аппарата F определяется из уравнения теплопередачи по формуле (1.4).

При выполнении поверочного теплового расчёта исходное уравнение теплового баланса для жидкостно-жидкостных аппаратов записывается в виде

нагреваемой рабочих сред.

71

Зная количество переданной теплоты Q, из выражений (3.9) определяют конечные значения температур t1" и t"2 .

Приведенный метод применим для ориентировочных расчётов и в случае небольших изменений температур жидкостей. Обычно изменение температур теплоносителей носит нелинейный характер и температурный напор рассчитывается как среднелогарифмический.

В этом случае расчётная конечная температура зависит от схемы движения теплоносителей. В жидкостно-жидкостных теплообменных аппаратах обычно реализуются противоточные схемы движения. Вывод расчётных формул для таких схем изложен в [5] и в окончательном виде они имеют вид

δt1 t1' t1" (t1' t'2 ) Z

Тепловая нагрузка аппарата может быть определена из выраже-

ния

В выражениях (3.14–3.16) комплекс Z f (W1W2 ; k FW1) – вспомогательная функция, величина которой может быть определена или с помощью специальной номограммы, представленной на рис. 3.17, или расчётом по формуле

Рис. 3.17. Комплекс Z f (W1W2 ; k FW1) – вспомогательная функция для расчёта конечной температуры при противотоке

3.4. Конструктивный расчёт

При выполнении расчёта секционных теплообменных аппаратов следует исходить из соотношения скоростей потоков внутри труб W1 и в межтрубном пространстве W2 . Значения скоростей должны приниматься исходя из соотношения соответствующих проходных сече-

74

Для водо-водяных теплообменников ρ1 ρ2 1 и соотношение

ложения труб и шаговых отношений между ними. При расположении труб по вершинам равностороннего треугольника диаметр трубной доски определяется по формуле (2.30), а проходные сечения трубного и межтрубного пространства составят

Соотношение проходных сечений f1 и f2 определится из выражения

таточной для инженерных расчётов точностью можно принять равным 1. Принимая значение ηтр 0,9 и учитывая, что отношение шага

Относительный шаг в аппарате обычно принимают в пределах σ 1,25 -1,28 . При значениях шага σ 1,25 соотношение f2 f1 0,92, т.е. проходные сечения межтрубного и трубного про-

странства примерно равны. Тогда соотношение скоростей потоков определяется из выражения

расхода (3.18), а также числа параллельно и последовательно включённых секций, исходя из их стандартных размеров.

Общее количество труб в параллельно включённых секциях составит

Если число труб в секции m, то количество параллельно включённых секций будет

где a – округляется до целого числа.

Полная длина секций теплообменника находится из общей величины поверхности нагрева аппарата

плоносителей.

76

В этом случае соотношение скоростей находится из выражения

Дальнейший ход расчёта такой же, как и для секционных аппаратов. Диаметры патрубков для подвода и отвода рабочих сред, а так-

же размеры перепускных труб определяются по уравнению расхода на основании выражения (2.32).

Для маслоохладителей конструктивный расчёт по стороне охлаждающей воды проводится аналогично расчёту парожидкостных аппаратов с прямыми трубками (см. п. 2.4). В результате этого расчёта определяются количество труб, диаметры трубных досок и патрубков для подвода и отвода воды и масла, высота трубной части аппарата.

Конструктивный расчёт маслоохладителей по стороне масла в межтрубной части аппарата выполняется по специальной методике в соответствии с типом перегородок. На рис. 3.18 приведена схема установки перегородок типа “кольцо-диск”.

В соответствии с рассматриваемой конструкцией приняты следующие условия: а) трубный пучок полностью располагается в

Рис. 3.18. К расчёту межтрубной пределах дисковой перегородки,

части маслоохладителей с перего- т.е. кольцевой зазор между дис-

родками типа “кольцо-диск” ковой перегородкой и корпусом аппарата свободен от труб; б) по тракту движения масла его скорость поддерживается постоянной, т.е.

обеспечивается равенство проходных сечений в трёх характерных точках:

f1 – проходном сечении в межтрубном пространстве отверстия кольцевой перегородки; f2 – проходном сечении межтрубного пространства между дисковой и кольцевой перегородками, равном боковой поверхности условного цилиндра диаметром DF (D1 D2 )2 и высотой l ; f3 – проходном сечении в кольцевом зазоре между дисковой перегородкой и корпусом аппарата.

77

Рис. 3.20. Схема к расчету длины канала спирального теплообменника:

1 – наружный канал; 2 – внутренний канал

где в – ширина полосы.

Эффективную длину спирали определяют с учётом того, что наружный виток спирали не участвует в передаче теплоты.

Каждый виток строится по двум радиусам: первый виток по ра-