всякое / taranova то и расчет

сталь, алюминий, титан, мельхиор; толщина пластин, как правило, 1мм; в качестве материала прокладок используют резину.

2. Расчет веса аппарата.

Для принятого по результатам теплового расчета аппарата (см. п. 2.3.1) определяют его общий вес (G, МН ) и вес пластин (G пл, МН ) с учетом габаритных размеров аппарата и пластин:

где ρм – плотность материала пластин кг/м3;

f пл, δ пл – площадь пластин (м2) и их толщина (м) для принятого аппарата.

3. Определение прогиба штанги от веса пластин.

Напряжения, возникающие в штанге, могут вызвать её прогиб. Поэтому следует определить максимальное напряжение и прогиб штанги от веса пластин, которые не должны быть больше допускаемых значений.

Концы штанги жестко защемлены и удерживаются от поворота в неподвижной плите и стойке, тогда максимальное напряжение и прогиб соответственно равны:

где G ПЛ – вес пластин, МН;

А – длина пакета пластин, м; (принимают по каталогам [18, 30]); d Ш – диаметр штанги (принят из конструкционных соображений);

Е – модуль упругости материала пластин (см. табл. III.1 в приложении).

4. Расчет опор теплообменника.

При установке горизонтального аппарата на опоры расчетом проверяется прочность и устойчивость корпуса аппарата при действии силы тяжести самого аппарата. Для пластинчатого аппарата,

81

установленного на двух опорах, расчеты можно провести аналогично рассмотренному выше расчету для горизонтального теплообменника (см. п.5 в механическом расчете кожухотрубчатых теплообменников).

5. Проверка прочности фундамента.

Состояние опорной поверхности аппарата является наиболее напряженным при действии максимального веса аппарата (Gmax), определяемого с учетом веса металла и веса среды (или воды при гидроиспытаниях) при максимальном заполнении по формуле вида (1.32). В расчетах можно использовать также вес принятого теплообменника в соответствии с табл. 2.5.

Максимальное напряжение, возникающее на опорной поверхности от веса аппарата не должно превышать допускаемых напряжений для материала фундамента (см.табл. III.9 в приложении). Учитывая небольшой вес теплообменников в качестве материала фундамента можно принять,

например, бетон марки 100, допускаемое напряжение на сжатие которого

[σ] = 8 МН/м2.

– Максимальное напряжение на опорной поверхности фундаментной рамы (σф) определяют с учетом принятого типа опоры по формуле вида

(1.33)

σф = Gmax /.Fоп (Н/м2)

где Fоп – площадь опоры, м2;

Gmax – максимальный вес аппарата, в условиях максимально заполненного обоими теплоносителями аппарата (Н).

- При этом площадь опоры определяют с учетом ее размеров и, соответственно, габаритов аппарата, как:

где L ф = L + (0,045÷0,05) - длина фундамента (м) с учетом длины аппарата;

S ф = S + (0,05÷0,08) - ширина фундамента (м) с учетом ширины аппарата.

- Максимальный вес теплообменника находят при максимальном заполнении, как:

Gmax = G + Gср

где Gср – вес среды при максимальном заполнении теплообменника; с учетом использования воды при проведении гидроиспытаний, вес среды соответствует весу воды.

82

- Полученное в результате расчетов значение σф сравнивают с допускаемым напряжением для материала фундамента; при этом должно выполняться условие: σф < [σ].

6. Расчет толщины плит теплообменника.

Неподвижные и нажимные плиты пластинчатых теплообменников в расчетах рассматривают как плоские пластины, нагруженные распределенной по поверхности нагрузкой (соответствующей расчетному давлению) и распределенной по контуру пластины реакцией прокладки по методике, описанной в [16].

2.4. Расчет спиральных теплообменников

2.4.1. Порядок теплового расчета

Целью расчета является выбор стандартизованного теплообменника путем расчета требуемой поверхности теплообмена в соответствии с ГОСТ 12067. Тепловой расчет спирального теплообменника проводят, соблюдая следующий порядок.

1. Находят среднюю температуру среды и её теплофизические свойства (плотность ρс, вязкость µс, удельная теплоемкость λс, теплопроводность Сс ) при этой температуре (см. приложение I).

Средняя температура среды определяется с использованием формул вида (1.23), как:

где t1 и t2 – начальная и конечная температуры рабочей среды.

Критерий Прандтля для рабочей среды с учетом определенных параметров среды по (2.6) составит

PrС = cСλ µС

С

2.С учетом общих рекомендаций (см. п.1.3) выбирают

теплоноситель и определяют его теплофизические свойства (ρв, µв, λв, Св) при средней температуре по табл. II.1 в приложении. Среднюю

83

температуру находят с учетом принятых начальной (θ1) и конечной (θ2) температур теплоносителя:

θСР = θ1 +θ2

2

Значения температур теплоносителя принимают с учетом вида теплообмена и температур рабочей среды.

Критерий Прандтля для теплоносителя с учетом его свойств по (2.6) составит

PrВ = cВλµВ

В

3. Для подачи рабочей среды в теплообменник предварительно выбирают насос и определяют его характеристики (производительность, напор) из номограммы рис. 4.2. [13]. Для этого насоса определяют производительность и напор.

4. Проводят предварительный тепловой расчёт, соблюдая следующий порядок.

– Находят объёмный расход рабочей среды (м3/с), используя (2.59)

VС = GС ρ

3600 С

– Определяют тепловой поток в аппарате (Вт); если агрегатное состояние не меняется, расчеты ведут по уравнению (1.26); в случае конденсации паров – с учетом теплоты конденсации паров (rкон) по формуле (1.27)

Q = GС CС (t2 −t1 )

где Gс – производительность, кг/с;

Сс – теплоемкость рабочей среды при средней температуре, Дж/кг·К.

Q= GС rкон

–Рассчитывают массовый (Gв, кг/с) и объемный (Vв, м3/с) расход теплоносителя с использованием формул (2.60):

84

– Находят среднюю разность температур между теплоносителем и рабочей средой (средний температурный напор) по формулам вида (1.25), предварительно составив схему распределения температур с учетом общих рекомендаций (см. п.1.3):

–Предварительно принимают значение коэффициента

теплопередачи (Кор, Вт/м2.К) по табл. IV.1 в приложении, учитывая, что эффективность спиральных теплообменников достаточно высока.

– Определяют ориентировочную поверхность теплообмена (м2) с использованием формулы (1.28):

FОР = КОР Q∆tСР

– Предварительно принимают теплообменник и его основные характеристики: поверхность теплообмена (F), ширину канала (b), ширину

ленты (lл), длину канала (L), диаметр штуцера (dш ) по табл. 2.7. При этом поверхность теплообмена должна быть больше расчетной.

5. Проводят уточнённый тепловой расчёт в следующей последовательности.

– Рассчитывают скорости рабочей среды (ωС, м/с) и теплоносителя (ωВ, м/с) в каналах теплообменника по общей формуле вида:

где dЭ=2·b – эквивалентный диаметр канала, м.

85

Таблица 2.7 Поверхности теплообмена и основные параметры спиральных

теплообменников в соответствии с ГОСТ 12067

* Данные в правых столбцах относятся к лентам, изготовленным из углеродистой стали, остальные - к лентам, изготовленным из нержавеющей стали.

– Рассчитывают критерии Nu для рабочей среды и теплоносителя соответственно с учетом кривизны прямоугольного канала

– Определяют значения коэффициентов теплоотдачи (Вт/м2.К) для теплообменивающихся потоков по общей формуле вида (1.8), как:

86

В случае конденсации паров коэффициент теплоотдачи определяют по формуле вида (2.48), используя в качестве определяющего размера ширину ленты ( l = lЛ ):

Обозначение величин в формуле вида (2.48) и методика расчета приведены выше (см.п. 2.2.1).

– Находят коэффициент теплопередачи (Вт/м2.К) по общей формуле (1.28)

где αс, αв – коэффициенты теплоотдачи теплоносителя и рабочей среды Вт/м2·К;

rз.с, rз.в – термические сопротивления загрязнений со стороны рабочей среды и теплоносителя, м2·К/Вт (cм. табл. IV. 5 в приложении);

δст – толщина стенки теплопередающей поверхности – толщина ленты (0,004-0,006 м);

λст – коэффициент теплопроводности материала стенки Вт/м.К (см.

табл. III.4 в приложении).

– Определяют необходимую поверхность теплообмена (м2) по (1.28)

F= К Q∆tср

–По результатам уточненного расчета принимают спиральный теплообменник и основные его характеристики (см. табл.2.7). Если длина ленты выбранного аппарата отличается от принятой по результатам ориентировочного расчета, следует произвести уточняющий тепловой расчет, т.к. изменение параметров канала приводит к изменению режимов движения и, следовательно, к изменению коэффициента теплоотдачи.

87

2.4.2. Порядок гидравлического расчета

Проводят гидравлический расчёт теплообменника с целью проверки достаточности напора и давления в сети, заданных по условиям, или принятых в результате расчета насосов.

Гидравлические сопротивления в спиральных теплообменниках обусловлены сопротивлением трения и местными сопротивлениями. Общее сопротивление ( ∆P , Па) при движении потоков рабочей среды и теплоносителя определяются по общей формуле

потери давления при выводе потока из штуцера и повороте в спиральный канал; потери давления при входе потока в штуцер на выходе из аппарата;

∆P тр– потери давления на трение при движении потоков в каналах теплообменника.

–Потери давления на преодоление местных сопротивлений ( ∆P 1

и∆P 2) рассчитывают по формуле вида (1.16), как:

где ζ i – коэффициенты местных сопротивлений, равные на соответствующих участках: ζ1 = 2 и ζ2 = 1,5;

wш.i – скорости рабочей среды или теплоносителя в штуцерах теплообменника с учетом формулы (2.13) составят

где dш – диаметр штуцера, выбранный по итогам ориентировочного расчета (см. табл. 2.7).

– Потери давления на трение в каналах аппарата рассчитывают для каждого из потоков по формуле вида:

88

где λтр.сп. - коэффициент трения в спиральном канале, равный

Значения коэффициента трения в прямолинейном канале (λтр) находят с учетом критерия Рейнольдса с использованием формул (2.16) и (2.17), или определяют графически (см. рис. IV.3 в приложении).

С учетом критерия Re коэффициент трения в прямолинейном канале составит:

где ∆ – абсолютная шероховатость стенки; принимается в соответствии с рекомендациями (см. рис. IV.3 в приложении);

dЭ – эквивалентный диаметр канала, м; dЭ = 2·b .

– Полученные значения гидравлических сопротивлений ( ∆P ), рассчитанные для потоков рабочей среды и теплоносителя, сравнивают с допустимыми значениями этого показателя, в соответствии с исходными данными. При этом должно выполняться условие:

∆P < ∆P доп.

Если по заданию производят расчет и подбор насоса для перекачивания потоков, то давление, создаваемое им (∆рН), сравнивают с полученными значениями ∆P . При этом делают вывод о достаточности давления для преодоления возникающих сопротивлений. При этом должно выполняться условие:

∆P < ∆pН = ρ g H ,

Где Н – напор, создаваемый насосом, м.

– На основании проведенных расчетов окончательно выбирают теплообменник. Информация о спиральном теплообменнике записывается в виде условного обозначения, содержащего: тип аппарата, поверхность теплообмена, давление, на которое рассчитан теплообменник, ширину канала, материал для его изготовления.

89

2.4.3.Порядок механического расчета

Врамках механического расчета спиральных теплообменников выбирают материалы для изготовления элементов конструкции и проводят основные прочностные расчеты: расчет толщины стенки и крышки аппарата; расчет нагрузки на опору и опорную поверхность от веса аппарата. В данном разделе приведены некоторые элементы расчета спиральных теплообменников с учетом рассмотренных выше основных общих подходов к механическому расчету аппаратов (см. п. 1.3).

1. Выбор материала.

Руководствуясь общими принципами выбора материалов и, учитывая максимальную рабочую температуру, давление и коррозионные свойства среды, выбирают марку стали (см. приложение III ); определяют

ее основные характеристики: σт - предел текучести, МПа; σв - предел прочности, МПа.

Спиральные теплообменники изготавливают из углеродистой стали ВСт3сп, или из легированных сталей 12Х18Н10Т и др., для изготовления крышек может применяться двухслойная сталь на основе марок ВСт3сп, 20К и легированных; в качестве материала прокладок используют резину, паронит, фторопласт и др.

2. Выбор типа опор.

Опоры спиральных теплообменников (лапы или цапфы) выбирают с учетом их исполнения (горизонтальное или вертикальное) и веса аппарата; при этом стандартный аппарат принимают по результатам теплового расчета (см. табл. 2.7).

Вследствие небольшой поверхности теплообмена и компактности спирали теплообменники имеют небольшие габаритные размеры: высоту (ширину ленты), диаметр. В этой связи спиральные аппараты устанавливают на опорах, выполненных из прокатного уголка А-образной формы, выдерживающих расчетную нагрузку (см. рис.1.12).

3. Определение толщины стенки аппарата.

Толщина стенки спирального теплообменника (Sр) находится по формуле вида (1.35); при этом в качестве определяющего размера используется диаметр наружного витка спирали:

90