Учебное пособие 1754

41

рекомендуется применение трубок с dвн больше 38 - 57 мм. Шаг труб S (расстояние между осями соседних труб) чаще всего выбирается равным (1,2 – 1,4) dн, но не

Наиболее целесообразным расположением считается размещение центров трубок на трубной решетке по вершинам равносторонних треугольников

(ромбическое). Размещение труб может быть выполнено и по концентрическим окружностям, отстоящим одна от другой на принятую величину шага между трубами. Зная общее количество труб (формула (75)), можно по приложению, табл.

П-2 определить диаметр окружности, на которой располагаются крайние трубы, D′,

м.

Необходимо учесть, что место части труб пучка может быть занято установкой анкерных связей или перегородками в трубном пространстве. Это может вызвать увеличение расстояния между трубами.

После выбора диаметра D′ определяют внутренний диаметр корпуса D по формуле

где К – кольцевой зазор между крайними трубами и корпусом, который принимается из конструктивных соображений 6 мм и больше.

Значение D, вычисленное по формуле (78) необходимо округлить до ближайшего стандартного значения диаметра. Основные параметры нормализованных конструкций теплообменников:

Поверхность теплообмена F, м2

5, 10, 15, 20, 30, 40, 50, 80, 100, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 500, 600, 700, 800.

43

Теплообменники «труба в трубе»

Две коаксиально расположенные трубы с двумя теплоносителями, один из которых течет по внутренней трубе, а второй по кольцевому каналу между трубами, образуют простую конструкцию теплообменника многоцелевого назначения. Подбором диаметров внутренней и наружной труб можно обеспечить обеим рабочим средам, участвующим в теплообмене, необходимую скорость для достижения высокой интенсивности теплообмена. Такие теплообменные аппараты применяются как жидкостные или газо-жидкостные. Большая часть газо-

жидкостных теплообменников этого типа имеет продольные ребра на внешней стороне внутренней трубы.

Аппараты такого типа могут быть соединены как последовательно, так и параллельно, обеспечивая любую необходимую теплопроизводительность и эффективность нагревания или охлаждения. Конструкция такого типа особенно целесообразна в тех случаях, когда одна или обе жидкости находятся под высоким давлением, при котором необходима большая толщина стенки кожуха, и обычные кожухотрубные теплообменники в этом случае становятся дорогими.

Теплообменные аппараты типа «труба в трубе» изготавливают жесткой конструкции (обозначаются ТТ), с сальником на одном конце трубы (обозначаются ТТ-с) или с сальниками на обоих концах трубы (обозначаются ТТ-р). Жесткая конструкция применяется в случае, когда разность температур наружной и внутренней труб невелика и когда не требуется механическая чистка труб.

Аппараты ТТ-с применяются в случаях, когда необходима компенсация температурных расширений. Аппараты ТТ-р применяются в случаях, когда при эксплуатации теплообменника требуется полный демонтаж внутренних труб.

Для расчета теплообменного аппарата типа «труба в трубе» исходные данные те же, что и для кожухотрубного теплообменника.

1. Выбираются диаметры труб аппарата с целью получения одинаково высоких скоростей движения теплоносителей:

44

а) для внутренней трубы выбирается скорость и определяется сечение одной секции

жидкостей в пределах от 0,8 до 2 м/с. Диаметры труб – внутренней не более 57

мм, наружной – не более 108 мм.

3. Определяются величины коэффициентов 1и К, Вт/(м2 ∙К).

4.Определяется поверхность теплообмена Fобщ = Q/(K∙ tср), м2.

5.Находят общую длину внутренней трубы по формуле

где lтр лежит в пределах от 1,5 до 6 м.

6. При параллельном соединении аппаратов в первую очередь по заданному расходу Gвн, выбранному диаметру dвн и принятой скорости Wвн определяют необходимое проходное сечение для движения теплоносителя:

а затем находится число параллельно включаемых аппаратов по формуле

46

7.Находится общая площадь поверхности теплообмена по формуле (1), F, м2.

8.Определяется поверхность теплообмена одного элемента аппарата

9. Определяется необходимое число элементов в теплообменном аппарате n=F/Fэл

Оросительные теплообменники

Оросительные теплообменники собирают из прямых горизонтальных труб и соединительных калачей (на сварке или на фланцах) в виде плоских змеевиков,

укрепляемых на специальных каркасах. Орошающая холодная вода подается из желоба или перфорированных труб на верхнюю трубу, стекает с нее на нижележащую трубу и, пройдя последовательно по поверхности всех труб, стекает в поддон. Вследствие частичного испарения охлаждающей воды ее расход всегда ниже, чем в охладителях другого типа. Оросительные теплообменники применяют главным образом в качестве холодильников для жидкостей и газов или как конденсаторы.

Расчет оросительных теплообменников производится в следующей последовательности:

1.Выбираются элементы конструкции аппарата: материал, длина и диаметр труб, число секций m (рекомендуется m = 4, 6 или 8), относительный шаг труб S/dн в пределах 1,2 - 2,0.

2.Определяется тепловая нагрузка аппарата Q по формулам (3) или (4).

3.Определяется количество орошающей воды по формуле

47

Здесь Св – средняя теплоемкость орошающей воды, кДж/(кг∙К); tв″ – конечная температура орошающей воды, оС;

tв′ - начальная температура орошающей воды, оС.

Wи – количество испарившейся воды, кг/ч, определяется по уравнению

Здесь r – скрытая теплота парообразования орошающей воды при ее средней температуре, кДж/кг

4.Определяется средняя разность температур между теплоносителями при их перекрестном токе по формуле (73)

6.Находится поверхность теплообмена всего аппарата F по формуле (1)

7.Определяется поверхность теплообмена одной секции

8.Определяется количество последовательно включенных звеньев в одной секции

Погружные теплообменники

Теплообменные аппараты этого типа состоят из плоских или цилиндрических змеевиков, погруженных в сосуд с рабочей жидкостью. Один теплоноситель циркулирует в сосуде, другой вводится в трубу змеевика.

Вследствие малой скорости омывания жидкостью и низкой интенсивности теплообмена снаружи змеевика погруженные теплообменники являются недостаточно эффективными аппаратами, но вследствие простоты изготовления и возможности использования для этого любого коррозионностойкого материала

48

они получили широкое распространение. Их целесообразно использовать, когда жидкий теплоноситель снаружи змеевика находится в состоянии кипения или

имеет механические включения, а также представляет из себя агрессивную среду.

Ввиду сравнительно большого гидравлического сопротивления змеевиков скорость жидкостей в них принимают 0,3 - 0,8 м/с, а для газов при атмосферном

давлении 3 - 10 м/с.

Для паровых змеевиков для нагревания жидкостей начальная скорость пара в змеевике не должна превышать 30 м/с. Предельное наибольшее отношение l/dвн

(где l – длина каждого змеевика) в зависимости от абсолютного давления пара Р

Расчет погружных теплообменников производится в следующем порядке:

1.Выбирается внутренний диаметр труб в пределах 32 - 76 мм.

2.Выбирается скорость движения теплоносителя по трубам и определяется число параллельно включенных рабочих секций m;

В практике аппаратостроения число секций обычно принимается равным 8,

10 или 12 для случая движения газа внутри труб.

3.Определяется тепловая нагрузка аппарата Q по формулам (3), (4) и (5).

4.Определяется средняя разность температур между теплоносителями по формулам (70), (71) или (72).

5. Определяются величины коэффициентов 1;и К, Вт/(м2 ∙К).

6.Находится поверхность теплообмена аппарата F по формуле (1).

7.Рассчитывается длина труб в секции по формуле

10. В случае необходимости определяются внутренний диаметр коллекторов

и диаметры патрубков.

Сравнительные характеристики рекуперативных аппаратов приведены в

табл. 9.

Таблица 10

50

В таблице 10 приняты следующие обозначения: + - аппарат соответствует требованиям; Х – частично соответствует; – - не соответствует.

6. ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ КАНАЛОВ ПОВЕРХНОСТЕЙ ТЕПЛООБМЕНА

Движение теплоносителей в теплообменных аппаратах происходит в условиях неизотермичности, т. е. с переменными физическими свойствами теплоносителей.

Как показано в теории подобия, в выражение, определяющее гидравлическое сопротивление в условиях неизотермичности, входят три безразмерных комплекса:

первым определяется коэффициент сопротивления при изотермическом движении,

вторым – влияние изменения вязкости в пристенном пограничном слое теплоносителя и третьим – влияние свободного движения (турбулизация потока).

К этому результату приходят, если сопротивление подсчитывается так же, как и при изотермическом движении, и по тем же самым формулам. Влияние же изменения температуры при этом учитывается лишь тем, что все расчетные величины – скорость, плотность и вязкость – относят к средней температуре теплоносителя. Коэффициент сопротивления в этом случае является функцией не только критерия Рейнольдса, но также критериев Грасгофа и Прандтля,

определяющих тепловое подобие.

Следовательно, при гидромеханическом расчете теплообменных аппаратов всегда необходимо знать коэффициенты сопротивления при изотермическом движении. Кроме того, моделью изотермического движения можно воспользоваться в тех случаях, когда температурное поле теплоносителя практически изменяется незначительно, например, при сравнительно небольших тепловых нагрузках и малых подогревах теплоносителя.

При изотермическом движении коэффициент гидравлического трения зависит от числа Re и от некоторой безразмерной величины, характеризующей пограничную геометрию потока. Под пограничной геометрией следует понимать