Теплогидравлический расчет пластинчатых теплообменных аппаратов

где n – число трубок в одном ходе; z – число ходов.

Длина трубок не должна превышать 6 м. В многоходовых аппаратах рекомендуется выбирать четное число ходов. Если при выборе многоходового теплообменника длина труб получается выше допустимой, необходимо изменить диаметр, или скорость движения теплоносителя, или обе эти величины.

Полная высота кожухотрубчатого теплообменника складывается из активной длины труб и высоты коллекторов

                                              (2.44)

где h – высота коллектора. Высоту коллектора выбирают из конструктивных соображений равной 200–400 мм.

Для теплообменника типа «труба в трубе» задаются поверхностью теплообмена F, количеством секций т, длиной трубы одного элемента l₁.

Определяются:

- длина трубы  (при этом задаются количеством  параллельно работающих секций m)

                                              (2.45)

- число элементов  в каждой секции

                                                (2.46)  

Для змеевикового теплообменника исходными данными  являются поверхность теплообмена F, наружный диаметр трубки d_н, из которой выполнен змеевик, диаметр витка змеевика D_зм и расстояние между осями соседних витков S.

Определяются:

- длина трубы,  из которой навивается змеевик,

                                               (2.47) 

- длина одного  витка змеевика

                                         (2.48)

- число витков  змеевика п=l/l₁.

Для спирального  теплообменника исходными данными  для конструктивного расчета являются поверхность теплообмена F, ширина канала b, толщина листов d и высота спиралей h.

Шаг спирали

,                                                 (2.49)  

где b = (6÷15) mm; d = (2÷8) мм.

Каждый полувиток  спирали строится по радиусам r₁ и r₂, которые для первых витков равны:

                                            (2.50)

где d – диаметр первого витка внутренней спирали (выбирается исходя из конструктивных соображений); r₁ – радиус первого полувитка, r₁ = 140÷150 мм.

Центры, из которых  производят построение спиралей, отстоят друг от друга на величину шага витка S.

Длина спирали  при числе витков п равна:

                                   (2.51)

Число витков спирали

                               (2.52)

Наружный диаметр спирального теплообменника

                                             (2.53) 

Высота спиралей h принимается по нормалям равной 375¸750 мм.

Диаметры  патрубков, м, для  входа и выхода теплоносителей определяются по формуле

                                              (2.54) 

где V_сек – секундный расход жидкости, пара или газа, м³/с; ω – скорость жидкости, пара или газа, м/с.

 

2.3. Поверочный  расчет

Поверочный  расчет производится с целью определения возможности применения имеющихся или стандартных теплообменных аппаратов для необходимых технологических процессов. При поверочном расчете заданы размеры аппарата и условия его работы, при этом требуется определить конечные параметры теплоносителей и теплопроизводительность аппарата. Следовательно, целью расчета является выбор условий, обеспечивающих оптимальный режим работы аппарата.

В практических условиях наиболее часто требуется  определить конечные температуры теплоносителей в готовом или запроектированном теплообменном аппарате при заданных расходах теплоносителей и теплопроизводительности этого аппарата.

2.4. Гидравлический расчет

Задачей гидравлического  расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты (теплообменниеки). Падение давления Dp_то в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам  и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па, т. е.

                   

где l – коэффициент гидравлического трения (величина безразмерная; для стальных труб l » 0,03, для латунных l » 0,03); l – длина трубы или канала, м; d_э – эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4f/S, м; ω – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с; r – плотность теплоносителя, кг/м³; f – площадь сечения прохода теплоносителя, м²; S – смоченный периметр прохода теплоносителя, м; Σζ – сумма коэффициентов местных сопротивлений (табл. 2.3).

 

Таблица 2.4.1

Значение коэффициентов  местных сопротивлений ζ в охладителях и подогревателях жидкостей

Местное сопротивление	Коэффициент
Входная или  выходная камера	1,5
Поворот на 180°  внутри камеры при переходе из одного пучка трубок в другой	2,5
Поворот на 180° при переходе изодной секции в другую через колено	2,0
Поворот на 180°  через  перегородку в межтрубном пространстве	1,5
Поворот на 180°  в U-образной трубке, огибание  перегородок, поддерживающих трубки	0,5
Вход в межтрубное пространство	1,5
Вход в трубное  пространство и выход из него	1,0
Круглые  змеевики	0,5
Вентиль проходной d = 50 мм при полном открытии	4,6
Вентиль проходной d = 400 мм при полном открытии	7,6
Задвижка	0,5–1,0
Кран проходной	0,6–2,0
Угольник 90°	1,0–2,0

 

При перекачке  вязких жидкостей рекомендуется  коэффициент гидравлического трения определять по эмпирической зависимости:

                                    

где Re – число Рейнольдса для потока жидкости.

Ускорение потока газообразных жидкостей в каналах постоянного сечения вследствие изменения объема (например, при нагревании) вызывает потерю давления Dр_у, Па, равную:

,                                     

где r₁ и r₂ – плотность газа во входном и выходном сечениях потока, кг/м³; ω₁ и ω₂ – скорости во входном и выходном сечениях потока, м/с.

Если теплообменник, по которому движется газообразная жидкость, сообщается с окружающей средой (атмосферой, пространством под вакуумом и т. д.), надо учитывать гидростатическое давление столба жидкости по формуле

                                    

где Dр_гс – гидростатическое давление, Па; h – расстояние по вертикали между входом и выходом теплоносителя, м (берется со знаком плюс при движении теплоносителя сверху вниз и со знаком минус – при движении снизу вверх); r₁ и r₀ – средние плотности теплоносителя и окружающего воздуха, кг/м³.

При движении теплоносителя  по замкнутому контуру, без разрыва  струи, величина Dр_гс = 0.

Из сказанного выше следует, что в общем случае полное падение давления Dр, Па, при движении теплоносителей через аппарат равно:

                                       

Обобщенную формулу применяют для гидравлического расчета различных теплообменных аппаратов поверхностного типа. При подборе механизма, создающего циркуляцию теплоносителя в теплообменных аппаратах (насоса, вентилятора и т. д.), необходимо также учитывать потери давления Dр_тр в соединительных коммуникациях: трубопроводах, каналах. Кроме того, при подъеме насосом жидкости с разрывом струи на высоту H учитывается гидростатическое давление столба жидкости

                                             

Следовательно, необходимый располагаемый перепад  давлений, создаваемый насосом, должен быть равен:                                    

Cоответствующее значение необходимого напора Н, м, создаваемого насосом, определяется из выражения                                                  

Мощность N, кВт, на валу насоса или вентилятора определяется формулой

                                            

где G – расход рабочей среды, кг/с; Dр_р – гидравлическое сопротивление аппарата, Па; r – плотность рабочей среды, кг/м³; η_н – к. п. д. насоса или вентилятора. 

                                         Список литературы :

1. Бакластов А.М., Горбенко В.А., Удыма П.Г. Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок. – М.: Энергоиздат, 1981.
2. Елизаров Д.П. Теплоэнергетические установки электростанций: Учеб. для ВТУЗов. – 2-е изд., перераб. и доп . – М.: Энергоиздат, 1982.
3. Теплотехника: Учеб. для ВУЗов / В.Н. Луканин, М.Г. Шатров, Г.М. Камфер и др. – 2-е изд., перераб. – М.: Высшая школа, 2000.
4. Эстеркин Р.И. Эксплуатация, ремонт, наладка и испытания теплотехнического оборудования: учебник для техникумов. – 3-е изд., перераб. и доп. – СПб.: Энергоатомиздат, 1991.
5. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии: Учеб. для вузов / Касаткин А.Г. – 9-е изд., испр. – М.: Химия, 1973.
6. Юркинский В. П. Теплотехника. Тепломассоперенос: Учеб. пособие для вузов / В.П. Юркинский, И.Б. Сладков, В.А. Зайцев. – СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2007.
7. Мошкарин А. В. Испарительные установки тепловых электростанций. – М.: Энергоатомиздат, 1994.
8. Голубев В. А., Лиходиевский В. Л., Овчинников В. М., Харитонов В.В. Вторичные теплоэнергоресурсы и охрана окружающей среды. – Минск: Высшая школа, 1988.
9. Справочник по теплообменным аппаратам / П.И. Бажан, Г.Е. Каневец, В.М. Селиверстов. – М.: Машиностроение, 1989.
10. Теплообменные аппараты холодильных установок / Г.Н. Данилова, С.Н. Богданов, О.П. Иванов и др.; Под общ. ред. Г.Н. Даниловой. – Л.: Машиностроение, 1986.