Следует различать два основных типа расче­тов рекуперативных теплообменных аппаратов: поверочный и проектный (выбор типового или конструирование нового, соз­дание серии).

Поверочный расчет предполагает определение конечных тем­ператур рабочих сред, тепловой производительности теплообмен­ника и его соответствие заданному тепловому режиму при заданных расходах сред с определенными начальными темпе­ратурами. Обычно поверочный расчет производят для оценки работы аппарата при режимах, отличных от номинального.

Проектный тепловой расчет выполняет задачу определения поверхности теплообмена при заданных условиях на проекти­рование и параметрах рабочих сред.

Задание на проектирование (исходные данные) включает указание о рабочих средах, расходе основного продукта (на­греваемой среды), тепловой производительности аппарата, тем­пературах сред начальной и конечной. При отсутствии в ис­ходных данных одной из температур или расхода их определя­ют из условий теплового баланса.

Дополнительными исходными данными являются технологи­ческие и конструктивные ограничения — максимальная темпера­тура стенки, интенсивность охлаждений на поверхности тепло­обмена, располагаемый напор для нагнетателей и’Т. п. По основным и дополнительным исходным данным выбирают ма­териалы элементов^ конструкции аппарата и методы чистки поверхностей теплообмена.

Тепловым и гидромеханическим расчетам предшествует кон­структивная проработка, включающая выбор компоновочной схемы, типа поверхностей теплообмена, схемы течения теплоно­сителей, а также предварительный расчет их скоростей.

В случае трубчатых теплообменных аппаратов выбирается тип трубок, определяются геометрические характеристики ос­новных узлов. По объемному расходу теплоносителя ', задан­ной скорости и выбранному диаметру трубок с! в„ из уравне­ния сплошности определим количество трубок в одном ходе:

4 V.

П — —2~!—. (1.71)

«*011® I

Схема течения, а следовательно, и число ходов г, выбран­ные на основании результатов вариантных расчетов или по прототипам, должны обеспечить следующее: наибольший сред­ний температурный напор, с которым связана наибольшая про* изводительность или наибольшее сокращение поверхности теп­лообмена; наилучшее использование сред, когда достигаются минимальные расходы и температуры стенок. Как правило, наиболее выгоден противоток. При постоянстве одного из тепло­носителей выбор направления движения не имеет значения. Методы оптимизации выбора геометрических, технологических и других характеристик аппаратов рассмотрены в четвертом разделе.

Зная число ходов, определяем количество труб в аппарате: Л^д = 2/г. Размещение труб в трубных досках чаще всего осуществляется по схеме правильных треугольников, что дает в мсжтрубнон части шахматный равнопроходнын пучок (рис. 1.7). Количество трубок в трубной доске определяем при треугольной разбивке, следуя рекомендациям [68]: Л'д= V Ск. Здесь с—ко­эффициент, учитывающий количество трубок в сегментах, ко­торые образованы окружностью и сторонами вписанного шести-

I Рис. 1.7 Компоновка трубного пучка: /— трубы; 2 — перегородка: я — стенки кож уча

Угольника (при №о<127 с=1, при Л/0:>169 с= 1,11 -5-1,16); к — коэффициент, учитывающий количество исключенных трубок при установке межходовых перегородок и анкерных связей.

Общее количество трубок во вписанном шестиугольнике

Л'о = 0,75 <Яд — 1) + 1 (1.72)

(яд — количество трубок по большой диагонали). Диаметр трубной доски

°*.-'Ь. у/Г''33 (-£--')• С-73>

Таким образом, если из уравнения сплошности определено коли­чество труб в аппарате №л, то по конструктивно заданному шагу

Труб 5тр, обычно 5,р = (1,35-4- 1,5)^,. можно последовательно рассчитать значения Отр. «д,

Внутренний диаметр корпуса должен учитывать зазор между трубным пучком и корпусом, выбираемый из конструктивных и технологических соображений.

Скорость среды в межтрубном пространстве получим из урав­нения сплошнсстл: до? = УУ/, где площадь живого сечения — см. рис. 1.7 (при поперечном обтеканнн / = а1 — пШ„, при про-

[2

И

Дольном { = аЬ— п—^-) У-2 — объемный расход теплоносителя

В межтрубном пространстве.

Для пластинчатых теплообменных аппаратов конструктивный расчет (выбор числа пластин) выполняется после теплового рас­чета и сводится к определению количества пластин в пакете. Для этого по вычисленным или выбранным скоростям движения в каналах из уравнения сплошности рассчитаем проходные сече­ния для одного и другого теплоносителей:

Зная для типа пластины площадь поперечного сечения одного ка­нала находим необходимое количество параллельных каналов для теплоносителей: П1=/|//к; п2 = /г//к. Тогда число пластин в пакете т = 2п, где п определено до целого между пх и «2 так, чтобы не изменялись существенно скорости теплоносителей в каналах.

Располагая необходимой поверхностью теплообмена Ра, вычисленной в результате теплового расчета и округленной до ближайшего стандартного значения, определяем количество па­кетов (ходов) в пластинчатом аппарате г = /^/(Ляг).

Общее количество пластин в аппарате т0 = гт + 2 (/^— по­верхность теплопередачи одной пластины).

В соответствии с проектным заданием течения теплоносите­лей при известных начальных и конечных температурах тепло­носителей находим средний температурный напор по формуле (1.45). По средним температурам теплоносителей определяем их теплофизические характеристики р, X, ср, V.

Для заданных схем течения, фазового состояния или воз­можного фазового перехода теплоносителя, формы каналов при наличии турбулизаторов по материалам, представленным в гл. 2, выбираем уравнения для расчета коэффициента теплоотдачи обоих теплоносителей..

А =5

Располагая данными о теплопроводности материала, тол­щине стенок труб, пластин и т. п., а также учитывая толщины возможных отложений на поверхностях теплообмена и тепло­проводности этих отложений, вычисляем коэффициенты тепло­передачи в аппарате для пластин и плоских стенок

(1.74)

П

И для цилиндрических многослойных стенок

(1.75)

1

^<+1 ,_____ !_

“|“1 £4 21 4, г “2“я+1

Найденные значения А/1 при заданной производительности аппарата позволяют определить поверхность теплообмена из уравнения (1.28).

Зная поверхности теплообмена аппарата ^а и определив длины каналов или количество пластин, выполним гидромеха­нический расчет аппарата по одному и другому теплоносителям.

Коэффициенты сопротивления трения и местных сопротивле­ний вычисляем по формулам или выбираем по табличным данным, приведенным в гл. 2, для различных режимов течения, форм каналов н типов местных сопротивлений. Получив из уравнения сплошности скорости по тракту канала, вычислим суммарные гидравлические сопротивления трактов одного и дру­гого теплоносителей по формуле (1.70).

Гидравлические сопротивления в проектируемом аппарате на заданное количество теплоносителя существенно зависят от скорости (пропорциональны од2), следовательно, малые погреш­ности в выборе скорости обусловливают значительные расхож­дения между расчетным и заданным располагаемыми напора­ми. Предлагаемый в работе [6] способ вычисления скорости по значению располагаемого перепада и ориентировочно заданно­му коэффициенту теплоотдачи в основных каналах теплообмен­ника значительно уменьшает число приближений в проектном расчете, так как расчетные формулы исходят из условий связ­ности располагаемого напора, коэффициентов сопротивления, скорости и коэффициента теплоотдачи.

Действительно, приняв во внимание, что

Д= 1 = -^- л - °1саИц-‘^

Получим после преобразований

=2 V ~т4- °-7б)

У *СР|Р| ('п-'и)

Изложенная методика проектного расчета варианта тепло­обменного аппарата может быть формализована расчетной таб­лицей (см. примеры расчета).

Пример 1. Произвести проектный расчет пластинчатого теплообменника для охлаждения 75%-ной фосфорной кислоты холодной водой при следующих исходных, чанных (табл. 1.3).

Массовый расход кислоты 0] = 42 кг/с; объемный расход кислоты V, = = 0,0266 м"-'с; начальная температура кислоты = 85 С; конечная темпера­тура кислоты 2 = 40 ‘С; начальная температура охлаждающей воды 12, = = 20 °С; конечная температура воды /и = 40 °С; рабочее давление в аппарате

1.3. Тепловой и гидродинамически» расчет Пгж взатилі- Расчетная формула или способ определения Рек Теплооая производитель­ность С, Вт С = О! С'т 1 1 -------- ^12) = ОаС., — /21) 40,2 • 10і Расход (массовый) сред, кг/с: Охлаждаемой Оі Исходные данные 42,0 Нагреваемой б; Г ^ 3 С-.. ((02 ^]) 48.0 Средний температурный напор ДІ, ‘С - л/п-л<„ л< - Ыб 30,9 Рациональная скорость движения охлаждаемой среды м/с ^-21/ 71 V с| (^11 — ^ 1 ;1 ?! 0.374 I] принимаем ориентировочно 3500 / _ л + и С1 2 46,25 ?1 принимаем 5 Коэффнинснт общего гид­равлического сопротинле - ния по стороне КИСЛОТЫ Ї1 А 4,82 А определяем по табл. 2,2 # Критерий Рг, при средней (температуре кислоты С1 '* I? 1 Р|, = — »О 53,7 Критерии К' при темпе­ратуре ГТі-ІІКИ О,. _ 75.4 Критерии Ке, для потока кислоты **- ; 475 Крнтсрніі Nщ для потока КИСЛОТЫ Рг0.2Ь Ыи,=СКе^РгГ '------------------- ЙТ Коэффициенты с, п, т определяем по табл. 2.1 65,5

Показатель	Расчетная формула или способ определения	Результат
Коэффициент теплоотда­чи от кислоты к стенке аи Вт/(м* ■ К)	Ми,/.,- <*3	2920
Рациональная скорость движения воды в канале ц'2, м/с	“2 ('ст -'2) ДР2 С2 (^-^2 '21) Р2'2 принимаем ориентировочно . ^1+^2 /ст =------------- —1- (2 принимаем	0.567 ✓ 2500 Вт/ К) 2,6
Коэффициент общего гид­равлического сопротивле­ния по стороне воды с2	Р.___ А 1*е°>25 А принимаем по табл. 1.2	2,58
Число Рг, при средней температуре воды	Е*ч*Р* РГа “ Х2	5,42
Число Ргст при темпера­туре стенки	Рг ______ сстчстРст СТ т, Лст	2,85
Число Ми2 для потока во­ды	Ми2=СЯе"Рг2т_^ ГгСт	167
Число Ие2 для потока во­ды	1?ег — 2 э ^2	5650
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде а,	N и2^2 “5 - ^	12 900
Термическое сопротивле- Ь Ние стенки —Н1- ,м* К/Вт Ст	Р — Ьсг *ст	О А О 1
Термическое сопротивле­ние загрязнении по сто - ро ам Яз. м» • К/Вт	V А ,а V Принимаем по отраслевым нор­мативным документам	0.22 • 10-3

Показатель	Расчетная формула или способ определения	Результат
КґЗффіІІ|]:ЄНТ теплопере­дачі! к, Вт (м2 • К)	1 £ = т * “і і=1 а2	1420
ОЛшая площадь поверхно­сти теплопередачи ^а, м*	? Ш	92,0
Принимаем ближайшую стандартную площадь Ра, м*	По табл. 3.2	100,0
Площадь поперечного се­чения пакета, мг: По стороне кислоты ^п По стороне воды /л2	А* II II	0,0723 0,085
Количество каналов в од­ном пакете: ДЛЯ КИСЛОТЫ! Ц ДЛЯ ВОДЫ пг	Я - 1 /, _ ___ ^п2 2 п	40.2 47.2
Количество пластин в од­ном пакете т: Для КИСЛОТЫ ДЛЯ ВОДЫ	Т = 2п	100
Площадь поверхности теп­лообмена одного пакета '■'л,	Рп~т[р1	СП О
Количество пакетов в ап­парате г	Г = ра>р п округляем до целого г	1,84 2
Фактическая площадь по» перечного сечения кана­лов в пакете, м*	/„ = тїх	0,09

2*

35

Показате-	Расчетная формула нли способ определения	Результат
Фактические скорости движения, м/с: Кислоты щ воды ш2	'П •' п	0.296 0,536
Фактические коэффициен­ты теплоотдачи о1, а2 и коэффициент теплопере­дачи /(, Вт/(ма • К)	Определены ранее Ч А*	2 490 12 350 1 305
Фактическая поверхность теплопередачи Ра, м*	Р — 3 “ Ш	69,8
Коэффициенты гидравли­ческого сопротивления 61Р »2	А «1.2- Ке0.25	5,! 2,62
Гидравлическое сопротив­ление трения пакетов, кПа: По кислоте ДР^	ДР,-е, 1пр ^ * 1 1 1*3 2	101,3
По воде ДР2	4^ *	108,0
Скорость движения в шту­церах, м/с: Кислоты ш1ш	/ ШТ	1,54
ВОДЫ Ю2ш	И,2ш = -^- / шт	2.79
Общее гидравлическое со­противление по тракту, кПа: ДЛЯ кислоты 4?!		101,3
Для воды ДЯ2	, с “г? мш 2	113,8
	Так как и2ш > я>поп	2,79 > 2.5

	Расчетная формула или способ определения	Результат
Отношение заданных рас­полагаемых напоров к расчетным	ДР., 13 > 1 ^Р2г ^ |	1,38 1,055
Мощность, необходимая для преодоления гидрав­лических сопротивлении при протекашш, кВт: кислоты N^ ВОДЫ	Г<1 _ Р2ДР2р 2 -■ ■ '2	7,26 7,4
	■г)! принимаем т|2 принимаем	0,372 0,74

Р 6С0 кПа; располагаемый напор на стороне кислоты ДРХ = 140 кПа; рас­полагаемый напор на стороне воды ДР2 = *20 кПа. Теплофизическпе свойства кислоты при средней температуре ^ = 62,5 СС: р< = 1580 кг'м!1; ^ =

2132 Дж^ (кг • К); >•!= 0,357 Вт/(м2 • К); к,_= 6,33 10-6 м2/с. Тсплофнзиче-

Скно свойства йоды при средней температуре?2=30 °С: р2 = 995,7 кг, ми; с2 = = 4187 Дж:(кг К); Х2= 0,818 Вт/ (м2 К); у2 = 0,805 • 10—° мз/с.

Для проектирования аппарата приняты пластнны ПР-0.5Е (см. табл. 3.2) из стали Х18Н10Т с гофрами в елку. Поверхность одной пластины Р, = 0,5 ма. Площадь поперечного сечения канала = 0,0018 м*. Эквивалентный диаметр л1ежнластннного канала йэ = 0,008 м. Длина канала (приведенная) £п = ■■= 1,15 м. Толщина пластины 5СТ =* 1 мм. Диаметр углового отверстия = = 150 мм. Коэффициент теплопроводности материала Хст = 15,9 Вт/ (м К).

Конечная температура охлаждающей воды принята равной конечной темпе­ратуре продукта, поэтому естественной схемой аппарата должна быть схема противотока.

Пример 2. Произвести проектный расчет кожухотрубного подогревателя для подогрева поды конденсирующимся влажным паром при следующих исход­ных данных (табл. 1.4).

Массовый расход воды Оа = 486,9 кг/с; объемный расход воды V

— 0,492 мя,'с: начальная температура воды /21 = 28,1 °С; начальная энтальпия воды £а1 = 118,1 кДж/кг; конечная температура воды *22 = 57,5 СС; конечная энтальпия воды 1а2 = 241,16 кДж/кг; массовый расход греющего пара 6,

= 26,3 кг.’с; начальная температура греющего пара /п - = 60,6 °С; началь­ная энтальпия греющего пара (п = 2533 кДж/кг; конечная температура гре - | щей греды /12=60,6 “С; конечная энтальпия греющей среды 112 = --254.56 кДж'кг; давление греющего пара с объеме. Р = 20,4 кПа; диаметр патрубка £>пт = 0,6 м; длина патрубка £пт = 0,3 м.

Таким образом, теплообмен в межтрубном пространстве протекает при постоянной температуре греющего пара, равной температуре насыщения при давлении пара в объеме аппарата Р=20,4 кПа (о теплофнзнческих евонстпах воды и водяного пара см. [701). Конструкцию трубного пучка примем гладкотрублон с £/-образными труоками. Обтекание трубного пучка иаропыч потоком поперечное. Диаметр и длина патрубка выбираются кон­структивно.

1.4. Тепловой и гидромеханический расчет Пок взятеє Расчетная формула (;лн способ определения Результаты Расчет конструктивных и геометрических характеристик трубной доски И пучка Наружный диаметр труб 4Н, м Конструктивно 0,016 Внутренний диаметр труб апп, м Конструктивно 0.0 и Скорость воды в трубках св2, м/с Принята 'г, о Расчетное количество труб в од­ном ходе пучка п П =-------------------- Ч,„^2 1600 Количество ходов теплоносите­ля, движущегося в трубках г Принято 4 Суммарное число отверстий Со­образных труб в доске /V Л/д = гп 6400 Толщина трубной доски 17р, м Из расчета на прочность 0,15 Шаг труб в трубной доске 5тр, м 5тр= (1.5 -1.35)4Н Конструктивно 0.022 Коэффициенты а, Ь Конструктивно (67] 1.1. 0,9 Диаметр разбивки трубного пучка Огр, м (-£-‘)1лз 2,1 Диаметр корпуса Ок О - ои, + ^ А — задано конструктивно

/ епловой расчет Расстояние. между промежуточ­ными перегородками 1п, м Принято 0.75 Тепловая мощность аппарата <?, Вт (2 = 02 ((22 — (2|) 59,92 • 10“ Среднелогарифмическнн темпе­ратурный напор А1, °С — — ^91 Ы =------------------------ ------------ ^ — ^21 2-Э 1е К — с2і 12.4

Показатель	Расчетная формула илл способ определения	Результаты
Число Прандтля для воды Рг2	Ог _ с2''гР? '■2	3.69
МО Рейнольдса для воды Не2	Ре2 - 2 "" "'2	4.89 104
Коэффициент теплоотдачи от стенок к воде а. г, Вт/(ма • К)	По формуле (2.4)	9848
Термическое сопротивление со стороны воды НП||. (ма • К)/Вт	Р _ 1 вн ™ И “2 “вн	0.00011&
Температура стенки /ст, °С	Принята	56.5
Средняя температура пленки конденсата 1,л	+ *ст 2	58.5
Поправочный коэффициент на состояние поверхности конден­сации е,.	См. табл. 2.3	1.0
Температурный напор пар — стенке Д<„ ст, СС	Д'п ст = *, - (ст	4,1
Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке а,, Вт/(м* • К)	По формуле (2.31)	10 874
Термическое сопротивление гре­ющей среды Н н, (м* К)/Вт	1	0.000092
Термическое сопротивление стенки [?ст, (М- К)/Вт	Аст *и *сг *ср	0.000069
Коэг[к|э11Ш1С11т теплопередачи к, 13т/(м2 К)	К-- ...1 + ^ст + «т,	3609
Расчетная площадь поверхности трубного пучка м*	<2 Р =—=— а ш	1345

Покаэатсл!	Расчетная формули или способ определения	Результаты
Расчетная длина труб в зоне £,м	& — коэффициент запаса	29 240
Расчетная длина одной трубы (средняя) /р, м	/А	4.57
Срсдиян длина 1 - образной тру­бы 1 м	^=2(',. +/,в + Пср»Пер) лср — количество перегородок	9,6 5
	£пал — и их толщина Пер	0.016

Гидроме. ншический расчет «одяного тракта Скорость поды ь подподяшем патрубке к иодямой камере Ц’в к - Ы/С 4б2 1.742 Число Рейнольдса в патрубке Ке_ “V «°ПТ 1.83 - 10 Коэффициент сопротивления трепни п патрубке По формуле (2.45) 0,033* Коэффициент трения Ет Р 1’ >■ Т|) ' О II'1 0.С169 Коэффициент сопротивления по­порота: По входной камере £м! ы выходной камере 5м7 По табл. 1’.6 1.5 1.5 Потеря давления на участке ДРМ, кПа -и.,.)”“1 4.53 Коэффициент сопротивления трення в трубной системе ‘•-Г- 011 0,0344 Коэффициент трения 5тр 1 !о формуле (2.45: 47.01

Показателе	Расчетная формула, ілн способ определения	Результаты
Иффнциент сопротивления при де в трубную систему и вы - из нее с.. М,	По табл. 2.6	1,5
Кгіф'І'чЦиепт сопротивления по­ворота в промежуточной ка - мере ;м.	По табл. 2.6	2,5
Коэффициент сопротивления при повороте на 1»0- в (У-образных трубах	По табл. 2.6	2 • 0.5
■гсрн давления в трубной си - ме ДР|2і кПа		103,0
.Мощность, необходимая для проталкивания воды в подогре­вателе, Л'г, кВт	N * 1 - /г2	71.5

Формализованному тепловому и гидродинамическому расче­там всегда предшествует конструктивная проработка аппарата п.11г выбор типовых см'о элементов. Основой для такой проработ­ки служат вторичные исходные данные. Так, агрессивность и дру­гие физические свойства теплоносителей, работа аппарата под давлением или разрежением определяют выбор материала, кон­структивную схему теплообменника. В зависимости от свойств теплоносителей, требований компактности аппарата в значи­тельной мере определяется схема течения потоков. Значения допустимых скоростей обусловливают геометрию подводящих патрубков, сборных и раздающих камер н коллекторов.

При конструктивной проработке аппарата необходимо учи­тывать место его в технологической цепочке, т. е. ограничения, накладываемые на конструкцию аппарата системой.