Теплообменные аппараты

1. ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ.
1. . КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ

 

Теплообменными аппаратами называются устройства, в которых  осуществляется процесс передачи теплоты  от одного теплоносителя к другому.

По принципу действия теплообменные  аппараты (теплообменники) могут быть разделены на рекуперативные, регенеративные и смесительные. Особое место занимают теплообменники с внутренними источниками энергии: электронагреватели, реакторы и др. [1].

Рекуперативными называются теплообменники, в которых горячая и холодная среды обтекают стенку с двух сторон и обмениваются при этом теплотой (котлы, подогреватели, испарители, конденсаторы и др.). Процесс теплопередачи при этом протекает непрерывно и имеет обычно стационарный характер.

Регенеративными называются теплообменники, в которых одна и та же поверхность нагрева через определенные промежутки времени омывается то горячим, то холодным теплоносителем. В период контакта стенки с горячим теплоносителем стенка нагревается, а в период подачи холодной среды охлаждается, нагревая среду за счет аккумулированной теплоты. К таким аппаратам относятся воздухоподогреватели газотурбинных установок, мартеновских и доменных печей.

Смесительные теплообменники предназначены для осуществления тепло- и массообменных процессов при непосредственном соприкосновении теплоносителей. К таким теплообменным аппаратам относятся оросительные полые, насадочные и барботажные аппараты.

Наибольшее применение в промышленности находят рекуперативные теплообменники, которые по взаимному направлению  движения теплоносителей разделяют на прямоточные теплообменники, противоточные теплообменники и теплообменники с перекрестным или смешанным током.

По принципу взаимодействия теплоносителей различают системы жидкость –  жидкость, пар – жидкость, газ  – жидкость, пар – пар, пар – газ и газ – газ.

По конструктивным признакам рекуперативные теплообменники подразделяются на змеевиковые, оросительные, труба в трубе, кожухотрубчатые, спиральные, пластинчатые и специальные.

Независимо от устройства и принципа работы теплообменные аппараты должны обеспечивать высокую надежность при длительной эксплуатации, возможность очистки и промывки внутренних поверхностей, высокий коэффициент теплопередачи при приемлемом гидравлическом сопротивлении трактов, высокие технико-экономические показатели по расходу металла и технологии изготовления, транспортабельность к месту монтажа, удобство обслуживания и предъявляемые требования охраны труда.

 

2. РАСЧЕТЫ РЕКУПЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ.

 

Расчеты теплообменных  аппаратов разделяют на два вида: конструкторский и поверочный.

Конструкторский расчет проводится, когда по технологическим требованиям необходимо разработать новый вариант аппарата, еще не выпускаемого промышленностью. При этом должны быть указаны его тепловая нагрузка, расходы и параметры теплоносителей, механические, теплофизические и коррозионно-стойкие свойства материалов, а также другие сведения, необходимые для проектирования аппарата. Конструкторский расчет включает тепловой, гидравлический, механический и другие расчеты, определяющие геометрические размеры аппарата и его технико-экономические показатели.

Результатом теплового расчета  является рабочая поверхность теплообмена  , определяемая на основе уравнения теплопередачи

      (1.1)

где k – коэффициент теплопередачи, ;

 – средний температурный  напор,  .

Тепловая нагрузка теплообменника , определяется уравнениями теплового баланса

;      (1.2)

;      (1.3)

где и – расходы соответственно горячего и холодного теплоносителя, ;

и – изменения энтальпий теплоносителей в процессе теплообмена, ;

– коэффициент, учитывающий потери теплоты, может быть принят в пределах 0,97 – 0,99.

Изменение энтальпии  какого-либо теплоносителя, не претерпевающего в теплообменнике фазовых превращений, обычно определяется по уравнению

,     (1.4)

где – средняя изобарная теплоемкость теплоносителя, ;

 и t” – начальная и конечная температуры, .

В случае изменения агрегатного  состояния теплоносителя при  определении  учитывается скрытая теплота парообразования.

Коэффициент теплопередачи, , с учетом загрязнения поверхностей теплообмена может быть определен по уравнению

,    (1.5)

где , , – термические сопротивления загрязняющего слоя с каждой стороны стенки и самой стенки, ;

л – теплопроводность материала  стенки, ;

д – толщина стенки, .

 – коэффициенты теплопередачи.

Значения термических сопротивлений различных отложений на стенках теплообменников приведены в табл. 1.1.

 

Таблица 1.1. Ориентировочные  термические сопротивления различных  загрязнений на стенках теплообменников

Теплоносители и загрязнения	,
Пары:
воды	0,0009
органических жидкостей	0,00011
хладагентов (фреонов)	0,00010
Жидкости:
вода речная	0,00017—0,00035
вода оборотная	0,00018—0,00023
вода морская	0,00021—0,00053
органические жидкости	0,00020—0,00035
нефть	0,00029
масла	0,00035
мазут	0,00050
Загрязнения в виде твердых  веществ (при толщине слоя ):
накипь	0,00033
ржавчина	0,00050
гипс	0,00083
известь	0,00042

 

Числовые значения коэффициентов  теплоотдачи  и , , которые чаще всего определяют по соответствующим критериальным уравнениям.

На процесс теплоотдачи  оказывают влияние режим движения теплоносителя и его теплофизические  свойства. Температуры теплоносителей по сечению и по длине каналов являются переменными, следовательно, переменными будут и их теплофизические характеристики: плотность, вязкость, теплопроводность и т. п. Температура, при которой определяются значения теплофизических параметров, называется определяющей.

Скорость жидкостей, обычно реализуемая  в каналах теплообменников  зависит от коэффициента динамической вязкости и может быть выбрана  в соответствии с рекомендациями [2]:

 

	1,5	0,5-1,0	0,1-0,5	0,035-0,1	0,001-0,035	0,001
	0,6	0,75	0,85	1,5	1,8	2,4

 

Целесообразные значения скорости газов и паров в теплообменниках  определяются их молекулярной массой и рабочим давлением (табл. 1.2). Ориентировочные  значения коэффициентов теплопередачи  в теплообменниках приведены в табл. 1.3.

Таблица 1.2. Допустимые скорости газов и паров в теплообменниках [3],

 

Давление в корпусе  аппарата, МПа	значения молекулярной массы
	18	29	44	100	200	400
0,17	36	25	21	15	12	10,5
0,45	18	15	12	9	7	6
0,80	15	12	9	7	5,5	5
3,6	10	8,5	6	5	4	3,5
7,0	9	7,5	5	4	−	−

 

Таблица 1.3. Коэффициенты теплопередачи в теплообменниках  со стальной поверхностью теплообмена [4]

 

Теплоноситель
Воздух – воздух	5 – 25
Воздух – вода	10 – 40
Воздух – конденсирующий пар	15 – 50
Вода – вода	150 – 1000
Вода – конденсирующий пар	1000 – 2000
Конденсирующий пар  – кипящая вода	1500 – 3000
Конденсирующий пар  – масло	300 – 500

 

Температурный напор  в теплообменниках составляет среднюю  разность температур теплоносителей и является движущей силой процесса теплообмена. В зависимости от схемы движения теплоносителей в аппарате (рис. 1.1)  различают прямоток или противоток.

 

Рис. 1.1. Схемы  теплообмена при прямотоке (а), противотоке (б) и изменении агрегатного состояния одного теплоносителя (в)

 

Средний температурный  напор рассчитывают по формулам:

 

если  ;

   (1.6)

если 

;    (1.7)

 

Более точной является формула (1.7). При перекрестном и смешанном токе средняя разность температур определяется по формуле

,      (1.8)

где – средний температурный напор, определяемый по формулам (1.6) или (1.7),

 – поправочный коэффициент,  определяемый из графиков рис  1.2.

 

Рис. 1.2. Графики  для определения поправочного коэффициента

для сложных схем теплообменников

 

Для нахождения значения необходимо предварительно рассчитывать значения Р и R. Величина Р показывает отношение величины нагрева холодного теплоносителя к максимально возможному перепаду температур:

     (1.9)

Величина R показывает отношение величины охлаждения горячего теплоносителя к величине нагрева холодного:

      (1.10)

В исследованиях процессов  теплообмена в аппаратах, где  применяют жидкие теплоносители, используют водяные эквиваленты  . При отсутствии тепловых потерь в окружающую среду отношение водяных эквивалентов теплоносителей соответствует

     (1.11)

Из уравнений (1.1) и (1.2) с учетом (1.11) находим:

      (1.12)

Величину  называют числом единиц переноса.

В теплообменных аппаратах, работающих без изменения агрегатного состояния  теплоносителей, противоток дает большее  значение среднего температурного напора по сравнению с любой другой схемой движения теплоносителей. Прямоточная схема движения теплоносителей имеет наименьшее значение среднего температурного напора. Для оценки преимущества схем теплообмена при прямотоке и противотоке в равных условиях были проведены [5]  исследования зависимости.

,

где , ––  тепловая нагрузка теплообменника при прямоте и противотоке.

На рис. 1.3 показано сравнение в  широком диапазоне соотношений  и . Установлено, что при равных условиях теплообмена прямоточные схемы могут быть равноценными только при очень больших и очень малых значениях или очень малых значениях . При всех других равных условиях при прямотоке передается теплоты меньше, чем при противотоке. Поэтому при проектировании теплообменников рекомендуется применять противоточную схему движения теплоносителей.

 

Рис. 1.3. Графики сравнения прямотока  и противотока

Температуру стенки определяют при расчетах коэффициентов теплоотдачи, тепловой изоляции и в случае многослойной теплообменной стенки, когда необходимо знать температуру на границах отдельных слоев.

В теплообменных аппаратах температуру  поверхности стенки определяют по упрошенным формулам:

для внутренней поверхности стенки

,     (1.13)

      (1.14)

для наружной поверхности  стенки

,     (1.15)

      (1.16)

где:  , –– коэффициенты теплоотдачи соответственно с внутренней и наружной стороны при условии ; q –– плотность теплового потока,

равная  ; ; ;

 

Гидродинамический расчет включает в себя определение суммарного сопротивления движению теплоносителя в каналах теплообменников, которое состоит из сопротивления трения о стенки каналов и местных сопротивлений , возникающих при изменении сечения канала и при входе и выходе теплоносителя из аппарата:

.     (1.17)

Потери давления на трение о стенки канала труб определяют по формуле

,     (1.18)

где – коэффициент гидравлического сопротивления трению в трубах круглого сечения (для ламинарного течения среды , для турбулентного течения );

L – длина трубы, м;

 – эквивалентный диаметр  трубы, м;

 – плотность теплоносителя,  ;

 – средняя скорость теплоносителя,  .

 

Потери давления с  учетом местных сопротивлений определяют по формуле

,      (1.19)

где  – коэффициент местного сопротивления.

 

При расчетах теплообменных  аппаратов принимают следующие  значения коэффициентов местного сопротивления [6]:

 

Входная или выходная камера	1,5
Поворот между хордами или секциями	2,5
Вход в трубное пространство и выход из него	1,0
Вход в межтрубное пространство под углом	1,5
Поворот в U-образных трубах	0,5
Поворот через перегородку в межтрубном пространстве	1,5
Поворот через колено в секционных аппаратах	2,0
Круглые змеевики (n –– число витков)
Поперечное движение в межтрубном пространстве (m –– число труб в ряду)

 

Порядок определения  геометрических характеристик некоторых  типов теплообменников приводится в следующих параграфах.

В процессе проектирования теплообменного аппарата должны решаться также вопросы его безопасной эксплуатации и ремонтопригодности.

Поверочный  расчет выполняется для выявления возможности использования имеющегося или стандартного теплообменника для применения в заданном технологическом процессе. Целью этих расчетов является определение параметров теплоносителей при заданной тепловой нагрузке, как правило, отличной от номинальной нагрузки.

Поверочные расчеты теплообменников  основаны на совместном решении уравнений  теплового баланса (1.2), (1.3) и уравнения  теплопередачи (1.1). Конструкция теплообменника и поверхность теплообмена F являются в этом случае известными. Поверочные расчеты теплообменников, как правило, поинтервально-итерационные. В частности, на основе итераций определяется коэффициент теплопередачи k.

Если в расчете заданы расходы и начальные температуры теплоносителей и известен k, то конечные температуры могут быть определены на основе приводимых ниже формул [7]:

для нагреваемого теплоносителя в  случае противотока

;  (1.20)

для нагреваемого теплоносителя в случае прямотока

  (1.21)

для греющего теплоносителя  при противотоке и прямотоке

.    (1.22)

Последние формулы получены на основе решения уравнений (1.1) – (1.4) и (1.7).

В них  ;   ;   .

В случае греющего теплоносителя –  конденсирующегося пара при температуре  – конечная температура нагреваемого теплоносителя определяется по формуле

.    (1.23)

 

 

1.3. КОЖУХОТРУБЧАТЫЕ ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ.

 

Кожухотрубчатый теплообменный  аппарат (рис. 1.4) состоит из кожуха и  пучка труб, закрепленных в решетках для создания двух проточных каналов.

 

Рис. 1.4. Кожухотрубчатый  теплообменный аппарат одноходовой непрерывного действия:

1 – корпус или кожух; 2 – трубные  решетки; 3 – трубы; 4 – днища или  крышки распределительных камер; 5 – фланцы; 6 – болт; 7 – опорные  лапы.

 

Первый канал находится в  межтрубном пространстве и предназначен для нейтральных сред, а второй, полученный из проходного сечения труб, предназначен для растворов и жидкостей, способных загрязнять внутренние поверхности труб. Крышки распределительных камер и кожух, замыкающий межтрубное пространство, снабжены штуцерами для подвода и отвода теплоносителей.

Кожухотрубчатые теплообменные аппараты применяют для нагрева и охлаждения жидкостей и газов, а также  для испарения и конденсации  теплоносителей в различных технологических  процессах.

При заданном расходе  теплоносителя  , и выбранной скорости его движения , внутри пучка труб количество труб в теплообменнике

.      (1.24)

Поверхность теплообмена

,      (1.25)

где l –– рабочая длина труб, м;

 – расчетный диаметр труб:

 

= ,     (1.26)

Расстояние между трубными решетками

,

где z –– число ходов.

При определении диаметра и длины труб, из которых будет  изготовлен теплообменник, необходимо руководствоваться действующими стандартами. Длину теплообменных труб принимают равной 1000, 1500, 2000, 3000, 4000, 6000 и 9000 мм. В кожухотрубчатых теплообменниках с поверхностью до рекомендуется принимать рабочую длину труб, не более 4000 мм.

Размещение труб в  решетках производится по вершинам равносторонних треугольников, по концентрическим  окружностям и по вершинам квадратов. Наиболее распространенным способом размещения труб в решетках является первый вариант. Количество труб в аппарате при двух способах размещения в решетках указано в табл. 1.4. Размеры отверстий в трубных решетках и перегородках кожухотрубчатых теплообменников при расположении труб по вершинам равностороннего треугольника приведены в табл. 1.5.

 

Таблица 1.4. Количество труб в аппарате при размещении в  трубной решетке по вершинам равносторонних треугольников и концентрическим  окружностям

 

Число труб на диаметре	Количество труб в  шестиугольнике	Размещение по вершинам равносторонних треугольников									Размещение по концентрическим  окружностям
		Количество труб в  сегментах
		В одном сегменте							Всего	Полное число труб	Число труб на наружной окружности	Полное число труб
		1-й ряд	2-й ряд	3-й ряд	4-й ряд	5-й ряд	6-й ряд	7-й ряд
3	7									7	6	7
5	19									19	12	19
7	37									37	18	37
9	61									61	25	62
11	91									91	31	93
13	127									127	37	130
15	169	3							18	187	43	173
17	217	4							24	241	50	223
19	271	5							30	301	56	279
21	331	6							36	367	62	341
23	397	7							42	439	69	410
25	469	8							48	517	75	485
27	547	9	2						66	613	81	566
29	631	10	5						90	721	87	653
31	721	11	6						102	823	94	747
33	817	12	7						114	931	100	847
35	919	13	8						126	1045	106	953
37	1027	14	9						138	1165	113	1066
39	1141	15	12						162	1303	119	1185
41	1261	16	13	4					198	1459	125	1310
43	1387	17	14	7					228	1615	131	1441
45	1519	18	15	8					246	1765	138	1579
47	1657	19	16	9					264	1921	144	1723
49	1801	20	17	12					294	2095	150	1873
51	1951	21	18	13					312	2263	151	2030
	2107	22	20	14					336	2443	163	2193
55	2269	24	20	15	6				390	2659	167	2362
57	2437	25	21	16	9				426	2863	175	2537
59	2611	26	22	17	11				456	3067	182	2719
61	2791	27	23	18	13				486	3277	188	2907
63	2977	27	24	19	14				504	3481	194	3101
65	3169	29	25	22	15				546	3715	201	3302
67	3367	29	26	21	16	7			594	3961	207	3509
69	3571	31	27	23	19	10			660	4231	213	3722
71	3781	31	28	25	20	11			690	4471	219	3941
73	3997	33	29	26	21	12			726	4723	226	4167

Продолжение табл. 1.4

Число труб на диаметре	Количество труб в  шестиугольнике	Размещение по вершинам равносторонних треугольников									Размещение по концентрическим  окружностям
		Количество труб в  сегментах
		В одном сегменте							Всего	Полное число труб	Число труб на наружной окружности	Полное число труб
		1-й ряд	2-й ряд	3-й ряд	4-й ряд	5-й ряд	6-й ряд	7-й ряд
75	4219	33	31	27	22	15			762	4981	232	4399
77	4447	34	31	28	23	16			792	5239	238	4637
79	4681	35	33	29	24	17			822	5503	243	4880
81	4921	36	33	30	25	18	7		894	5815	249	5129
83	5167	37	34	31	26	20	10		948	6115	255	5384
85	5419	38	35	32	27	21	13		996	6415	261	5645
87	5677	39	36	33	28	23	14		1038	6715	268	5913
89	5941	40	37	34	29	24	17		1086	6979	271	6187
91	6211	41	38	35	30	25	18	7	1164	7375	280	6467
93	6487	42	39	36	32	26	20	8	1218	7705	287	6754
95	6769	44	40	37	33	28	22	11	1290	8059	293	7047
97	7057	45	41	38	33	28	22	13	1320	8377	299	7346
99	7351	46	42	39	34	29	24	15	1362	8713	305	7651

 

Таблица 1.5. Размеры  отверстий в трубных решетках и перегородках кожухотрубчатых  теплообменников

 

Наружный диаметр труб, мм	Размеры отверстий d, мм		Шаг между отверстиями s, мм
	В решетке	В перегородках
16	16,3	17,0	22
20	20,4	20,8	26
25	25,4	26,0	32
38	38,7	39,0	48
57	57,8	60,0	70

 

Для стандартных труб с наружным диаметром  , равным 16, 20, 25, 38, 57 мм, размещенных по вершинам равностороннего треугольника (рис. 1.5), принимают шаг, равный при развальцовке , при сварке . Толщину трубной решетки принимают из условий развальцовки труб: для стальной ; медной . Толщина трубной решетки проверяется расчетом на прочность с учетом ослабления ее отверстиями и способа размещения труб.

Внутренний диаметр  кожуха одноходового теплообменника или , многоходового теплообменника ,

где b –– число труб на диагонали большого шестиугольника;

s –– шаг размещения труб;

n – количество труб в пучке,

 – коэффициент заполнения  трубной решетки, равный 0,6 – 0,8.

Рис. 1.5. Схема  размещения труб в решетке по сторонам правильных шестиугольников

 

Расчетное значение внутреннего диаметра кожуха округляют до ближайшего размера  диаметра, рекомендуемого из следующего ряда: 400, 500, 600, 700, 800, 900, 1000, 1200, 1400, 1600, 1800, 2000, 2200, 2400,2600, 2800, 3000, 3200, 3400, 3600, 3800 и 4000 мм. Цилиндрические кожухи аппаратов можно изготавливать из стальных труб с наружным диаметром 159, 219, 273, 325, 377, 426, 480, 530, 720, 820, 920 и 1020 мм.

Внутренний диаметр многоходового  теплообменника определяют с учетом размещения перегородок в распределительной камере.

Перегородки в межтрубном пространстве (рис. 1.6) изменяют направление движения теплоносителя так, что наружная поверхность труб омывается преимущественно  в поперечном направлении. Расход теплоносителя  в межтрубном пространстве определяется количеством теплоты или тепловой нагрузкой, необходимой для теплообменного процесса.