Методические указания по расчету теплообменого аппарата дизельной энергетической установки для выполнения расчетно-графической работы по курсу ''Судовое теплообменное оборудование''

Федеральное агентство морского и речного транспорта РФ Морской государственный университет имени адмирала Г.И. Невельского

Кафедра судовых котельных и турбинных установок, вспомогательного энергетического оборудования и систем

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЁТУ ТЕПЛООБМЕНОГО АППАРАТА ДИЗЕЛЬНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ Для выполнения расчетно-графической работы по курсу «Судовое теплообменное оборудование», а также соответствующих разделов дипломных проектов

Специальности 18010465, 18040365

Составил А.К. Андреев

Владивосток 2007г.

-2-

Позиция № в плане издания учебной литературы ДВГМА на 2007г.

Рецензент: профессор Резник А.Г.

Составил: Александр Константинович Андреев

СУДОВОЕ ТЕПЛООБМЕННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

Печатается в авторской редакции 1,4 уч.-изд. л 60х84 1/16 Тираж экз.

Формат Заказ №

Отпечатано в типографии ИПК МГУ им. адм.Г.И. Невельского Владивосток, 59, ул. Верхнепортовая, 50а

-3-

1 Введение Расчетно-графическое задание (РГЗ) состоит в расчёте и составлении эскиза одного из следующих теплообменных аппаратов (ТА) судовой дизельной установки: водо-водяной холодильник; водомасляный холодильник; воздухоохладитель; паровой подогреватель топлива, охладитель топлива. Объём работы: пояснительная записка – до 10 страниц расчётов и эскиз ТА с основными размерами на листе формата А2 –А3, (разрешается на миллиметровке). Расчётная часть должна содержать следующие разделы: 1.Задание на РГЗ подписанное преподавателем. Задание содержит необходимые данные по судну, району его плавания, СЭУ, двигателю и системе для которых нужно рассчитать ТА. Если задаётся поверочный расчёт – приводится эскиз ТА. 2.Упрощенную схему системы (расчётную, балансовую) в которую входит ТА, на ней затем будут расставлены параметры и расходы обменивающихся теплом сред, и краткое (0,5 страницы) описание устройства и работы системы в составе СЭУ. 3. Расчет теплового потока, параметров и расходов сред, являющихся исходными данными для расчёта ТА 4. Расчёт поверхности теплообмена ТА, её компоновку, и выбор материалов. 5. Расчет на прочность одного из элементов ТА по выбору преподавателя. 6. Заключение - (0,5 страницы). Графическая часть должна содержать компоновочный эскиз поверхности теплообмена и ее узлов в масштабе, с простановкой основных размеров (Формат А2 – А3, разрешается на миллиметровке, подшивается к записке).

-4-

2. Расчёт параметров системы двигателя, являющихся исходными для проектирования ТА 1. Выполняется упрощенная (без запорной арматуры и т.д.) схема заданной системы (балансовая схема) и составляются уравнения тепловых и материальных балансов сред. 2. Рассчитываются исходные составляющие балансов и проставляются. Внимание, из приведённых ниже пунктов, в зависимости от схемы системы и назначения аппарата, обучающиеся должны правильно выбирать необходимые, а не считать всё подряд. 2.1

Расход топлива двигателем: GT =

ge N , кг/с 3,6 ⋅106

(2.1)

где: ge – удельный расход топлива, г/кВт ч; N – мощность двигателя, кВт. 2.2 Полное тепловыделение в двигателе. T = Gт Qнр, кВт, (2.2) р где Qн – низшая рабочая теплота сгорания топлива; для дизельного и промежуточного топлива можно приближённо считать Qнр =42 103 кДж/кг. 2.3 Тепловыделение в контур. Qк = T aw , кВт; (2.3) aw – относительное количество отводимой в контур теплоты (см. табл. 2) 2.4 Тепловыделение, исходное для расчета охладителя. Qр = Тк k, кВт, (2.4) где k = 1,5–2,5 – коэффициент запаса. 2.5 Производительность насоса (расчётный расход теплоносителя) V =

TP м3/с, ρc(t2 − t1 )

(2.5)

где: ρ –плотность; с– теплоёмкость теплоносителя 2.6

Расход воздуха через двигатель Gв = Gт α L0 ϕа ,кг/с

(2.6)

где: L0= 14,35, кг/кг количество воздуха теоретически необходимое для сгорания топлива; α – коэффициент избытка воздуха; ϕ – коэффициент продувки.

-5-

Таблица 1 Некоторые свойства теплоносителей Теплоноситель ср, кДж/(кг К)

ρ, кг/м3

Пресная вода Забортная вода Масло Лёгкое дизельное топливо ИФО 180 Воздух

4,2 4,0

1 х103 1,025х103

1,68–2,1 1,68–2,1

(0,85–0,95)х103 (0,83–0,85)х103

1,68–2,1 1,01

0,97х103

R, Дж/(кг К)

Вязкость при 500С, мм2/с

180 287,2

Таблица 2 Относительное количество теплоты, отводимой в контурах охлаждения Тип дизеля Относительное количество отводимой теплоты aw От форсунок От цилиндров От поршней пресной маслом Пресной водой водой МОД 0,2–0,3 0,04–0,06 0,08–0,10 0,002–0,006 СОД 0,15–0,20 0,04–0,06 – 0,002–0,06 ВОД 0,10–0,15 – – – Таблица 3 Коэффициент избытка воздуха и коэффициент продувки дизельных двигателей Двухтактные двигатели Четырёхтактные двигатели ϕа ϕа α α МОД 2,3 1,3 – – СОД 2,4 1,5 2,0 1,1 ВОД 2,5 1,8 2,2 1,1 2.7. Стандартные параметры атмосферного воздуха pa = 101,3 103 Па; Ta =288 К. 2.8. Параметры воздуха перед компрессором Т0; Р0 – принимать в зависимости от района плавания и типа судна по указанию преподавателя. 2.9. Плотность воздуха (2.7) ρ = p/(RT), кг/м3

-6-

где газовую постоянную воздуха можно приближённо считать как для его сухой части R=287,1, Дж/кг К 2.10. Температура воздуха за компрессором ( перед воздухоохладителем) (2.8) Тк = Т0 π (m-1)/m , К где m – показатель политропы сжатия в компрессоре. Можно приближённо принять m=1,6. 2.11. Температура воздуха за воздухоохладителем (на входе в двигатель) Т2 = 313 К (400С) Таблица 4 Характеристики систем циркуляционной смазки дизельных двигателей

МОД СОД СОД с повышенной ч.в. ВОД

Кратность циркуляции КЦ ,час-1

Удельное количество масла мУ, л/кВт

Температура масла на выходе Т2 ,0С

Разность температур ∆t=Т2-Т1, 0 С

Коэффици ент запаса производительности КЗ

Избыточное давление масла в системе, МПа

4–15 25–40 50–60

1,4–8 1,4–3 1–1,5

55–65 60–65 60–70

5–10 5–10 5–10

1,5–3 1,5–3 1,5–3

0,1–0,3 0,2–0,6 0,2–0,8

75–100

0,25–1,5

65–75

5–10

1,5–2

0,6–1,0

2.12 Объём масла в системе циркуляционной смазки двигателя. О м = му N 10-3 , м3. (2.9) 2.13 Объёмный расход масла VM =

OM K Ц K З 3600

, м3/с.

(2.10)

2.14 Тепловыделение в систему смазки можно приближённо рассчитать, задавшись разностью температур масла на входе и выходе из двигателя ∆t = Т2-Т1 как: Qм = Vм ρм ∆t См (2.11) где: ρм и См -- плотность и теплоёмкость масла соответственно. Необходимые для расчётов свойства пресной воды и водяного пара, забортной воды, используемых сортов топлива и масла выбирают из соответствующих справочников.

-7-

3. Конструктивный метод расчета Как и другие инженерные задачи, расчёт теплообменного аппарата является многовариантным, т.е. поставленная задача может быть решена множеством различных конструкций. На начальном этапе проектирования, когда не известны конструктивные размеры будущего ТА, приходится задаваться рядом параметров и использовать приближённые значения величин. Поэтому полученный результат может не соответствовать заданию. При больших расхождениях приходится прибегать к методу последовательных приближений. По полученным в результате расчёта размерам уточняются значения первоначально принятых величин и подставляются в качестве исходных в последующее приближение. Расчёт повторяется. Обычно достаточно 1—2 приближения. В пояснительной записке должен быть приведён весь ход расчёта. Задача конструктивного расчета состоит в определении при номинальном режиме и заданной тепловой производительности геометрических размеров теплообменника. Длительный опыт проектирования теплообменников позволил рекомендовать следующую последовательность в проведении теплового и конструктивного расчетов рекуперативных теплообменных аппаратов (предлагаемая последовательность может быть положена в основу выбора, проектирования, составления программы и расчета на ЭВМ также и других типов теплообменников): 3.1 Уточняют технологическую и тепловую схемы, в которых одним из элементов является рассматриваемый теплообменный аппарат. 3.2 Оценивают величину продувок, дренажей, сливов, проб и других потерь и составляют схемы тепловых и материальных потоков для рассчитываемого аппарата. 3.3 Составляют тепловой баланс аппарата, после которого уточняют теплопроизводительность, расходы, начальные и конечные температуры теплоносителей, их физико-химические свойства, токсичность и агрессивность по отношению к конструкционным материалам. 3.4 Определяют сообразно с технологическими свойствами теплоносителей конструкцию теплообменника, а по химической агрессивности выбирают конструкционные материалы для его изготовления. 3.5 Выбирают в зависимости от свойств и температуры теплоносителей, степени рекуперации теплоты и конструктивной схемы теплообменника направление относительного тока обменивающихся теплотой веществ. Противоточное движение теплоносителей всегда должно быть наиболее желательным при проектировании нового теплообменника, так как при прочих равных условиях оно способствует повышению тепловой производительности – Q, или уменьшению рабочей поверхности аппарата – F. Если по технологическим, конструктивным или компоновочным соображениям направить теплоносители противотоком невозможно, необходимо

-8-

стремиться к много перекрестному току с обменом теплотой на общем противоточном принципе. Направление тока теплоносителей не имеет существенного значения в теплообменниках с изменением агрегатного состояния хотя бы одного из двух теплоносителей, Направление тока теплоносителей оказывает влияние не только на общую тепловую производительности аппарата Q, но и на изменение температур теплоносителей ∆t1 и ∆t2. А увеличение перепадов температуры при неизменной тепловой производительности приводит к уменьшению расходов теплоносителей G1 и G2 и затрат на энергию для их транспортировки. В решении вопроса выбора тока теплоносителя относительно поверхности теплообмена при наружном омывании пучка труб следует руководствоваться следующим правилом: при отношении Nu/Pr0.4 >58 выгоднее продольное, а при Nu/Pr0.4 <58 — поперечное омывание. 3.6 Определяют среднюю разность температур теплоносителей ∆t ср .. 3.7 На основе опыта или с помощью справочников по теплопередаче ориентировочно оценивают значения коэффициентов теплоотдачи для теплоносителей как от горячего к стенке (α1), так и от стенки к холодному (α2). Ниже только для сведения приведены средние значения α, (прямо использовать их в расчёте нельзя, поскольку они имеют очень большой диапазон изменения). Таблица 5 Ориентировочные значения коэффициента теплоотдачи α, Вт/(м2х К) При нагревании и охлаждении воздуха При нагревании и охлаждении перегретого пара При нагревании и охлаждении масел При нагревании и охлаждении воды При кипении воды При плёночной конденсации водяных паров При капельной конденсации водяных паров При конденсации органических паров

1– 50 20–100 200–1500 500–10 000 500–45 000 4000–15 000 40 000–120 000 500–2000

3.8 Определяют термическое сопротивление поверхности вместе с загрязнениями на обеих ее сторонах:

теплообмена

δ ст δ δ + ∑ заг = ст + Rзаг λст λзаг λст где: б — толщина каждого слоя, составляющего стенку, м; λ — коэффициент теплопроводности материала каждого слоя, Вт/(м-К).

-9-

Таблица 6 Коэффициент теплопроводности Материал

Теплопроводность, Вт/(м К) 0,28 0,03 2,26 0,93 1,3—3,1

Гипс Сажа Лед Мел Накипь котельная Песок влажный Песок сухой Алюминий Латунь Медь Никель

1,13 0,33 203 85,5 384 58

Сталь Нержавеющая сталь Чугун

45,4 16,0—27,6 62,8

3.9 С учетом загрязненности поверхности определяют ориентировочные значения коэффициента теплопередачи k для плоской стенки k=

1

1 δ + ст + + Rзаг α1 λст α 2 1

;

(3.1)

для цилиндрической стенки k=

1 d нар

1 1 1 d ср ( + ln + ) + Rзаг α1d вн 2λст d вн α 2 d нар

(3.2)

где dср ,dвн, dнар — средний, внутренний и наружный диаметры трубы, м. 3.10 По ориентировочному значению k определяют предварительное эскизное значение поверхности теплообмена Fэс. Fэс =

Q k ⋅ ∆tср

(3.3)

3.11 Определяют средние температуры теплоносителей в аппарате. Если можно принять теплоёмкости постоянными, то среднюю температуру теплоносителей можно определить по формуле, при противотоке

- 10 -

∆t1 '' (t2 + ∆tcp ) − t1' ∆t ; ∆t1cp = 2 ∆t1 −1 ∆t 2

(3.4)

∆t1 '' ' t2 − t2 + ∆tcp ∆t2 cp ; ∆t2 = ∆t1 −1 ∆t2

(3.5)

при прямотоке ∆t1 ' t2 + ∆tcp + t1' ∆t = 2 ; ∆t1 +1 ∆t2

(

∆t

cp 1

∆t 2cp

)

∆t1 ' ' t 2 + t1 − ∆tcp ∆t2 = . ∆t1 +1 ∆t2

(3.6)

(3.7)

Достаточно, однако, определить среднюю температуру одного теплоносителя, так как среднюю температуру другого легко найти из равенства t1cp - t2cp=∆tcp .

(3.8)

В практических расчетах, среднюю температуру теплоносителя часто определяют как среднеарифметическую начального и конечного ее значений. Такое упрощение ведет к нарушению соотношения (3.8), что затрудняет правильное определение температуры стенки. Если считать, что в большинстве случаев k сравнительно мало изменяется с температурой, неточность в определении средней температуры теплоносителя влияет на результат расчета незначительно. Поэтому при противотоке считают допустимым определять среднюю температуру теплоносителя с меньшим температурным перепадом как среднеарифметическую, а среднюю температуру другого теплоносителя — по формуле (3.8). Практикуемый иногда способ определения средней температуры теплоносителя в виде среднелогарифмической, из начальной и конечной его температур, совершенно не обоснован и часто приводит к грубым ошибкам. Для частного случая, когда коэффициенты теплоотдачи k и теплоёмкости с1 и с2 неизменны вдоль поверхности теплообмена и если при этом известны разницы между температурами теплоносителей на концах теплообменника, и они мало различаются, то для расчёта можно использовать диаграмму рис. 3.1

- 11 -

Рис. 3.1 Диаграмма для определения средней разности температур — ∆ϑm при прямотоке и противотоке по значениям большей — ∆ϑg и меньшей — ∆ϑk разности температур на концах теплообменника. 3.12 По средним температурам теплоносителей и по справочным таблицам находят значения плотностей ρ, а затем секундные объемы теплоносителей (объёмные расходы): V=G/ρ (3.9) Для теплоносителей, плотность которых существенно изменяется от температуры, секундные объемы необходимо определять по начальной, средней и конечной температурам, для соответствующих участков теплообменника. 3.13 Выбирают скорость теплоносителя. В кожухотрубном аппарате только один теплоноситель может иметь оптимальную скорость (обычно внутри труб), а скорость другого (в межтрубном пространстве) получается в зависимости от способа распределения труб в трубной решетке. Из условия турбулентности режима течения теплоносителя и по экономическим соображениям можно рекомендовать следующие средние значения скорости теплоносителей:

- 12 -

Таблица 7 Средние скорости теплоносителей Теплоноситель Вязкие жидкости Маловязкие жидкости и вода Запылённые газы Чистые газы Пар насыщенный Пар перегретый Пар разреженный

Скорость w, м/с ≤1 1—3 6 — 10 12 — 16 30 — 50 50 — 75 100 — 200

Наилучший метод выбора скоростей теплоносителей основан на технико-экономическом расчете: затраты на электроэнергию для перекачивания теплоносителя увеличиваются с повышением скорости, а стоимость поверхности теплообмена снижается. Величина скорости теплоносителя влияет на коэффициент теплоотдачи не только для газов и жидкостей, но и для пара. Опыты ВТИ показали, что при подаче конденсирующегося пара тонкими струями с большой скоростью коэффициент теплоотдачи возрастает в 3 — 10 раз. С увеличением скорости пара пленка образующегося конденсата утоняется и срывается с поверхности, благодаря чему уменьшается сопротивление переходу теплоты от пара к стенке. Верхний предел скорости жидкостей и газов лимитируется оптимальным гидравлическим сопротивлением аппарата, а также эрозией материала труб в результате воздействия потока. Динамический напор струи на трубу Pдин= ρw2/2.

(3.10)

В конденсаторах турбин динамический напор достигает 300 Па (при скорости пара до 100 м/с), а в маслоохладителях — 450 Па (при скорости масла около 1 м/с). Если нaпop такого порядка принять за допустимый при, поперечном обтеканий латунных труб, то оптимальная скорость теплоносителя, м/с, из условий допустимой эрозии будет равна (ρ=1/v): w=

2 pдин

ρ

=

2 ⋅ 450

ρ

=

30

ρ

= 30 v

(3.11)

При продольном обтекании можно исходить из допустимой скорости движения воды в латунных трубах 2,5 м/с, чему соответствует динамический напор в 3200 Па. Допустимая скорость пара или газа, м/с, при продольном обтекании латунных труб или при движении в трубах будет:

- 13 -

w=

2 ⋅ 3200

ρ

= 80 v .

(3.12)

Для стальных труб скорости пара, из условия допустимой эрозии, могут быть выбраны более высокими. 3.14 Выбирают направление тока теплоносителей в то или другое пространство теплообменника. Внутри труб легче достигается повышенная скорость, и поэтому в «жидко-жидкостных» теплообменниках теплоноситель с меньшим коэффициентом теплоотдачи или малым расходом лучше направлять в трубное пространство; в «газожидкостных» теплообменниках обычно жидкость подается в трубное пространство, а газ — в межтрубное. Загрязненный теплоноситель следует подавать в трубы, а чистый — в межтрубное пространство, так как очистку внутренней поверхности труб, особенно прямых, легко осуществить. Коррозионно-активные жидкости следует подавать в трубы. В этом случае только для крышек аппарата и для труб потребуется коррозионно-стойкий материал или покрытие. Наиболее важный узел — корпус аппарата коррозии не подвергается. Теплоноситель с высокими давлением и температурой предпочтительнее направлять в трубы, что способствует снижению механической нагрузки на корпус аппарата и снижению тепловых потерь в окружающую среду. Наоборот, если аппарат предназначен для охлаждения вещества то предпочтительнее горячий теплоноситель направлять в межтрубное пространство, так как за счет отдачи теплоты в окружающую среду можно уменьшить расход охлаждающего теплоносителя. 3.15 Выбирают диаметр труб и определяют их длину и число. В промышленных теплообменниках редко применяют трубы наружным диаметром менее 17 -мм. Чаще всего устанавливают трубы наружным диаметром 22, 25, 32 и 38 мм (последние два размера относятся к стальным трубам). Для загрязненных жидкостей и газов применяют трубы наружным диаметром 44,5, 51, 57 и 76мм. В судовых теплообменниках для быстроходных высокофорсированных двигателей ряд диаметров расширяется в меньшую сторону, и добавляются диаметры :6, 9, 14, 17 мм,. Для воздухоохладителей часто применяют оребрённые трубы с диаметром рёбер – dрёб= 2dнар и расстоянием между рёбрами – h =0,2 dнар, Где: dнар – внешний диаметр трубы под рёбрами. При проектировании теплообменных аппаратов необходимо иметь в виду, что трубы из цветных металлов следует применять только в обоснованных случаях. Обозначим: Fвн – поверхность теплообмена на внутренней стороне труб, м2; dн и dвн – наружный и внутренний диаметр труб, м; l – общая длина трубы в расчёте на одноходовой пучок, м;

- 14 1

l – длина трубы в одном ходе многоходового пучка, м; n – число труб в аппарате; z – число ходов в аппарате; Sтр – проходное сечение труб в одном ходе, м2; w – скорость теплоносителя в трубах, м/с; G – массовый расход теплоносителя, кг/с; ρ – плотность теплоносителя, кг/м3 . Поверхность теплообмена в трубчатом аппарате выражается формулой. Fвн=πdвн l n. (3.13) Выразим секундный объем протекающей в трубах жидкости в виде V = S тр w =

πd вн n 4 z

w,

(3.14)

тогда общее число труб в аппарате 4 zS тр

n=

πd вн2

.

(3.15)

Длина труб по соотношениям (3.13) и (3.15) l=

Fвх 1 F πd 2 F d = вн вн = вн вн πd вн n πd вн 4 zS тр 4 zS тр

(3.16)

Выразим длину труб через расход и скорость теплоносителя. Известно, что при z = l V =

4G

ρ

=

πd вн2 4

nw,

(3.17)

откуда n=

4G . πd вн2 wρ

(3.18)

Тогда новое соотношение для длины трубы в аппарате выразится как l=

Fвн d вн ρ w. 4G

(3.19)

Рабочая длина труб в судовых теплообменных аппаратах составляет 0,2— 2м и редко превышает 5 м. При большей расчетной длине конструируют многоходовые теплообменники, в которых число ходов теплоносителя по трубам z =l/l1, где l1 — рабочая длина трубы в одном ходе. Задавшись рабочей длиной труб в одном ходе, из формулы (3.19) получим: z=

Fвн d вн ρ w=Aw, 4Gl1

(3.20)

т. е. при заданных или выбранных размерах труб dвн и l1 а также известных G, Fвн и ρ число ходов теплоносителя в трубном пространстве прямо пропорционально выбранной скорости w. В многоходовых теплообменных аппаратах число ходов z рекомендуется выбирать четным: (2, 4, 6,8, 10). Так, чтобы входной и выходной патрубки теплоносителя были расположены водной крышке аппарата.

- 15 -

Если по расчёту рабочая длина труб, даже при большом числе ходов (6—8), получается неконструктивно большой, то необходимо либо задаться меньшей скоростью теплоносителя или меньшим диаметром труб, либо принять меньшими обе величины. 16. Выбирают способ крепления и метод разбивки труб в трубной решетке, а также планируют участки под перегородки в трубных решетках и крышках многоходовых аппаратов. Закрепление труб в трубной рещетке должно обеспечивать плотность и прочность соединения, а также возможность легкой замены дефектных труб. Наиболее распространенным способом закрепления труб в судовых и промышленных теплообменниках является развальцовка. Методика расчета трубных решеток на прочность изложена в правилах Регистра, Для предварительной разработки конструкции можно принять толщину трубной решетки, мм, hтр = dн/8+С

(3.21)

где С = 10 для стальных и С=20 для медных трубных решеток. Для высокотемпературных процессов или сильно текучих теплоносителей трубы крепятся в трубных решетках электрической или газовой сваркой или пайкой, однако при этих способах затруднена смена труб, а сами способы сложны в технологическом отношении. В некоторых случаях концы труб уплотняют в трубной решетке с помощью сальников.

Рис. 3.2. Разбивка трубной решетки. а) — по шестиугольникам; б) – по концентрическим окружностям; в) — мостик между трубами. Разбивка труб на плоскости трубной решетки производится после выбора шага между трубами либо по вершинам равносторонних треугольников (ромбический пучок труб), либо по концентрическим окружностям (концентрический пучок труб). Ромбическая разбивка. труб по периметрам правильных шестиугольников при числе шестиугольников >7 (при условии заполнения сегментов) выгоднее размещения по концентрическим окружностям.

- 16 -

Шаг между центрами труб t принимают из условий прочности трубной решетки не менее 1,3 dн. Можно рекомендовать в зависимости от наружного диаметра труб dн следующие значения шага t: Таблица 8 Рекомендуемый шаг разбивки трубной решётки d н, мм t, мм

6 10 12 14

17 22

25

32

38

44,5 51

57

63,5 77

9 13 15 18,5 27 32

35

44

50

58

74

81

66

93

В одноходовом теплообменнике с ромбической разбивкой труб при стороне внутреннего шестиугольника, равной шагу между трубами t, при числе вписанных шестиугольников m общее число труб (с учетом одной центральной трубы) равно (рис. 3.8): n = 1 + 6(1 + 2 + 3 + ... + m) = 1 + 6

1+ m m = 1 + 3m + 3m 2 2

Число шестиугольников для размещения труб m=

12 n − 3 − 3 6

(3.22)

Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит e=2m+1 (3.23) При m>6 сегменты между краем трубной решётки и сторонами наружного шестиугольника желательно заполнять трубами. Размещение труб по концентрическим окружностям производят так, чтобы был выдержан радиальный шаг t, т.е. расстояние между окружностями, и примерно такой же шаг трубами по окружности. При радиальном шаге радиусы окружностей будут: r1=t; r2=2t; r3=3t; ; ri=it. Соответственно длины окружностей будут с1=2πr=2πt; с2=4πt; c3=6πt;…;ci=2πit Число труб по окружности с шагом примерно равным t составит: c1 2πt = = 2π = 6,28 ≈ 6 ; t t 4πt c = 4π = 12,56 ≈ 12 ; n2 = 2 = t t 6πt c = 6π ≈ 18 ; n3 = 3 = t t c ni = i = 2πi . t n1 =

(3.24)

- 17 -

Число труб, размещенных в корпусе аппарата с внутренним диаметром Dв можно определить приближенно: при расположении по вершинам треугольников n =ϕ

πDв2 3,47t 2

;

(3.25)

при расположении по вершинам квадратов n =ϕ

πDв2 4t 2

,

(3.26)

где: φ — коэффициент заполнения трубной решетки; φ=0,7 – 1,0. Число труб, размещенных по шестиугольникам и по окружностям, можно определить с помощью табл. 6. Разбивка труб по правильным квадратам применяется при использовании в межтрубном пространстве сильно загрязненных теплоносителей, так как такая разбивка облегчает очистку межтрубного пространства. Табл 6 Число труб в аппарате при разбивке в трубной решетке по шестиугольникам и по концентрическим окружностям

2 5 6 7 8 9 12 13 14 15 16

7 19 37 61 91 127 187 241 301 367 439 517 613 721 823 931 1045 1165 1303 1459 1615 1765 1921

6 12 18 25 31 37 43 50 56 62 69 75 81 87 84 100 106 113 119 125 131 138 144

Общее число труб в аппарате, шт.

18 24 30 36 42 48 66 90 102 114 126 138 162 198 228 246 246

Число труб по наружной окружности, шт.

В 3-м ряду сегмента

4 7 8 9

Общее число труб в аппарате, шт.

3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

Разбивка по окружностям Число труб во всех сегментах, шт

7 19 37 31 91 127 169 217 271 331 397 469 547 631 721 817 919 1027 1141 1261 1387 1519 1657

Во 2-м ряду сегмента

3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 43 45 47

Число труб, шт. В 1-м ряду сегмента

Число труб по диагонали, шт.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23

Общее число труб без учёта сегментов, шт.

Число шестиугольников или окружностей

Разбивка по шестиугольникам

7 19 37 62 93 130 173 223 279 341 410 485 566 653 747 847 953 1066 1185 1310 1441 1579 1723

- 18 -

Теплообменные поверхности воздухоохладителей компонуют, как правило, в виде прямоугольных пакетов оребрённых труб с шахматной или реже коридорной разбивкой пучка. Омывание труб воздухом — поперечное (параллельно рёбрам). Шаг t выбирают по диаметру рёбер — Dp t ≈ 1,05D p . Одновременно должно проверятся, условие прочности трубной доски по внешнему диаметру гладкой части трубы, вальцуемой в доску t ≥1,3 dн. 17. Вычерчивают эскиз теплообменника. По выбранному числу ходов определяют тип крышки аппарата. По эскизу трубной решетки с нанесенной разбивкой труб и свободными (без отверстий) участками под перегородки крышек уточняют число труб в каждом ходу, стремясь достичь их приблизительного равенства. Существует несколько способов распределения труб по ходам в многоходовом теплообменнике. В крышках двух- и четырех-ходовых теплообменников ходы могут разделяться параллельными перегородками (рис. 3.9, а, б). На рисунке сплошными линиями показаны перегородки в передней крышке (со стороны входа теплоносителя в трубное пространство), а штриховыми — в задней крышке.

Рис. 3.3. Варианты установки перегородок в крышке. Цифрами обозначена последовательность ходов. В аппаратах с четырьмя и более ходами применяют разбивку труб по секторам (рис. 3.3, в) или более сложные, комбинированные методы установки перегородок (рис. 3.3, г). Крышки теплообменных аппаратов могут быть различных конструктивных форм с различными местами установки патрубков.

Рис. 3.4. Типы соединений крышки с корпусом аппарата и трубопроводами.

- 19 -

Крышка с патрубком, ось которого перпендикулярна плоскости разъема (рис. 3.4, а), неудобна тем, что снятие ее с корпуса связано с демонтажем трубопровода. При снятии крышки с боковым патрубком (рис. 3.4, б) требуется только отсоединение труб от крышки. Съемное днище крышкиколлектора (рис.3.4 в, г) допускает ревизию и очистку аппарата без отделения его от трубопроводов, однако наличие дополнительного фланцевого соединения усложняет конструкцию аппарата. Если выполнить крышку с одним разъемным соединением выше патрубков (рис. 3.4, г), то можно ограничиться одним этим разъемом. Однако это менее удобно при смене и развальцовке труб. 18. По выбранным скоростям теплоносителей, которые могут быть близкими к скоростям в аппарате, определяют проходные сечения патрубков. Размеры их следует согласовать с размерами подводимых к аппарату трубопроводов. Пользуясь уравнением неразрывности потока, объемный расход теплоносителя, м3/с, выразим как V=

G

ρ

= fw .

(3.27)

Проходное сечение патрубка, м2, f =

πD 2 4

,

(3.26)

откуда диаметр патрубка Dп = 1,13 ⋅

G . ρw

(3.28)

19. Определяют внутренний диаметр корпуса теплообменника DB ПО формуле (3.29) DB = D '+ d H + 2m , где: D' — наибольший диаметр окружности центров труб при кольцевой разбивке или наибольшая диагональ шестиугольника при ромбической разбивке труб; m —кольцевой зазор между крайними трубами и, внутренней стенкой корпуса. Для аппаратов с приварными и зажатыми между фланцами трубными решетками (без плавающей камеры) кольцевой зазор т принимается минимальным, но не менее 6 мм. В аппаратах с плавающей камерой зазор определяется конструкцией и размерами фланца плавающей камеры. В аппаратах с поперечными перегородками в межтрубном пространстве кольцевой зазор определяется из расчета оптимальной скорости протекания теплоносителя через него (см. п. 20). 20. Выбирают конструкцию и определяют размеры межтрубного пространства, сечение которого в аппарате без перегородок можно определить из равенства

- 20 -

S MTP =

π

(D 4

2

)

+ nd H2 .

(3.30)

Скорость теплоносителя вдоль труб межтрубного пространства находят по уравнению w=

V G . = 1,27 2 S MTP D − nd H2 ρ

(

(3.31)

)

Изменение скорости w, при этом очень незначительное, может быть достигнуто только путем варьирования шага между трубами. С помощью продольных перегородок параллельно осям труб можно создать, противоточное движение теплоносителей и повысить скорость одного из них. Если продольных ходов стало z, то проходное сечение межтрубного пространства станет в z раз меньше; во столько же раз увеличится скорость теплоносителя: w' = wz =

V z. S MTP

(3.32)

Продольные перегородки в теплообменных аппаратах устанавливаются редко. Поперечные перегородки просты в изготовлении и удобны в монтаже. С их помощью достигаются повышение скорости и перекрестное омывание труб теплоносителем, т. е. повышение коэффициента теплопередачи. Размеры колец и дисков для перегородок в межтрубном пространстве следует выбирать из расчета получения одинаковой скорости теплоносителя в трех сечениях: между трубами внутри кольца, между кольцом и диском при поперечном омывании труб и в кольцевом зазоре между корпусом и диском. 21. Уточняют эскиз теплообменника и его конструктивные размеры; длину пучка труб, число труб в каждое ходу и во всем аппарате, внутренний диаметр корпуса, действительные проходные сечения трубного и межтрубного пространства (или ходов); определяют соответствующие им скорости теплоносителей; разрабатывают узлы аппарата и детали их сочленения. 22. Определяют окончательно, зная уточненные значения скоростей и температур, физические константы теплоносителей, характер их взаимного движения и размеры каналов, по известным из курса теплопередачи формулам значения коэффициентов теплоотдачи а и теплопередачи k. При определении коэффициентов теплоотдачи для конденсирующегося пара или кипящей жидкости, когда необходимо знать или предварительно задаваться температурой стенки, а потом проверять принятое значение, целесообразно пользоваться для определения коэффициента теплопередачи k графоаналитическим методом. 23. По теплопроизводительности Q, средней разности температур теплоносителей ∆tср и коэффициенту теплопередачи k определяют расчетную поверхность теплообмена Fр FP =

Q k ⋅ ∆tCP

(3.33)

- 21 -

В том случае, когда расчетное значение поверхности Fр окажется равным запроектированной поверхности Fэс В эскизном чертеже или на 10—15% меньшим, определение основных размеров аппарата можно считать законченным. Если же окажется, что Fр > Fэс, то необходимо увеличить поверхность теплообмена на 10—15% против полученного на основании теплового расчета. Увеличить поверхность на эскизе проще всего путем удлинения пучка труб. При этом все проделанные расчеты останутся правильными, и тепловой расчет теплообменника можно считать законченным. Если же разница между запроектированной в эскизе и расчетной поверхностями окажется больше 15%, необходимо снова произвести тепловой расчет, задавшись исходными величинами с учетом результатов, полученных при их сопоставлении. 24. Производят гидравлический расчет. Полное гидравлическое сопротивление теплообменника ∆р определяется по выражению ∆p = ∑ ∆pT + ∑ ∆pM + ∑ ∆p y + ∑ ∆pC

(3.34)

где: ∆pТ — сопротивление трения о cтенки; ∆pм — местные сопротивления; ∆ру — потери, обусловленные ускорением потока; ∆рс — сопротивление самотяги. 25. ЕСЛИ перепад давлений для проектируемого теплообменника задан и ограничен по величине, то выясняют допустимость применения конструкции аппарата, установленной расчетом. Если сопротивление теплообменника превышает заданное, необходимо менять конструкцию или включать параллельно несколько теплообменников, производя перерасчет, так как изменение скоростей повлечет изменение коэффициента теплопередачи и необходимой поверхности теплообмена. По подсчитанному общему гидравлическому сопротивлению тракта можно определить мощность, Вт, необходимую для перемещения теплоносителей: N=

G ⋅ ∆p

ρη

,

(3.35)

где G — расход жидкости, кг/с; ρ —плотность теплоносителя перед нагнетателем, кг/м3; η — к. п. д. вентилятора или насоса. Уравнение (3.35) применимо как для насосов, так и для вентиляторов. 26. Производят выбор конструкционных материалов для всех деталей теплообменника и расчет их на прочность, который может быть двух видов: проектный и поверочный. При проектном расчете определяют минимально необходимые размеры элементов проектируемого аппарата. При поверочном расчете проверяют прочность отдельных элементов существующего аппарата и определяют возможность использования его в конкретных условиях изменившегося технологического процесса. 27. Вычерчивают конструкцию аппарата; составляют спецификации; составляют характеристики всех фланцев с указанием их назначения, рабочего дав-

- 22 -

ления прокачиваемой среды и проходного сечения; определяют массу деталей и всего аппарата. 28. Разрабатывают конструкцию и выбирают материалы тепловой изоляции теплообменника. Производят тепловой и конструктивный расчеты тепловой изоляции. 29. Разрабатывают систему контроля и автоматического регулирования технологического процесса в теплообменнике. 30. Подбирают контрольно-измерительные приборы и элементы автоматики, запорные и регулирующие устройства, предохранительные клапаны, питатели, сепараторы, конденсатоотводчики, питающие и сливные емкости, и другое вспомогательное оборудование. 31. Проектируют и подбирают: лестницы и площадки для обслуживания, ограждения, подъемно-транспортные устройства, специальные средства для безопасного обслуживания и противопожарное оборудование. 32. В случае необходимости проектируют местное освещение и кондиционирование воздуха.

4 Поверочный расчет Поверочный расчет проводится в случаях оценки пригодности имеющихся и предназначаемых к установке теплообмённых аппаратов для определенных технологических условий или частных нестационарных режимов работы объекта. При таком расчете для определенных габаритных размеров аппарата, расходов и температур теплоносителей на входе определяют тепловую производительность, температуры на выходе и гидравлические потери в аппарате. Поверочный тепловой расчет теплообменника в упрощенном варианте может быть изложен в виде следующих расчетов: 4.1. По известным методикам определяют коэффициенты теплоотдачи, а затем коэффициент теплопередачи в соответствии с ожидаемыми режимами работы при условно принятой или желаемой тепловой нагрузке. 4.2. Определяют необходимую среднюю разность температур на основании принятой нагрузки, рассчитанного коэффициента теплопередачи и известной поверхности теплообмена. 4.3. Оценивают соответствие необходимой и располагаемой разностей температур, определяемых условиями процесса и тепловой схемой объекта. Располагаемая разность температур может быть равной, больше или меньшё необходимой по расчету разности температур. При поверочном расчете необходимо выбрать такой режим работы аппарата, чтобы было примерное соответствие необходимой и располагаемой разностей температур. 4.4. Если располагаемая разность температур окажется значительно больше необходимой, то следует рассмотреть вариант работы аппарата использова-

- 23 -

нием теплоносителей с пониженным энергетическим потенциалом, что может существенно повысить технико-экономические показатели работы объекта. Если такой возможности в данных производственных условиях нет, то поверочным расчетом можно установить целесообразные пределы изменения параметров греющего теплоносителя (например, дросселирование пара на входе). Если располагаемой разности температур теплоносителей недостаточно для удовлетворения заданной тепловой нагрузки, следует произвести изыскания для приведения ее в соответствие с возможностями. Для этого рекомендуется следующее: уменьшение тепловой производительности путем рационализаций технологического процесса; повышение параметров греющего теплоносителя за счет совершенствования тепловой схемы предприятия; повышение коэффициентов теплообмена в аппарате; увеличение поверхности теплообмена. 4.5. По справочным данным определяют коэффициенты трения и местные потери, рассчитывают перепад давлений и оценивают мощность на прокачку теплоносителей. Далее производят выбор и проектирование вспомогательных элементов теплообменной установки согласно этапам конструктивного расчета. При проведении анализа получаемых результатов следует выполнить поверочный расчет в нескольких вариантах для выбора наилучшего.

- 24 -

1. 2. 3. 4. 5.

Литература Овсянников М.К., Петухов В.А. Судовые дизельные установки: Справочник – Л.: Судостроение, 1986.424 с., ил. Справочник по теплообменником: В 2т. Пер. с англ. Под ред. Б.С. Петухова, В.К. Шикова. – М Энергоатомиздат,1987. Ермилов В.Г. Теплообменные аппараты и конденсационные установки: – Л.: Судостроение, 1974. Вукалович М.П., Ривкин С.А., Александров А.А. Таблицы термодинамических свойств воды и водяного пара. М.: Стандарты, 1968, 408 с. Российский морской регистр судоходства. Правила классификации и постройки морских судов НД №2-02101-044, 2005г.