Федеральное агентство морского и речного транспорта РФ

Морской государственный университет имени адмирала Г.И. Невельского

Кафедра судовых котельных и турбинных установок, вспомогательного энер-

гетического оборудования и систем

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЁТУ ТЕПЛООБМЕНОГО АППАРАТА ДИЗЕЛЬНОЙ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ Для выполнения расчетно-графической работы по курсу «Судовое теплооб-менное оборудование», а также соответствующих разделов дипломных про-

ектов

Специальности 18010465, 18040365

Составил А.К. Андреев

Владивосток 2007г.

- 2 -

Позиция № в плане издания учебной литера-туры ДВГМА на 2007г.

Рецензент: профессор Резник А.Г.

Составил: Александр Константинович Андреев

СУДОВОЕ ТЕПЛООБМЕННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

Печатается в авторской редакции

1,4 уч.-изд. л Формат 60х84 1/16Тираж экз. 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 ди-зельной 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 мил-лиметровке).

Расчётная часть должна содержать следующие разделы: 1.Задание на РГЗ подписанное преподавателем. Задание содержит не-

обходимые данные по судну, району его плавания, СЭУ, двигателю и систе-ме 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 обмени-вающихся теплом сред, и краткое (0,5 страницы) описание устройства и ра-боты 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 мате-риалов.

5. Расчет на прочность одного из элементов ТА по выбору преподава-теля.

6. Заключение - (0,5 страницы). Графическая часть должна содержать компоновочный эскиз поверхно-

сти 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 исход-ными для проектирования ТА

1. Выполняется упрощенная (без запорной арматуры и т.д.) схема задан-ной 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 вы-бирать необходимые, а не считать всё подряд. 2.1 Расход топлива двигателем:

6106,3 ⋅=

NgG eT , кг/с (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)

где Qнр – низшая рабочая теплота сгорания топлива;

для дизельного и промежуточного топлива можно приближённо считать Qн

р =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)

)( 12 ttcTV P

−=ρ

м3/с, (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, /(кг К)

ρ, кг/м3 R, Дж/(кг К) Вязкость

кДж при 500С, мм2/с

Пресная вода 4,2 1 х103 Забортная вода

4,0 1,025х103

Масло 1,68–2,1 (0,85–0,95)х103 Лёгкое дизельнтопливо

ое 1,68–2,1 (0,83–0,85)х103

ИФО 180 1,68–2,1 0,97х103 180 Воздух 1,01 287,2

Таблица 2

Относительное количество теплоты, отводимой в контурах о

Относительное количество отводимой теплоты aw

хлажде-ния

От поршней Ти еля

масло сной форсунок

п дизОт цилиндров Отпресной водой

м Преводой

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 дизель

.7. Стандартные параметры атмосферного воздуха

компрессором авания и типа судна по указа-

ха p/(RT), кг/м3 (2.7)

Двухтактные двига Четырёхтактные двигатели

ных дви-гателей тели

α ϕа α ϕаМОД 2,3 1,3 – – СОД 2,4 1,5 2,0 1,1ВОД 2,5 1,8 2,2 1,1

2pa = 101,3 103 Па; Ta =288 К. 2.8. Параметры воздуха передТ0; Р0 – принимать в зависимости от района плнию преподавателя. 2.9. Плотность возду

ρ =

- 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)

Тк = Т0 π (m-1)/m , К (2.8) 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

Кратность

циркуля-ции КЦ ,час-1

Удельное количест-во масла мУ, л/кВт

Темпера-тура мас-ла на вы-ходе Т2 ,0С

Разность темпера-тур ∆t=Т2-Т1, 0С

Коэффициент запаса произво-дительно-сти КЗ

Избыточ-ное дав-ление масла в системе, МПа

МОД 4–15 1,4–8 55–65 5–10 1,5–3 0,1–0,3 СОД 25–40 1,4–3 60–65 5–10 1,5–3 0,2–0,6 СОД с повы-шенной ч.в.

50–60 1–1,5 60–70 5–10 1,5–3 0,2–0,8

ВОД 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

3600ЗЦM

M

KKOV = , м3/с. (2.10)

2.14 Тепловыделение в систему смазки можно приближённо рассчи-тать, 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 со-ответствующих 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 конструк-тивные размеры будущего ТА, приходится задаваться рядом параметров и использовать приближённые значения величин. Поэтому полученный резуль-тат может не соответствовать заданию. При больших расхождениях при-ходится прибегать к методу последовательных приближений. По получен-ным 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 номиналь-ном режиме и заданной тепловой производительности геометрических раз-меров теплообменника.

Длительный опыт проектирования теплообменников позволил реко-мендовать следующую последовательность в проведении теплового и конст-руктивного расчетов рекуперативных теплообменных аппаратов (предлагае-мая последовательность может быть положена в основу выбора, проектиро-вания, составления программы и расчета на ЭВМ также и других типов теп-лообменников):

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 по-терь и составляют схемы тепловых и материальных потоков для рассчиты-ваемого аппарата. 3.3 Составляют тепловой баланс аппарата, после которого уточняют теп-лопроизводительность, расходы, начальные и конечные температуры тепло-носителей, их физико-химические свойства, токсичность и агрессивность по отношению к конструкционным материалам. 3.4 Определяют сообразно с технологическими свойствами теплоносите-лей 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 на-правление относительного тока обменивающихся теплотой веществ. Проти-воточное движение теплоносителей всегда должно быть наиболее желатель-ным 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 соображе-ниям направить теплоносители противотоком невозможно, необходимо

- 8 -

стремиться к много перекрестному току с обменом теплотой на общем про-тивоточном принципе. Направление тока теплоносителей не имеет сущест-венного 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 те-плоносителей ∆t1 и ∆t2. А увеличение перепадов температуры при неизмен-ной тепловой производительности приводит к уменьшению расходов тепло-носителей 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 ори-ентировочно оценивают значения коэффициентов теплоотдачи для теплоно-сителей 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 1– 50 При нагревании и охлаждении перегретого пара 20–100 При нагревании и охлаждении масел 200–1500 При нагревании и охлаждении воды 500–10 000 При кипении воды 500–45 000 При плёночной конденсации водяных паров 4000–15 000 При капельной конденсации водяных паров 40 000–120 000 При конденсации органических паров 500–2000 3.8 Определяют термическое сопротивление поверхности теплообмена вместе с загрязнениями на обеих ее сторонах:

загст

ст

заг

заг

ст

ст R+=+∑ λδ

λδ

λδ

где: б — толщина каждого слоя, составляющего стенку, м; λ — коэффициент теплопроводности материала каждого слоя, Вт/(м-К).

- 9 -

Таблица 6 Коэффициент теплопроводности

Материал Теплопровод-

ность, Вт/(м К) Гипс 0,28 Сажа 0,03 Лед 2,26 Мел 0,93 Накипь котельная 1,3—3,1 Песок влажный 1,13 Песок сухой 0,33 Алюминий 203 Латунь 85,5 Медь 384 Никель 58

Сталь 45,4 Нержавеющая сталь 16,0—27,6 Чугун 62,8

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

загст

ст Rk

+++=

21

111

αλδ

α

; (3.1)

для цилиндрической стенки

загнарвн

нар

ствнср R

ddd

dd

k+++

=)1ln

211(

1

21 αλα

(3.2)

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

срэс tk

QF∆⋅

= (3.3)

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

- 10 -

1

)(

2

1

'1

''2

2

1

1

−∆∆

−∆+∆∆

=∆

tt

ttttt

tcp

cp ; (3.4)

12

1

'2

''2

2

1

2

−∆∆

∆+−∆∆

=∆

tt

ttttt

tcp

cp ; (3.5)

при прямотоке

( )

12

1

'1

'2

2

1

1

+∆∆

+∆+∆∆

=∆

tt

ttttt

tcp

cp ; (3.6)

12

1

'1

'2

2

1

2

+∆∆

∆−+∆∆

=∆

tt

ttttt

tcp

cp . (3.7)

Достаточно, однако, определить среднюю температуру одного теплоносите-ля, так как среднюю температуру другого легко найти из равенства

t1cp - t2

cp=∆tcp . (3.8)

В практических расчетах, среднюю температуру теплоносителя часто опре-деляют как среднеарифметическую начального и конечного ее значений. Та-кое упрощение ведет к нарушению соотношения (3.8), что затрудняет пра-вильное определение температуры стенки. Если считать, что в большинстве случаев k сравнительно мало изменяется с температурой, неточность в опре-делении средней температуры теплоносителя влияет на результат расчета не-значительно. 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 теплоноси-теля в виде среднелогарифмической, из начальной и конечной его темпера-тур, совершенно не обоснован и часто приводит к грубым ошибкам.

Для частного случая, когда коэффициенты теплоотдачи k и теплоём-кости с1 и с2 неизменны вдоль поверхности теплообмена и если при этом из-вестны разницы между температурами теплоносителей на концах теплооб-менника, и они мало различаются, то для расчёта можно использовать диа-грамму рис. 3.1

- 11 -

Рис. 3.1 Диаграмма для определения средней разности температур — mϑ∆ при прямотоке и противотоке по значениям большей — gϑ∆ и меньшей —

kϑ∆ 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 темпе-ратуры, 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 зависи-мости от способа распределения труб в трубной решетке. Из условия турбу-лентности режима течения теплоносителя и по экономическим соображени-ям можно рекомендовать следующие средние значения скорости теплоноси-телей:

- 12 -

Таблица 7 Средние скорости теплоносителей

Теплоноситель Скорость w, м/с Вязкие жидкости ≤ 1 Маловязкие жидкости и вода 1 — 3 Запылённые газы 6 — 10 Чистые газы 12 — 16 Пар насыщенный 30 — 50 Пар перегретый 50 — 75 Пар разреженный 100 — 200

Наилучший метод выбора скоростей теплоносителей основан на тех-нико-экономическом расчете: затраты на электроэнергию для перекачивания теплоносителя увеличиваются с повышением скорости, а стоимость поверх-ности 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 ко-эффициент теплоотдачи возрастает в 3 — 10 раз. С увеличением скорости пара пленка образующегося конденсата утоняется и срывается с поверхно-сти, благодаря чему уменьшается сопротивление переходу теплоты от пара к стенке.

Верхний предел скорости жидкостей и газов лимитируется оптималь-ным 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 скоро-сти 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, попе-речном обтеканий латунных труб, то оптимальная скорость теплоносителя, м/с, из условий допустимой эрозии будет равна (ρ=1/v):

vpw дин 303045022==

⋅==

ρρρ (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 -

vw 8032002=

⋅=

ρ. (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 простран-ство теплообменника. Внутри труб легче достигается повышенная скорость, и поэтому в «жидко-жидкостных» теплообменниках теплоноситель с мень-шим коэффициентом теплоотдачи или малым расходом лучше направлять в трубное пространство; в «газожидкостных» теплообменниках обычно жид-кость подается в трубное пространство, а газ — в межтрубное. Загрязненный теплоноситель следует подавать в трубы, а чистый — в межтрубное про-странство, так как очистку внутренней поверхности труб, особенно прямых, легко осуществить. Коррозионно-активные жидкости следует подавать в тру-бы. В этом случае только для крышек аппарата и для труб потребуется кор-розионно-стойкий материал или покрытие. Наиболее важный узел — корпус аппарата коррозии не подвергается. Теплоноситель с высокими давлением и температурой предпочтительнее на-правлять в трубы, что способствует снижению механической нагрузки на корпус аппарата и снижению тепловых потерь в окружающую среду. Наобо-рот, если аппарат предназначен для охлаждения вещества то предпочтитель-нее горячий теплоноситель направлять в межтрубное пространство, так как за счет отдачи теплоты в окружающую среду можно уменьшить расход ох-лаждающего теплоносителя. 3.15 Выбирают диаметр труб и определяют их длину и число. В промыш-

ленных 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 дви-гателей ряд диаметров расширяется в меньшую сторону, и добавляются диа-метры :6, 9, 14, 17 мм,.

Для воздухоохладителей часто применяют оребрённые трубы с диа-метром 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 -

l1 – 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

wzndwSV вн

тр 4π

== , (3.14)

тогда общее число труб в аппарате

2

4

вн

тр

dzS

nπ

= . (3.15)

Длина труб по соотношениям (3.13) и (3.15)

тр

внвн

трвн

внвн

вн

вх

zSdF

zSddF

ndFl

441 2

===π

ππ

(3.16)

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

,4

4 2

nwdGV внπρ

== (3.17)

откуда

ρπ wdGnвн2

4= . (3.18)

Тогда новое соотношение для длины трубы в аппарате выразится как .

4w

GdFl внвн ρ

= (3.19)

Рабочая длина труб в судовых теплообменных аппаратах составляет 0,2— 2м и редко превышает 5 м. При большей расчетной длине конструируют многоходовые теплообменни-ки, 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:

14GldFz внвн ρ

= w=Aw, (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 пропор-ционально выбранной скорости w. В многоходовых теплообменных аппаратах число ходов z рекомендуется вы-бирать четным: (2, 4, 6,8, 10). Так, чтобы входной и выходной патрубки теп-лоносителя 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 мень-шей 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 обес-печивать 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 Реги-стра, 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 теплоноси-

телей трубы крепятся в трубных решетках электрической или газовой свар-кой 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) — мос-тик между трубами.

Разбивка труб на плоскости трубной решетки производится после вы-

бора шага между трубами либо по вершинам равносторонних треугольников (ромбический пучок труб), либо по концентрическим окружностям (концен-трический пучок труб). Ромбическая разбивка. труб по периметрам правиль-ных шестиугольников при числе шестиугольников >7 (при условии заполне-ния сегментов) выгоднее размещения по концентрическим окружностям.

- 16 -

Шаг между центрами труб t принимают из условий прочности трубной ре-шетки 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

dн, мм

6 10 12 14 17 22 25 32 38 44,5 51 57 63,5 77

t, мм

9 13 15 18,5 27 32 35 44 50 58 66 74 81 93

В одноходовом теплообменнике с ромбической разбивкой труб при стороне внутреннего шестиугольника, равной шагу между трубами t, при числе впи-санных шестиугольников m общее число труб (с учетом одной центральной трубы) равно (рис. 3.8):

23312

161)...321(61 mmmmmn ++=+

+=+++++=

Число шестиугольников для размещения труб

63312 −−

=nm (3.22)

Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит e=2m+1 (3.23)

При m>6 сегменты между краем трубной решётки и сторонами наруж-ного шестиугольника желательно заполнять трубами. Размещение труб по концентрическим окружностям производят так, чтобы был выдержан радиальный шаг t, т.е. расстояние между окружностя-ми, 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:

628,62211 ≈==== ππ

tt

tcn ;

1256,124422 ≈==== ππ

tt

tcn ;

186633 ≈=== ππ

tt

tcn ;

itcn i

i π2== . (3.24)

- 17 -

Число труб, размещенных в корпусе аппарата с внутренним диаметром Dв можно определить приближенно: при расположении по вершинам тре-угольников

2

2

47,3 tDn вπϕ= ; (3.25)

при расположении по вершинам квадратов

2

2

4tDn вπϕ= , (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 та-кая разбивка облегчает очистку межтрубного пространства.

Табл 6 Число труб в аппарате при разбивке в трубной решетке по шести-

угольникам и по концентрическим окружностям

Разбивка по шестиугольникам Разбивка по окруж-ностям

Число труб, шт.

Число

шести

-угольников

или

окружностей

Число

труб

по диагона

-ли

, шт.

Общ

ее чис

-ло

труб без

учёта сег-

ментов,

шт.

В 1

-м ряду

сегмента

Во

2-м

ря-

ду сегмен

-та

В 3

-м ряду

сегмента

Число

труб

во всех сег-

ментах,

шт

Общ

ее чис

-ло

труб в ап

-парате

, шт.

Число

труб

по наружной

окружности,

шт.

Общ

ее чис

-ло

труб в ап

-парате

, шт.

1 3 7 - - - - 7 6 7 2 5 19 - - - - 19 12 19 3 7 37 - - - - 37 18 37 4 9 31 - - - - 61 25 62 5 11 91 - - - - 91 31 93 6 13 127 - - - - 127 37 130 7 15 169 3 - - 18 187 43 173 8 17 217 4 - - 24 241 50 223 9 19 271 5 - - 30 301 56 279 10 21 331 6 - - 36 367 62 341 11 23 397 7 - - 42 439 69 410 12 25 469 8 - - 48 517 75 485 13 27 547 9 2 - 66 613 81 566 14 29 631 10 5 - 90 721 87 653 15 31 721 11 6 - 102 823 84 747 16 33 817 12 7 - 114 931 100 847 17 35 919 13 8 - 126 1045 106 953 18 37 1027 14 9 - 138 1165 113 1066 19 39 1141 15 12 - 162 1303 119 1185 20 41 1261 16 13 4 198 1459 125 1310 21 43 1387 17 14 7 228 1615 131 1441 22 45 1519 18 15 8 246 1765 138 1579 23 47 1657 19 16 9 246 1921 144 1723

- 18 -

Теплообменные поверхности воздухоохладителей компонуют, как пра-вило, в виде прямоугольных пакетов оребрённых труб с шахматной или реже коридорной разбивкой пучка. Омывание труб воздухом — поперечное (па-раллельно рёбрам). Шаг t выбирают по диаметру рёбер — Dp

pDt 05,1≈ . 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 опре-деляют тип крышки аппарата. По эскизу трубной решетки с нанесенной раз-бивкой труб и свободными (без отверстий) участками под перегородки кры-шек уточняют число труб в каждом ходу, стремясь достичь их приблизитель-ного равенства. Существует несколько способов распределения труб по хо-дам 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 пе-редней 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 разъе-ма (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) требу-ется только отсоединение труб от крышки. Съемное днище крышки-коллектора (рис.3.4 в, г) допускает ревизию и очистку аппарата без отделе-ния его от трубопроводов, однако наличие дополнительного фланцевого со-единения усложняет конструкцию аппарата. Если выполнить крышку с од-ним разъемным соединением выше патрубков (рис. 3.4, г), то можно ограни-читься одним этим разъемом. Однако это менее удобно при смене и разваль-цовке 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 теплоноси-теля, м3/с, выразим как

fwGV ==ρ

. (3.27)

Проходное сечение патрубка, м2,

4

2Df π= , (3.26)

откуда диаметр патрубка

wGDп ρ

⋅= 13,1 . (3.28)

19. Определяют внутренний диаметр корпуса теплообменника DB ПО форму-ле

mdDD HB 2' ++= , (3.29) где: D' — наибольший диаметр окружности центров труб при кольцевой разбив-ке или наибольшая диагональ шестиугольника при ромбической разбивке труб; m —кольцевой зазор между крайними трубами и, внутренней стенкой кор-пуса.

Для аппаратов с приварными и зажатыми между фланцами трубными решетками (без плавающей камеры) кольцевой зазор т принимается мини-мальным, но не менее 6 мм. В аппаратах с плавающей камерой зазор опреде-ляется 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 пространст-ва, сечение которого в аппарате без перегородок можно определить из равен-ства

- 20 -

( )22

4 HMTP ndDS +=π . (3.30)

Скорость теплоносителя вдоль труб межтрубного пространства находят по уравнению

( ) .27,1 22 ρHMTP ndDG

SVw

−== (3.31)

Изменение скорости w, при этом очень незначительное, может быть достиг-нуто 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:

zSVwzwMTP

==' . (3.32)

Продольные перегородки в теплообменных аппаратах устанавливаются ред-ко. 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 ко-лец 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 диа-метр корпуса, действительные проходные сечения трубного и межтрубного пространства (или ходов); определяют соответствующие им скорости тепло-носителей; разрабатывают узлы аппарата и детали их сочленения. 22. Определяют окончательно, зная уточненные значения скоростей и темпе-ратур, физические константы теплоносителей, характер их взаимного движе-ния и размеры каналов, по известным из курса теплопередачи формулам зна-чения коэффициентов теплоотдачи а и теплопередачи k. При определении коэффициентов теплоотдачи для конденсирующегося пара или кипящей жидкости, когда необходимо знать или предварительно задаваться темпера-турой стенки, а потом проверять принятое значение, целесообразно пользо-ваться для определения коэффициента теплопередачи k графоаналитическим методом. 23. По теплопроизводительности Q, средней разности температур теплоноси-телей ∆tср и коэффициенту теплопередачи k определяют расчетную поверх-ность теплообмена Fр

CPP tk

QF∆⋅

= (3.33)

- 21 -

В том случае, когда расчетное значение поверхности Fр окажется равным за-проектированной поверхности Fэс В эскизном чертеже или на 10—15% мень-шим, определение основных размеров аппарата можно считать законченным. Если же окажется, что Fр > Fэс, то необходимо увеличить поверхность тепло-обмена 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 рас-чет 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 сопротивле-ние теплообменника ∆р определяется по выражению

∑∑∑∑ ∆+∆+∆+∆=∆ CyMT ppppp (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 ог-раничен по величине, то выясняют допустимость применения конструкции аппарата, установленной расчетом. Если сопротивление теплообменника превышает заданное, необходимо менять конструкцию или включать парал-лельно несколько теплообменников, производя перерасчет, так как измене-ние скоростей повлечет изменение коэффициента теплопередачи и необхо-димой поверхности теплообмена. По подсчитанному общему гидравлическому сопротивлению тракта можно определить мощность, Вт, необходимую для перемещения теплоносителей:

ρηpGN ∆⋅

= , (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 тепло-обменника и расчет их на прочность, который может быть двух видов: про-ектный и поверочный. При проектном расчете определяют минимально не-обходимые размеры элементов проектируемого аппарата. При поверочном расчете проверяют прочность отдельных элементов существующего аппарата и определяют возможность использования его в конкретных условиях изме-нившегося технологического процесса. 27. Вычерчивают конструкцию аппарата; составляют спецификации; состав-ляют характеристики всех фланцев с указанием их назначения, рабочего дав-

- 22 -

ления прокачиваемой среды и проходного сечения; определяют массу дета-лей 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 тех-нологического процесса в теплообменнике. 30. Подбирают контрольно-измерительные приборы и элементы автоматики, запорные и регулирующие устройства, предохранительные клапаны, питате-ли, сепараторы, конденсатоотводчики, питающие и сливные емкости, и дру-гое вспомогательное оборудование. 31. Проектируют и подбирают: лестницы и площадки для обслуживания, ог-раждения, подъемно-транспортные устройства, специальные средства для безопасного обслуживания и противопожарное оборудование. 32. В случае необходимости проектируют местное освещение и кондицио-нирование воздуха.

4 Поверочный расчет

Поверочный расчет проводится в случаях оценки пригодности имеющих-ся и предназначаемых к установке теплообмённых аппаратов для определен-ных технологических условий или частных нестационарных режимов работы объекта. При таком расчете для определенных габаритных размеров аппара-та, расходов и температур теплоносителей на входе определяют тепловую производительность, температуры на выходе и гидравлические потери в ап-парате. Поверочный тепловой расчет теплообменника в упрощенном варианте может быть изложен в виде следующих расчетов: 4.1. По известным методикам определяют коэффициенты теплоотдачи, а за-тем 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 тем-ператур, определяемых условиями процесса и тепловой схемой объекта. Рас-полагаемая разность температур может быть равной, больше или меньшё не-обходимой по расчету разности температур. При поверочном расчете необ-ходимо выбрать такой режим работы аппарата, чтобы было примерное соот-ветствие 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 мо-жет существенно повысить технико-экономические показатели работы объ-екта. 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 тех-нологического процесса;

повышение параметров греющего теплоносителя за счет совершенст-вования 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 теп-лообменной установки согласно этапам конструктивного расчета. При проведении анализа получаемых результатов следует выполнить пове-рочный расчет в нескольких вариантах для выбора наилучшего.

- 24 -

Литература 1. Овсянников М.К., Петухов В.А. Судовые дизельные установки:

Справочник – Л.: Судостроение, 1986.424 с., ил. 2. Справочник по теплообменником: В 2т. Пер. с англ. Под ред. Б.С.

Петухова, В.К. Шикова. – М Энергоатомиздат,1987. 3. Ермилов В.Г. Теплообменные аппараты и конденсационные ус-

тановки: – Л.: Судостроение, 1974. 4. Вукалович М.П., Ривкин С.А., Александров А.А. Таблицы тер-

модинамических свойств воды и водяного пара. М.: Стандарты, 1968, 408 с.

5. Российский морской регистр судоходства. Правила классифика-ции и постройки морских судов НД №2-02101-044, 2005г.