Число труб в аппарате при разбивке трубной решетки по шести- угольникам и по концентрическим окружностям
Число шестиугольников для окружностей, шт. | Разбивка по шестиугольникам | Разбивка по ок- ружностям | |||||||
Число труб по диагонали, шт. | без учета сигмен- тов, шт. | Число труб, шт | Число труб во всех сегментах | Общее число труб в аппарате, шт. | наружной окруж- ности, шт. | Общее число труб в аппарате, шт. | |||
в 1-м ряду сегмента | во 2-м ряду сегмента | в 3-м ряду сегмента | |||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | - | - | ||||||
- | - | ||||||||
- | - | ||||||||
- | - | ||||||||
- | - | ||||||||
- | - | ||||||||
- | - | ||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
- | |||||||||
|
p D к
з 3 ,47
× S 2
, (2.27)
где Ψз- коэффициент заполнения трубной решетки (для одноходовых ТА обычно Ψз= 1, для многоходовых Ψз= 0,7÷ 0,85). Внутренний диаметр кор- пуса ТА равен:
Dк =
D' + d н
+ 2dm , (2.28)
где D'- наибольший диаметр окружности центров труб при концентрической разбивке или наибольшая диагональ шестиугольника при треугольной раз- бивке труб; δm- кольцевой зазор между крайними трубами и внутренней по- верхностью корпуса (принимается минимальным, но не менее 6 мм).
В ТА с коробчатым кожухом компоновка труб может быть: коридорной; шахматной, частным случаем которой является треугольная; с неравномер- ным поперечным шагом.
Геометрические характеристики трубных пучков
Свободное сечение для прохода теплоносителя при продольном обтека- нии трубного пучка
S мтр
= p (D 2
4 к
- nd
2 ),м2 (2.29)
|
d э =
2 nd 2
|
|
|
|
,м. (2.30)
При двух ходах в межтрубном пространстве (при наличии продольной перегородки в кожухе ТА):
d э =
2 nd 2
|
|
|
|
, м. (2.31)
D к ⎜ 1 +
⎝
⎟ + nd н
p ⎠
Эта формула позволяет определить эквивалентный диаметр при расчете теплообменного аппарата.
Направление движения теплоносителей
Направление относительного тока обменивающихся теплотой сред вы- бирают в зависимости от свойств, температуры и давления теплоносителей и от конструктивной схемы ТА.
Противоточное движение теплоносителей (без фазовых превращений) всегда должно быть наиболее желательным, так как при прочих равных усло-
виях оно способствует повышению теплопроизводительности Q и уменьше- нию поверхности аппарата F.
Если по технологическим, конструктивным или компоновочным сооб- ражениям направить теплоносители противотоком невозможно, необходимо стремиться к многократно-перекрестному току с обменом теплотой на общем противоточном принципе.
Направление тока теплоносителей оказывает влияние не только на об- щую теплопроизводительность аппарата Q, но и на изменение температур теплоносителей δt1 и δt2, а увеличение перепадов температуры при неизмен- ной теплопроизводительности приводит к уменьшению расходов теплоноси- телей G1 и G2затрат энергии для их транспортировки.
В решении вопроса выбора тока теплоносителей относительно поверх-
ности теплообмена при наружном омывании труб следует руководствоваться
следующим правилом: при отношении
Nu/ Pr0,4 > 0,58
выгоднее продоль-
ное, а при
Nu /
Pr 0 ,4
< 0,58
– поперечное обтекание.
Вопрос о том, какой из теплоносителей направлять в трубы или меж- трубное пространство, должен решаться с точки зрения не только интенси- фикации теплообмена, но и надежности работы ТА. Если теплоноситель вы- зывает коррозию или механическое повреждение труб, то лучше его пропус- тить внутрь труб, так как экономичнее выполнить их из материала высокой стоимости, чем кожух.
В трубы целесообразно направлять теплоноситель с высокой температу- рой и большим давлением, чем в межтрубном пространстве, что способству- ет уменьшению механической нагрузки на корпус аппарата и уменьшению тепловых потерь в окружающую среду, а также более загрязненный, по- скольку трубы очистить от загрязнений легче, чем межтрубное пространство.
Скорость теплоносителей в трубах и межтрубном пространстве
Скорость теплоносителя V оказывает существенное влияние на теплоот- дачу, потери давления, загрязняемость.
Для ламинарного течения:
a ∼ V 0 ,3 ,Äp ∼ V ,a ∼ Äp 0 ,3 .
Для турбулентного течения:
a ∼ V 0,6...0,8 ,Äp ∼ V 1,6...1,8 ,a ∼ Äp0,4 .
Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве оказывает сущест- венное влияние на вибрацию труб, возникающих вследствие вихревого воз- буждения, возбуждения турбулентными пульсациями, гидроупругих и аку- стических возбуждений.
Для повышения теплоотдачи и уменьшения загрязнений скорость нужно увеличивать, а для снижения потерь давления и предотвращения нежела- тельных последствий вибрации труб – уменьшать.
Ориентировочные значения скоростей теплоносителей, рекомендуемые на основе опыта эксплуатации рекуперативных ТА различного назначения и технико-экономических расчетах, приведены в табл. 2.2.
Теплоотдача и сопротивление в трубах
Теплоотдача вычисляется при следующих условиях: 1). Re ≤ 2.400 – ламинарный режим
⎛
Nu = ⎜ 3,66 3
⎝
+ 1,61 3 Re Pr
0 ,33
|
⎟
l ⎠
× e T
, (2.32)
где
Nu = adв; Re = rVdв
= 4G
mC
; Pr = p ; εT
- поправка на неизотермич-
ность.
l m pdвm l
Для жидкостей
⎛
eT = ⎜⎜
0,14
|
⎟⎟ ,
⎝ mwв ⎠
где μ - динамический коэффициент вязкости при определяющей температуре теплоносителя tср; μwв– то же при температуре внутренней поверхности тру-
бы twв. Для газов
eT= 1. В первом приближении
l = 100 × dв
Таблица 2.2
Рекомендуемые значения w теплоносителей при вынужденном те-
Чении в каналах ТА
Среда | Условия движения | V, м/с |
Маловязкая жидкость (во- да,керосин и т.д.) | Нагнетательная линия | 1…3 |
Всасывающая линия | 0,8…1,2 | |
Вязкая жидкость (легкие и тяже- лые масла, растворы солей) | Нагнетательная линия | 0,5…1,0 |
Всасывающая линия | 0,2…0,8 | |
Маловязкая и вязкая жидкости | Самотек | 0,1…0,5 |
Газ при большом напоре | Нагнетательная линия компрессора | 15…30 |
Газ при небольшом напоре | Нагнетательная линия вентилятора, газоход | 5…15 |
Незапыленный при атмосферном давлении | Газоход | 12…16 |
Запыленный при атмосферном давлении | Газоход | 6…10 |
Газ при естественной тяге | Газоход | 2…4 |
Водяной пар: | - | 30…75 |
перегретый | ||
сухой насыщенный, разрежен- | - | 100…200 |
ный (в конденсатор) | ||
Пары насыщенные (углеводоро- | Давление МПа: | |
ды и др.) | 0,005…0,02 | 60…75 |
0,02…0,05 | 40…60 | |
0,05…0,1 | 20…40 | |
0,1 | 10…25 |
Для турбулентного режима течения теплоносителя справедливо следующее: 2). Re > 2.400 - турбулентный режим:
(x/ 8) × Re×Pr
Nu = × eT
, (2.33)
1 + 900+ 12,7
Re
x / 8 (Pr 0 ,66 - 1)
гдеx = (1,81× lg Re- 1,64)-2 .
Для жидкостей
⎛ Pr
eT = ⎜⎜ Pr
0,11
⎞
⎟⎟
при
Twв T
³1;
⎝ wв⎠ cp
⎛ Pr
eT = ⎜⎜ Pr
0,25
⎞
⎟⎟
при
Twв T
<1 ;
⎝ wв⎠ cp
Prwв- для Прандтля при Twв.
T
Для газов e = 1
при
wв £ 1
|
cp
m
⎛ T ⎞ T
⎜ wв ⎟
wв
eT = ⎜ T
⎟ при
T > 1 ,
⎝ cp ⎠
⎡
cp
⎛ T ⎞ ⎤
⎜ wв ⎟
где
m = -⎢0,3×lg⎜
⎟ + 0,36⎥ .
⎣⎢ ⎝ Tcp ⎠ ⎥⎦
Коэффициент сопротивления трения определяется при следующих условиях:
3).
Re£2.400 – ламинарный режим
64
xT=
Re × eT . (2.34)
Для жидкостей:
|
e ⎜⎜
wв ⎞
⎟⎟
0,5
при
Twв £1
T T ;
⎝ m ⎠ cp
|
e ⎜⎜
wв ⎞
⎟⎟
0,58
при
Twв >1
T T .
⎝ m ⎠ cp
Для газов:
0,81
⎛ T ⎞ T
⎜wв ⎟
wв
eT=⎜T ⎟
при
0,5 <
T
£1,
⎝
e = 1
cp ⎠
при
cp
Twв > 1
|
cp
4).
2.400 < Re £ 3×104
0 ,316
– турбулентный режим:
x T =
Re 0 ,25
× e T
. (2.35)
Для жидкостей:
|
e ⎜⎜ wв
0 ,24
⎞
⎟⎟
при
Twв ³ 1
T T ;
⎝ m ⎠ cp
⎛ m ⎞ T
|
при
ср <1
T T .
6 ⎝ m ⎠ wв
Для газов:
⎛ T ⎞
0,5
|
T T
⎝ wв⎠ .
5).
Re > 3×104– турбулентный режим:
|
eT, (2.36)
где eT
определяется по формулам п.4.
Теплоотдача и сопротивление при продольном обтекании пучков труб
|
Nu =
0 ,023
Re 0 ,8 Pr
0 ,4 {1 +
0 ,91 Re
- 0 ,1 Pr
0 ,4 [1 -
2 exp (-
B )]}e ,
(2.37)
⎛⎞
m
|
|
где Nu = adэ
l
; Re = rwdэ
m
= ⎜ Gd э ⎟ e
⎜ ms ⎟ l T
– по п.2. раздела «тепло-
⎝ мтр ⎠
отдача и сопротивление в трубах».
Для расположения труб по треугольнику и по концентрическим ок- ружностям
2
2 3 ⎛ S ⎞ - 1
B = ⎜⎜ ⎟⎟ .
p ⎝ d н ⎠
Коэффициент сопротивления трения для треугольного расположения труб и расположения труб по концентрическим окружностям определяется формулой:
⎪⎧
x 0 ,57
⎛ S
|
- 1⎟ + 0 ,53[1 - exp (- a )]⎪⎫ ´ e
T = ⎨
⎪⎩
|
|
⎬ T , (2.38)
⎪⎭
⎧⎪ ⎡ ⎛ S
⎞⎤⎪⎫
⎛ S ⎞ S
где a = 0,58⎨1 - exp⎢- 70⎜⎜
- 1⎟⎟⎥⎬ + 9,2⎜⎜
- 1⎟⎟
при
£ 1,02 ,
⎩⎪ ⎢⎣
⎝ d H
⎛ S
⎠⎥⎦⎪⎭
⎞
⎝ d H ⎠ d H
S
a = 0 ,58
+ 9 ,2 ⎜⎜
⎝
- 1 ⎟⎟
d H ⎠
при
> 1 ,02 ,
d H
εT- по формулам п.4 раздела «теплоотдача и сопротивление в трубах».
Коэффициент местного сопротивления
Коэффициент сопротивления при резком изменении сечения канала любой формы при числах Рейнольдса Re>104определяют по графикам (рис. 2.5).
Здесь f0- площадь поперечного сечения канала «малого» сечения; f1-то же для канала «большого сечения».
Коэффициенты сопротивления при резком изменении сечения канала
при
Re < 104
определяются с помощью графиков
z = f ⎛ Re,f
|
⎞ или зависимо-
|
|
стей
z m =
f (Re ), где
Re = rw0dэ/ m
– скорость в расчетном сечении. За
расчетное сечение принимают меньшее (f0), за определяющий размер - экви- валентный (гидравлический) диаметр dЭ.
Рис. 2.5. График для определения ζmпри резком изменении поперечно-
го сечения канала
Дата добавления: 2020-12-11; просмотров: 509;