Текст
                    Расчеты машин
и аппаратов
ХИМИЧЕСКИХ
ПРОИЗВОДСТВ
И НЕФТЕ1ЛЮПЕРЕРАБОТКИ

УДК 66.02(075) ББК 35.11:35.514 П56 Издание учебного пособия осуществлено при финансовой поддержке А.Н. Нестерова, с отличием закончившего КГТУ (КХТИ) в 1986 г., специальность «Машины и аппараты химических производств» Рецензенты: Доктора технических наук, профессора А. С. Тимонин (Московский государственный университет инженерной экологии), И.Р.Кузеев (Уфимский государственный нефтяной университет) Поникаров И.И., Поникаров С.И., Рачковский С.В. П56 Расчеты машин и аппаратов химических производств и нефтегазопереработки (примеры и задачи): Учебное посо- бие. - М.: Альфа-М, 2008. - 720 с.: ил. ISBN 978-5-98281-132-5 Излагаются основные соотношения для технологических и механи- ческих расчетов основного химического оборудования (машины для дробления и помола материалов, теплообменные, массообменные, реак- ционные аппараты, аппараты для разделения неоднородных сред, трубо- проводы, монтажное оборудование). Приводятся примеры расчетов, за- дания для самостоятельной работы, а также справочные данные. Для студентов высших и средних учебных заведений, обучающихся по специальностям химико-технологического профиля при выполнении ими индивидуальных заданий, курсовом и дипломном проектировании. _УДК 66.02(075) ББК 35.11:35.514 НАУЧНАЯ БИБЛИОТЕКА ISBN 978-5-98281-132-5 © «Альфа-М». Оформление, 2008 © Поникаров И.И., Поникаров С.И., Рачковский С.В., 2008
Оглавление Предисловие................................................7 ГЛАВА 1. ОСНОВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ ДЛЯ МЕХАНИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ МАШИН И АППАРАТОВ..........................................9 1.1. Расчет толщины корпуса цилиндрических аппаратов.......9 1.2. Расчет толщины крышек и днищ.........................12 1.3. Расчет фланцевых соединений..........................17 1.4. Расчет укреплений отверстий..........................25 1.5. Расчет трубных решеток...............................28 1.6. Проверка необходимости установки температурных компенсаторов............................................34 1.7. Расчет опор аппаратов................................35 1.8. Расчет аппаратов с рубашками.........................52 1.9. Расчет валов на виброустойчивость и прочность........54 1.10. Расчет на прочность тихоходных барабанов............57 1.11. Расчет на прочность роторов центрифуг...............61 1.12. Расчет на прочность роторов сепараторов.............66 Библиографический список..................................70 ГЛАВА 2. МАШИНЫ ДЛЯ ДРОБЛЕНИЯ И ПОМОЛА МАТЕРИАЛОВ .... 72 2.1. Расчет дробилок ударного действия. Область применения, принцип действия, классификация..........................72 2.2. Расчет щековых дробилок. Область применения, принцип действия, классификация..................................84 2.3. Расчет конусных дробилок. Область применения, принцип действия, классификация............................... 2.4. Расчет валковых дробилок. Область применения, принцип действия, классификация............................... 2.5. Расчет барабанных шаровых мельниц. Область применения, принцип действия, классификация....................... 2.6. Задачи для самостоятельной работы................ Библиографический список..............................
Оглавление 715 ГЛАВА 3. ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ...........................127 3.1. Рекомендации по выбору теплообменников...............127 3.2. Основные расчетные соотношения для теплового расчета аппаратов.................................................128 3.3. Основные соотношения для определения гидравлического сопротивления аппарата....................................137 3.4. Образцы конструкций и параметры нормализованных кожухотрубчатых теплообменников...........................139 3.5. Примеры расчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников.............................................172 3.6. Расчет конденсаторов.................................201 3.7. Расчет кожухотрубчатых испарителей...................207 3.8. Расчет теплообменников «труба в трубе»...............212 3.9. Расчет аппаратов воздушного охлаждения...............226 3.10. Расчет пластинчатых теплообменников.................238 3.11. Расчет спиральных теплообменников...................251 3.12. Расчет трубчатых печей..............................264 3.13. Задачи для самостоятельной работы...................298 Библиографический список..................................308 ГЛАВА 4. МАССООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ...........................309 4.1. Общие соотношения для технологических расчетов колонных массообменных аппаратов...................................309 4.2. Расчет абсорбционных колонн..........................315 Основные расчетные соотношения........................316 4.3. Расчет ректификационных колонн.......................336 Основные расчетные соотношения........................336 4.4. Расчет сушильных аппаратов...........................359 Основные расчетные соотношения........................359 Расчет барабанных сушилок.............................366 Расчет сушилок с псевдоожиженным слоем................381 Расчет пневматических трубных сушильных аппаратов.....392 Расчет распылительной сушилки.........................403 4.5. Задачи для самостоятельной работы....................410 Библиографический список..................................419
716 Оглавление ГЛАВА 5. РЕАКЦИОННЫЕ АППАРАТЫ................................420 5.1. Расчет емкостных реакторов-котлов.......................420 Основные соотношения для расчета реакторов-котлов периодического действия.................................................422 Расчет реактора-котла непрерывного действия..............430 5.2. Расчет трубчатых реакторов для проведения реакций в жидкой среде........................................................446 Основные расчетные соотношения...........................447 5.3. Расчет трубчатых печей для процессов пиролиза...........450 5.4. Задачи для самостоятельной работы.......................467 Библиографический список.....................................470 ГЛАВА 6. АППАРАТЫ ДЛЯ РАЗДЕЛЕНИЯ НЕОДНОРОДНЫХ СРЕД .471 6.1. Расчет фильтров.........................................471 Основные конструкции, параметры и классификация фильтров . ... 471 Расчет барабанных вакуум-фильтров........................474 Расчет дисковых вакуум-фильтров..........................510 Основные соотношения для расчета фильтра.................511 Расчет вакуум-фильтров наливного типа....................525 Расчет ленточных вакуум-фильтров.........................526 Расчет карусельных вакуум-фильтров.......................528 Расчет рамных фильтр-прессов.............................540 6.2. Расчет центрифуг........................................545 Расчет центрифуг периодического действия.................549 Расчет центрифуг непрерывного действия...................556 6.3. Расчет сепараторов, трубчатых центрифуг.................576 Основные соотношения для расчета сепараторов.............576 6.4. Энергетический расчет (расчет мощности).................596 6.5. Задачи для самостоятельной работы.......................608 Библиографический список.....................................626 ГЛАВА 7. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРУБОПРОВОДЫ........................629 7.1. Общие сведения..........................................629 7.2. Расчет на прочность технологических стальных трубопроводов давлением до 10 МПа..........................................632
Оглавление 717 7.3. Расчет на прочность стальных трубопроводов высокого давления.................................................650 7.4. Задачи для самостоятельной работы................. 671 Библиографический список.................................674 ГЛАВА 8. МОНТАЖНОЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ..........675 8.1. Расчет такелажной оснастки при подъеме аппарата двумя вертикальными мачтами методом скольжения.................675 8.2. Расчет такелажной оснастки при подъеме аппарата мачтами методом поворота вокруг шарнира..........................678 8.3. Расчет такелажной оснастки при подъеме аппарата порталом (безъякорный метод)......................................683 8.4. Расчет такелажной оснастки при подъеме методом выжимания . . 687 8.5. Выбор такелажной оснастки...........................689 8.6. Задачи для самостоятельной работы...................707 Библиографический список.................................712
РЕДИСЛОВИЕ Учебные курсы «Машины и аппараты химиче- ских производств» и «Оборудование нефтегазоперерабтки» явля- ются профилирующими в учебных планах специальностей «Ма- шины и аппараты химических производств» и «Оборудование нефтегазопереработки» химико-технологических и нефтяных ву- зов и факультетов. При этом большая роль отводится изучению методов расчета машин и аппаратов, составляющих основу для проектирования новых и совершенствования действующих тех- нологических установок химических предприятий. Настоящее учебное пособие включает в себя технологические и механические расчеты основного химического оборудования и предназначено для студентов дневного, вечернего и заочного ви- дов обучения, обучающихся по названным специальностям, при выполнении самостоятельной работы, курсовом и дипломном проектировании. Оно может быть полезным студентам-техно- логам химико-технологических специальностей, поскольку со- держит обширный материал по технологическим расчетам обору- дования. Кроме того, оно представляет интерес для инженер- но-технических работников химических заводов и проектных организаций. Учебное пособие написано с учетом многолетнего опыта пре- подавания в Казанском государственном технологическом уни- верситете. В книге приводятся основные соотношения для механических расчетов с указанием того, в каких примерах пособия эти соотно- шения используются, а также для технологических расчетов по каждому типу оборудования. Пособие не содержит подробного описания аппаратов и их ра- боты. Авторы считают, что студенты ознакомлены с этим при изу- чении курсов «Процессы и аппараты химической технологии», «Машины и аппараты химических производств» и «Оборудование нефтегазопереработки». Приводятся лишь отельные конструк- ции аппарата или машины каждого типа.
8 Предисловие Для удобства пользования авторы сочли рациональным при- водить список использованной и рекомендованной литературы в каждой главе, а также (из-за разнообразия оборудования и про- цессов) постарались унифицировать условные обозначения в рамках отдельной главы. Поскольку в одной книге не представляется возможным да- вать все необходимые характеристики стандартного оборудова- ния, физико-химические параметры сырья и другие данные, не- обходимые для расчетов, авторы делают ссылки на литературу, где можно получить такие сведения. Написание подобных книг с приведением примеров расчета- весьма трудоемкая работа, поэтому нельзя не вспомнить с благо- дарностью наших ученых, которые не жалели сил и времени для этой важной задачи. Это такие специалисты, как К.Ф. Павлов, П.Г. Романков, И.И. Чернобыльский, В.Н. Соколов, Е.Н. Суда- ков, Ю.И. Дытнерский, В.М. Ульянов, А.А. Лощинский, А.Р. Тол- чинский, А.С. Тимохин, А.А. Кузнецов, С.М. Кагерманов, А.Г. Сарданашвили, В.В. Шарихин. Авторы выражают признательность рецензентам учебного по- собия профессорам А.С. Тимонину и И.Р. Кузееву, советы и рекомендации которых заметно улучшили содержание книги. Все пожелания и замечания по содержанию учебного пособия будут приняты с благодарностью.
^ОСНОВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ Е I ДЛЯ МЕХАНИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ МАШИН И АППАРАТОВ 1.1. Расчет толщины корпуса цилиндрических аппаратов В зависимости от толщины стенки корпусов ап- паратов различают: тонкостенные и толстостенные аппараты. Для каждого из этих аппаратов используются свои формулы рас- чета. Критерием толстостенности является коэффициент толсто- стенности р. Для толстостенных аппаратов р = —й- >1,1; для тон- ^в костенных р < 1,1, где DH, DB — соответственно наружный и внут- ренний диаметры аппарата, м. Толщину тонкостенных цилиндрических обечаек, работающих под внутренним давлением, рассчитывают по формуле +с, 2[о]ф-Р (1.1) где Р— внутреннее давление, МПа; <р - коэффициент прочности сварного шва; [о] — допускаемое напряжение для материала обе- чайки, МПа; С- конструктивная прибавка на коррозию, эрозию, учет минусового допуска, м. Толщину стенки труб также рассчитывают по (1.1). Однако ус- Г ст! ловия ее применимости расширяются Ф <25, для бесшовных труб <р = 1. Допускаемое избыточное давление определяется по формуле 2I°I^5-Q (1.2) й,+(5-С)
10 Глава 1. Основные соотношения для механических расчете Если колонный аппарат устанавливается вне помещения и его высота Н> 10 м и Н> 1,5Dmin или Н< 10 м, но Н> Dmin (где D . наименьший из наружных диаметров аппарата), то расчетную тол- щину корпуса аппарата необходимо проверить на прочность и ус- тойчивость от ветровых нагрузок, а если аппарат устанавливается в районах с возможной сейсмичностью более 7 баллов (по 12-балльной шкале), то и с учетом сейсмических нагрузок. Проверка прочности корпуса аппарата в этом случае проводит- ся для сечения аппарата вблизи соединения корпуса с опорной обечайкой по формулам: на наветренной стороне = P(DB +5) G 4М , X1 " 4(5-С) nDB(S-C) + nD2B(S-Cy ♦ на подветренной стороне _P(DB + S) G 4М °х2 4(5-С) nDB(S-C) nD2B(S-C)' Кольцевые напряжения Р(Ов + 5) у 2(5-С) (1.4) (1.5) Эквивалентные напряжения стэ следует рассчитывать: ♦ на наветренной стороне СТэ1 = JCTxl -СТх1СТУ+СТУ ’ ( 1 -6) ♦ на подветренной стороне СТэ2 = ^СТх2~СТх2СТу +сту J (1 -7) Условие прочности: ♦ на наветренной стороне ™хКр°э|}<Ык<р; <Е8) ♦ на подветренной стороне тах{стж2;стэ2}<[ст]кФ, (1-9) где (7— вес аппарата в рабочих условиях, МН; М— расчетный изги- бающий момент от ветровой и сейсмической нагрузок при рабочих
11 „и-т толщины корпуса цилиндрических аппаратов 11. ________________________________ словиях1, МН-м; [ст]к — допускаемое напряжение для материала У оПуСа аппарата при расчетной температуре по ГОСТ 14249—89. Проверку устойчивости корпуса аппарата, натруженного внут- ренним давлением или без давления, проводят по формуле .£+Д<1,0, (1.10) и и где [<л|, [ЛЛ определяют по ГОСТ 14249-89. Если условия прочности или устойчивости не соблюдаются, следует увеличить расчетную толщину корпуса аппарата. Данная методика расчета толщины стенки использована в примерах 3.2, 3.5, 4.1, 5.3. Расчетная толщина стенки обечаек, нагруженных внешним дав- лением, исходя из условий устойчивости их в пределах упругости (при запасе на устойчивость пу = 2,6), определяется по формуле 5 = Ц8Р Е D] + С, (1.11) где D - диаметр обечайки, м, для обечаек с базовым внутренним диаметром D = Лв, с базовым наружным диаметром D ~ DH', Рн — наружное давление, МПа; Е — модуль упругости материала обе- чайки при расчетной температуре, МПа (для сталей значения Е приведены в табл. 1.1); /—расчетная длина обечайки, м. Таблица 1.1. Значения модуля упругости £10 5 МПа в зависимости от темпе- ратуры Сталь Температура, °C 20 100 200 300 400 500 600 Углеродистая 1,99 1,91 1,81 1,71 1,55 — — Легированная 2,00 2,00 1,97 1,91 1,81 1,68 1,61 Формула (1.11) справедлива при соблюдении условий: EKZ;±>o3A 1М,(1.12) I D, - D, D, ~ ' а, \\ й. ] — Расчет изгибающего момента от ветровых и сейсмических нагрузок рассмот- ₽енв§ 1.7 (Расчет опор).
12 Глава 1. Основные соотношения для механических Расчетов где от - предел текучести материала обечайки при расчетной тем пературе, МПа. В случае несоблюдения условия (1.12) принятую величину Лне обходимо проверить на допускаемое наружное давление [Рн] По формуле [Рн] = 2Исж(5-С) DB 1 + 1,02 12РВ (5-С)3 х2 СТТ Е J >Р (1.13) И ’ где [ст]сж - допускаемое напряжение на сжатие, МПа. Для толстостенных цилиндрических обечаек (р = DK/DB >1,1) при внутреннем давлении толщина стенки для однослойного ци- линдрического корпуса S=R exp -1 + С, (1.14) где R — внутренний радиус аппарата, м. Допускаемое рабочее давление можно рассчитать по формуле (1-15) И 1 - LJ и1нр, (Я+25) где рр = — расчетный коэффициент толстостенности. В случае расчета многослойного цилиндрического корпуса можно обратиться к литературе [1.6]. Численные расчеты по упомянутым формулам приведены в примерах 4.9, 5.3. 1.2. Расчет толщины крышек и днищ Днища эллиптические отбортованные и полусфери- ческие отбортованные. Толщина днища, натруженного внутрен- ним избыточным давлением, определяется по формуле л 2[ст] <р - 0,5 Р + (1.16)
13 ! 2 расчет толщины крышек и днищ гДе Я= D2/(^ Иц) — радиус кривизны в вершине днища, м; Яд - вы- сота днища без отбортовки, м; D— внутренний диаметр днища, м. Допускаемое внутреннее избыточное давление рассчитывает- ся по формуле (1.17) SR - max (1.18) И /?+0,5(5д-С) При нагружении этих днищ наружным давлением толщина стенки приближенно определяется по формулам: K3R Г~Р~. РЯ] . 300 ио-6£’ 2[о] ’ Sa = SR+C. (1.19) В предварительном расчете коэффициент приведения радиуса кривизны Кэ принимается для эллиптического днища равным 0,9, для полусферического 1,0. Точное значение А"э рассчитывается по формуле (1.20) 2На 2ИД D J’ Полученное по (1.18) значение должно быть проверено на до- пускаемое наружное давление по уравнению [Р]= где х = 10 D ^д-Cf D (и. Г (1.21) I (1 1 Е где допускаемое давление рассчитывается из условия прочности , = 2[„] (5, - С) J" R + 0,5(5, -С) ’ аДопускаемое давление [/] Е—из условия устойчивости в пределах Упругости (1.22)
14 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов 26-10'6 Е [Ю0(5’д - С) Е— --------- 2 (1.23) ПУ пу — коэффициент запаса устойчивости, который для рабочих ус- ловий равен 2,4. Данная методика расчета крышек использована в примерах 3.2,4.1,53. Конические днища. Расчет толщины стенки гладких конических днищ, нагруженных внутренним давлением, определяется по фор- муле = РДн__________L_ + с к 2[а] <р - Р cosa (1.24) где a - половина угла при вершине конуса; DH — наружный диа- метр основания конуса, м. Допускаемое внутреннее избыточное давление определяется как [г] 2[а]Ф(5,-С) -^ + (SK-C) cos a (1.25) (1.26) где DK — расчетный диаметр, м, принимается по [1.6]. При нагружении конических обечаек наружным давлени- ем допускаемое наружное давление рассчитывается по форму- лам: ♦ из условия прочности [р] = 2[с](5,-С) . -^- + (SK-C)’ cos a ♦ из условия устойчивости в пределах упругости _ 20,81(Г6Е De I100(Sk -С)]2 |100(5к-С) 1 J "Л 1Е D+Do, D (1.27) D + Д°—tga ; 100(SK-C) где DE - max 2cosa ’ cosa
! 2 расчет толщины крышек и днищ =+ ’« 15 Bl ; lE = D, Do - соот- 2sina ветственно внутренние диаметры основания и вершины усечен- ного конуса, м. Приведенные выше формулы расчета конических днищ с уг- лом а 70° применимы при соблюдении условия 0,001 < < 0,05. (1.28) Сферические крышки и днища. Формулы расчета применимы при условиях: 5~^<0,1; ty)5D<R<.D, (1.29) где R - внутренний радиус сферы, м; D - внутренний диаметр ап- парата, м. Толщина сферической неотбортованной крышки, приварен- ной к фланцу, рассчитывается по формуле 5 = + С, (1.30) [ст]<р допускаемое внутреннее избыточное давление определяется как и = (1.31) Толщина сферического неотбортованного днища, приварен- ного к цилиндрическому корпусу аппарата, Допускаемое внутреннее избыточное давление определяется как [f] = 138(5-C)[o]<p (L33) R Плоские круглые днища и крышки используются приварными к корпусу аппарата и соединяются с корпусом аппарата с помощью Фланцев. Поскольку в случае фланцевого соединения возникают
16 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов изгибающие моменты, то расчет их ведется по другим формулам чем в случае приварки крышек и днищ. ’ Приведенные ниже формулы (1.34)—(1.39) для расчета плоских круглых днищ и крышек применимы при условии ——— < 0,11. ^я Толщина приварных круглых крышек и днищ (рис. 1.1, а) рас- считывается по формуле S’=kkodr LL- + С, ^[о]Ф (1.34) где К — коэффициент, учитывающий способ крепления крышки или днища; £>д - расчетный диаметр, м. Значения К и DR приво- дятся в табл. 14.17 [1.6]. Для случая, показанного на рис. 1.1, а, К= = 0,41. Рис. 1.1. Типы крепления крышки к корпусу аппарата: а - приварная; б-на фланцевом соединении б Коэффициент ослабления днища или крышки отверстиями Ко равен: ♦ при наличии одного отверстия диаметром d, м, Ко = (1.35) ♦ при наличии нескольких отверстий (1.36)
17 ]3 расчет фланцевых соединений при отсутствии отверстий = 1. Толшина плоских крышек при фланцевом их соединении с корпусом аппарата (рис. 1.1,6) рассчитывается на внутреннее из- быточное давление (1-37) где Ка = 0,41 1+3Ф^-1 к^сп дб Дп (1.38) Допускаемое давление на плоскую крышку определяется как и= S'-с kkodr 2 [о] <р. (1.39) Численные расчеты по приведенным формулам (1.16)—(1.18), (1.22), (1.26) и (1.27) даны в примерах 4.9, 5.3. 1.3. Расчет фланцевых соединений В химической промышленности применяют в ос- новном следующие типы фланцев для труб, трубной арматуры и аппаратов: стальные плоские приварные к корпусу и стальные приварные встык (рис. 1.2). При конструировании аппарата следует применять стандарт- ные и нормализованные фланцы. Такие фланцы выпускают от- дельно для арматуры и трубопроводов на Dy до 800 мм и для ап- паратов на Dy (yr 400 мм и более. Расчет фланцевых соединений проводят в тех случаях, когда не представляется возможным при- менение нормализованных фланцев ввиду отсутствия фланцев ^буемых параметров.
18 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов а 6 Рис. 1.2 г Рис. 1.2. Типы фланцев: а - стальной приварной к корпусу; б - привар- ной встык с плоской поверхностью; в — привар- ной встык с выступом и впадиной; г - приварной встык с шипом и пазом (1:2,5 - рекомендуемый угол конусности) Рис. 1.3. Конструктивные размеры фланца Расчет фланцевого соединения требует вычисления следующих расчетных величин: ♦ меньшей толщины конической втулки фланца (рис. 1.3) 50< 1,355, но 50-5< 0,005 м; (1.40) ♦ отношения большей толщины втулки фланца к меньшей р = 5 /*Я для приварных встык фланцев и бортов выбирают по рис. 1.4, для плоских приварных фланцев р = 1; ♦ большей толщины втулки фланца 5! = р5^, для плоских приварных фланцев принимают 5! = 50;
19 ] 3 расчет фланцевых соединений । высоты втулки приварного встык фланцаЛв > 3(5, - 50). Р и с. 1.4. Графики для определения коэффициента р Кроме того, определяют: Ф эквивалентную толщину втулки фланца ЛВ(Р - О 5ЭК = So 1 +----------Ь= , (1.41) йв + o^5(p+i)V^s7 для плоского приварного фланца 5ЭК = 5^; ♦ диаметр болтовой окружности Р6, м: а) для приварных встык фланцев Л6 > D + 2 (5, + d6 + 0,006); (1.42) б) для приварных плоских фланцев Л> >Д+2(250 + </б +0,006); (1.43) ♦ наружный диаметр фланца D*>D6+a, (1.44) где а - величина, зависящая от типа и размера гайки, м (табл. 1.2); 4>-диаметр болта, м; размер D$ принимают кратным 10 или 5 мм; наружный диаметр прокладки ^п~ О5 — г4е значение et выбирается в зависимости от диаметра болтов и Ф вИда прокладки (табл. 1.2); средний диаметр прокладки
20 Глава 1. Основные соотношения для механических расчето Д:п = Д, ~ Ьп, Ьп — ширина прокладки; эффективную ширину прокладки ЬЕ, м: а) для плоских прокладок: 6£ = 0,56п при Ьп <15мм, ЬЕ = 0,6 при Ь„ > 15 мм; б) для прокладок восьмиугольного и овального сечений: ЬЕ = 0,1256п ; ориентировочное число болтов (шпилек) 7 _л2)б 6 ~~Г~ где /б — шаг болтов, м. Окончательное число болтов определяется как ближайшее большее кратное четырем; ориентировочную толщину фланца h = эк , где значение X принимается по рис. 1.5. (1.45) (1-46) (1-47) Таблица 1.2. Значениями?] в зависимости от типа гайки и диаметра отверстий под болт d, мм а, мм еимм Шести- гранная гайка Шестигранная гайка с уменьшенным разме- ром «под ключ» Плоская прокладка Прокладка овального сечения 23 40 36 30 53 25 42 40 32 55 27 47 42 34 57 30 52 47 37 60 33 58 52 41 64 40 70 63 48 71 46 80 69 55 78 52 92 80 61 84 58 97 86 65 88 60 ПО — — 195 66 115 — — 240 70 120 - - 240 J
I з расчет фланцевых соединений 21 Рис. 1.5. График для определения коэффициента X: 1 — для плоских приварных фланцев; 2 — для приварных встык фланцев Расчет фланцевого соединения, работающего под действием внутреннего давления, проводят следующим образом. Определяют: ♦ нагрузку, действующую на фланцевое соединение от внутреннего избыточного давления, О = 0,785Рс2п Р, (1.48) ♦ реакцию прокладки в рабочих условиях R„=2nDc„bEmP, (1.49) где т — коэффициент, зависящий от конструкции и материала прокладки (табл. 1.3); ♦ болтовую нагрузку в условиях монтажа (до подачи внутреннего Давления): а) при Р< 0,6 МПа ^61 = тах{аО+Лп; *DcnbEq-, 0,4[o]^°Z6/6 }, (1.50) где ц _ коэффициент жесткости фланцевого соединения, нахо- Дится по формуле (19.27) из [ 1.6]; q - расчетное значение удельно- 1X3 Давления на прокладку (табл. 1.3), МПа; Z — число болтов;^ — Расчетная площадь поперечного сечения болта (шпильки) по ^Утреннему диаметру резьбы;
22 Глава 1. Основные соотношения для механически» « ___________________________________________Л Расчетов б) при Р> 0,6 МПа Рб1 — максимальное значение по формуле (1.50) (без учет третьего члена); Таблица 1.3. Расчетные параметры прокладок (ОСТ 26-373-78) Конструк- ция про- кладки Материал прокладки m ?, МПа МПа Плоская не- Резина по ГОСТ 7338—77 с твер- металл иче- достью по прибору ТШР, МПа: ская в диапазоне 0,76-1,2 0,5 2,0 18 более 1,2 1,0 4,0 20 Картон асбестовый по ГОСТ 2850—75 толщиной 3 мм 2,5 20 130 Паронит* по ГОСТ 481-71 толщи- ной не менее 1 мм 2,5 20 130 Фторопласт-4 по ГОСТ 10007—72 толщиной 1—3 мм 2,5 10 40 Плоская Алюминий АД по ГОСТ 21631—76 4,0 60 металл иче- Латунь Л63 по ГОСТ 2208-75 4,75 90 ская Сталь 05кп по ГОСТ 1050—74 Сталь по ГОСТ 5632-72: 5,5 125 - 08X13 5,5 125 08Х18Н10Т 6,5 180 Плоская Асбест по ГОСТ 2850-75 составная Оболочка толщиной 0,2—0,3 мм: алюминиевая 3,25 38 медная 3,5 46 — латунная 3,5 46 из стали 05кп 3,75 53 из стали 12Х18Н10Т 3,75 63 Овального Сталь 05кп; 08X13 5,5 125 или восьми- угольного сечения ме- таллическая Сталь 08Х18Н10Т 6,5 180 - * Для сред с высокой проникающей способностью (водород, гелий, легкие нефт*' продукты, сжиженные газы и т.п.). ♦ болтовую нагрузку в рабочих условиях Р62 =Рб1 + (1-а)(2;
,3 расчет фланцевых соединений введенные изгибающие моменты в диаметральном фланца Мо1 ~А:п)> г 12^ Мо2 = ОД [^62(^б “^сп ) + О(^сп -'О-^эк)] г ,, • 23 сечении (1.52) (1.53) (1.54) За расчетное значение Мо принимают большее из значений Moi и М02- । условие прочности болтов _^61_<ГСТ120; _£б2_ 7б/б k Z6f6 где [ст]б° ’ [ст] б ~ допускаемые напряжения материала болта соот- ветственно при 20 °C и рабочей температуре, МПа; * условие прочности прокладки (только для неметаллических про- кладок) 1 61 (1.55) где [#] находится по табл. 1.3. В случае неудовлетворения условия (1.55) следует увеличить ширину прокладки. Расчет на прочность приварных плоских фланцев и приварных встык фланцев проводят следующим образом. Определяют: ♦ максимальное напряжение в сечении 5] фланца ТМй ш (1.56) 1Де2>_дПрИ£)>2051,Р* = 2)+5})При2)<205| иу3> 1;Р* = Л+5|при < 205, и \|/3 = 1 (параметр \|/3 определяется по рис. 1.6 ж МеРные параметры. A’2(l + 8^51gA’)-l (1,05+1,945/if2 )(АГ-1) — безраз-
24 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Л D<b Здесь j =-----; у j = 1,281g.АГ; К = —— — для плоских приварных и *^эк D приварных встык фланцев (см. рис. 1.2); ♦ максимальное напряжение в сечении 50 сто =V3CTi’ (1-57) ♦ окружное напряжение в кольце фланца от действия Мо, МПа, Л/о[1-<о (1 + 0,91)] ц/2 (1.58) К+ i , где ц/ 2 =---безразмерный параметр; К — 1 ♦ напряжение во втулке фланца от внутреннего давления: тангенциальное ——- ; (1.59) х AsQ-cy PD /1 60) меридиональное оу = —-------- ; (low 4(50 _ С) ♦ условие прочности фланца: а) в сечении 5] J^ + ct^+Ст]стк < [о, ]; (1 61) б) в сечении 50
j 4 расчет укреплений отверстий 25 <ф[о2]- (1.62) ^сли не соблюдается любое из условий (1.61) или (1.62), следует увеличить толщину фланца й. В случае необходимости учета темпе- ратурных деформаций при расчете можно воспользоваться резуль- татами [16]. Численные расчеты фланцевых соединений приведены в при- мере 3.2. 1.4. Расчет укреплений отверстий Необходимые отверстия для штуцеров и люков в стенках корпуса, крышки, днища сварного аппарата ослабляют стенки, поэтому большинство из них укрепляют. На рис. 1.7 показаны типовые конструкции укреплений отвер- стий в стенках сварных аппаратов. Наиболее рациональным и по- этому предпочтительным является укрепление патрубком штуце- ра (рис. 1.7, типы а и б). Изложенная ниже методика укрепления одиночных отверстий в стенках аппаратов из пластичных материалов, работающих при статических нагрузках, применяется при следующих условиях: ♦ для круглых отверстий в стенках цилиндрических обечаек и сфе- рических и эллиптических днищ ^£0.6;А<0,05; ♦ Для круглых отверстий-в стенках конических обечаек и днищ d S <0,6 cos а; —<0,05 cos а, А» Dr ~ ’ гДе а - половина угла при вершине конуса; остальные параметры * на рис. 1.7; Для овальных отверстий £ <1 + 2 JDJS-C)
26 Глава 1. Основные соотношения для механических Р^чет^в где d\, d'i — длины меньшей и большей осей овального отверст^ При расчете укрепления овальных отверстий используют пара метр d — длину большей оси овального отверстия, т.е. d= d2 Отверстие считается одиночным, если ближайшее к нему©]- верстие не оказывает на него влияние, что возможно, когда рас стояние между центральными осями соответствующих штуцеров удовлетворяет условию <>0,7(^ + ^)+5ш1+5ш2, (163) где Ад — расстояние между осями штуцеров, м; dlt d2 — внутренние диаметры первого и второго штуцеров, м; 5Ш|, 5ш2 - толщина стен- ки первого и второго штуцеров, м. Р и с. 1.7. Расчетные схемы для различных конструкций укрепления отверстий в стенках аппаратов, работающих при статических нагрузках: а - укрепление односторонним штуцером; б— двусторонним штуцером; в - одно- сторонним штуцером и накладкой; г — двусторонним штуцером и двумя накладка- ми; д - отбортовкой и штуцером; е - бобышкой Если расстояние А между двумя смежными отверстиями буД^ меньше АД, то расчет укреплений можно производить так же, каК для одиночного отверстия с условным диаметром dy =A+05(di+d2) + 2C, <l64) где С — конструктивная прибавка, м.
27 4 расчет укреплений отверстий Наибольший допустимый диаметр da, м, одиночного отвер- в стенке, не требующего дополнительного укрепления, опре- 2^ется по формуле rf,>2[[^-M]VO.(S-C)-C (165) где S' - номинальная расчетная толщина стенки корпуса аппарата без конструктивной прибавки и при <рш = 1, м; <р — коэффициент прочности сварного шва. Если диаметр отверстия d < da, то укрепления отверстия (и со- ответственно дальнейшего расчета) не требуется. Если d > da, то необходимо выбрать тип укрепления и для него выполнить изло- женные ниже условия. В случае приварки штуцера или трубы к стенке аппарата по схемам а и б на рис. 1.7 (наиболее часто встречающийся случай при конструировании) укрепление отверстия этим штуцером яв- ляется достаточным, если соблюдаются условия: ♦ при одностороннем штуцере (схема о) (d-da) S'< 2(/, + 5 - S’- С) (5Ш - S' ш - С); (1.66) ♦ при двустороннем штуцере (схема б) (*/-</л)5'<2(/,+5-5'-С)(5ш - 5'ш-С) + 2/2(5ш -2С),(1.67) где - номинальная расчетная толщина стенки штуцера (без прибавок и при <р = 1), м. При несоблюдении условий (1.66), (1.67) в соединение необ- ходимо вводить дополнительные укреплений в виде местного Утолщения стенки штуцера, местного утолщения укрепляемой стенки или накладки. Толщину стенки штуцера, участвующей в Укреплении, исходя из рациональной сварки, не рекомендуется Увеличивать более чем до 25 При укреплении отверстия штуцером и накладкой первона- чальная толщина стенки не увеличивается, а толщину укрепля- Кйцей накладки 5Н принимают равной толщине стенки 5. ^крепление в этом случае обеспечивается при условиях: Для схемы в (рис. 1.7) (d-da)S'<2(ll+S-S'-C)(Sul-S'ul-C) + (168) +2(6н+5ш -5'ш-С)5„;
28 Глава 1. Основные соотношения для механических Расчетов для схемы г -</д)5'<2(/] + 5-5'-С)(5ш -5'ш-С) + 2/2(5ш - + 2 (6Н + - 5'ш _С)^н • Если условия (1.68) или (1.69) не будут выполнены, то необхо- димо увеличить толщину стенки штуцера 5Ш (до 5Ш < 25), либо тол- щину накладки 5Н (в тех же пределах), либо то и другое до соблю- дения указанных условий. При приварке штуцера или трубы к отбортованной стенке по схеме д (рис. 1.7) укрепление отверстий отбортовкой и штуцером является достаточным, если соблюдено условие (4+25б-4д)5'<2(/1+5-5'-С)(5ш -5'Ш-С). (1.70) Следует иметь в виду, что толщина отбортовки 5б из техноло- гических соображений может быть не более 0,85, чем и ограничи- вается применение таких укреплений. Укрепление отверстий бобышкой по схеме е (рис. 1.7) являет- ся достаточным, если соблюдено условие (d-d,)S'<2[(bH -S'm-C)hs- doho]. (1.71) Ширина накладки Ьн (или бобышки) рассчитывается по фор- муле bH=jDB(S-C). (1.72) Численный расчет укрепления отверстий приведен в примере 4.2. 2С) + ’ (1-69) 1.5. Расчет трубных решеток Одним из основных элементов кожухотрубчатых теплообменников и греющих камер выпарных аппаратов являются трубные решетки, в которых закрепляются трубы. Наиболее ра- ционально по плотности упаковки труб размещение их по верши* нам равносторонних треугольников. Размещение по вершинам квадратов удобнее при необходимости чистки межтрубного ПР0' странства. Расчет толщины трубной решетки зависит от ее конструкции я конструктивной схемы аппарата. С точки зрения конструкции трУ° ной решетки и ее расчета их можно разделить на два типа (рис. 1°)-
29 5 рясчеттрубнмхрешеток «бные решетки, приваренные к корпусу аппарата, используют- в кожухотрубчатых теплообменниках жесткой конструкции с СЯмПературным компенсатором или расширителем на кожухе; Зубные решетки, закрепленные фланцевым соединением, исполь- зуйся в теплообменниках с плавающей головкой и U-образными •трубами. Рис. 1.8. Варианты крепления трубной решетки: а — сваркой; б - фланцевым соединением При расчете трубной решетки применяется упрошенный ме- тод расчета, а при необходимости — уточненный. Для расчета толщины трубной решетки определяют вспомога- тельные величины: ♦ относительную характеристику беструбного края тп = а/ах, , где а — внутренний радиус кожуха, мм; ах - расстояние от оси ко- жуха до наиболее удаленной трубы; ♦ коэффициенты влияния давления на трубную решетку 1 Л 2’ Т'т 1 Л 2 ’ 4о, 4^1 гДе i ~ число труб; — наружный диаметр трубы; 5,. - толщина стенки трубы; коэффициент ослабления трубной решетки Фр =1- Г?Ч - диаметр отверстия в решетке; tp — шаг расположения от- ®еРстий в решетке;
30 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетОв ♦ коэффициент жесткости перфорированной плиты \|/0 определяет- ся по табл. 1.4 в зависимости от т]т; ♦ модуль упругости основания (системы труб) Y Еч ("Пт — Пм ) X,---------}, где £г — модуль продольной упругости материала труб, МПа; /_ половина длины труб, мм; Таблица 1.4. Зависимость коэффициента жесткости перфорированной плиты где Ек — модуль продольной упругости материала кожуха, М Па; 5К — толщина стенки кожуха, мм; ♦ коэффициенты жесткости системы трубы—кожух: а) для теплообменников с неподвижными трубными решетка- ми Ка = 1, Кр = 1; б) для теплообменников с компенсатором на кожухе до Ек 5К % _ £КОМ8К '*к ’ К nKO„dl где Кк - коэффициент жесткости компенсатора; Еком - модуль продольной упругости материала компенсатора, МПа; 8К — тол- щина стенки компенсатора, мм; Ак есть функция от рк = и на- ходится по табл. 1.5; 2)к, dK — соответственно наружный и внутрен ний диаметры компенсатора, мм; в) для теплообменников с расширителем на кожухе коэфФи циенты Ад и Ар можно найти в ОСТ 26.1185-81; ♦ приведенные давления
t j Рогиеттрубныхрешеток 31 Р =[ак(/к"/о)-ат(/т “го)Иу/+[Пт-!+ «ср + тп(тп +0^р^д)]х хрт- [Пм-1+/и=Р + /И"(/И"+0’3рХР)]Рм’ 0^|(</т-5т)2 где м р ----—2----ак’ ~ К0ЭФФициенты линейного рас- ai щирения материалов соответственно кожуха и труб, 1/ °C; /к, /т, {д » 20 °C — соответственно средняя температура стенки кожуха, стенок труб и температура сборки аппарата, °C; Рт; Рм - расчетные давления соответственно в трубном пространстве и межтрубном, 1,8 I $р с „ г МПа; р = — 4—~— толщина трубной решетки, мм; Е? - *5Р yVo^p модуль упругости материала трубной решетки, МПа. Таблица 1.5. Зависимость от рк р. 0,51 0,52 0,53 0,54 0,55 0,56 0,57 0,58 А 23,4 26,0 29,0 32,3 65,9 40,1 44,8 50,0 Р« 0,59 0,60 0,61 0,62 0,63 0,64 0,65 0,66 А 56,0 62,7 70,3 78,9 88,8 100 113 128 Р« 0,67 0,68 0,69 0,70 0,71 0,72 0,73 0,74 А 145 164 187 214 245 281 324 375 Р, 0,75 0,76 0,77 0,78 0,79 0,80 0,81 0,82 А 436 509 597 704 834 996 1197 1451 Упрощенный расчет выполняют для аппаратов, предназначен- ных для работы под давлением до 3,4 МПа и при перепаде темпе- Ратур труб и кожуха не более 40 °C, а также при -—— < 3. *$р Толщина трубной решетки Sp fiS* (Лт -т1м ) + С (1.73) ГДе/1 ff) — вспомогательная функция (рис. 1.9); С— конст- руктивная прибавка, мм; А'= [oi _ ДОПуска- [СТ]рФр 5к
32 Глава 1. Основные соотношения для механических Расчету емое напряжение для материала решетки в условиях малоцикло вого нагружения, МПа; <рр =1- — - коэффициент ослабления трубной решетки. Рис. 1.9.Зависимость/] отЛ'иД1: а- 5'= 50-250; б-В' = 250-2000 б Для аппаратов, у которых трубная решетка закрепляется флан- цевым соединением (аппараты с U-образными трубами, плаваю- щей головкой и компенсатором на плавающей головке), расчет толщины трубной решетки, мм, ведется по формуле с _ ^сп I р V фр[ст]Р (1.74) где Dcn — средний диаметр прокладки, мм; Р=шах {Рм ;РТ ;РТ [ст] — допускаемое напряжение для материала решетки, МПа. Расчетная толщина трубной решетки должна обеспечивать воз- можность крепления труб в решетке и во всех случаях отвечать ус- ловию s ><yof !f; f“ +с, <|75) V Ч где DE — максимальный диаметр окружности, вписанный в пло щадь решетки, не занятой трубами, мм (рис. 1.10).
Толщина решетки, выполненной за одно целое с фланцем, должна быть не менее толщины кольца ответного фланца. Для аппаратов, многоходовых по трубному пространству, тол- щина трубной решетки в сечении канавки для перегородки в рас- пределительной камере определяется как >(5р-С)шах 1- К t -1 Гп Гр фр +С, (1.76) где tn - шаг расположения отверстий в зоне паза (канавки), мм; Ь„ - ширина паза под прокладку, мм. В случае, если конструкция не отвечает требованиям, изложенным в начале упрошенного расчета, проводят уточнен- ный расчет. Условие прочности крепления трубы в решетке имеет вид тр ’ (1-77) где = ~~ [(Пи Л. - ЦТ Л) + Л Ро ] - (1-78) °сев°е усилие в трубе, Н;/, = 0,4 для аппаратов с неподвижными ^Убными решетками; i — число труб; — допускаемые нагруз- । На соединение трубы с решеткой, причем случая развальцовки [Л% = ndTlB[q], (1.79)
34 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов /в — глубина развальцовки труб, мм; [<?] = 14,7 МПа для гладкоза- вальцованных труб; [<?] = 29,4 МПа для труб, завальцованных в па- зы; [<?] = 39,2 МПа для труб, завальцованных с отбортовкой; * для случая приварки и приварки с подвальцовкой [У]тр=л^т5(рстт{[ст]т;[ст]р}, (1.80) <рс =min {ОД (0,95-O,21g2V)}; [о]т ,[о]р - допускаемые напряже- ния для материала соответственно трубы и решетки, МПа; 5 - вы- сота сварного шва в месте приварки трубы к решетке, мм; * для случая развальцовки с обваркой =^/BM + l,9JT8<pcmin{[Q]T; [о]р}. (1.81) Численный расчет трубной решетки приведен в примере 3.2. 1.6. Проверка необходимости установки температурных компенсаторов Кроме напряжений, возникающих под действием сил давления и различных внешних нагрузок, в аппаратах, осо- бенно теплообменниках, могут возникнуть дополнительные, тем- пературные напряжения, напряжения, обусловленные неоди- наковыми температурными удлинениями жестко соединенных деталей. Если суммарные напряжения больше допустимых, в ап- паратах следует установить компенсаторы. Как показала теория и практика, в теплообменных аппаратах жесткой конструкции установка температурных компенсаторов не обязательна, если разность средних температур теплоносите- лей не превышает 30 °C. В остальных случаях следует проверить необходимость установки компенсаторов. Компенсаторы приваривают к кожуху теплообменного аппа- рата и трубопроводам с предварительным растяжением или сжа- тием (в зависимости от условий работы) для увеличения в 2 раза его компенсирующей способности. Большое распространение получили линзовые компенсаторы. Такие компенсаторы, приме- няемые в теплообменниках типа К и «труба в трубе», стандартизо- ваны для давления Ру > 2,5 МПа и температуры от -70 до 700
35 f 7 рясчетопораппаратов для определения необходимости установки компенсаторов используют формулы: , ДЛЯ1РУ6 ап>'л(</т-5т)5т (1.82) где 1ст1тр — допускаемое напряжение для материала труб, МПа; значение Nx находится по (1.78); » для кожуха _0ь (1.83) где О=0,5о Рт- к> к ’ । Н/мм; (1-84) Кц = 1 — для аппаратов с неподвижными трубными решетками; [ст]к - допускаемое напряжение для материала кожуха, МПа. В случае невыполнения (1.82), (1.83) установка температурно- го компенсатора обязательна. 1.7. Расчет опор аппаратов Установка аппаратов на фундамент осуществля- ется преимущественно с помощью опор. Непосредственно на Фундаменты устанавливаются лишь аппараты с плоским днищем, предназначенные главным образом для работы под налив. В зависимости от рабочего положения аппарата различают опоры для вертикальных аппаратов и опоры для горизонтальных аппаратов. При установке вертикальных аппаратов на открытой площад- Ке> когда отношение высоты опоры к диаметру аппарата H/D > 5, Рекомендуется применять цилиндрические или конические опо- Ры (рис. 1.11, а, б) высотой Н' не менее 600 мм. Для аппаратов с эл- липтическими днищами, устанавливаемых на фундамент внутри помещения, а также при H/D< 5 рекомендуется применять опоры,
36 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов изображенные на рис. 1.11, в. При подвеске аппаратов между пере- крытиями или при установке их на специальные опорные конст- рукции применяют лапы (рис. 1.11, г). Опоры для горизонтальных цилиндрических аппаратов могут быть съемными (рис. 1.11, д, сле- ва) или жестко соединенными с аппаратом (рис. 1.11, д, справа). Рис. 1.11. Типы опор аппаратов: а - цилиндрическая опора; б - коническая опора; в - стойки; г - лапы; д - седловая опора Число седловых опор (рис. 1.11, д) должно быть не менее 2. При этом одна опора должна быть неподвижной, остальные - подвижными. Расстояние между неподвижной опорой и подвиж- ной выбирается так, чтобы температурные удлинения аппарата между смежными опорами не превышали 35 мм. При расчете лап определяют размеры ребер. Отношение выле- та ребра к его высоте l/h (рис. 1.11, г) рекомендуется принимать равным 0,5. Толщину ребра определяют по формуле
37 1 7 расчет опор аппаратов 2,24 бщах , f 8=-&Ж (1.85) где Стах “ максимальный вес аппарата, МН (обычно бывает при гидроиспытаниях); п - число лап; Z— число ребер в одной лапе (одно или два); /— вылет опоры, м; [о] - допускаемое напряжение на сжатие (можно принимать равным 100 МПа); коэффициент ^вначале принимают равным 0,6, а затем уточняют по графику на Рис. 1.12. График для определения коэффициента Кв (1.85) Толщину опорной части принимают не менее толщины ребра 8. Прочность сварных швов должно отвечать условию <0,7£шАш [т]ш , (1.86) где £ш — общая длина сварных швов, м; Аш — катет сварного шва, м (обычно Аш = 0,008 м); [т]ш — допускаемое напряжение материала шва на срез, МПа ([т]ш « 80 МПа). Расчет седловых опор (рис. 1.11, д) сводится в основном к выбо- ру числа опор и проверке необходимости установки (приварки) накладки к аппарату под опорную поверхность опоры. В химиче- ской промышленности обычно устанавливают 2—3 опоры. Рас- смотрим расчет аппаратов с двумя седловыми опорами: ♦ Реакция опоры для аппарата, установленного на двух опорах, 0 = 0,5 G, где G— вес аппарата в рабочем состоянии, МН; Изгибающий момент в середине аппарата f ^,=Q(ftL-a)- (1.87) Изгибающий момент в сечении под опорой
38 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов — Л/2 = ^^-7 + 0’5/2 --^1’ (1-88) /2 L а — коэффициенты, принимаемые по рис. 1.13, 1.14 в зави- симости от параметров L/D и HJD\ остальные параметры показа- ны на рис. 1.15; Рис. 1.13. График для определения Рис. 1.14. График для определения коэффициента /( коэффициента /2 ♦ изгибающий момент в сечении над приварной седловой опорой в случае ее скольжения по опорной плите = Л/2+О,О8е(Л,+Л2), (1.89) где Аь А2 — наибольшая и наименьшая высоты ребер опоры. Прочность стенки аппарата от совместного действия внутренне- го давления Р и изгиба от реакции опор проверяется в двух сечениях: посередине пролета CTi PD 4(S-C) + Ц275 —5—1— < <р [ ст]; л2(5-с) 1 J (1.90)
। 7 расчет опор аппаратов 39 над опорой я = ----г + V/5-----------< ср ст , °2 4(5-С) АГ8Р2(5-С) L J (1.91) где =Д8)_ коэффициент для обечаек, не укрепленных кольцами жесткости в опорном сечении, определяемый по рис. 1.16 в зависи- мости от угла обхвата аппарата седловой опорой 8; при установке в обечайки колец жесткости в опорном сечении аппарата = 1; S - толщина стенки аппарата, м; С— конструктивная прибавка, м; [ст] - допускаемое напряжение для материала корпуса аппарата, МПа. Рис. 1.15. Расчетные нагрузки в горизонтальных аппаратах, установленных на двух седловых опорах В случае невыполнения условия (1.90) или (1.91) необходима соответственно установка трех опор или установка (приварка) на- кладки к аппарату под опорную поверхность опоры. Толщина на- кладки обычно принимается равной толщине стенки корпуса ап- парата. При наличии колец жесткости на корпусе аппарата и чис- ®е[1°б]°Р б°льше расчет ведется по формулам, приведенным
40 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Рис. 1.16. График для опреде- ления коэффициента Расчет цилиндрических и конических опорных обечаек для аппара- тов, устанавливаемых вне помещения, ведут с учетом совместного действия осевой нагрузки (силы тяжести аппарата, его среды и опирающихся на него внешних устройств — трубопроводов, пло- щадок, лестниц, изоляции и др.), изгибающих моментов от ветро- вых и эксцентрических нагрузок, а также с учетом сейсмического воздействия для районов с сейсмичностью более 7 баллов (по 12-балльной шкале). Расчетам на ветровую нагрузку подлежат все колонные аппараты, устанавливаемые на открытой площадке, ес- Р и с. 1.17. Расчетная схема аппарата
[ 7 Расчет ОПОР аппаратов 41 ихВысотаЯ> 10миЯ>1,5ЛП1;п,атакжеЯ< Юм, но Н> Dmi„, где & — наименьший из наружных диаметров аппарата. "“"при расчете изгибающих моментов от ветровых нагрузок ис- пользуют расчетную схему аппарата в виде консольного упругого защемленного стержня (рис. 1.17). Аппарат по высоте разбивают на г> 5 участков и во всех случаях высота участка hz < 10 м. Вес каж- дого участка 6, принимают сосредоточенным в середине участка. Ветровую нагрузку заменяют сосредоточенными силами Р„ дей- ствующими в горизонтальном направлении и приложенными в серединах участков. Сейсмические силы прикладываются также горизонтально в серединах участков. Расчет опор выполняют в следующей последовательности. 1. Определение периода собственных колебаний аппарата. Ф период Т, с, основного тона собственных колебаний аппарата по- стоянного сечения с приблизительно равномерно распределен- ной по высоте массой без учета особенностей грунта Г = 1,8Я I- —, (1.92) М EJ где J— момент инерции верхней части основного металлического сечения аппарата относительно центральной оси, м4; Е— модуль продольной упругости материала корпуса аппарата, Н/м2; G— об- щий вес аппарата, Н; g — ускорение силы тяжести, м/с2; ♦ период основного тона собственных колебаний аппарата пере- менного сечения (по диаметру и толщине стенки корпуса) -- г1 U-^.v+_L_| \ (1.93) где J] — момент инерции площади поперечного сечения первого (верхнего) участка переменного сечения, м4; а, — относительное перемещение центров тяжести участков, 1/(Н м), равное °, =v-^- р,. + —*-; 2£У| ' HCFJF (1.94) Где Р< —коэффициент, определяемый по рис. 1.18; х, — расстояние ^поверхности земли до центра тяжести рассматриваемого участ- ка (см. рис. 1.17); CF — коэффициент неравномерности сжатия
42 Глава 1. Основные соотношения для механических Расчетов грунта, Н/м3 (выбирается по табл. 1.6); JF— минимальный момент инерции площади подошвы фундамента, м4. Рис. 1.18. График для определения коэффициента пульсации скоростно- го напора ветра р, Таблица 1.6. Коэффициент неравномерности сжатия грунта № п/п Грунт Сл МН/м’ 1 Слабый (материал и шлам в пластичном состоянии, пылевой песок в состоянии средней плотности) 60 2 Средней плотности (материал и шлам на границе тече- ния и песок средней плотности) 60-100 3 Плотный (твердый глинистый шлам, гравий и гравий- ный песок, плотный лёсс) 100-200 4 Скальный 200 Коэффициент v, входящий в (1.93) и (1.94), определяют по следующей формуле: 2 Я,3(А+Х) + Я23 ц + 2 -3-Я,Я2Я3 , з (1.95) где Яь Я2, Я3, J\, J3 — высоты и моменты инерции площади попе- речного сечения частей аппарата (рис. 1.19, а); А, X, ц - коэффи- циенты, определяемые по рис. 1.19, б—г. Для аппаратов с двумя переменными жесткостями и Л в формуле (1.95) следует принимать Я3 = 0; то же при определении коэффициентов А, X, ц по рис. 1.19.
7 расчетопораппаратов 43 Рис. 1.19. Пояснение к (1.95) и графики для определения коэффициентов А, X, ц 2. Определение изгибающего момента от ветровой нагрузки-. ♦ изгибающий момент от ветровой нагрузки в расчетном сечении аппарата на высоте х0 от поверхности земли =EZ(X<-- хо); <196) 1=1 ♦ общий изгибающий момент от ветровой нагрузки для аппаратов, оборудованных площадками обслуживания, ^Bo=f Л(х,--х0) + £л/вп, (1.97) 1=1 1=1 где п - число участков аппарата над расчетным сечением; т — чис- ло площадок над расчетным сечением; Р, — сила, действующая на '-й участок аппарата от ветрового напора для цилиндрического корпуса, Н, определяется как (1.98) ^Ля аппаратов коробчатой формы вместо коэффициента 0,6 при- дается коэффициент 1,4); Р7 = 1 + /иу е - коэффициент увеличе-
44 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов ния скоростного напора, вызванного динамическим воздействие ем на аппарат возможных порывов ветра, колебаний аппарата и явления резонанса; е — коэффициент динамичности, определяе- мый по графику (рис. 1.20); DHi - наружный диаметр аппарата на z-м участке с учетом теплоизоляции (при ее наличии), м; Л, - высо- та z-ro участка, м; q, — нормативный скоростной напор ветра, Н/м2- Л/вп — изгибающий момент от действия ветрового напора на об- служивающую площадку, Н м: мвп =Ид0о,(х, -*0) (1+0,75^,^, (1.99) где qo — нормативный скоростной напор ветра на высоте 10 м, Н/м2; Qj =(0Дху ) ’ — коэффициент, учитывающий изменение скоростного напора ветра по высоте аппарата; т, — коэффициент пульсации, определяемый по графику (рис. 1.21); х, — коэффици- ент, определяемый по рис. 1.22; Е/} — сумма площадей проекций профилей z-й площадки на вертикальную плоскость, м2. Изгибающий момент при отсутствии данных о форме площад- ки для обслуживания аппарата определяют по формуле AfBn =0,859о9у(х,. -хо)(1+0,75£Х;^)Е^', (1-ЮО) где F/ — площадь проекции участка аппарата в месте расположения площадки, включая последнюю, на вертикальную плоскость, м2. Рис. 1.20. Зависимость коэффициента динамичности е от Т Расчету на сейсмические воздействия подлежат все вертикаль- ные аппараты, устанавливаемые в районах с сейсмичностью не менее 7 баллов (по 12-балльной шкале) независимо от того, где они находятся: в помещении или на открытой площадке. При расчете на сейсмичность аппарат разбивают на z участков: ♦ расчетную сейсмическую силу в середине z-ro участка для первой формы колебаний аппарата определяют по формуле
t 7 Расчет опор аппаратов 45 z q. = Ks?G,a, ^G^, (1.101) где Ks ~ сейсмический коэффициент, причем Ks = 0,1 при расчет- ной сейсмичности 7 баллов, Ks = 0,2 при 8 баллах, Ks = 0,4 при 9 баллах; а, — коэффициент, определяемый по формуле (1.94); 0 — коэффициент динамичности сейсмической нагрузки (рис. 1.23), но во всех случаях 0 принимают не менее 0,8 и не более 2,5; Рис. 1.22. График для определения коэффициента х,- ,0,254^^ *Kmiax» 1,254/^ Рис. 1.24. Эпюра для определения изгибающего момента М р 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 Рис. 1.23. График для определения коэффициента динамичности сейсмической нагрузки р Максимальный изгибающий мо- мент от сейсмических воздейст- вий (рис. 1.24) в нижнем сече- нии аппарата при учете только ПеРвой формы колебаний - (1.Ю2)
46 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов ♦ расчетный изгибающий момент от сейсмической нагрузки в том же сечении опоры аппарата с учетом влияния высших форм коле- баний (при Т> 0,6 с) s max — s max > (1 • 103) ♦ расчетный изгибающий момент Л/'в сечении аппарата на рас- стоянии х, от поверхности земли с учетом влияния высших форм колебаний определяется в зависимости от Ms max по эпюре изги- бающих моментов (см. рис. 1.24); ♦ расчетный изгибающий момент Мр цилиндрических (конических) опор аппаратов с учетом сейсмической нагрузки принимается: для рабочих условий большее из двух значений Мр =MGl + Мв или Мр = МCI + Ms ; (1.104) для условий монтажа, т.е. при минимальном весе аппарата, боль- шее из двух значений MV=MG3 + MB или Mp=MG3 + Ms; (1.105) для условий гидроиспытания аппарата сейсмическая нагрузка не учитывается, так как считается маловероятным проведение гид- роиспытаний при землетрясении. Здесь MGi, Ма — максимальный изгибающий момент от дей- ствия эксцентрических весовых нагрузок, в том числе от присое- диненных трубопроводов, соответственно в рабочих условиях и условиях монтажа, Н м; Мв, Ms — изгибающие моменты в рассмат- риваемом сечении соответственно от ветровой и сейсмической нагрузок, Н м. 3. Расчет цилиндрических и конических опор для колонных ап- паратов, подверженных ветровой или сейсмической нагрузке, ре- комендуется производить в следующей последовательности. Сначала из конструктивных соображений выбирается толщи- на цилиндрической (или конической) стенки опоры, которую ре- комендуется принимать равной или несколько меньшей толщины стенки корпуса аппарата, но не менее 6-8 мм. Стенку цилиндри- ческой опоры S' принятой толщины проверяют на прочность и устойчивость. Толщина стенки конической опоры приближенно проверяется для меньшего диаметра конуса по тем же формулам- Проверке подлежат также напряжения в сварном шве, которым крепится опора к корпусу аппарата. Максимальное напряжение в шве от сжатия и изгиба не должно превышать допускаемого. По-
47 ( ? Рясчетопор аппаратов е определения размеров опоры производится расчет устойчи- ^сти аппарата к опрокидыванию с целью выявления необходи- мости установки фундаментных болтов и их размеров. Итак, задавшись толщиной стенки опорной обечайки S', про- веряем ее на прочность от напряжений сжатия и изгиба. Напряжение с учетом наличия в стенке отверстия диаметром d а= ас +ои - [п(Р + 5')-ф'-Ск) п(Р + 5')2(5'-Ск) < <р [ст], (1.106) где ос, <ти — соответственно напряжение на сжатие и напряжение от изгиба, Н/м2; [ст] — допускаемое напряжение для материала опорной обечайки при расчетной температуре по ГОСТ 14249-89, Н/м2; Ск — конструктивная прибавка к толщине с учетом корро- зии, м. Условие устойчивости цилиндрической опоры проверяем по формуле ^- + ^<1, (1.107) Нс Ми где [ст]с, [ст]и — допускаемое напряжение материала стенки опоры соответственно на сжатие и изгиб, Н/м2. Расчет элементов опорного узла, включающего опорные коль- ца, ребра жесткости, анкерные болты, производится по формулам, вид которых зависит от выбора типа опорного узла. На рис. 1.25 представлены наиболее распространенные типы опорных узлов. Рассчитываются размеры нижнего опорного кольца (в при- ближении): ♦ внутренний диаметр, м, Л = Я-0,06; (1.108) ♦ наружный диаметр, м, Л = D+2S' + 0,2; (1.109) Диаметр болтовой окружности D6, м, ^6= D + 25' + 0,12 при d6 < 30 мм; (1.110) = D + 2S' + 4^6 при d6 > 30 мм, (1111) где d6 - диаметр фундаментных болтов; D - внутренний диаметр ПоРной обечайки, м.
48 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Рис. 1.25. Конструкции опорных узлов для цилиндрических вертикальных аппаратов ♦ опорная площадь, м2, (1.112) ♦ момент сопротивления опорной площади кольца, м3, п4 г\4 = . (1.113) 32 D{ Площадь поверхности нижнего опорного кольца проверяется на условие _gmax . М во max (1.Ц4) тах /7 (JZ V
49 7 Рясчетопораппаратов где <Лпах " максимальный вес аппарата при заполнении его водой (при гидроиспытании), Н; тах — расчетный ветровой момент, соответствующий максимальной силе тяжести, Н м; qa - до- пускаемые удельные нагрузки на опорной поверхности, Н/м2 (табл. 1-7). Таблица 1.7. Рекомендуемые значения допускаемой удельной нагрузки ?д на опорной поверхности* Вид опорной поверхности Деревянный настил 9Д, не более, МН/м2 Вид опорной поверхности 9Я, не более, МН/м2 Сосна, ель Вдоль воло- кон Поперек во- локон 32 4,5 Кирпичная кладка: Марка 200 Марка 100 4,4 3,0 Дуб Вдоль воло- кон Поперек во- локон 42 5,8 Бетон: Марка 300 Марка 200 Марка 100 23 14 8 Береза, бук Вдоль воло- кон Поперек во- локон 35 5,0 Сталь, чугун 200 * При запасах прочности: лв = 4 (для дерева) и лв ~ 5 (для кирпича и бетона). Если условие (1.114) не обеспечивается, то внутренний диа- метр опорного кольца следует уменьшить с целью увеличения F. Расчетная толщина опорного кольца 5] для опорного узла типа а (рис. 1.25) определяется приближенно из условия прочности его на изгиб от реакции опоры по формуле S, = 1,73/ (1-115) где / — расстояние от выступающей части кольца до внутреннего Диаметра цилиндрической (или конической) опоры, м; [о] - до- пускаемое напряжение на изгиб для материала кольца, Н/м2. Не- зависимо от расчета S' должно быть не менее 12 мм.
50 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Для опорных узлов типа б (рис. 1.25) определяют: ♦ толщину нижнего опорного кольца 51 >тах (1.116) где xi - коэффициент по рис. 1.26; [ст]^ — допускаемое напряжение для материала опорного узла при расчетной температуре по ГОСТ 14249—89; 50 — толщина стенки опорной обечайки; Рис. 1.26. График для определения коэффи- циента xi ♦ толщина верхнего опорного кольца S2 S2 > max + С; 1,5 So (1.117) где Х2— коэффициент по рис. 1.27; Л$ — площадь поперечного се- чения анкерного болта по внутреннему диаметру резьбы; [ст]б - до- пускаемое напряжение для материала анкерных болтов ([ст]б = = 140 МПа для ВСтЗ, [ст]б = 170 МПа для 16ГС, 09Г2С, 10Г2С). Прочность сварного шва, соединяющего корпус аппарата с опорной обечайкой, должна отвечать условию ст _ ^тах , во max __________<Jmax_______, тах Фш/ш Фш^ фшл(2)+5)(5-Ск) 4 Л/ gj, тах +-----------з------< сг , Фшл(Д+5)2(5-Ск) (1.118) где <рш — коэффициент сварного шва; [ст]с — допускаемое напряже- ние для материала опорной обечайки при расчетной температу-
51 2; Л/во max— ветровой изгибающий момент относительно сварного шва при максимальной силе тяжести аппарата, Н м. 4/-М1-5- 0,2 о,6 0,4 ( 7 Рясчетопораппаратов ре, Н/м: 1,2 1,0 ,з 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 рис. 1.27. График для определения коэффициента : d- диаметр окружности, вписанной в шести- гранник гайки анкерного болта Рис. 1.28. График для определения коэффициента у#: f3 — осевое сжимающее усилие в ус- ловиях монтажа, Н При расчете на устойчивость аппарата к опрокидыванию ис- пользуется минимальная сила тяжести аппарата как более небла- гоприятное условие ®min gmin F во min w (1.119) Если omin < 0, то это указывает на необходимость установки фундаментных болтов. При > 0 число и диаметр анкерных бол- тов выбирается конструктивно. При omm < 0 расчетный внутренний диаметр резьбы анкерных болтов определяется по формуле =Хб ;М3-0,446т1ПДб V Ф1бЛ5 (1.120) гдеХб~ коэффициент по рис. 1.28; М3 — ветровой изгибающий мо- мент для условий монтажа; z — число анкерных болтов. Толщину ребра 54 определяют по формуле 54 >шах 6LrJe +С; 0,45. X4*2[°L (1-121) где ориентировочно /4 = 2,0 — для опорного узла типа а (рис. 1.25), Х4 = 1,0 для опорного узла типа б, в, г (рис. 1.25). Численные расчеты опор представлены в примерах 4.1, 4.2.
52 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов 1.8. Расчет аппаратов с рубашками Рубашка в технологических аппаратах предназна- чена для наружного нагревания и охлаждения обрабатываемых или хранящихся в аппарате продуктов. По конструкции рубашки быва- ют неразъемные (приварные к корпусу аппарата), более простые и надежные в работе, отъемные, которые применяются в тех случаях, когда по условиям эксплуатации требуется периодическая чистка корпуса, закрытого рубашкой, с обязательным его вскрытием. Рис. 1.29. Конструкции стандартных неразъемных рубашек для вертикальных стальных сварных аппаратов: а - с эллиптическим днищем; б - с коническим днишем; в - из полутруб; г - с вмятинами На рис. 1.29 приведены конструкции стандартных неразъем- ных рубашек для вертикальных стальных сварных аппаратов. Ру-
1 8 Расчет аппаратов с рубашками 53 башки применяются: с эллиптическими и коническими днищами прИР< 0,6 МПа и /<350 °C, при Р< 1,0—1,6 МПа и t< 300 °C; из по- лутруб при Р< 0,6 МПа и/<350 °C, при Р< 1,0-6,4МПаи/<280°С; с вмятинами при Р< 2,5-4 МПа и /< 250 °C. При наличии рубашек на корпусе в аппарате помимо напря- жений от внутреннего давления возникают напряжения изгиба, что приводит к необходимости применения других формул при расчете толщины стенки корпуса аппарата. Рубашки цилиндрические с эллиптическими и коническими дни- щами. В этом случае расчет толщины стенок цилиндрических обе- чаек корпуса аппарата и рубашки ведут по формулам (1.1) или (1.11), а толщины эллиптических и конических днищ — по (1.16), (1'24). Толщину стенки тороконического или конического соедини- тельного элемента принимают равной толщине стенки обечайки рубашки, а высоту соединительного кольца — конструктивно. Угол конуса рекомендуется принимать а = 30 °C. Рубашки из полутруб требуют расчета: ♦ толщины стенки полутрубы ф[о] где PR — расчетное давление в рубашке, МПа; RB — внутренний ра- диус трубы, м; <р — коэффициент прочности сварного шва; [о] - до- пускаемое напряжение материала труб, МПа; С — конструктивная прибавка, м; ♦ толщины стенки обечайки аппарата при внутреннем избыточном давлении в аппарате и рубашке с учетом напряжений изгиба 5’2Л-,рЙ+>ГП + С’ <L123) Рф[о] 8ф[о] где Р— расчетное давление в аппарате, МПа; ♦ толщина стенки корпуса аппарата исходя из устойчивости 2А = flu-.® n.D 10/, 1+5 у|; B = PR l+5yl; C'=0,03PrDu.
54 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Здесь лт - коэффициент запаса устойчивости к пределу текучести ат, принимается равным 1,6; и = 1,5 — коэффициент, учитываю- щий некруглость трубы; / — наружный размер поперечного сече- ния полутрубы в месте присоединения ее к корпусу аппарата, м причем / = 82,8 мм для полутруб из труб dH = 89 мм; / = 56 мм для полутруб из труб d„ = 57 мм. За толщину стенки корпуса аппарата принимается большее значение из определенных по (1.123) и (1.124). Рубашки с вмятинами требуют расчета: ♦ толщины стенки обечайки и днища аппарата рп I р 5 = 0,15--у—у + / L^h + C, (1.125) ф[а] у5ф[о] где t — шаг между вмятинами, м; ♦ толщины стенок обечайки и днища рубашки 5, =0,7(5-С) + С,, (1.126) где С] — конструктивная прибавка к толщине стенки рубашки, м. Численные расчеты рубашки приведены в примере 5.3. 1.9. Расчет валов на виброустойчивость и прочность Работа вала при критической угловой скорости вращения недопустима, так как при этом возрастает амплитуда вибрации и в итоге возможно разрушение вала. Вследствие неточ- ности расчета и изготовления валов опасна также работа вала вблизи расчетной критической скорости. Таким образом, сущест- вует область опасной работы вала по его вибрации. Рабочая угловая скорость вращения вала, работающего до первой критической скорости (жесткого вала), должна удовлетво- рять условию сор < ОДсОкр. В аппаратах с перемешивающими уст- ройствами: сор < 0,7сокр для сред с цс < 0,3 Па с, рс < 1500 кг/м3; (1.127) Шр < 0,6сокр для сред с рс > 0,3 Па с, рс > 1500 кг/м3. (1.128)
,9. расчет валов на виброустойчивость и прочность 55 для вала с рабочей угловой скоростью вращения больше пер- вой критической скорости (гибкого вала) условием виброустой- чивости является 1,3®кр1 - “р - °’7“кр2 или 1,3(0^2 < йр < 0,7cOkp3 и Т.Д., где и — расчетная угловая скорость вращения вала, рад/с; сокр, сокрь мкр2> Ыкрз — критическая первая, вторая, третья угловые скоро- сти вращения вала, рад/с; цс — динамическая вязкость перемеши- ваемой среды; рс - плотность среды. При выполнении этих условий обеспечиваются прочность и жесткость вала. Критическая угловая скорость вращения невесомого вала с одним диском описывается зависимостью (И29> где т — масса диска, кг; А'— коэффициент жесткости вала, т.е. си- ла, вызывающая единичный прогиб вала; 8 — коэффициент влия- ния; g — ускорение свободного падения, м/с2;/— прогиб вала от веса диска, м. В (1.129) можно приближенно учесть влияние собственного веса вала, прибавив к массе диска ’/3 массы самого вала т2, т.е. считая, что невесомый вал нагружен массой т = т{ + */3 т2. Критическая угловая скорость вала сокр существенно зависит от характера опор. Различают в основном два вида опор валов: ♦ короткие опоры — опоры, не препятствующие повороту сечения вала при изгибе, - шарикоподшипники, короткие подшипники скольжения, подшипники с шаровой пятой; ♦ Длинные опоры — опоры, в которых возникают опорные реакции в виде изгибающих моментов, препятствующих повороту сече- ния вала, — подшипники скольжения, длина которых превыша- ет два диаметра вала, игольчатые подшипники, подшипниковые УЗДы, состоящие из двух шариковых подшипников. Закрепление вала в подшипниках корпуса редуктора считается длинной опо- рой. Некоторые опоры занимают промежуточное значение, напри- МеР когда один конец вала закреплен в короткой опоре, другой - в винной.
56 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов Рис. 1.30. К расчету кри- тической угловой скоро- сти вращения вала с од- ним диском Для вала, закрепленного в коротких опорах (рис. 1.30, а), кри- тическая угловая скорость вращения определяется как 2 ЗЕЛ “кр = 2,2 ’ (1.130) I ГСП & если а = ~, то «6,93 —, 2 V ml где Е— модуль упругости материала вала, МПа; J— экваториаль- ный момент инерции сечения вала, м4; т - масса диска, кг. Для вала в длинных опорах (рис. 1.30, б) 2 ЗЕЛ3 °>кр = з т ’ (1.131) если а — -, то <о„п «13,86,— 2 р V тр Для вала в комбинированных опорах (рис. 1.30, в) V2EJ13 2 =____________ ?иа3Л3(3/-Л) ’ / 1ЛЛ_ ГЁГ если а = ~, то со„п «10,47,— 2 Р V тр Для консольного вала (рис. 1.30, г) 2 3EJ “кр - —ту- mla При наличии на валу нескольких диск первая его критиче- ская угловая скорость вращения может определяться методом на- ложения (метод Донкерли): (1.132) (1.133)
О расчет на прочность тихоходных барабанов ill 1 “кр! “КР2 “крл 57 (1.134) где йкрь “kp21 • Юкрл — кРи™ческая скорость z-ro вала с одним дис- ком При условном отсутствии других дисков. При расчете валов на виброустойчивость сначала рассчитыва- ет минимальный диаметр вала d, м, исходя из условий прочности вала от момента кручения по формуле </=1,71зЙ^, (1.135) где [т] — допускаемое напряжение на кручение для материала ва- ла, МПа; Мкр — крутящий момент на валу, МН-м. После расчета критической угловой скорости вращения вала при минимальном его диаметре d проверяют виброустойчивость по (1.127) или (1.128). Если условие не выполняется, увеличивают диаметр вала до необходимого для этой цели. Расчет по этой методике рассмотрен в примере 5.3. В некоторых машинах химических производств, например цен- тробежных сепараторах, используются податливые опоры, кото- рые требуют особого подхода к расчету виброустойчивости. Здесь такой случай не рассматривается. При наличии заметного эксцентриситета между центрами со- средоточенных масс и осью вала (недостаточно отбалансирован ротор) при вращении могут возникнуть изгибающие моменты в валу под действием центробежных сил. Поэтому после расчета вала на виброустойчивость следует проверить его на изгиб и жест- кость. Пример подобного расчета приведен в [1.6]. 1.10. Расчет на прочность тихоходных барабанов Аппараты, выполненные в виде вращающихся горизонтальных барабанов, используются в процессах сушки, жига и кальцинирования материалов, для измельчения сухих Родуктов. (Конструкция барабанной сушилки представлена на Рис. 4.14.)
58 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов — При расчете барабана на прочность находят в первом прибли- жении толщину стенки барабана 5б = (0,007-е-0,01) Л, (1.136) где D — внутренний диаметр барабана, м. Для расчета сил, действующих на барабан, предварительно определяют: ♦ массу обрабатываемого материала, находящегося в аппарате: „ РмАЛяЯ2. тм =-------;---> ♦ массу футеровки: Рф/фЛ(Яф ~^н) /ЛФ=------2------- (1.138) где рм, рф — плотности соответственно материала и футеров- ки, кг/м3; 4, 4> — длины соответственно барабана и футеровки, м; Лф — наружный диаметр футеровки, м; Лн — наружный диаметр стального барабана, м; рн — коэффициент заполнения барабана; ♦ суммарную массу (футеровки, обрабатываемого материала и бара- бана) т = ти + /лф + тк, (1.139) где тк — масса корпуса барабана, кг. Далее последовательно рассчитываются следующие величины: ♦ поперечная сила, действующая на барабан в месте крепления зуб- чатой шестерни (рис. 1.31), Рис. 1.31. Распределение нагрузок на барабан <2в = (^ш +'”КР) & (1140) где /Пщ — масса зубчатой шестерни, кг; — масса элементов крепле- ния зубчатой шестерни, кг;
59 ]0 Расчет на прочность тихоходных барабанов линейная нагрузка mg. ‘6 реакция опор от действия q и (?в ql6 Qb1\ . R _qlf, ^=t+v r2 • (1.141) (1.142) максимальный изгибающий момент, действующий на барабан, О «2 момент сопротивления сечения барабана S6nDBD Wc = б4^, (1.144) где Рср - средний диаметр барабана, м. Условие прочности барабана имеет вид ст = ^^<[ст]. (1.145) В случае, если напряжения от крутящего момента значи- тельны, как, например, в шаровых мельницах, условие прочности приобретает вид (1.146) где (1.147) СО мощность, подаваемая для вращения барабана, кВт; со - угло- 8^ скорость вращения барабана, рад/с. При расчете барабана на жесткость находится суммарный мак- нмальный прогиб барабана от действующих нагрузок Z)3 ^тах (0,04?, + 0,002 <?2), (1.148) oEj .
60 Глава 1. Основные соотношения для механических расчетов где qx, q2 — линейные нагрузки соответственно от массы обрабатьь ваемого материала и от масс футеровки, насадки и барабана, Н/м- Е — модель упругости материала корпуса барабана при рабочей 53 температуре, МПа; Jх = -уу — момент инерции единичного коль- цевого участка барабана, м3. Условием жесткости барабана является выполнение нера- венства _ -Утах (1.149) где допускаемый относительный прогиб [е] = 1/300 для барабана с футеровкой; [е] = 1/200 — для барабана без футеровки. Далее определяются ширина бандажа b и ширина опорного ролика Ьр: , RPE.E22(D ,+</_) b = 0,592 р 1 2 н6---Р—; [<Тк]2(£,+£2)Л^р (1.150) bp = b + а,А//2 + «р, (1.151) где Е\,Е2 — модули упругости материала соответственно бандажа и опорного ролика, МПа; [стк] - допускаемое контактное напряже- ние (табл. 1.8), МПа; Рнб — наружный диаметр бандажа; dp - диа- метр опорного ролика (для расчетов можно принять 0,25Рнб < (L < R 0,ЗЗЛн6, м); R = оп ;/?0[1 = max (RA,RE) - реакция опоры;у- 2cos J половина угла между роликами (рис. 1.32); где а! — коэффициент линейного расширения материала барабана; А/ — разность темпе- ратур барабана при монтаже и в рабочем состоянии, °C; /2 - рас- стояние между бандажами (опорами), м; Up = 0,03—0,04 м — конст- руктивная прибавка, компенсирующая отклонения, возникаю- щие при монтаже. Таблица 1.8. Допускаемые контактные напряжения Марка стали [ак], МПа Марка стали (чугуна) [cj, МПа __ СтЗ 400 Стб 600 Ст5 500 СЧ18-36 200
Проверка прочности бандажа и ролика от контактных напря- жений производится по формуле Ок ЕхЕ2 2(PH6+Jp) fK(£1+£2) PH6Jp (1.152) где qK = Rp/b — усилие, приходящееся на единицу длины контакта. Численные расчеты барабана приведены в примерах 2.10, 2.11,4.4. 1.11. Расчет на прочность роторов центрифуг Расчет основных элементов роторов — цилиндри- ческого и конического элемента заключается в выборе их испол- нительной толщины и последующем определении напряжений в зонах краевого эффекта, т.е. с учетом взаимного влияния смеж- ных элементов. В расчетных формулах коэффициент поперечной деформации принят равным 0,3. Цилиндрические элементы роторов центрифуг (рис. 1.33) рас- считываются на воздействие инерционных нагрузок от собствен- ных масс и массы центрифугируемого продукта. Расчет проводит- ся едва этапа: 1) рассчитывается толщина стенки цилиндрическо- го Элемента в зонах, удаленных от узлов сопряжений, т.е. без учета Краевых сил и моментов; 2) рассчитывается толщина стенки вбли- Зи СопРяжения с другими элементами ротора (борт, днище).
62 Глава 1. Основные соотношения для механических расчет ов Рис. 1.33. Конструк- тивная схема ротора центрифуги Итак, на первом этапе определяются: ♦ толщина сплошного цилиндрического элемента 5и, м, Su=-a^R- +С, (1.153) 2(<р[ст]-ст0) где ст0 =39,44 10-6л2р/?2 - (1.154) напряжение в цилиндрическом элементе от сил инерции собствен- ных масс, МПа; п — частота вращения, определяемая на основании исходных данных согласно технологическим требованиям к расче- Л2 —Л2 ту, об/с; коэффициент заполнения ротора у =--т-!-; R - внут- R2 ренний радиус цилиндрического элемента, м; R] — радиус внут- ренней поверхности центрифугируемого продукта, м; коэффици- ент Х = —; рж, р — плотность центрифугируемого продукта и Р материала ротора соответственно, кг/м3; <р — коэффициент проч- ности сварного шва; С — конструктивная прибавка, м; ♦ допускаемая частота вращения цилиндрического ротора, об/с, 159,235 R (1.155) Ху R
63 ! ц расчет на прочность роторов центрифуг На втором этапе проводится уточненный расчет цилинд- ических элементов с учетом краевых сил и моментов. Р данный расчет распространяется на цилиндрические эле- менты роторов центрифуг, для которых выполняется условие ff где ~ длина цилиндрического элемента рото- ра, м. Толщина цилиндрического элемента около борта, м, „ ОлЧ/А-п S'u = 0,865/? (1.156) где = Hl _ коэффициент, учитывающий поворот сечения борта nJ Уф/ у ----и от давления центрифуги- R\ Rn V"' or единичного момента = 2 руемого продукта гц п=1 2 л=1 Л . R„ „ Ф? -Г ’ - границы Л ступеней нагрузки, действующей на борт, м; /?[ — первая ступень; п /?! +/? «2 = ——----вторая ступень; сопровождающие функции 4% 4%, Чм определяются по табл. 1.9 в зависимости от ; R [а]м =2W;„M = 13^6 (Ы57) Конические сплошные элементы роторов рассчитываются на воз- действие инерционных нагрузок собственных масс и центрифуги- руемого продукта. Расчет по приведенной ниже методике справед- лив для а < 80° и сводится к определению: т°лщины конического элемента 5К, м, (1.158) Спускаемой частоты вращения, об/с,
64 Глава 1. Основные соотношения для механических Расчету 159,235 _ 1 р <p[q] *-Лкук +i 2(5К — С) cos а (1159) где ук = к • -к- — коэффициент; а — половина угла раствора ко- Лк нуса; Лк — внутренний радиус широкого края конического эле- мента, м; гк - внутренний радиус узкого края конического эле- мента, м; ст0 =39,44 10-6рЛкЛ2 - напряжение в коническом эле- менте от сил инерции собственных масс, МПа. Таблица 1.9. Значения функций у в зависимости от Е, Пара- метрЕ, Значения сопровождающих функций для расчета кольцевых пластин Vn- 0,00 0,5000 0,5000 0,2063 0,3847 0,3847 0,06250 0,05 0,5012 0,4988 0,2032 0,3828 0,3865 0,06062 0,10 0,5050 0,4950 0,1963 0,3775 0,3918 0,05674 0,15 0,5112 0,4888 0,1868 0,3685 0,4008 0,05180 0,20 0,5200 0,4800 0,1754 0,3561 0,4132 0,04630 0,25 0,5312 0,4688 0,1626 0,3400 0,4293 0,04059 0,30 0,5450 0,4550 0,1489 0,3204 0,4489 0,03491 0,35 0,5612 0,4388 0,1345 0,2971 0,4722 0,02941 0,40 0,5800 0,4200 0,1197 0,2704 0,4989 0,02425 0,45 0,6012 0,3988 0,1049 0,2400 9,5293 0,01951 0,50 0,6250 0,3750 0,0902 0,2061 0,5632 0,01527 0,55 0,6512 0,3488 0,0759 0,1685 0,6008 0,01156 0,60 0,6800 0,3200 0,0622 0,1275 0,6418 0,00842 0,65 0,7112 0,2888 0,0493 0,0828 0,6865 0,00584 0,70 0,745 0,2550 0,0375 0,0346 0,7347 0,00380 0,75 0,7812 0,2188 0,0269 -0,0172 0,7865 0,00227 0,80 0,8200 0,1800 0,0177 -0,0726 0,8418 0,00119 0,85 0,8612 0,1388 0,0163 -0,1315 0,9008 0,00052 0,90 0,9050 0,0950 0,0047 -0,1940 0,9633 0,000158 0,95 0,9512 0,0488 0,0012 -0,2601 1,0294 0,000020 1,00 1,0000 0,0000 0,0000 -0,3297 1,0990 o.ooooj Перфорированные цилиндрические и конические элементы рото- ров центрифуг рассчитываются на прочность как эквивалентны6 сплошные элементы, имеющие приведенные физические хара*'
65 11 расчет на прочность роторов центрифуг истнкн — плотность, модуль упругости, коэффициент попе- чой деформации. Методика расчета применима для элементов йз пластических материалов, перфорированных отверстиями ма- го диаметра — < 0,08 и при степени перфорации с = — < 0,2, ло RS F где d~ диаметр отверстия, м; R — радиус срединной поверхности элемента ротора, м; 5—толщина стенки элемента, м; Fo — площадь всех отверстий перфорированного элемента, м2; F— площадь по- верхности сплошного элемента, м2. Перфорация выполняется сверлением. Степень перфорации при расположении отверстий по верши- нам квадратов и в шахматном порядке: с = 0,785(d/f)2; по верши- нам равносторонних треугольников: с = 0,907(J/ г)2. Формулы для расчета: I толщины перфорированного цилиндрического элемента SJJ, м, 5п u 2(к[о]-о0п) ♦ допускаемой частоты вращения цилиндрического ротора [л], об/с, (1.160) 159,235 ф] R Рп 2(5un-Q ♦ толщины перфорированного конического элемента 2(k[o]-ctq )cosa ♦ Допускаемой частоты вращения конического ротора [„1^159^35 (1.161) (1.162) (1.163) 1 р ----п ~*.т к— + 1 J [2(5"" -Qcosa где Рп = р (1— с) - приведенная плотность материала элемента ро- Ра, кг/м3; <рс = \-d/t— коэффициент ослабления; диаметр от- Рстия d и шаг их расположения t, м, принимаются на основании
исходных данных; коэффициент уменьшения допускаемого на пряжения принимается равным: к =фс при фс < ф; к = ф при <р < Ф - коэффициент прочности сварного шва; с стЗ =39,44 10’6л2рпЯ2- (1.164) приведенное напряжение от сил инерции собственных масс в ци. линдрическом элементе, МПа. Численные расчеты роторов центрифуг приведены в приме- ре 6.19. 1.12. Расчет на прочность роторов сепараторов Для изготовления роторов сепараторов использу- ются: высокопрочная аустенитно-мартенситная сталь 07Х16Н6, аустенитно-ферритные стали 04Х25Н5М2, 08X21Н6М2Т, аусте- нитные стали 10X17H13M3T, 10Х17Н13М2Т и титановые спла- вы АТ6 и АТЗ. Стали 04Х25Н5М2, 08Х21Н6М2Т, 1OX17H13M3T, 10Х17Н13М2ТЮ, имеющие низкие значения предела текучести, должны пройти термомеханическую обработку, обеспечивающую упрочнение материала до необходимого предела остаточной де- формации и соответствующего значения напряжения, гаранти- рующего упругую работу деталей роторов при эксплуатации. Нормативное допускаемое напряжение определяют по формуле: ♦ для общих зон деталей стальных роторов ♦ для зон концентрации напряжений в деталях стальных роторов ♦ для общих зон деталей роторов из титановых сплавов или из уп- рочненных сталей
2 расчет на прочность роторов сепараторов 67 мест концентрации напряжений в деталях роторов из титано- * Lx сплавов или из упрочненных сталей ,м °°>2 1’1 Коэффициенты запаса прочности в зависимости от марки применяемого материала должны приниматься по табл. 1.10. Таблица 1.10. Коэффициенты запаса прочности Категория опреде- ляемых напряже- ний Сталь 07X16Н6 Сталь 04Х25Н2М2 Стали 04Х25Н5М2 08X21Н6М2Т 10X17H13M3T 10Х17Н13М2Т с упрочнением Титановые сплавы АТЗ и АТ6 Общие мембран- ные Пу = 2,0 =13 = 2,2 л, =3,0 Общие мембран- ные плюс местные (напряжения в зо- нах концентра- ции) лтм = 1,5 пГ = 13 лв“=13 л»“ = 2,2 Выбор метода расчета основания ротора (рис. 1.34) определя- ется критерием механического подобия Ne = 25,36 103-ML (1.165) pn2R2 При Ne > 5 для стали 07X16116, пластичных сталей и сталей АТ6, АТЗ и при Ne > 2,5 для других сталей, а также для сепарируе- мого продукта с плотностью, близкой рж = 1000 кг/м3, толщина стенки основания ротора определяется по (1.153). При Ne <2,5 для сталей, кроме марок, указанных выше по зна- чению Ne на графиках (см. рис. 1.35, 1.36), определяется пара- МетР Р, по которому находится толщина основания ротора 5. Для других случаев расчет толщины стенки основания ротора Производится по графикам, приведенным в нормативном доку- менте [1.8]. Толщина стенки конической крышки ротора определяется по Формуле (1.158).
68 Глава 1. Основные соотношения для механических расчет Высота внутреннего резьбового затяжного кольца (см. рис. 1,з определяется по формуле Рс (1.16 ^|(Л1 -Л2)(Н-°о)’ где Р = 30,96 10-6ржи2^Л2 -Rq^ - сила давления сепарируемо 2 продукта на крышку ротора; с = -(/?! - R3) - плечо пары сил, де ствующей на кольцо; а0 = 39,44 10-6ря2Л2. Приближенно допускаемые частоты вращения ротора опред ляются при плотности сепарируемого продукта рж = 1000 кг/м3 [л] = — ПТ И ^NeKpP (1.16 Значения NeKp для сплавов сталей и титана принимаются соо ветственно по графикам на рис. 1.35,1.36, для других случаев-i графикам из [1.8]. Напряжения в резьбе затяжного кольца определяются из усд вий работы на смятие, срез и изгиб: ♦ напряжение смятия осм =1,274< 2[о]; (1.16 «н ^вн ♦ напряжение среза <116 «ВН rt ♦ напряжение изгиба _0,48(rfH-rfBH)P ИЗ dBHA2z (1.17 где rfBH, dH — внутренний и наружный диаметр резьбы, м; h - Ш резьбы, м; z — число витков резьбы. Расчет наружного затяжного кольца. Конструктивная схе] сепаратора с наружным затяжным кольцом показана на рис. 1- Наружное затяжное кольцо рассчитывается как короткая цилин рическая оболочка, сопряженная с бортом.
Ри с. 1.34. Конструктивная ' z Р«р Ркр 0-2275 схема ротора сепаратора непрерывного действия с внутренним затяжным кольцом: 1 - основание; 2 - коническая крышка; 3— внутреннее резьбовое затяжное кольцо и с-1.36. Определение толщины НКи основания титанового ротора По критерию Ne при X = 0,222 Рис. 1.35. Определение толщины стенки основания ротора по критерию Ne: 1 - расчет элемента по допускаемым напряжени- ям; 2- расчет элемента по допускаемым нагрузкам Р и с. 1.37. Конструктивная схема ротора сепаратора с наружным затяжным кольцом: 1 - основание; 2- коническая крышка; 3 — наружное резьбовое затяжное кольцо
70 Глава 1. Основные соотношения для механических расчету Рис. 1.38. К расчету наруж- ного затяжного кольца: геометрические параметры к (1.171) Толщина цилиндрического элемента (борта) наружного за- тяжного кольца определяется по формуле (1.171) Ы/ ЛГИ 1Л-бРжЛ (^К -Ro) где fr=4,93 10 —------------; е — эксцентриситет действия ^2 силы на борт наружного затяжного кольца, м; RK, Ro, R> - гео- метрические параметры (см. рис. 1.37, 1.38). Расчет резьбы выполняется так же, как для внутреннего затяж- ного кольца по (1.168)—(1.170). Численный расчет сепаратора приведен в примере 6.22. БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1.1. Вихман Г.Л., Круглов С.А. Основы конструирования аппаратов и ма- шин нефтеперерабатывающих заводов. М.: Машиностроение, 1978. 328 с. 1.2. Канторович З.Б. Машины химической промышленности. М.: Ма- шиностроение, 1965.416 с. 1.3. ЛощинскийА.А., ТолчинскийА.Р. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры: Справочник. Л.: Машиностроение. 1970- 752 с. 1.4. Поникаров И.И., Гайнуллин М.Г. Машины и аппараты химических производств и нефтегазопереработки. М.: Альфа-М, 2006. 605 с. 1.5. Соколов В.Н. Основы расчета и конструирования машин и аппара- тов пищевых производств. М.: Колос, 1992. 398 с.
^б.пиографическийсписок 1.6- 71 1.7. 1.8. 1.9- Тимонин А С. Основы конструирования и расчета технологического и природоохранного оборудования: Справочник. Калуга, 2001. Т. 1.755 с. ОСТ 26-01-1271-81. Роторы центрифуг. Нормы и методы расчета на прочность. рД РТМ 26-01-100-83. Роторы центробежных сепараторов. Нормы и методы расчета на прочность. ГОСТ Р 51274-99. Сосуды и аппараты. Аппараты колонного типа. Нормы и методы расчета на прочность. 1 10 ГОСТ Р. 51273—99. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность. Определение расчетных усилий для аппаратов колонно- го типа от ветровых нагрузок и сейсмических воздействий. 1 11 ГОСТ 26202-84. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность обечаек и днищ от воздействия опорных нагрузок. 1 12. ГОСТ 24755-89. Сосуды и аппараты. Нормы расчета укрепления отверстий.
I n МАШИНЫ ДЛЯ ДРОБЛЕНИЯ 5 Z.H ПОМОЛА МАТЕРИАЛОВ 2.1. Расчет дробилок ударного действия. Область применения, принцип действия, классификация Дробилки ударного действия используют для из- мельчения малоабразивных материалов средней прочности и мяг- ких — известняков, гипса, калийных руд, барита, каменного угля и др. Эти дробилки позволяют получить высокую степень дробле- ния i = 15—20, а в отдельных случаях до i = 50, в результате чего уменьшается число стадий дробления. Они отличаются простотой конструкции, малой металлоемкостью, удобством обслуживания. Дробление материала происходит под воздействием механи- ческого удара; при этом кинетическая энергия движущихся тел частично или полностью переходит в энергию деформации разру- шения. По конструктивному исполнению различают роторные и мо- лотковые дробилки. Роторные дробилки применяют для дробления известняка, до- ломита, руд, мрамора и других подобных им материалов с малой абразивностью. Их выпускают двух типов: для крупного дробле- ния, которые используют на первичной стадии дробления; для среднего и мелкого дробления, используемые на заключительных стадиях дробления. Работа таких дробилок основана на принципе разрушения пород ударными нагрузками. В коробчатом корпусе 3 роторной дробилки размешены вра- щающийся с большой скоростью ротор 1 с билами 2, жестко за- крепленными на его внешней поверхности (рис. 2.1). Вращение ротору сообщается от электродвигателя через клиноременную пе- редачу. Внутри корпуса подвешены отражательные плиты 4 и 7, нижняя часть которых опирается на пружинно-регулировочное
। расЧет дробилок ударного действия 73 ---~~~~' стройство 5 и 6, позволяющее регулировать ширину выходной щели, а также пропускать недробимое тело при его попадании в камеру дробления. Дробление материала осуществляется в ре- зультате удара по нему бил и удара кусков об отражательные пли- ты благодаря чему достигается высокая степень дробления. Р и с. 2.1. Роторная дробилка Молотковые дробилки применяют для дробления пород сред- ней прочности, а также мягких материалов, таких, как шлак, гипс, мел, глины. В сварном корпусе 1 молотковой дробилки (рис. 2.2) установ- лены ротор 2, отбойная плита 4, поворотная 5 и выдвижная колос- никовая 6решетки. Ротор состоит из одного или нескольких дис- ков, закрепленных на общем приводном валу. Дробление мате- риала осуществляется под действием удара по нему молотков 3 массой 15-20 кг, шарнирно закрепленных к дискам вращающего- ся ротора, и соударения кусков с плитами и колосниковыми ре- шетками. Положение колосниковых решеток и отбойной плиты Регулируется. При вращении ротора молотки под действием цен- Д’обежных сил занимают направление по линии, соединяющей вращения ротора с осью вращения молотка. При ударе молот- поворачиваются вокруг своей оси в направлении, противопо- лот °М вРащению ротора. Шарнирное крепление молотков у ис- ковых дробилок существенно отличает их от роторных с жест-
74 Глава 2. Машины для дробления и помола матерцацОв ко закрепленными билами. Недостатком молотковых дробилок является быстрый износ молотков и колосниковых решеток. Оцц также не могут быть рекомендованы для измельчения слишком вязких (глинистых) влажных материалов, которые забивают ко- лосниковую решетку. 6 Рис. 2.2. Молотковая дробилка Типоразмеры роторных и молотковых дробилок определяют- ся диаметром и длиной ротора. Технические характеристики дро- билок ударного действия представлены в табл. 2.1—2.3. Таблица 2.1. Техническая характеристика однороторных молотковых дробилок (ГОСТ 7090-79) Параметр дробилки Тип дробилки М 3x2 М 4x3 М 6x4 м 8x6 М 10x8 М 13x11 м 13x16 м 20x20 М 20x30. Размеры ро- тора, мм: диаметр длина 300 200 400 300 600 400 800 600 1000 800 1300 1100 1300 1600 2000 2000 2000 _зооо_ 600 Размер наи- большего куска загру- жаемого ма- териала, мм 75 100 150 250 300 400 400 600
21 расчет дробилок ударного действия 75 Окончание табл. 2.1 Параметр дробилки Тип дробилки М 3x2 М 4x3 М 6x4 М 8x6 М 10x8 М 13x11 м 13x16 М 20x20 М 20x30 Наиболь- шая частота вращения, об/мин, для исполне- ний-' Б 2500 1900 1250 1000 750 600 600 в 3000 2400 1500 1300 1000 750 750 500 500 Г 4000 3000 2000 1500 1200 1000 1000 600 600 Мощность двигателя, кВт, не бо- лее, для ис- полнений: Б 7 14 20 55 100 130 210 В 10 20 28 75 125 170 260 630 1000 Г 14 28 40 100 170 260 350 800 1250 Таблица 2.2. Техническая характеристика роторных дробилок крупного дроб- ления (ГОСТ 12375—70) Параметр дробилки Тип дробилки ДРК 5x4 ДРК 6x5 ДРК 8x6 СМД-85 ДРК 10x8 ДРК 12x10 С МД-86 ДРК 16x12 С МД-95 ДРК 20x16 СМД-87 ДРК 25x20 Размеры ротора, мм: Диаметр _Длина 500 400 630 500 800 630 1000 800 1250 1000 1600 1250 2000 1600 2500 2000 Произво- дитель- ность ^/ч 13 25 50 70 125 200 370 560 Макси- мальный Размер куска за- ФУЖаемо- томате- 250 300 400 500 600 800 1100 1500
76 Глава 2. Машины для дробления и помола материалу Окончание табл. 2 2 Параметр дробилки Тип дробилки ДРК 5x4 ДРК 6x5 ДРК 8x6 С МД-85 ДРК 10x8 ДРК 12x10 СМД-86 ДРК 16x12 С МД-95 ДРК 20x16 С МД-87 ДРК 25x20 Окружная скорость бил рото- ра, м/с 20; 26,5; 35 Мощ- ность электро- двигате- ля, кВт 10 22 40 55 100 160 250 400 Таблица 2.3. Техническая характеристика роторных дробилок среднего и мел- кого дробления (ГОСТ 12376—70) Параметр дробилки Тип дробилки ДРС 5x5 ДРС 6x6 ДРС 8x8 ДРС 10x10 С МД-75 ДРС 12x12 С МД-94 ДРС 16x16 ДРС 20x20 Размеры ро- тора, мм: диаметр длина 500 500 630 630 800 800 1000 1000 1250 1250 1600 1600 2000 2000 Производи- тельность, м3/ч 25 35 65 125 200 310 500 Максималь- ный размер куска загру- жаемого ма- териала, мм 150 190 240 300 375 480 600 Окружная скорость бил ротора, м/с 20; 24; 28,8; 34,6; 41,5; 50,0 Мощность электродви- гателя, кВт 30 40 75 125 200 320 8 Основные соотношения для расчета дробилок. Критический размер куска дробимого материала, т.е. такой предельный размер, меньше которого при данных условиях материал не дробится, определяет' ся по формуле
J расчет дробилок ударного действия 77 (2.1) 230 10 5 Op 4<Р " D у1’5 Povp a - предел прочности материала при дроблении, Па; р0 — объ- емная насыпная плотность дробимого материала, кг/м3; vp — ско- пость удара, принимаемая равной окружной скорости ротора, м/с. ^Скорость удара молотка или била, обеспечивающая получе- ние куска размером, равным критическому, называется критиче- ской скоростью Ркр и для определенных значений стр и р0 исходного материала и заданной крупности продукта дробления d из выра- жения (2.1) будем иметь 2 vm =1,75 10'23i y кр ’ 1 (2.2) стр Р<Х Уравнения (2.1) и (2.2) можно использовать как для роторных дробилок, так и для молотковых. Определение производительности. В камере дробления над ро- тором (рис. 2.3) постоянно находится масса дробимого материала, которая под действием гравитационных сил с некоторой скоро- стью vB опускается на ротор. Подобно фрезе, ротор при каждом проходе била срезает стружку объемом И = Л£рЛ, где Л - горизонтальная проекция дуги (см. рис. 2.3); £р - длина ро- тора, м; h - толщина стружки по вертикали, определяемая как путь свободно падающих кусков за время поворота ротора от од- ного била до следующего, м. Производительность Q, м3/с, дробилки, работающей по схе- ме, показанной на рис. 2.3, определяется формулой Q = ALphnz, (2.3) где п _ частота вращения ротора, об/с; z — число рядов бил. На основе экспериментальных данных получена формула для Расчета производительности серийных роторных дробилок г О = 480-_Е. ** кп, v0.35.0,5 Р * (2.4)
78 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи --------------------------------— где — коэффициент, зависящий от положения отражательн й плиты (при работе дробилки с опущенной первой плитой к ” = 1,3—2; при полностью приподнятой первой плите Лр = 4,5-5^? ур - окружная скорость ротора, м/с, определяется как критике' ская скорость по уравнению (2.2) или через частоту вращения и диаметр ротора по соотношению vp = nDpn. Рис. 2.3. Схема для опреде- ления производительности роторных дробилок Для ориентировочного определения производительности мо- лотковых дробилок можно использовать формулы В.П. Барабаш- кина: ♦ при дроблении известняка C = l,66Z)pZpn при Лр >£р; (2-5) С = 1,66Лр£рП при Лр < Zp, (2.6) где Q, м3/с; ♦ при дроблении угля (2.7) Q_ 216103(/- где Q, т/с; к = 0,12—0,22 - коэффициент, зависящий от констрУ^ ции дробилки и прочности дробимого материала; i = dHcp I ^р степеньдробления; JHCp, JKCp — средние размеры частиц матери^ соответственно на входе и выходе из дробилки.
расЧеТ дробилок ударного действия 79 Мощность электродвигателя привода дробилки. Учитывая, что торные и молотковые дробилки позволяют получить большую Р° дробления и производят сравнительно мелкий продукт, степей» •“н ошность, потребляемую электродвигателем, можно получить по формуле, разработанной на основе закона поверхностей: > (2.8) ЛвПдрПп1000 ’ где №дР - энергетический показатель (табл. 2.4), Втч/м2; Q - про- изводительность, м3/ч; Дсв - средневзвешенный размер исходно- го материала, м; т]Др - КПД дробилки, равный 0,75-0,95; т]п - КПД привода; для клиноременной передачи привода дробилки т|п = = 0,92-0,96. Таблица 2.4. Энергетический показатель для различных материалов Материал Объемная насып- ная масса, т/м3 Прочность при растяжении, кН/м2 Энергетический показатель, Втч/м2 Антрацит 0,90 2750 2,53 Кирпич сили- катный 1,20 1000 4,5 Известняк ме- сторождения: Шуровского 1,48 1850 8,6 Ковровского 1,52 7000 21,0 Турдейского 1,54 12000 19,0 Гранит Клесов- ского месторож- дения 1,52 12750 15,0 Диорит Клесов- «кого месторож- дения 1,76 16400 40,0 Если данных для расчета по (2.8) недостаточно, мощность дви- Ког ДР°^ИЛОК к®т> можно определить по формуле В.А. Олевс-
80 Глава 2. Машины для дробления и помола матери^ (29) Выбор размера выходной щели. Крупность готового проду^ контролируется шириной выходной щели Ь, которая для дроби лок среднего и мелкого дробления равна — *Апах ^кр > (2.10) где t/max — максимальная крупность готового продукта, м. Выбор размеров зазоров между колосниками колосниковых ре- шеток. В дробилках с колосниковыми решетками часть продукта удаляется из камеры дробления через зазоры между колосника- ми. Крупность этого продукта должна соответствовать крупно- сти продукта дробления, разгружающегося через выходную щель. Опыты показывают, что размеры кусков, прошедших через колосниковые решетки, достигают 1,5— 1,7 размера зазоров между колосниками. При работе дробилки в режиме, обеспечивающем выход продукта крупностью до dmax, размер щелей колосников 5К, м, должен удовлетворять условию 5К =4^ /(1,5-1,7). Выбор конструктивных параметров роторной дробилки. Ско- рость ротора vp выбирается по (2.2) в зависимости от заданной максимальной крупности дробления dmax и характеристики ма- териала — предела прочности на растяжение ор и объемной мас- сы р0. Главными конструктивными параметрами роторных дробилок являются диаметр Dp, м, и длина ротора. Диаметр зависит главным образом от крупности исходного материала D и определяется: ♦ для однороторных дробилок крупного дробления Лр = (1,5-3,0) Д ♦ для двухроторных Z)p = 1,2 D\ ♦ для дробилок среднего дробления Dp = (3 -10)D ; ♦ для дробилок мелкого дробления Dp > ЮЛ. Длина ротора зависит от его диаметра Lp = (0,5 -1,5) Dp. Выбор конструктивных параметров молотковой дробил^- Главными конструктивными параметрами являются: ♦ диаметр ротора Dp, мм. Для молотковых дробилок с вертикальной загрузкой
81 ] расчет ДРобилокударного действия '5^7+550, (2.11) D _ наибольший размер куска дробимого материала, мм; для дробилок, в которые материал подается сбоку ротора по наклон- ной плите л =1,65 D + 520. (2.12) В зависимости от требуемой производительности диаметр ро- тора может быть увеличен; I длина ротора £р, м: 1р=(0,8-Ц)Др. (2.13) Ширина щели между колосниками решетки, измеряемая на внутренней (рабочей) поверхности, должна в 1,5—2 раза превышать требуемый максимальный размер кусков дробленого продукта. Радиальный зазор между молотками и колосником обычно определяется опытным путем. Так, на первом колоснике устанав- ливают больший зазор, составляющий (2 — 4) dmax, на втором (вы- катном) колоснике зазор составляет (1,5-2) Jmax. Основные технико-эксплуатационные параметры молотко- вой дробилки (производительность, расход мощности, качество дробимого продукта) зависят от конструкции молотка. Длина молотка от оси до конца бойка /м = (0,20—0,25) Dp. Длина бойка при максимальном размере куска загружаемого материала, не превышающего 100 мм, принимается равной 1,4-1,8 размера куска и обычно составляет 0,5 длины молотка. Пример 2.1. Определить критический размер кусков известняка Турдейского месторождения для условий дробления в роторной дро- билке при окружной скорости ротора 50 м/с. Исходные данные. Предел прочности известняка при растяжении °р = 120-Ю5 Па; объемная плотность известняка р0 = 2690 кг/м3; ско- Р°сть удара vp = 50 м/с. Критический размер кусков дробимого материала находится 110 (2.1) d _ 230 10-5и 230 105 120-Ю5 nfnQ ч> ------------- =--------------= 0,029 м. Pov^’5 2690-501,5
82 Глава 2. Машины для дробления и помола матерцд^ Пример 2.2. Подобрать режим работы роторной дробилки Др^ 12x12 для дробления известняка Турдейского месторождения с Целью получения продукта крупностью d = 40 мм. Определить ее производи тельность и затрачиваемую мощность. Исходные данные. Прочностные характеристики материала, при веденные в примере 2.1. По формуле (2.2) окружная скорость ротора составит vKn = l,75-10“2 лр = l,75-10“2 31 120Ю5 ]2 2690 0,04 = 40,5 м/с. Принимаем фактическую окружную скорость бил ротора 34,6 м/с (см. табл. 2.3). Параметры ротора: Dp = 1250 мм; £р = = 1250 мм. Число рядов бил примем z = 6. Дробилка работаете опущенной плитой, т.е. = 1,3. Тогда, воспользовавшись для расчета производительности формулой (2.4), получим Q = 480 £pfp = 480 1,3 = 129 м3/ч. v°-V’5 34,60,35 -б0’5 Установочная мощность привода дробилки находится по (2.9) при частоте вращения ротора п = vp / (nDp): У = 9Рр2 Zpл = 9• 1Д52 • 1Д5 -8,81 = 154,86 кВт. Пример 2.3. Проверить на прочность узел крепления бил молотко- вой дробилки, приняв режим работы из примера 2.2. Исходные данные. В дробилке используются 36 бил П-образной формы с одним отверстием, имеющих следующие конструктивные параметры: длина о = 0,2 м; ширина b = 0,12 м; толщина 8 = 0,07 м; рас- стояние от конца била до оси его подвеса /=0,15 м; масса била т - = 9,36 кг. Материал элементов диска ротора и била — сталь Ст 5 ([nJ ~ = 100 МПа, (стсм] = 65 МПа, [т] = 60 МПа). На основании исходных данных определяем: ♦ расстояние от центра массы била до оси отверстия g4^ = 0^+0J2^ ' 6а 6-0,2 ♦ угловую скорость вращения ротора 2v 2-34,6 , to= —= —^- = 55Д6рад/с;
расчет дробилок ударного действия 83 с окружности расположения центров массы била Л = Ло +1\ = °’62 + °’045 = °’665 м’ е /^ = 0,62 м — расстояние от оси подвеса била до оси ротора; центробежную силу инерции била * Р =/ЯЛ =9,36-55,362-0,665 = 19076Н • и v Диаметр оси подвеса била конструктивно принят равным d = = 0 035 м при условии, что диаметр отверстия под ось равен 0,037 м. Тогда изгибающие напряжения в оси составят ^ЦбЧ^Цб’.19076.0,07 ‘ </’ 0,035’ что соответствует условию прочности ои < [ои]. При толщине диска 5Д = 0,04 м напряжения смятия в нем бу- дут равны _ - и С“ М 19076 0,04-0,035 = 13,626 МПа, что также удовлетворяет условиям прочности для диска. Минимальный размер перемычки между отверстиями под оси подвеса бил и наружной кромкой била отвечает условию 974М 6Д[,| 0,0460 Таким образом, принятое выше значение этого параметра, равное 0,005 м, вполне удовлетворяет условиям прочности. Диаметр вала в опасном сечении у шкива может быть опреде- лен исходя из принятой мощности двигателя N= 154 кВт: d0 =0,052 =0,052,-^- = 0,087 м. V со У 55,36 С учетом ослабления вала шпоночным пазом принимаем вал ^метром 0,1 м. Максимальное окружное напряжение в диске на образующей Центрального отверстия равно °' max = р со2 0,0825 ,2 + 0Д75го2 2
84 Глава 2. Машины для дробления и помола матерИаЛо = 7850-55,362 0,0825 1,25 2 2 + 0,175 0,052 =0,786 МПа, где р = 7850 кг/м3 — плотность материала диска; го = 0,05 м - ради. ус центрального отверстия диска. Окружное напряжение от сил инерции бил на образующей центрального диска определяется по формуле: ст = —P«R°Z =----19076 062-6 = 479 м л8д (А2 -го2) л-0,04[0,622 -0,052] где z = 6 — число отверстий в диске под оси подвеса (число бил) при условии шестирядного их расположения (см. пример 2.2). Расчетное значение суммарных напряжений на образующей центрального отверстия ст=ст,тах +стг = 0,786 + 1,479 = 2,265 МПа находится в допустимых пределах с большим запасом. 2.2. Расчет щековых дробилок. Область применения, принцип действия, классификация Промышленные щековые дробилки применяют для крупного и среднего дробления прочных и средней прочности пород на первичной и вторичной стадии дробления. Степень дроб- ления обычно i = 3—5. По характеру движения подвижной шеки щековые дробилки разделяют на дробилки с простым (ШДП) и сложным качанием щеки (ШДС). Дробилка с простым качанием щеки (рис. 2.4) состоит из свар- ного корпуса 2, в котором в подшипниках установлен эксцентри- ковый вал 5с подвешенным к нему шатуном 6. Нижний конец ша' туна имеет специальные гнезда, в которых свободно вставлены концы распорных плит 10 и 11. Противоположный конец распор' ной плиты 11 вставлен в гнездо подвижной щеки 3, подвешенной на оси 4. Конец плиты 10 упирается в клиновой упор регулир0' вочного устройства 9. Тяга 8и пружина /обеспечивают обратно6
85 ра^тшековыхдробилок еНце подвижной щеки и удерживают от выпадения распор- ДВ плиты. К неподвижной 1 и подвижной щекам крепятся дро- иь1е,,е плиты 12,13 с вертикальным рифлением, являющиеся ос- °я нЫМи рабочими органами щековых дробилок. Рабочие поверх- и ти дробящих плит и боковые стенки корпуса дробилки Образуют камеру дробления. Дробящие плиты устанавливают так, цтобы выступы одной располагались против впадин другой. При- вод дробилки состоит из электродвигателя и многорядной клино- оеменной передачи с массивным шкивом 75. На другой конец вала насажен маховик 76. Сцепление шкива с валом обеспечива- ется фрикционной муфтой 14.
Рис. 2.5. Щековая дробилка со сложным движением щеки: 1 — передняя стенка; 2 — защитный кожух; 3 - приводной эксцентриковый вал; 4 — задняя балка; 5—сухарь регулировочного устройства; 6—пружина; 7-тяга; 8— распорная плита; 9-подвижная щека; 10-дробящая плита; 11 - неподвижная плита; 12 —электропривод Дробилка со сложным качанием щеки (рис. 2.5) по конструк- ции проще, чем с простым качанием, и имеет меньшую массу. В ней отсутствует шатун, а подвижная щека 9 подвешена не- посредственно к эксцентриковому валу 3, в результате чего точ- ки подвижной щеки движутся по эллиптическим траекториям с минимальной разностью осей эллипса вверху и максимальной внизу. Дробление материала происходит в результате раздавливания, раскалывания, излома и истирания материала. Дробилки типа ШДС применяют для среднего и мелкого дробления пород сред- ней прочности. Типоразмер щековой дробилки определяется шириной В и длиной L загрузочного зева дробилки, причем В характеризуй максимальную крупность кусков, загружаемых в дробилку (Дпах' = 0,85Д), а величина L определяет в основном ее производитель- ность. Основные параметры и размеры некоторых щековых ДР0 билок, выпускаемых отечественными заводами, приведены 8 табл. 2.5.
87 22 рд^о^тшековыхдробилок_______________________ _ -) < Основные параметры щековых дробилок Табдииа Z Размеры приемного отверстия Дх£, мм ШДП ШДС Параметр 600x900 90x1200 1200x1500 1500x2100 160x250 250x400 1 250x900 400x600 400x900 600x900 Наибольшая крупность ис- ходного мате- оиала, мм 510 700 1000 1300 140 210 210 340 340 510 Угол захвата, град. 19 20 20 20 15 15 15 17 17 19 Номинальная ширина выход- ной шели, мм 100 130 150 180 30 40 40 60 60 80 Диапазон изме- нения ширины выходной щели, %, не ме- нее ±25 ±25 ±25 ±25 ±50 ±50 ±50 -30 +50 -30 +50 ±25 Производитель- ность при но- минальной ши- рине выходной щели, м3/ч 50 160 280 550 2,8 7,0 14 15 25 55 Частота враще- ния главного вала, об/мин - 170 150 125 - 275 275 - 290 250 Мощность электродвигате- ля, кВт 75 100 160 250 10 17 40 30 55 75 Габаритные Размеры, м: Длина ширина ^высота 3,9 2,5 3,0 5,0 6,0 4,0 6,4 6,8 5,0 7,5 7,0 6,0 1,0 1,0 1,1 1,4 1,3 1,5 1,7 1,7 2,3 1,7 1,8 1,6 2,2 2,2 2,6 2,7 2,6 2,5 Основные соотношения для расчета щековых дробилок. Исходны- над^инными для расчета щековых дробилок являются максималь- крупность кусков в исходном материале Z)max, требуемая мак- Ла альная крупность готового продукта d^, прочность материа- И пР°изводительность Q.
88 Глава 2. Машины для дробления и помола матери^ Крупность дробимого материала. Максимальную крупност, готового продукта рассчитывают по формуле 4пах=*р*Г ^(/2)2 + (* + Л)2, (2-14) где Лр — коэффициент, учитывающий конфигурацию рифлений дробящей плиты (для треугольных рифлений Кр = 0,8; для трапе- цеидальных Кр = 0,7); КТ — коэффициент, учитывающий вид гор. ной породы (для высокопрочных материалов типа базальтов и кварцитов Кт = 1,1; для гранитов средней прочности Кт = 1,0; дод непрочных известняков Кт = 0,8); t— шаг рифлений, мм (для ори- ентировочных расчетов t= b);b-- ширина разгрузочной щели, мм' h — высота рифлений, мм (й » г/2 ® й/2). Средневзвешенный размер дробленого продукта JCB, мм: ♦ dCB = 0,65Z> для дробилок с приемным отверстием шириной 600 мм и менее; ♦ dCB = 0,8йдля дробилок с приемным отверстием шириной 900 мм и более. Расчет угла захвата а, т.е. угла между неподвижной и подвиж- ной щеками (рис. 2.6). Угол захвата должен быть таким, чтобы ма- териал, находящийся между щеками, при нажатии разрушался, а не выталкивался вверх. Ptu. схема щекиво.. дробилки На кусок, зажатый между щеками, дей- ствуют усилия Р и равнодействующая этих усилий R, причем A = 2Psin—. 2 Кусок материала при сжатии не будет выталкиваться вверх, если вызываемые си- лами трения удерживающие силы F = fPcos у В больше или равны выталкивающей силе т.е. для нормальной работы дробилки дол#' 2 Vi'cos — Л;
22 р.^^тшековыхдробилок 2/Pcos|>2^siny; 89 (2-15) rt .Ct /• , Ct /cos|>siny или /> tg-, е f- коэффициент трения. Введя вместо коэффициента трения tg <р (здесь <р — угол тре- ния) получаем условие нормальной работы: tg<p >tgy или 2<р > а. (2-16) Для стальных плит коэффициент трения с дробимым материа- лом /= 0,25-0,35, что соответствует углу трения <р = 14-19°. От- сюда угол захвата может достигать значений а = 28—38°, однако в реальных случаях угол захвата принимают в пределах 17—20° для обеспечения гарантированного захвата и повышения производи- тельности. Расчет размеров дробильной камеры — ширины загрузочного отверстия В, ширины выходной щели Ь, хода подвижной щеки 5. Ширина загрузочного отверстия Б должна обеспечить свобод- ный прием кусков максимальной крупности. Поэтому должно быть соблюдено условие ^>Птах/0,85. (2.17) Для дробилок, работающих в автоматических линиях без на- блюдения оператора, ширина загрузочного отверстия и макси- мальный размер загружаемых кусков материалов должны соот- ветствовать условию ^Апах/ОД (2.18) При использовании стандартных дробящих плит ширина вы- ходной щели b связана с максимальной крупностью кусков в гото- В°м пР°Дукте зависимостью =0,5/). (2.19) При необходимости из (2.19) может быть определена степень Мельчения материала (2.20)
90 Глава 2. Машины для дробления и помола матерИа;] Ход подвижной щеки 5, т.е. ход сжатия материала в каме дробления, — важнейший параметр щековой дробилки, от кОт^ рого зависят ее основные технико-эксплуатационные показатели Для разрушения куска материала при сжатии его между дробя щими плитами ход щеки должен быть не меньше необходимого хода сжатия до разрушения S>eD, (2.21) где е = асж/Е — относительное сжатие дробимого материала- асж - напряжение сжатия, Па; Е— модуль упругости, Па; D~ мер куска, мм. Однако дробимые куски имеют неопределенную форму и кон- тактируют с дробящими плитами не плоскостями, а точками, по- этому практически для их разрушения требуется значительно больший ход щеки. Оптимальные значения ходов сжатия S, мм, для щековых дро- билок определены экспериментально: ♦ для ШДС 5В = (0,06 - 0,03) В, 5Н = 7 + 0,1 Ой; (2.22) ♦ для ШДП 5В = (0,01-0,03)5, 5Н = 8 + 0,26*, где 5В, 5Н — ход сжатия соответственно в верхней и нижней точках камеры дробления, мм. За ход сжатия принимают проекцию тра- ектории движения данной точки подвижной щеки на перпенди- куляр к неподвижной щеке. Расчет частоты вращения эксцентрикового вала п, об/с, дроби- лок ведут по формуле „=0Л ЁЕ. (2.2Э> VS, В (2.23) не учтены конструктивные особенности машины и не' которые факторы, сопутствующие процессу дробления, напри' мер силы трения кусков материала один о другой и дробящие пли ты, возникающие при опускании кусков. Поэтому полученное значение частоты вращения вала щековых дробилок со сложны и простым движением подвижной щеки следует скорректирова'гь ♦ с приемным отверстием шириной 600 мм и менее п = 17b'43- >
91 г2 ра^тшековыхдробилок________________________________________ мнЫм отверстием шириной 900 мм и более п = 13Ь~°’3. ♦ с ппои3водителъностъ щековых дробилок Q, м3/с, рассчитывают Додике, предполагающей, что разгрузка материала из выход- п° шеЛИ дробилки происходит только при отходе подвижной Н° и ппи этом за один оборот вала из дробилки выпадает неко- 1Й объем материала V, mj, заключенный в призме высотой h ~ *4 „„.Tr-TTVllVAQa ииый _ Рис. 2.7. Схема разгрузки щековой дробилки (2.24) оис. 2.7 заштрихованный участок). Производительность дробилки linSHL(e+b) Q = Ftga где р - коэффициент, учитывающий раз- рыхление материала в объеме призмы и рав- ный по опытным данным 0,4 - 0,75; величи- на еопределяется из соотношения b = е + 5^; £ - длина приемного отверстия, м. Подсчитанная по данной формуле про- изводительность в большинстве случаев значительно отличается от фактической, так как исходные предпосылки недоста- точно полно отражают характер процесса в камере дробления. Б.В. Клушанцев предложил определять производительность щековых дробилок по формуле, в которой по сравнению с (2.24) Дополнительно учитываются некоторые па- раметры: q __с *^ср Lb п(В + Ь) с ~ коэффициент кинематики (для ШДП с = 0,84, для II(ДС с = '• \Р = 0,5 (5Н + 5В) — средний (эквивалентный) ход щеки, рав- Полусумме значений ходов сжатия вверху и внизу камеры дроб- ня, м; £>св _ средневзвешенный размер кусков в исходном мате- ’ м, причем для дробилок с приемным отверстием шириной И менее принимается равным ширине приемного отвер- 1ее ’ ДРобилок с приемным отверстием шириной 900 мм и бо- ’ Работающих на рядовой горной массе, £>св = (0,3 — 0,4) В. (2.25)
92 (2.26) Глава 2. Машины для дробления и помола матерИа;| Мощность электродвигателя N, кВт, можно рассчитывать ц формулам, предложенным В.А. Олевским: ♦ для ЩДП N = 700 mLHSn, ♦ для П1ДС N = 12QLHnr, (2.27) где т = 0,56—0,60 — конструктивный коэффициент; L — длина ка- меры дробления, м; Н - высота неподвижной плиты, м; SH - ХОд сжатия в нижней зоне, м; г — эксцентриситет вала, м; п - частота вращения вала, об/с. Так как в момент разгона машина преодолевает пиковые на- грузки, окончательную мощность двигателя выбирают с некото- рым запасом, в частности рекомендуется полученные по (2.26), (2.27) значения умножать на коэффициент 1,5. Расчет нагрузок в основных элементах. Д ля вычисления усилий в деталях дробилки необходимо определить равнодействующую сил дробления Р, место ее приложения и далее при помощи графиче- ского построения найти силы, действующие на основные звенья и детали механизма дробилки. При дроблении имеют место все виды напряжения, но, как показали эксперименты, основным видомяв- ляется разрушение от возникающих напряжений растяжения. Это объясняется тем, что дробимый кусок зажимается между ребрами рифлений дробящих плит, а при таком характере нагрузки в куске возникают растягивающие напряжения, направленные перпенди- кулярно силам сжатия и вызывающие его разрушение. Принимая условно, что все дробящее пространство заполнено кусками шарообразной формы, получаем суммарную нагрузку на дробящую плиту Рдроб, Н: ^дроб = К Л2стр ^дроб / 8, где К — коэффициент, учитывающий разрыхление и одновремен- ность раздавливания в пределах одного качения щеки; F3VO6 " аК,. тивная площадь дробящей плиты (участвующей в дроблении),м ’ Стр — растягивающие напряжения в дробимом материале, МПа- Так как в основном дробилки применяют для пород с ПР6^ лом прочности не выше 300 МПа, то для их расчета максимальНУ нагрузку принимают равной 2,7 МПа.
93 22 Гз^гш^выкдро6илок Из опыта эксплуатации дробилок установлено, что для пред- ащения ложного срабатывания предохранительных уст- °Тйств при нормальной работе дробилок достаточно принять ко- ^ААиииент превышения номинальной нагрузки равным 1,5. По- расчетная нагрузка Ррасч, МН, должна быть увеличена в 1,5 раза, т е' л2оп Ррасч = дроб = 1^5 A' g Рдроб ~ 1,5 • 2,7 Fapo6. (2.28) Эксперименты подтверждаются теоретическими расчетами, из которых следует, что нагрузка на дробящую плиту распределя- ется равномерно. Поэтому при определении усилий в элементах дробилки можно считать, что равнодействующая нагрузка на дро- бящую плиту приложена к середине дробящей плиты по высоте. На рис. 2.8 изображена схема для определения действующих усилий на звенья щековой дробилки со сложным движением. С некоторым приближением принимаем, что равнодействующая усилий дробления Р, приложенная к середине дробящей плиты, направлена перпендикулярно биссектрисе угла захвата а. Очевид- но, сила действующая на переднюю стенку станины, равна Pcos а / 2. Продолжая линию действия равнодействующей до точ- ки пересечения с линией действия распорной плиты и соединив затем эту точку с осью эксцентрикового вала, получаем направле-
94 Глава 2. Машины для дробления и помола матерМал ния и значения сил, действующих на основные звенья дробил^. Л — усилие, воспринимаемое эксцентриковым валом и подщцп' никами данного узла, Р2 — усилие, воспринимаемое распору плитой и регулировочным устройством. Эксцентриковый вал щековой дробилки подвергается изгибу и кручению. Можно принять, что нагрузка на вал распреде. ляется симметрично, следовательно, усилия, действующие на под. шипники, будут одинаковы и равны R/2. По этим данным можно построить эпюру изгибающих и крутящих моментов, затем опреде. лить напряжения изгиба в опасных сечениях = - Мизг / (0,1 d3) а также напряжения кручения т = Мкр / (0,2 d3), где А/И3| - изгибаю- щий момент; — крутящий момент; d — диаметр вала в данном сечении. Щеку и шатун рассчитывают, как балки, с одной стороны закрепленные шарнирно (ось подвеса, эксцентриковый вал), а с другой — опирающиеся на распорную плиту. Щека рассчитывает- ся на изгиб, шатун — на растяжение. Распорная плита щековых дробилок при попадании в дробилку недробимого тела работает в условиях пульсирующего цикла нагружения и мгновенно возрастающих нагрузок. Поэтому распорную плиту необходимо рассчитывать на предельную проч- ность и выносливость. В общем случае распорная плита испытывает внецентренное сжатие, т.е. ось плиты не совпадает с линией действия нагрузки, Рис. 2.9. Схема действия сил в распорной плите щековой дробилки: а - по оси плиты; б - линия действия сил ие совпадает с осью плиты что вызвано изменением положе- ния опорных поверхностей суха- рей при изменении ширины вы- ходной щели и износом распор- ных плит и сухарей. На рис. 2.9, а дана схема дейст- вия сил в распорной плите, ось ко- торой нормальна опорным поверх- ностям. В этом случае плита под- вергается только напряжениях* сжатия. На рис. 2.9,5показанасхе ма действия сил в распорной пли те, когда линия действия сжима*0 щей нагрузки и соединяющая то4
95 (2.29) з Гас^тшековыхдробилок нтакта плиты с сухарями не совпадает с осью плиты, что 101 К вает изгибающий момент. ВЬ13Напр®кение в Расп°Рной плн76 /> ft a^F W' р_ усилие, сжимающее распорную плиту; F — площадь рас- четного сечения (сечение А-А); е - эксцентриситет в приложении нагрузки; момент сопротивления сечения, м3. Распорные плиты изготовляют, как правило, литыми из серо- го чугуна марок СЧ 18-36 или СЧ 24-44. Предельную прочность рассчитывают по формуле л = ств/ст, выносливость по формуле л = Сг0/о (ств — предел прочности материала плиты на изгиб; ст0 - предел выносливости при пульсирующем цикле нагрузки). Пример 2.4. Подобрать марку щековой дробилки, предназна- ченной для дробления гранита с максимальными размерами кусков Z)max= 1250 мм до крупности </тах = 180 мм. Исходные данные. Прочностные характеристики обрабатывае- могоматериала р = 2630 кг/м3; асж = 140 МПа; Е= 7,5-104 МПа;/=0,25. Ширина загрузочного отверстия, обеспечивающая свободный прием кусков максимальной крупности, определим по (2.17): „ 1250 л = -— = 1470 мм. 0,85 Исходя из этого значения по табл. 2.5 подбираем дробилку с простым движением щеки типа ПЩП 15x21, имеющей следующие технические характеристики: В = 1500 мм; L = 2100 мм; Z)max = ~ 1300 мм; а = 20°; b = 180 мм; 5 = 44 мм; п = 125 об/мин; Q = 550м3/ч; 250 кВт. * Проверим выполнение двух условий: Условия захвата дробимого материала: угол трения материала со- ^ВИт q> = arctg(/) = arctg0,25 = 14,036°. Таким образом, угол за- та дробилки а меньше двойного угла трения материала. Следо- ЗДьно, согласно (2.16), материал не будет выталкиваться из »УедоРЫДРОбления; чин ВИЯ (2-21) разрушения куска материала при его сжатии. Вели- 1,867 1°ТНОСИтелЬНОГО сжатия Равна в = стсж/Е= 140/(7,5104) = 0~3. При этом минимально необходимый ход шеки соста-
96 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи ----------------------------------- вит eZ)max = 1,867-10-3 1250 = 2,33 мм, что существенно мецЬщ номинального хода щеки 5 = 44 мм. Учитывая неоднородно^? формы и размера кусков дробимого материала, определим опщ мальные ходы сжатия по соотношениям (2.22): ♦ в верхней точке камеры дробления 5В = 0,02 В = 0,02 -1500 = зоМК). ♦ в нижней точке камеры дробления 5Н = 8 + 0,266 = 8 + 0,26-180? = 55 мм. И в этом случае условие (2.21) выполняется, следовательно обеспечивается надежное дробление материала заданной круп' ности. Пример 2.5. Рассчитать основные кинематические и технологиче- ские параметры дробилки, выбранной в примере 2.4: частоту враще- ния приводного эксцентрикового вала, производительность и мощ- ность привода. Определить средневзвешенные размеры кусков исходного материала, готового продукта и степень дробления. Оптимальную частоту вращения вала дробилки определим по (2.23): п = 136-0,3 = 13-18O-0,3 = 2,74 об/с, что превосходит рабо- чую частоту вращения вала 2,08 об/с. Это свидетельствует о том, что дробилка будет работать в несколько недогруженном режиме. Средневзвешенный размер кусков исходного материала DCB = 0,35В = 0,35-1,5 = 0,525 м, а раздробленного материала^ = = 0,86 = 0,8-0Д8 = 0,144 м. Степень дробления i = DCB / dCB = 0,525 / 0,144 = 3,65. Производительность по (2.25) равна cScpLbn(B + b) _ 0,84-0,04-2,1 0Д8 2,08-(1,5 + 0,18) = 2DCBtga ~ 2 0^25tg20° = 0,116 м3/с (417,6 м3/ч) Необходимые при этом затраты энергии, рассчитанные по со- отношению (2.26), составят N = IQQmLHSn = 700-0,56 1,2 -0,48 0,055-2,08 = 25,8 кВт, где 5Н = 0,055 м - ход сжатия в нижней точке камеры дробления (см. пример 2.4); Н = ———-— = ———— = 0,48 м - высо^ tg(90°-a) tg(90°-20°) неподвижной плиты.
3 Гас..уг конусных дробилок 97 2.3. Расчет конусных дробилок. Область применения, принцип действия, классификация Конусные дробилки по технологическому назна- ию делят на дробилки крупного дробления (ККД), которые ЧйеСпечивают степень дробления i = 5—8; конусные дробилки еднего (КСД) и мелкого (КМД) дробления, обеспечивающие степень дробления / до 20-50 (рис. 2.10). Конусные дробилки при- меняют для дробления пород прочностью стсждо 300 МПа с высо- кой степенью абразивности. Эти машины отличаются высокой производительностью. В химической промышленности в основ- ном используют дробилки КСД и КМД. В таких дробилках материал раздавливается в камере дробления рабочим конусом, совершающим пространственное качание внутри неподвижного конуса. В каждый момент одна из образующих дробя- щего конуса оказывается наиболее приближенной к внутренней по- Р и с. 2.10. Конусная дробилка: °'ККД; б- КСД, КМД; d — размер загружаемого куска материала
98 Глава 2. Машины для дробления и помола матер^ верхности неподвижного конуса, а противоположная ей образу, щая - наиболее удаленной от нее. Таким образом, в любой моме поверхности дробящих конусов, сближаясь, производят дроблен^ материала, а в зоне удаления этих поверхностей ранее раздробле1]е ный материал под действием собственного веса разгружается через кольцеобразную выпускную щель. В конусных дробилках для крупного дробления (рис. 2.10, а) Из мельчение материала производится в кольцевом рабочем про- странстве, образованном двумя конусами: неподвижным 2, закре- пленным в основании дробилки 1, и подвижным (дробящим) 7. Последний плотно насажен на вал 6. Верхний конец вала шарнир- но с помощью подвесного подшипника 4 крепится к траверсе 5 а нижний — свободно входит в стакан-эксцентрик 11, который мо- жет вращаться в вертикальном подшипнике 12 станины дробил- ки. Вращение стакану-эксцентрику передается от электродвига- теля через горизонтальный вал 9 и коническую передачу 10. Дро- бящий конус бронирован плитами 3 и 8 из износостойкой стали. Геометрические оси подвижного и неподвижного конусов обра- зуют угол до 2-3°. При вращении эксцентрикового стакана гео- метрическая ось подвижного конуса описывает коническую по- верхность с вершиной в точке подвеса вала, а сам конус совершает круговые качания внутри неподвижного. Дробление материала происходит в зоне, где поверхности конусов сближаются, а раз- грузка — там, где эти поверхности расходятся. Конусные дробилки для среднего и мелкого дробления (рис. 2.10, б) значительно отличаются от дробилок для крупного дробления, прежде всего очертанием профиля рабочего пространства. Под- вижный дробящий конус 7имеет угол при вершине 80-100° («по- логий конус»), тогда как у дробилок крупного дробления этот угол составляет 20—30° («крутой конус»). Неподвижный дробящий ко- нус 5также расширяется книзу, образуя с подвижным «параллель- ную зону», при движении по которой материал подвергается не- однократному сжатию и дроблению до размера, равного ширин6 выходной щели. Поэтому крупность продукта дробления опреД6 ляется шириной закрытой разгрузочной щели, а не открытой,как у дробилок крупного дробления. В таких дробилках вал 6, на котором насажен дробящий ’ выполнен консольным, не имеющим верхней опоры. Если у ДР00
3 ГаС»^У5ныхдробилок_____________________________________?? ^^^[Крупного дробления дробящий конус шарнирно подвешен к Л°К псе то у дробилок для среднего и мелкого дробления опора TP0®? ше'го конуса расположена в центре его качания и выполнена в ^^сферического подпятника 13большого радиуса, воспринимаю- 0йД массу конуса и вала, так и усилия дробления. Нижний ко- ШеГвала вставлен в эксцентриковую втулку 11, которая размещена в Не1кане представляющем одно целое со станиной дробилки, и по- вращение от электродвигателя через горизонтальный вал и оническую передачу. Материал поступает на диск-питатель 14 и павномерно распределяется по всему загрузочному отверстию. ^Типоразмер дробилок ККД определяется шириной приемно- го отверстия (от 500 до 1500 мм), дробилок КСД и КМД — диамет- ром основания подвижного конуса (от 600 до 2200 мм). Основные параметры и размеры некоторых дробилок, выпус- каемых отечественными предприятиями, приведены в табл. 2.6,2.7. Таблица 2.6. Технические характеристики конусных дробилок крупного дроб- ления ККД и КРД (ГОСТ 6937-69) Параметр ккд- 500/75 К КД- 900/140 ККД- 1200/150 ккд- 1500/180 Ширина загрузочного отверстия, мм 500 900 1200 1500 Максимальный размер загружаемого куска, мм 400 750 1000 1200 Ширина разгрузочной шели, мм 75 140 150 180 Диапазон регулирования ширины разгрузочной щели, мм ±11 ±20 ±22 ±27 Производительность, м3/ч 150 428 680 1300 .Мощность электродвигателя, кВт 132 250 315 400 Параметр ккд- 1500/300 КРД- 500/60 КРД- 700/75 КРД- 900/100 -Ширина загрузочного отверстия, мм 1500 500 700 900 Максимальный размер загружаемого мм 1200 400 550 750 ~~!й!1Щ!_Разгрузочной щели, мм 300 60 75 100 Ной Регулирования разгрузоч- ±45 ±9 ±11 ±15 \^^!252Дительность, м3/ч 2600 200 400 680 ТТГ^ЙЬмектродвигателя, кВт 400 200 250 400 -M£ja н и е. КРД - дробилка конусная редукционного дробления.
Глава 2. Машины для дробления и помола 100 Ма1ерИ^ Таблица2.7. Технические характеристики конусных дробилок КСД и КМ п полнения Гр и (Т) (ГОСТ 6937-69) Параметр КСД- 600 ксд- 900 ксд- 1200 КСД- 1750 2200 Диаметр основания дробящего конуса, мм 600 900 1200 1750 2200 Ширина приемного от- верстия, мм 75 130 185 (125) 250 (200) —зя"" —1275) Диапазон регулирова- ния ширины выходной шели, мм 12-35 15-40 20-25 (10-25) 25-60 (15-30) 30-60 (15-30) Размер наибольшего куска исходного мате- риала, мм 60 105 150 (100) 200 (160 300 (250) Производительность на материале средней прочности, м3/ч 12-40 30-70 77-115 (42-95) 170-320 (100-190) 360-610 (180-360) Частота вращения экс- центрика, с-1 6,1 5,5 4,3 4,3 4,0 Мощность двигателя, кВт 30 55 75 160 250 Параметр ксд- 3000 кмд- 1200 КМД- 1750 КМД- 2200 кмд- 3000 Диаметр основания дробящего конуса, мм 3000 1200 1750 2200 3000 Ширина приемного от- верстия, мм 600 (475) 100 (50) 130 (80) 140 (100) 220 (120) Диапазон регулирова- ния ширины выходной щели, мм 50-80 (25-50) 5-15 (3-12) 9-20 (5-15) 10-20 (5-15) 15-25 (6-20) Размер наибольшего куска исходного мате- риала, мм 500 (380) 80 (40) 100 (70) 100 (85) 180 (100) Производительность на материале средней прочности, м3/ч 700-1100 (425-850) 45 (27) 95-130 (85-110) 220-260 (170-200) 360-520 (320-440) Частота вращения экс- центрика, с-1 4,0 4,3 4,3 4,0 4,0 Мощность двигателя, кВт 500 75 160 250 500 Основные соотношения для расчета конусных дробилок. Услов дробления куска материала в конусных дробилках подобны Ус ловиям дробления в щековых дробилках, и методы расчета т
101 3 рс^тконусныхдробилок ических параметров этих машин во многом аналогичны н°Л°Глтпенным. Расчетная схема конусной дробилки показана РаСС 7 11 цаРиС‘ 21Ь \О' Р и с. 2.11. Расчетная схема конусной дро- билки К.КД Угол захвата а в конусных дробилках, т.е. угол между дробя- щими поверхностями подвижного и неподвижного конусов, так же, как и в щековых дробилках, не должен превышать двойного угла трения: а = р+ Р, < 2<р. (2.30) У конусных дробилок крупного дробления угол захвата со- ставляет 21—23°, у дробилок среднего и мелкого дробления 12—18° в зависимости от вида футеровки. Частоту вращения эксцентриковой втулки п, об/с, для дроби- лок ККД определяют так же, как и для щековых, т.е. из условия обеспечения пути А свободно падающего куска дробимого мате- риала за время t, в течение которого эксцентриковая втулка совер- шает половину оборота: л = «'2/2; t = j2hTg‘, / = 1 (2.31) Из схемы на рис. 2.11 следует C-Atgp; d = htgp,; c + </=S = 2r = A(tgp + tgp,), эксцентриситет (расстояние от оси дробилки 00до оси ко- “Уса о-Q). А =___5 2г ^P+tgP, tgp+tgp,’ Подстановка этого значения А в (2.31) дает
102 Глава 2. Машины для дробления и помола матеп ------------------------------------ V г \ г vz-32) Так как фактически материал тормозится о стенки конусов скорость его движения уменьшается, рекомендуется частоту BD И щения, полученную по (2.32), уменьшить примерно на 10%. При няв эту поправку, окончательно получим для дробилок ККД Час тоту вращения эксцентриковой втулки „ = 0,71,te|i+tg|i- (2.34) (2.33) Частота вращения эксцентриковой втулки для дробилок КСД рассчитывается по формуле л>75 ^siny-/cosy ” ’ V D где/— коэффициент трения кусков материала о поверхность ко- нусов (обычно принимается от 0,25 до 0,45); у, Рем. нарис. 2.12. Р и с. 2.12. Расчетная схема конусной дробилки КСД: а - схема действия сил в по- движном конусе и камере дробления; б — схема движе- ния куска по наклонной плоскости Частота вращения эксцентриковой втулки для конусных дро- билок мелкого дробления принимается такой же, что и для дроби- лок среднего дробления, хотя длина параллельной зоны в дробил- ках КМД значительно больше, чем в КСД, и кусок материала при продвижении к выходной щели несколько раз сжимается дробя- щими конусами. Производительность конусных дробилок крупного дробления (рис. 2.11) определяют при условии, что за один оборот вала из дробилки выпадает кольцо материала сечением, F, м2, (z + 5) + z г =----------Л, 2
103 (2.35) з Гд,^тконусныхдробилок____________ . _ 2 г / (tgР + tgPi) — высота кольца, м. гДе"Л оСцовании этого получена формула производительности лусных дробилок крупного дробления Q, м3/с, 2лД<Рлг(* + г) 6 = '^tgP+tgPi При расчете производительности конусных дробилок средне- мелкого дробления принимают, что за один оборот эксцен- Г°иковой втулки кусок материала проходит длину параллельной зоны. В этом случае производительность дробилки Q, м3/ч, рас- считывается по формуле Q^pitnzlD, (2.36) где р - коэффициент разрыхления материала (для дробилок КСД иКМД р = 0,4—0,5, т.е. несколько ниже, чем для ККД); г - шири- на выходной щели, м; I — длина параллельной зоны, м; D — диа- метр основания подвижного конуса, м. Мощность двигателя. Требуемую мощность привода N, кВт, для дробилок ККД можно рассчитать по формуле В. А. Олевского No=6OKD2rn, (2.37) где К - коэффициент, учитывающий прочность измельчаемого материала (для прочных пород К = 24); г— эксцентриситет в плос- кости выходной щели, м. При определении установочной мощности двигателя ЛТДВ, кВт, следует учитывать пиковые нагрузки и поэтому мощность двига- теля нужно увеличить на 50%, т.е. = U57VO =2160 D2rn. Для дробилок КСД и КМД =12,6Р2я. (2.39) Равнодействующая усилий дробления. Расчетная схема для оп- Равнодействующей усилия дробления Рд показана на в и для щековых дробилок, принимают, что равнодейст- лен1ЦЭЯ пРиложена в точке, находящейся на середине зоны дроб- Рав*01 Согласно условию, верхняя часть дробилки находится в °весии под действием всех внешних сил. (2.38)
104 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи -------------------------------------__ Р и с. 2.13. Схема для опреде- ления усилий дробления в ко- нусной дробилке (2.40) Уравнение моментов сил относительно точки А Л£р + f^Lf-(Gb + Pnn)R = 0 или PllLp + fPI1LF-(GB + Pnn)R = Q, откуда находим максимальное значение равнодействующей уси- лий дробления Рд, Н, (G. + P^R “ L, + JLf ’ где GB - сила тяжести верхней части дробилки, Н; Рп - усилие предварительной затяжки одной пружины, Н; п — число пружин; R — расстояние от оси дробилки до точки А, м; Lp и LF — плечи сил относительно точки А, м; f — коэффициент трения подвижного конуса о дробимый материал. Для определения средних усилий дробления в дробилке КСД можно воспользоваться эмпирической формулой В.А. Олевского Рд = 46 РЮ4, (2.4D где F— площадь боковой поверхности дробящего конуса, м2- Пример 2.6. Определить производительность конусной дР°би^ КСД-1200 при переработке фосфоритов Аксайского месторожден^ (тип руды - карбонатная известковая). Исходная средневзвешен
валковых дробилок 105 24JW4ct ость кусков руды 70 мм; крупность кусков сырья на выходе при- равной 5-20 мм. * хоДные дан ны е- Техническая характеристика дробилки (см. йч 2 7): диаметр основания дробящего конуса D= 1200 мм; частота та щения эксцентриковой втулки п = 4,3 об/с; ширина разгрузочной щели Z = 20-25 мм; производительность 77-115 м3/ч; мощность при- вода 160 кВт. Идя расчета производительности воспользуемся (2.36): Q = и пп zlD = 0,45 л• 43-0,02 -0,1 1,2 • 3600 = 52,522 м3/ч, где р = 0,45 - коэффициент разрыхления материала; I = D/12 = = 1 2/12 = 0,1 м - длина параллельной зоны. Пример 2.7. Рассчитать необходимую установочную мощность дви- гателя дробилки для условий примера 2.6. Расчет мощности проведем по (2.39) Лдв =12,6£)2л1 = 12,61,22 4,3 = 78,019 кВт. 2.4. Расчет валковых дробилок. Область применения, принцип действия, классификация Валковые дробилки применяют для среднего и мелкого дробления материалов высокой и средней прочности, а также для измельчения пластичных и хрупких материалов. Рабочими органами валковой дробилки (рис. 2.14) являются Два параллельных цилиндрических валка 2 и 4, вращающиеся встречно. Попадающий в рабочую зону кусок материала увлекает- Ся трением о поверхность валков и затягивается в рабочее про- странство, где подвергается дроблению в результате раскалыва- ния, излома и истирания. Поверхности валков бывают гладкие и Рифленые. Валки монтируются на станине 1 в подшипниках 3 и 6. °ДШипники одного либо двух валков имеют пружинные опоры 5, в°т°Рые могут перемещаться в направляющих при попадании Дробилку недробимого предмета. Вращение валка сообщается электродвигателя через клиноременную передачу с частотой 190 мин-1.
106 Глава 2. Машины для дробления и помола Р и с. 2.14. Валковая дробилка: а - конструкция; б - схема Максимальный размер кусков зависит от диаметра валков и размера разгрузочной щели. Так, диаметр гладкого валка должен в 20 раз превосходить размер камня, а при рифленых поверхностях валков — в 12 раз. Поэтому степень дробления составляет 4-12. Типоразмер валковых дробилок определяется диаметром и длиной валков. Технические характеристики некоторых отечест- венных валковых дробилок приведены в табл. 2.8, 2.9. Таблица 2.8. Техническая характеристика валковых дробилок с гладкими и рифлеными (ГОСТ 18266-72) валками Параметр дг 400х 250 ДГ 600х 400 ДГ 800х 500 ДГ ЮООх 500 ДГ 1500х 600 ДР 400х 250 j ДР 600х __400. Диаметр валка, мм 400 600 800 1000 1500 400 _ __600. __400_ 60 Длина валка, мм 250 400 500 550 600 250 1 Максимальный размер исходного куска, мм 20 30 40 50 75 40
ВЯЛКОВЫХ дробилок 107 —• Ок< мчание пабл. 2.8 ДГ ДГ ДГ ДГ ДГ ДР ДР Параметр 400х 600х 800х ЮООх 1500х 400х 600х 250 400 500 500 600 250 400 •^^УВШ1ками’ 2-12 2-14 4-16 4-18 4-20 5-20 10-30 ————' 2,38 2,00 1,20 0,95 0,63 2,00 1,66 Частота врашения, с'1 3,33 2,50 1,66 1,50 1,00 3,00 2,16 4,75 3,16 2,42 1,92 1,26 4,00 2,66 Производительность, 3-12 4-24 6-35 10-45, 6 15-75 3-12 8-25 Мощность двигателя, кВт 8 22 30 40 55 8 22 Таблица 2.9. Техническая характеристика валковых дробилок с зубчатыми (ГОСТ 12237-77) валками Параметр ДДЗ-4 ДДЗ-6 ДДЗ-10 ДДЗ-16 Диаметр валка, мм 400 630 1000 1600 Длина валка, мм 500 800 1250 2000 Максимальный размер исходно- го куска, мм 100 400 400 1200 Зазор между валками, мм 15-65 30-80 65-130 130-200 Частота вращения, с_| 1,06 0,83 0,60 0,50 Производительность для угля, т/ч 20-50 60-150 125-525 650-1000 Мощность двигателя, кВт 10 20 55 315 Соотношения для расчета основных параметров валковых дроби- лок - угла захвата, производительности, частоты вращения вал- ков> усилий в деталях. Угол захвата в валковых дробилках — это угол 0 между двумя ка- ртельными к поверхности валков в точках соприкосновения с «Робимым материалом (рис. 2.15). Кусок материала будет захва- ^•иаться, если 0 < 2<р или а < <р. к 1 ак Же как у щековых и конусных дробилок, угол захвата у вал- Дробилок для нормального дробления не должен превышать с*у,ого угла трения. При коэффициенте трения для реальных аев/= 0,30—0,45, угол трения составляет <р = 16°40'-24°20'. На
108 Глава 2. Машины для дробления и помола Матеп ------------------------------------------------——— практике для гладких валков принимают а = 16—24°, чтобы искл чить выдавливание дробимых кусков из рабочей зоны. Зубчатые рифленые валки обеспечивают лучшие условия захвата поэтъ 11 а = 20-30°. Р и с. 2.15. Расчетная схема валковой дробилки Максимальный размер куска, захватываемого валками, мож- но определить по формуле d^lDtl-kj+byk, (2.42) где к — коэффициент захвата (для гладких валков к = 0,954, для рифленых к = 0,92); b — ширина выходной шели, м. Производительность валковых дробилок Q, м3/с, можно вы- числить, если представить процесс дробления как движение лен- ты материала. За один оборот валка через щель пройдет объем ленты материала V, м3: V = nDLb, где D — диаметр валка, м; L — длина валка, м. Производительность дробилки при частоте вращения вала п Q = \25TtDLbn\L, (2-43) где 1,25 — коэффициент, учитывающий возможное расхождение рыхленности материала (для прочных материалов ц = и,*' для влажных ц = 0,4—0,6). валков при работе; ц — коэффициент, учитывающий степень Р л П — Л. J
расчет валковых дробилок 109 qacrnoma вращения валков п, об/с, валковой дробилки не долж- певышать некоторого значения, при котором создаются неус- НЭ.Гчивые условия захвата материала и возникают нежелательные Жевания нагрузок. Наиболее благоприятный режим работы наступает при окруж- ной скорости валков wonT = 3—6 м/с. Отсюда находится частота вращения валков (2М) Максимально возможную частоту вращения валков определя- ют по формуле, предложенной проф. Л.Б. Левенсоном: я < 102,5 Ц-, (2.45) " тах " ypdD vnef-коэффициент трения материала о валок (для прочных пород f> 0,3, для глин /< 0,45); d—диаметр куска исходного материала, м; р - плотность измельчаемого материала, кг/м3. Усилия в деталях валковой дробилки определяются нагрузкой, которая создается пружинами предохранительного устройства. Эта нагрузка зависит от многих факторов и может быть вычислена лишь приближенно. Суммарное усилие дробления Р, Н, Р = (2.46) где вс* - предел прочности материала при сжатии, Па; I = Da/2 — длина дуги на участке измельчения материала, м. Сила нажатия пружин подвижного валка должна обеспечи- вать суммарные значения Р. Установочная мощность электродвигателя валковой дробилки, кВт, рассчитывается по формуле N _ля(стсж LlpfD+2dm /, G) ДВ 1000п где л . г0 0 ~ диаметР шеики вала под подшипниками валка, м; jx = > w 1 -0,015 — коэффициент трения качения, приведенный к ва- + РСр ~ нагрузки на подшипник, Н; GB — сила тяжести ^Кд, ц- рср _ СредНее усилие дробления, Н; г] — КПД привода, чимается в пределах от 0,85 до 0,95;/= 0,30-0,45.
110 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи ---------------------------------— Для расчета мощности валковых дробилок можно рекомецд0 вать также эмпирические формулы. При переработке пород CDe ней прочности (мергель, известняк, уголь) для расчета N, Вт и ' пользуется формула Аргаля N — 47,6 К Lw, Вт, (2 4^ где К = 0,6(D/ d) + 0,15 — коэффициент; w = nDn — окружная око- рость валков, м/с. Пример 2.8. Выбрать марку валковой дробилки для переработки 24 м3/ч мягкого известняка, имеющего куски средневзвешенным диа- метром 73 мм. Продукт дробления должен иметь средневзвешенный размер до 15 мм. Определить основные эксплуатационные показате- ли: частоту вращения валков; усилие, необходимое для дробления ма- териала; мощность электродвигателя. Исходные данные. По табл. 2.10 принимаем для перерабатывае- мого материала осж = 50 МПа. При выборе типоразмера валковой дробилки учитываем, что размер между валками не может быть меньше среднего размера куска продукта дробления. С учетом заданных параметров по произ- водительности и размеру куска по табл. 2.8 выбираем дробилку мар- ки ДГ1500x600, имеющую следующие технические характеристики: D= 1,5 м; £ = 0,6 м; Jmax = 0,075 м; b = 4—20 мм; Q = 15—75 м3/ч^= = 55 кВт. Задавшись значением окружной скорости валка w = 4 м/с, по (2.44) находим оптимальную частоту вращения валков лОпг = = 4/(7т-1,5) = 0,849 об/с. Ближайшее рабочее значение частоты вращения валков дробилки принимаем равным п = 1,0 об/с. Тогда фактическая окружная скорость валка составит м' = 7т1,51 = 4,712 м/с. Необходимое усилие дробления материала при длине дуги на уча- стке измельчения / = = 0,209 м, где а = 16° (0,279 рад)’ 2 2 находится по (2.46): Р = асж£/ц=50 106 0,6 0Ж 05 = 3,135 106 Н. Мощность электродвигателя определяется по (2.48):
1,5 0,073 _ «аоабанных шаровых мельниц 111 2 5. ------------------------------------------------------------ ^^47,6 A2w = 47,6-12,479-0,6- 4,712 = 1679 Вт (1,679 кВт), где коэффициент К = 0,6 + ОД 5 = 12,479. „„ 7 10 Механические свойства горных пород Таблии<1 1 Горная порода Плотность р, кг/м3 Предел прочно- сти при сжатии асж, МПа Модуль упруго- сти Ё-10"4, МПа Известняк мягкий 1400 40-60 3,5—5,0 Известняк средней твердости 2630 40-100 3,6 Известняк прочный 2700 100-120 3,5-5,0 Гранит 2630 120-160 5-6 Кварц 2640 80-145 3-4,5 Песчаник 2280 50-100 3,4-5 Диабаз 3080 150-260 6-6,9 2.5. Расчет барабанных шаровых мельниц. Область применения, принцип действия, классификация Барабанные измельчители (мельницы) широко используют для помола различных химических продуктов. Ос- новной конструктивный элемент мельницы - полый стальной го- ризонтально расположенный барабан 5(см. рис. 2.16), закрытый с обоих торцов крышками 3, 7, которые опираются полыми цапфа- ми на два главных подшипника скольжения 2, 8. Внутренняя по- аерхность барабана и торцевых крышек футерована. Футеровка 6 предохраняет мельницу от износа и снижает шум при ее работе. На КоРпусе барабана установлен люк 10. На загрузочной крышке 3 Установлено устройство 1 для ввода в мельницу питания. В качест- ве Такого устройства может служить барабанный или комбиниро- “Нный питатель. Измельченный материал выгружается из бара- ^На чеРез выгрузное устройство 9. Крутящий момент от привода На барабан передается через венцовую шестерню 4, закреплен- ии крышке 3. Мельница снабжена системой смазки 12.
112 Глава 2. Машины для дробления и помола мятаа. Р и с. 2.16. Схема барабанной мельницы По принципу действия различают: мельницы периодического действия; однокамерные и многокамерные мельницы непрерыв- ного действия. В мельницах помол материала осуществляется мелющими те- лами, выполненными в виде литых, кованых или прокатанных стальных шаров диаметром от 30 до 125 мм либо стержнями, за- грузка которых составляет 35—45% внутреннего объема барабана. При вращении барабана с определенной угловой скоростью ме- лющие тела двигаются вместе с корпусом барабана, поднимаются на некоторую высоту и затем падают на куски материала (загруз- ки), лежащие на футеровке. Происходит так называемый стеснен- ный удар. Материал измельчается под воздействием удара, а так же раздавливанием и истиранием при перекатывании мелюп110'
113 чет барабанных шаровых мельниц '^^еличивая время пребывания материала в измельчителе, тел- получить высокую степень измельчения, однако при этом м05КЯ<ввзрастают энергетические затраты. Ре31рарабан приводится во вращение от электропривода через ре- Крутяший момент передается либо непосредственно че- ®^(уфту на цапфу барабана, либо через венцовую шестерню, за- Ре3пленную на барабане вблизи крепления крышки. ^Типоразмер барабанного измельчителя определяется внутрен- не, диаметром D барабана (без футеровки) и длиной L его цилинд- инеской части. Технические характеристики некоторых отечест- венных шаровых измельчителей приведены в табл. 2.11. Таблица 2.11- Техническая характеристика шаровых измельчителей мокрого помола Параметр С центральной сливной разгруз- кой С центральной разгрузкой через решетку МШЦ- 900х 1800 МШЦ- 1500х 3100 мшц- 2100х 3000 МШЦ- 3200х 4500 МШР- 900х 900 МШР- 1500х 1500 МШР- 2100х 3000 МШР- ЗбООх 4000 Размеры барабана, мм: длина ширина 900 1800 1500 3100 2100 3000 3200 4500 900 900 1500 1500 2100 3000 3600 4000 Рабочий объем, м3 0,9 4,2 8,5 32,0 0,45 2,2 8,5 36 Частота вращения барабана, об/мин Мощность пивного •Дцивода, кВт 41 30 24,6 19,72 41 30 24,6 18,1 22 100 200 900 14 55 200 1000 Основные соотношения для расчета параметров барабанных мель- ®|ц " Угловой скорости вращения барабана, мощности двигателя, ₽°изводительности, параметров болтов. Угловая скорость вращения барабана определяет характер траек- Рии движения мелющих тел, от которой зависит эффективность °ла в мельницах. При небольшой угловой скорости барабана Под циРкулирует в левом нижнем квадранте, мелющие тела ^Имаются, вращаясь вместе с барабаном, на некоторую высо-
114 Глава 2. Машины для дробления и помола матерц^ ту и затем скатываются по подстилающим слоям, не процЗВо удара. При слишком большой угловой скорости центробежи^ сила инерции Ри превысит силу тяжести Gи мелющие тела не GynZ отрываться от стенок даже в самой верхней точке С (рис. 2.17) Рис. 2.17. К расчету' угловой скоро- сти вращения барабана мельницы Оптимальная угловая скорость барабана находится из условия обеспечения максимальной высоты падения шара, которая опре- деляется координатами точек отрыва шара от стенок (точка Л) и точек соприкосновения его с барабаном после падения (точка D). Теоретически найдено, что наивыгоднейший угол отрыва шаров а = 54°40'. Оптимальная угловая скорость барабана <вопт, рад/с, при а = = 54°40’ равна щопт = geos 54° 40'//? = 238 / JR, (2.49) где R — внутренний радиус мельницы, м. Мощность двигателя шаровых мельниц расходуется на подъем загрузки и сообщение ей кинетической энергии, так как после па- дения материала окружная скорость частиц равна нулю и их необ- ходимо вовлекать в движение на каждом цикле циркуляции. Формула для расчета мощности двигателя N, кВт, имеет вид N = 0^9 т Rag (2.50) ЮООп ’ где п — КПД привода. Масса загрузки равна сумме масс шаров (мелющих тел) и материала тм, т, т = wul + ты.
115 р счет барабанных шаровых мельниц ^^учн^масса материала составляет около 14% массы шаров, поэтоМУ Л=1,14/яш = 1,14лЛ2£рц ср, (2.51) _ длина помольной камеры мельницы, м; р — плотность ме- Гюших тел (для стальных шаров р = 7800 кг/м3); ц = 0,57 - коэф- „пент пустотности загрузки; <р = 0,3 - коэффициент заполне- на барабана загрузкой. Производительность шаровых мельниц зависит от свойства ма- териала, тонкости помола, режима работы и вида помола - сухой или мокрый (при мокром помоле производительность мельниц на 20-25% выше, чем при сухом), равномерности питания и других факторов. Расчет производительности Q, т/ч, шаровых мельниц при су- хом помоле производят по эмпирической зависимости: (2 = 6,45И>/Дтш/Vf'qk, (2.52) где V— рабочий объем мельницы, м3; q — удельная производитель- ность мельницы, зависящая от материала и способа помола (при сухом помоле клинкера, шлаков q = 0,03—0,04 т/(кВт ч); при по- моле мела и глины q = 0,04-0,06 т/(кВт ч); к — коэффициент, за- висящий от тонкости помола (табл. 2.12). Таблица 2.12. Зависимость коэффициента А от тонкости помола Остаток на сите №008, % 2 3 4 5 6 7 10 12 15 к 0,6 0,65 0,71 0,77 0,82 0,86 1,0 U 1,2 Расчет прочности болтов, крепящих фланцы к корпусу мельни- ^ы- Суммарная сила среза болтовых соединений ri=^o+0, (2.53) Где Л> = Мкр /г6 — окружное усилие, Н; Л/Кр — крутящий мо- Н-м; гб — радиус болтовой окружности, м; Q перерезываю- сила в рассматриваемом сечении, Н. силие, растягивающее болты, (2.54)
116 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи --------------------—------------------ где ку = 0,2-0,3 - коэффициент, учитывающий упругость бодг вого соединения; 5И = —L — усилие, вызываемое действием ре акции опоры R& Н (см. рис. 1.30); е = 0,8 — коэффициент, учиты вающий неравномерность затяжки; гф — радиус фланцев, м. Болты находятся под совместным действием перерезываюццц и растягивающих сил, поэтому условие их прочности имеет вщ стпр = г + 3 — [ст]б ’ (2.55) <б гб где Ze — число болтов; F6 — площадь сечения болта, м2; [ст]б - допус- каемое напряжение материала болта, Па. Пример 2.9. Определить производительность и мощность привода ша- ровой мельницы МШЦ-900х1800, производящей сухой размол глины. Качество продукта определяется по 10%-ному остатку на сите № 008. Исходные данные. Технические характеристики шаровой мель- ницы с центральной разгрузкой выбираем по табл. 2.11: D = 0,9 м; £= = 1,8 м; И= = 0,9м3; л = 41 об/мин; У=22кВт; коэффициент, учиты- вающий тонкость помола, £=1,0; удельная производительность мель- ницы с учетом обрабатываемого материала составит q = 0,05 т/(кВт ч); коэффициент пустотности загрузки ц = 0,57; коэффициент заполне- ния барабана <р принят равным 0,3; плотность материала мелющих тел р = 7800 кг/м3. Массу загрузки находим по (2.51) т = 1,14 л 7?2L р ц ф = 1,14л0,452 • 1,8• 7800 0,57 0,3 = 1741 кг. Требуемая мощность двигателя при этом составит уравнение (2.50) _ 0,39т Rog _ 0,39 1741 0,45-4^9-9,81 » R 1000 ц 1000 0,75 при условии и = 0,75. . Производительность шаровой мельницы находится по (2.3 при условии, что масса мелющих тел тш = 1741 кг: е = 6,45ИТя(/иш /Г)°'89£ = I—(1741) °’8 = 6,45 0,9• Д9 .0,05 • 1,0 = 0,467 т /ч.
117 _ йяпабанных шаровых мельниц 2 5. расчету_________________ мер 2.10. Проверить условие прочности корпуса барабана "е^иииыМШЦ 2100x3000. “ хоДные данные. Технические характеристики и основные И нструктивные параметры мельницы приняты по табл. 2.11 и по дан- К°м [2.12]: N= 200 кВт; со = 0,41 рад/с; DB = 2100 мм; L = 5950 мм; I = -790 мм; 6 = 200 мм; /2 = 4400 мм; масса шаровой загрузки тш = 16 500 кг; "Максимальная масса вращающейся части с шаровой загрузкой тк = = 50400 кг. Материал конструктивных элементов корпуса ВСтЗ; мате- риал болтов - сталь 35. Расчетная схема нагрузок для барабана мельницы принята по эквивалентной схеме на рис. 1.31. При этом допускается, что мас- са вращающихся частей и обрабатываемого материала равномер- но распределена по всей длине машины L = 16. Толщину стенки барабана в первом приближении определяем по (1.136) 56 = 0,0085 Лв =0,0085 2,1 = 0,018 м. Наружный диаметр корпуса D„ -DB +2S6 = 2,1+2 0,018 = 2Д 36 м. Находим конструктивно размеры фланцевого соединения; ♦ диаметр болтовой окружности, вычисленный по (1.43) D6=DB +2(2 S6+d6 +0,006) = = 2J + 2 (2 0,018 + 0,03 + 0,006) = 2,244 м, принимаем кратным 5 мм, т.е. D6 = 2,245 м; ♦ диаметр фланца, вычисленный по (1.44) =D6+a = 2,245+0,058 = 2,303 м, принимаем кратным 5 мм, т.е. = 2,305 м. Используем болты М 30, для которых/•’б = 5,4-10^* м2; а = 0,058 м; Пб = 130 МПа; t6 = 4 = 4-0,03 = 0,12 м. Определяем ориентировочно число болтов по (1.46) <6 = = 58 774 'б 0,12 И П мНИМаеМ 60 болтов. Массу обрабатываемого материала полагаем равной 14% мас- ^аР°вой заррузки:/пм =0Д4/иш = ОД 4-16500 = 2310кг. йзем ^МмаРная масса вращающихся частей мельницы и обрабаты- 110 материала, определенная по (1.139), составит;
118 Глава 2. Машины для дробления и помола Матерц^ т = тк + тм =50400+2310 = 52710 кг. Поперечную силу, действующую на барабан в месте крецде ния венцовой шестерни, находим по (1.140) QB = wBg = 8475-9,81 = 83140 Н, где тв = 8475 кг — масса венцовой шестерни с креплением. Линейная нагрузка в соответствии с (1.141) равна 52710^81 = 86905 н/м /б 5,95 Реакцию опор от действия q и QB рассчитываем по (1.142) ^=А/2+ад//2=в^ + + 8Л140-10*-0,7 = 710> 4,4 D / /э п 7Х/7 8,6905Ю* 4 -5,95 R6=ql6/2 + QB(l2 l2 = + 83140 104(4,4-0,7) , + —------= 3,285 -IO5 H. 4,4 Далее определяем моменты: ♦ максимальный изгибающий, действующий на барабан, по (1.143) Л/max = ?/в (2/2 - /, ) / 8 + 0В (/2 - /, ) /, / /2 = _ 8,6905-Ю4 • 5,95(2• 4,4-5,95) 8,3140-104(4,4-0,7)0,7 _ 8 ' + 4Л = 2,331-Ю5 Н м; ♦ момент сопротивления сечения корпуса барабана по (1.144) 4 4 где средний диаметр корпуса Дср=0,5 (DB + DH) = 0,5 (2,1 + 2,136) = 2,118 м; ♦ крутящий момент, равномерно распределенный подлине бара°" на, по (1.147)
119 йяпабанных шаровых мельниц 2 5 расчету--------------------------------------------- 10007V = 1000300 = 4 878,1О5Н Мкр ' (О 0,41 уведенный момент в опасном сечении корпуса барабана 1 ПР Мпр = =72,3312 + 4,8782-105 = 5,406-105 Нм. Условие прочности проверяется по (1.145): Мпр^ 5,406-10^ = g мПа < [о] = 20 МПа. °- W 0,063 Таким образом, условие прочности для аппарата выполняется. |П р и м е р 2.11. Для условий примера 2.10 проверить барабан на жест- кость. Определим максимальный прогиб от действующих нагрузок по (1.148) Л3 ^=8£7;(0’04^+0’002^) = =------(0,04 0Д807+0,002-8,307)104 = 3,705 10 3 м, 8-2Д1О5-4,86-Ю-7 v где q{ = = 23-10'9’81 = 3,809• 103 Н/м - /б 5,95 линейная нагрузка от массы обрабатываемого материала; ,i=^ = 5040Wl= 10, /, 5,95 линейная нагрузка от вращающейся массы; £= 2,1 • 105 МПа — модуль упругости материала корпуса при ра- бочей температуре; Ix = s§ /12 = = 4,86-10-7, м3 - момент инерции кольцевого участка барабана. (114дР°ВеРИм выполнение условия жесткости в соответствии с е = ^_3,705-Ю-3 з пср 2,118 — = 3,333 10“3. 300
120 Глава 2. Машины для дробления и помола матеп ---------------------------------— — Следовательно, условие жесткости корпуса выполняется этому в качестве исполнительной толщины стенки принимает толщина 0,018 м. Ся Пример 2.12. Проверить прочность болтов крепления крышек ба рабана к корпусу мельницы, рассмотренной в примере 2.10. Находим нагрузки, действующие на болты: ♦ окружное усилие Мт I _ КР ° 0,5Z)6 4,878-105 0,5-2,245 = 4346-Ю5 Н; ♦ суммарную срезающую силу по (2.53) при Q = QB РГ=РО+0 = 4,346-Ю5+0,8314-Ю5 = 5,177-Ю5 Ц ♦ растягивающее усилие по (2.54) 5р — ку R-1 = 0,25 3>283 1q5 q>7 = 6,232 • Ю4 Н ОЗеЯф 03-0,8-2,305 Условие прочности болтов имеет вид (2.55) стпр = —^л/5р+3Л2 =--------- Vo,62322 + 3-5Д772105 = Р 60-5,4-Ю’4 = 27,741 МПа <[ о] б =130 МПа. Прочность болтов обеспечивается. 2.6. Задачи для самостоятельной работы Задачи 2.1-2.12. Определить требуемую ширинУ приемного отверстия щековой дробилки. Выбрать марку дроб^ ки и рассчитать ее основные кинематические и технологически параметры: частоту вращения приводного эксцентрикового ' угол захвата, ход щеки, производительность и мощность прив° Исходные данные приведены в табл. 2.13.
т,ы»и»215 ятельноР ные данн работ! ые к за. >1 дачам 2. -2.12 121 f Вид дробления Материал - "22--- 1,25 0,18 0,25 0,025 Предварительное Гранит 1,00 0,15 0,27 0,030 U Кварц "’’ХЕ— 0,75 0,13 0,29 0,035 а Диабаз 0,50 0,10 0,30 0,030 Окончательное Гранит "'2— 0,45 0,09 0,32 0,025 U Кварц 16 0,40 0,08 0,34 0,035 (С Диабаз 2.7 0,35 0,05 0,30 0,030 Н Гранит 2.8 0,25 0,04 0,32 0,025 с< Кварц 2.9 0,20 0,035 0,32 0,030 М Диабаз 2.10 0,15 0,03 0,34 0,035 и Гранит 2.11 0,20 0,04 0,35 0,025 Предварительное Кварц 2.12 0,25 0,05 0,35 0,030 и Диабаз Примечание. D^, dm — максимальная крупность материала до и после дробле- ния соответственно; f — коэффициент трения; d.r — средневзвешенный размер продукта. Задачи 2.13-2.24. Для валковой дробилки с гладкими валками при заданных параметрах измельчаемого материала определить диаметр, длину и частоту вращения валка, угол захвата, усилие дробления и мощность привода. Исходные данные приведены в табл. 2.14. Задача 2.25. Для условий задачи 2.15 подобрать ближайшую по типоразмеру марку валковой дробилки. Сравнить расчетные па- раметры с их номинальными значениями, соответствующими технической характеристике дробилки; объяснить причину рас- х°ждения расчетных и паспортных характеристик. аблица 2.14. Исходные данные к задачам 2.13-2.24 ^задачи *>св, мм ММ Q, м3/ч м/с 4, ММ М, кг f Материал — известняк 75 18 5 3,0 120 350 0,30 Мягкий 2.14 70 17 7 3,2 115 320 0,32 Средней плот- ности Г~65 16 9 3,4 НО 300 0,34 Прочный
122 Глава 2. Машины для дробления и помола матери _______________________ Окончание та6д 2 ь № задачи ММ 4.. ММ Q, м’/ч м/с мм М, кг / Ма'гериалГ" Извесшп, 2.16 60 15 10 3,6 105 280 0,30 Мягкий^' 2.17 55 14 12 3,8 100 250 0,32 Средней _ ности 2.18 50 12 15 4,0 95 240 0,34 Прочный 2.19 45 11 15 4,2 90 220 0,30 _ Мягкий 2.20 40 10 3 4,4 85 200 0,32 Средней плот- ности 2.21 35 9 4 4,6 80 180 0,34 Прочный 2.22 30 8 8 4,8 75 175 0,30 Мягкий 2.23 25 7 12 5,0 70 160 0,32 Средней плот- ности 2.24 20 5 10 5,2 65 145 0,34 Прочный Примечание. DCB, dCB — средневзвешенный размер кусков соответственно исходного материала и продукта; Q — производительность; w — окружная ско- рость валков; - диаметр шейки вала; М— масса валка;/— коэффициент трения материала о валок. Задачи 2.26-2.37. Определить окружную скорость бил, частоту вращения ротора, производительность и мощность привода ротор- ной дробилки для условий, приведенных в табл. 2.15. По результатам расчета подобрать ближайшую по параметрам модель дробилки. Таблица 2.15. Исходные данные к задачам 2.26-2.37 № задачи Рр, мм 0, м’/ч d, мм / Z Материал Положение от- ражательной плиты _ 2.26 500 25 10 15 5 Антрацит Опушена__ 2.27 630 35 12 15 4 2.28 800 65 16 15 3 Кирпич СИЛИ- катный Приподн^Е®- 2.29 1000 125 18 16 6 2.30 1250 200 20 18 4 Известняк Шурове кий 2.31 1600 310 25 18 3 2.32 2000 500 25 20 3 Антрацит Опуш£«1-> 2.33 1600 360 50 20 3
„ лпЯ самостоятельной работы 2,б.за^з-—------------------ 123 Окончание табл. 2.15 задачи Рр, мм G. М3/ч d, мм / Z Материал Положение от- ражательной плиты Гз4 1250 200 40 18 4 Кирпич СИЛИ- катный 1000 120 35 16 4 Приподнята "7зб__- 800 65 30 16 6 Известняк Шуровский "7з7 . 630 50 25 16 6 имечание. Рр- диаметр ротора; Q - производительность; d — крупность продукта дробления; i - степень дробления; z - число рядов бил. Зяпячи 2.38-2.49. Определить диаметр и длину ротора молот- ковой дробилки, производительность и мощность привода по данным табл. 2.16. Рассчитать ширину щели между колосниками. По данным расчета подобрать ближайшую по параметрам марку стандартной дробилки. Таблица 2.16. Исходные данные к задачам 2.38-2.49 № задачи Dmax, мм п, с'1 i Материал — известняк Способ загрузки 2.38 70 50 15 Шуровский 2.39 90 40 16 Вертикальная сверху 2.40 125 25 15 Ковровский 2.41 225 22 14 2.42 275 17 15 Турдейский Боковая по на- клонной плите 2.43 350 12,5 18 2.44 550 8,3 16 Шуровский _2.45 575 10 15 Вертикальная 2.46 375 17,5 15 Ковровский сверху __247 285 20 16 ^248 235 25 18 Турдейский Боковая по на- клонной плите 100 50 16 тора н и е- - крупность исходного материала; п — частота вращения ро- ~ степень дробления. (таб3аДаЧИ 2-50-2.61. Для конусной дробилки мелкого дробления л- 2.17) определить угол захвата, частоту вращения эксцентри-
124 Глава 2. Машины для дробления и помола матепи --------------------------------------------------— ковой втулки, максимальные размеры кусков исходного матери ла. Рассчитать производительность и мощность привода. По зультатам расчета подобрать типоразмер дробилки.--₽е' Таблица 2.17. Исходные данные к задачам 2.50-2.61 № зада- чи D, м В, м Z, м /, м 7. град. / н Дробимый материал 2.50 1,2 0,10 0,005 0,12 41 0,40 0,50 Гранит 2.51 1,75 0,13 0,009 0,18 40 0,39 0,48 Известняк средней плотности 2.52 2,2 0,14 0,010 0,22 39 0,38 0,46 . Известняк прочный 2.53 3,0 0,22 0,015 0,30 38 0,37 0,44 Гранит 2.54 1,2 0,05 0,004 0,12 38 0,36 0,42 Известняк средней плотности 2.55 1,75 0,08 0,005 0,18 39 0,35 0,40 Известняк прочный 2.56 2,2 0,10 0,006 0,22 40 0,35 0,40 Гранит 2.57 3,0 0,12 0,008 0,30 41 0,36 0,42 Известняк средней плотности 2.58 1,2 0,08 0,008 0,12 41 0,37 0,44 Известняк прочный 2.59 1,75 0,10 0,010 0,18 40 0,38 0,46 Гранит 2.60 2,2 0,12 0,015 0,22 39 0,39 0,48 Известняк средней плотности 2.61 3,0 0,16 0,20 0,30 38 0,40 0,50 Известняк прочный Примечание. В—ширина приемного отверстия; D — диаметр подвижного кону- са; z — ширина выходной щели; I - длина параллельной зоны; у - угол между обра- зующей дробящего конуса и его основанием;/- коэффициент трения кусков ма- териала о поверхность конуса; ц — коэффициент разрыхления материала. Задачи 2.62-2.66. Проверить условие прочности корпуса бара- бана мельницы по исходным данным табл. 2.18. Задача 2.67-2.70. Рассчитать толщину стенки корпуса барабан ной мельницы, исходя из условия его жесткости. Исходные ДаН ные приведены в табл. 2.18. Задача 2.71-2.72. Проверить прочность болтов для креплен крышек к корпусу мельницы. Исходные данные приведен1’1 табл. 2.18.
Таблица 2.18. Технические характеристики мельниц (исходные данные к задачам 2.62—2.72) 1№ задачи 2.62 2.63 2.64 2.65 2.66 2.67 2.68 2.69 2.70 1.71 ..72 \ Параметр МШР МШР МШР МШР МШР МШР МШЦ МШЦ МШЦ 1 МШЦ 1 МШЦ \ 2100х 2100х 2100х 2700х 2700х 3200х 2100х 2100х 2700х 2700х 1 3200х 1500 2200 3000 2100 3600 3100 2200 3000 3700Н , 3600 3100 Барабан, мм диаметр 2100 2100 2100 2700 2700 3200 2100 2100 2700 2700 3200 длина 1500 2250 3000 2100 3600 3100 2250 3000 3600 3600 3100 Рабочий объем номи- нальный, м3 4,3 6 8,5 10 17,5 22 6,3 8,5 17,5 17,5 22,4 Частота вращения ба- рабана, с_| 0,40 0,41 0,41 0,35 0,35 0,33 0,40 0,41 0,35 0,35 0,33 Производительность, т/ч 10 8 12 15 35 45 11 20 30 28 35 Мощность главного привода, кВт 132 200 200 400 400 630 200 200 400 400 630 Масса, т шаровой загрузки максимальная 10 15 20 21 36 45,5 15 16,5 34 25 47 вращающейся части с шаровой загрузкой 36,5 46,6 56,5 78 110 141 43,6 50,4 97 76 125 Конструктивные пара- метры, мм k 4655 5412 6162 6495 7995 8007 5200 5950 9010 9225 8830 1 745 752 752 1015 1015 1020 790 790 1012 1012 1000 /| 950 950 950 980 980 1240 700 700 980 925 970 >2 3150 3900 4650 3930 5430 5300 3650 4400 5430 5300 5030 для самостоятельной работы
126 Глава 2. Машины для дробления и помола ^!ЕналОв БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 2.1. 2.2. Андреев С.Е., Петров В.А., Зверевич В.В. Дробление, измельчецц грохочение полезных ископаемых. М.: Недра, 1980.415 е. ей Барабашкин В.П. Молотковые и роторные дробилки. М Нел 1973.114 с. Дра’ 2.3. Бауман В.А. Роторные дробилки. М.: Машиностроение, 1973.271 2.4. Бауман В.А., Клушанцев Б.В., Мартынов В.Д. Механическое o6onv дование предприятий строительных материалов, изделий и конст рукций: Учебник. М.: Машиностроение, 1981. 324 с. 2.5. Клушанцев Б. В., Косарев А.И., Муйземнек Ю.А. Дробилки. Конструк- ции, расчет, особенности эксплуатации. М.: Машиностроение 1990.320 с. 2.6. Конструирование и расчет машин химических производств: Учеб- ник / Ю.И. Гусев, И.Н. Карасев, Э.Э. Кольман-Иванов и др. м- Машиностроение, 1985.408 с. 2.7. Конусные дробилки / Ю.А. Муйземнек, Г.А. Колюнов, Е.В. Коче- тов и др. М.: Машиностроение, 1990. 319 с. 2.8. Машины химических производств: Атлас конструкций: Учеб, посо- бие/Э.Э. Кольман-Иванов, Ю.И. Гусев, И.Н. Карасев и др. М.: Ма- шиностроение, 1981. 118 с. 2.9. Осокин В.П. Молотковые мельницы. М.: Энергия, 1980. 176 с. 2.10. Поникаров И.И., Гайнуллин М.Г. Машины и аппараты химических производств и нефтегазопереработки: Учебник. М.: Альфа-М, 2006. 605 с. 2.11. Сиденко П. В. Измельчение в химической промышленности. М.: Хи- мия, 1977. 368 с. 2.12. Тимонин А. С. Основы конструирования и расчета химико-техноло- гического и природоохранного оборудования: Справочник. Калуга: Изд-во Н. Бочкаревой, 2002. Т. 2.1028 с.
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ 3.1. Рекомендации по выбору теплообменников Широкая номенклатура теплообменников по ти- пам, размерам, параметрам и материалам позволяет выбрать ап- парат оптимальный по основным показателям для конкретных условий теплообмена. Выбор конструкции аппарата для конкретных условий тепло- обменного процесса в основном зависит от эрудиции и интуиции конструктора, но существуют рекомендации общего характера, которыми можно руководствоваться при выборе теплообменного аппарата и схемы движения в нем теплоносителей: ♦ при высоком давлении теплоносителей более предпочтительны трубчатые теплообменники. В этом случае в трубное пространство желательно направить теплоноситель с более высоким давлением, поскольку из-за малого диаметра трубы могут выдерживать боль- шее давление, чем корпус, при одинаковой толщине стенок; ♦ коррозионный теплоноситель в трубчатых теплообменниках це- лесообразно направлять по трубам, так как в этом случае при кор- розионном изнашивании не требуется замена более дорогосто- ящего корпуса теплообменника; ПРИ использовании коррозионных теплоносителей более пред- почтительны теплообменные аппараты из полимерных материа- । Например из фторпласта и его сополимеров, из графита; и один из теплоносителей загрязнен или дает отложения, то топ С°°бразно направлять его с той стороны теплообменника, ко- более доступна для очистки (в змеевиковых теплообменни- * -° НаР^жная поверхность труб, в кожухотрубчатых — внут- р^^Учшения теплообмена не всегда требуется увеличение ско- ^Плоносителя, например при конденсации паров для улуч-
Глава 3. Теплообменные аппар^ шения теплообмена необходимо обеспечить хороший отвода денсата с теплообменной поверхности, для чего следует подокп аппарат соответствующей конструкции. 311 128 Различают проектный и поверочный расчеты теплообменно аппарата. Проектный расчет выполняют при разработке цОВоГ° теплообменного аппарата, и его целью является определение пло° щади поверхности теплообмена и конструкционных размеров ап парата, обеспечивающих проведение технологического процесса и надежность конструкции при его эксплуатации. С помощью поверочного расчета выбирается стандартный те. плообменник, удовлетворяющий основным заданным условиям теплообмена, а при большой тепловой нагрузке выявляется число параллельно работающих теплообменников. 3.2. Основные расчетные соотношения для теплового расчета аппаратов Расчет теплообменного аппарата для поверочно- го и для проектного расчета сводится к определению площади по- верхности теплообмена, обеспечивающей заданные условия теп- лового процесса. Как правило, расчет состоит из следующих стадий. Определение тепловой нагрузки Q, Вт. Если теплообмен идет без изменения агрегатного состояния теплоносителей, то Q = Gc(tH -Гк)или0 = (7(/|-/2), (3D где G— массовый расход теплоносителя, кг/с; с - удельная тепло- емкость теплоносителя при средней его температуре, Дж/(кг-К): t„, tK - температура теплоносителя соответственно на входе в аппа- рат и выходе из него, °C; /2 - энтальпия теплоносителя соответ- ственно на входе в аппарат и выходе из него, Дж/кг. Если процесс теплообмена происходит с конденсацией насЫ щенных паров без охлаждения конденсата и при кипении, то Q = Gr, где г— удельная теплота конденсации (парообразования), Если при конденсации перегретых паров имеет место и дение конденсата, то
О новные расчетные соотношения для теплового расчета аппаратов 129 = (3-3) • - энтальпия перегретого пара, Дж/кг. ГД6 Один из технологических параметров, не указанных в исход- задании (расход одного из теплоносителей или одна из темпе- ратур) определяют по уравнению теплового баланса ft = „„ п - количество теплоты, отдаваемое горячим теплоносите- ГДс VI О> - количество теплоты, воспринимаемое холодным тепло- носителем. В теплообменниках всегда имеют место потери теплоты в ок- ружающую среду, но при наличии теплоизоляции они незначи- тельны и ими можно пренебречь. Определение средней разности температур Д/ср в случаях проти- вотока и прямотока производят по формулам: Д'б т при —- <2; Д'м “ при > 2, Д'м (3.4) (3.5) А, Д'б+А'м Д'сР=---2---- Л/ср = А'б~А/м 1п^ Д'м где , д/м — наибольшая и наименьшая разность температур теп- лоносителей у концов теплообменного аппарата, °C. В многоходовых теплообменниках имеет место смешанный и перекрестный ток теплоносителя. Средняя разность температур в этом случае равна Д''ср = еД'ср , (3.6) 'Де е - поправочный коэффициент, значение которого можно найти по графикам на рис. 3.1; Д/ср — средняя разность температур, вычисленная для противотока. Средняя температура теплоносителя, по которой определяются тег.ТеплоФизические свойства, находится следующим образом. Для ко °Носителей, температура которых изменяется от начальной до Ко?^и < 2, принимают Zcp = ('н+'к)/2. Для теплоносителя, у Р°Го V'm > 2, среднюю температуру рассчитывают по формуле /ч>=''р±д/ср, (3.7)
130 Глава 3. Теплообменные аптг ----------------- где /'р - средняя арифметическая температура теплоносит^ меныпим перепадом температуры вдоль поверхности теплообмена/ Р и с. 3.1. Поправочные коэффициенты е к расчету Д^р для теплообменников: а - с перекрестно-смешанным током теплоносителей; б—со смешанным током теплоносителей Расчет коэффициента теплопередачи через стенку К, Вт/(м2 К) производят по формуле * = ------------Р , Ь г31 +-—ы32 н а ।----------а 2 (3.8) где а,, а2—коэффициенты теплоотдачи от охлаждаемого теплоноси- теля к стенке и от стенки к нагреваемому теплоносителю, Вт/(м2К)> r3i, г32 ~ термическое сопротивление загрязнений соответственно внутренней и внешней сторон стенки, м2 К/Вт; 5 - толщина стенки трубы, м; — теплопроводность материала трубы, Вт/(м-К). Данные по термическим сопротивлениям загрязнений при дены в табл. 3.1.
, оасчетные соотношения для теплового расчета аппаратов 131 2 осН°вН --------------- — 3 1- Термические сопротивления загрязнений на поверхности тепло- f аб-лИпа обменных аппаратов промышленного назначения —Теплоноситель г3105, м2К/Вт ^дистиллированная оборотная очищенная оборотная неочищенная печная 29 58-120 170-290 120-230 — ~~ рпчдух, азот и т.д. 86 Чистый водяной пар 8,6 Ппгшной пар, содержащий масла 17 Пары органических жидкостей 9,1 Органические жидкости, рассолы 17 Нефтепродукты светлые 81 Нефть, мазут 175 Гудрон, крекинг-остаток 2330 Данные по теплопроводности основных материалов, исполь- зуемых в теплообменниках, приведены в табл. 3.2. Таблица 3.2. Коэффициент теплопроводности некоторых материалов Материал Х.„, Вт/(м К) Углеродистая сталь 46,52 Нержавеющая сталь 17,45 Чугун 69,78 Дпоминий 203,53 ^Ьтунь 93,04 лам асЧет коэФФициентов теплоотдачи [3.8] ведется по форму- к ’ введенным в табл. 3.3 для основных типов теплообменни- Пло0 различных видов теплообмена, где с - коэффициент те- диак»00™’ ДЖ/(КГ’Ю; D — диаметр кожуха, м; d — внутренний rrepejJ7^5 Тегвлообменных труб, м; F- площадь поверхности тепло- Нце м2; G— массовый расход теплоносителя, кг/с; g—ускоре- вобОДного падения, м/с2; L - длина теплообменных труб, м;
132 Глава 3. Теплообменные апп, — /—определяющий размер в критериях подобия, м; л — число-т q — удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; г— удельная массовая лота парообразования, Дж/кг; t — температура, °C; «г - скопо? движения теплоносителя, м/с; 0 — коэффициент объемного о ширения; 5СТ — толщина стенки теплопередающей поверхно<Л м; X — коэффициент теплопроводности, Вт/(м К); ц — коэффщ^’ ент динамической вязкости, Па с; р - плотность, кг/м3; с - По верхностное натяжение, Н/м или кг/с2; Re=^P; Nu = —; Pr = —; Gr = ^^-0A/. ц X X ц2 Таблица 3.3. Коэффициенты теплоотдачи для различных способов теплооб- мена Условия примени- мости Формула Теплоотдача, не сопровождающаяся изменением агрегатного состояния a=Nu— (3.9) d3 Для прямых труб круглого сечения и каналов некруглого сечения Развитый турбу- лентный режим (Re > 104) Рг= 0,6-100 ( D I0,25 Nu = 0,023Re 0,8 Pr0,4 — (3.10) (РГст j Переходный ре- жим движения (2300 < Re < 104) Nu = 0,008Re0,9 Pr043 (3.11) Ламинарный ре- жим движения (Re < 2300) GrPr<5 105 RePr (d/L)> 12 Nu = lj61(RePr-M—] . <312) где gey - динамическая вязкость теплоносителя при тем пературе стенки ‘ To же при RePr(rf/£) < 12 ( Л14 Nu = 366 UL (3.13) (Ист J Ламинарный ре- жим движения (Re <; 2300) Gr Pr>5 Ю5 Nu = 0J5(RePr)°,33(GrPr)O,lf— | (314) 1 РГСТ /
соотношения для теплового расчета аппаратов 133 Продолжение табл. 3.3 Г^^пР«мени' У МОСТИ Формула " ' Для изогнутых труб (змеевиков) Развитый турбу- лентный режим ДВИЖЕНИЯ (RealO4) а3 = 0^1 + 3,54^}, (3.15) где а - коэффициент теплоотдачи для прямой трубы; d- внутренний диаметр трубы змеевика; D - диаметр витка змеевика Для межтрубного пространства теплообменника «труба в трубе» Развитый турбу- лентный режим движения (Rea Ю4) / ч0,45 Nu= O,O23Reo,8Pr°’4 —5- , (3.16) где Z)B - внутренний диаметр наружной трубы; dH - на- ружный диаметр внутренней трубы Переходный ре- жим движения (2300 < Re < 104) Формула (3.11), где эквивалентный диаметр в Re d3 = - dH Ламинарный ре- жим движения (Re £ 2300) Формула (3.14), где эквивалентный диаметр в Re d3 = DB - dH Для межтрубного пространства в кожухотрубчатых теплообменниках с сег- ментными перегородками Rea 1000 ( p 25 Nu = O,24Re0,6 Pr0,36|—— I , (3.17) H ГСТ J где эквивалентный диаметр - наружный диаметр труб Re <1000 ( D 1°’25 Nu = 034Re°’5Pr°’36 — , (3.18) где эквивалентный диаметр — наружный диаметр труб — При обтекании пучка оребренных труб Re <25000 ^3-4,8 / . 4-0,54, ,-0.14 Nu = 038 " Re0,65 Рг0,4, (3.19) где dH - наружный диаметр несущей трубы; 1 — шаг меж- ду ребрами; h = 0,5 (D-d^ - высота ребра; D — диаметр ребра. Определяющий геометрический размер - шаг между ребрами t. Полученный из (3.19) коэффициент теплоотдачи Ор под- ставляют в формулу для расчета коэффициента теплопе- редачи, отнесенного к полной наружной поверхности:
134 Глава 3. Теплообменные апп Условия примени- мости Формула Для стандартных алюминиевых труб с накатанными ребрами при коэф- фициентах оребре- ния 9; 14,6 в преде- лах 20<а2<100 К ар а,, F, (32°) где Оц, - коэффициент теплоотдачи для теплоносител внутренней трубы; FH - полная наружная поверхность1 оребренной трубы, включая поверхность ребер; F - внутренняя поверхность несущей трубы; - сумма термических сопротивлений стенки трубы и слоев за- грязнений / \0,65 “2 = С2Х,®₽Ь Рг035, (3.21) 1 М» ) “пр = С1 а2> где а2 - коэффициент теплоотдачи от трубы к воздуху, Вт/(м2 К); Хв, рв, цв - теплопроводность, плотность, ди- намическая вязкость воздуха. При коэффициенте оребрения = 9 Q = 0,83, С2 = 0,5; при Лор = 14,6 Ci = 0,65, С2 = 0,48. Общий коэффициент теплопередачи, отнесенный к гладкой трубе: К = - ! : , (3.22) 2 . + £г+ 1_ а1 ^ор апр где а! - коэффициент теплоотдачи для теплоносителя внутренней трубы, Вт/(м2 К); Ег- сумма термических сопротивлений стенок труб и загрязнений, м2 К/Вт _ При движении теплоносителя в пластинчатых теплообменниках Турбулентный ре- жим движения Re = 100-30000, Рг = 0,7-20 Re = 100-30000, Рг = 0,7-50 Re = 500-30000, Рг = 0,7-80 Re = 200-50000, Рг = 0,7-50 7 \0,25 Nu = aRe4Pr0,43 Ш (3.23) 1ргст J Для пластин площадью 0,2 м2 а = 0,086; /> = 0,73. Для пластин площадью 0,3 м2 а = 0,1; /> = 0,73. Для пластин площадью 0,5 м2 с гофрами «в елочку* а = 0,135; * = 0,73. Для пластин площадью 0,5 м2 с горизонтальными гоФ рами д = 0,165;/> = 0,65
соотношения для теплового расчета аппаратов 135 Продолжение табл. 3.3 1 ^псти Формула Йдвижйш» Re< 100, Pr 2 50 Res50,Pr280 Res200,Prs50 ( D I0’25 Nu = 0Re°’33Pr0,33 — (3.24) (PrCT J Для пластин площадью 0,2 м2 д = 0,5. Для пластин площадью 0,3 м2 0 = 0,6. Для пластин площадью 0,5 м2 с гофрами «в елочку» 0 = 0,63. Для пластин площадью 0,5 м2 с горизонтальными гофрами 0 = 0,46 Теплоотдача при конденсации паров При пленочной конденсации насыщенного пара по вертикальной поверхности и одиночной горизонтальной трубе Ламинарное стека- ние пленки Для гофрирован- ных пластин (^онд ~ *ст1) < 10 a = (3.25) V рАГ/ где для вертикальной плоскости 0 = 1,15, / = Я (Я- вы- сота поверхности, м); для трубы а = 0,72; / = d* (d^ - на- ружный диаметр трубы, м); Д/ = гконд - гст1; г- удельная теплота конденсации, которую определяют при гконд. Физические характеристики конденсата рассчитывают при средней температуре пленки конденсата Ат “ (Тконд + (ст.1) _ При конденсации пара на наружной поверхности пучка из п вертикальных труб ('«овд-Гст1)^10 а = 3,78Хз ^£ ; (3.26) для п горизонтальных труб длиной L, м, 1 2 т а = 2,02Е1?2-^, (3.27) где е = 0,7 при п < 100; е = 0,6 при п > 100; G] - расход пара, кг/с * При конденсации пара на гофрированной поверхности пластин Nu = aRe°’7Pr0’4, (3.28) raeRe = ^£; Nu = —; pF X F- полная поверхность теплообмена, м2; G| - расход пара, кг/с
136 Глава 3. Теплообменные апп _____________Окончание то6я Условия примени- мости Формула । — При ДГ< 30-40 °C физические свойства конденсата м но определять при температуре конденсации. Коэффп* циент а зависит от типа пластин: а = 338 для пластины площадью 0,2 м2, а = 322 для 0,3 м2, а = 240 для 0,5 гофрированной в «елочку», а = 376 для 0,5 м2 с горизон тальными гофрами. В последнем случае Re0,6. Справедлива формула (3.25), куда в качестве высоты по- верхности подставляют приведенную длину канала £• L = 0,45 для пластины площадью 0,2 м2, L = 1,12 для пластины 0,3 м2, L = 1,15 для пластины 0,5 м2 Кипение (испарение) жидкостей При кипении на поверхностях, погруженных в большой объем жидкости Пузырьковый ре- жим а = 0,075 2 х2р р 1 — ч НаТ’кип J (3.29) При кипении в трубах Тоже а = 780 90-6, (3.30) o^frV3 где рп, рпо - плотность пара при рабочем и атмосферном давлении, кг/м3. При кипении в большом объеме критическая удельная тепловая нагрузка, при которой пузырьковое кипение переходит в пленочное, а коэффициент теплоотдачи принимает максимальное значение: = 034гд/р7 ^пр. (3.31) В (3.29)—(3.31) все физические характеристики жидко- сти, а также плотность пара следует определять при тем- пературе кипения, соответствующей рабочему давлени Т к Расчет необходимой поверхности теплообмена выполняют п° основному уравнению теплопередачи f_ о (3.3»
вные соотношения для определения сопротивления аппарата "" 3.3. Основные соотношения 137 для определения гидравлического сопротивления аппарата Расчет гидравлического сопротивления аппара- т е потерь давления теплоносителя при прохождении его через ^плообменник, проводится для кожухотрубчатого теплообмен- 2 по следующим формулам [3.9]: * потери давления ПРИ движении теплоносителя в трубном про- странстве дРт = ДР, +^тр (дРг+АДр+)+ Д^4 > (3.33) где - число ходов в теплообменнике; потери давления, Па: др, - при выходе потока из штуцера в распределительную камеру; дР2 - на входе потока из распределительной камеры в трубы теп- лообменника; ДРф - на трение среды в трубах; ДР3 - при выходе потока из труб; ДР4—при входе потока в штуцер теплообменника: ♦ потери давления в местных сопротивлениях дл = Ьр^-, (3.34) где ш( - скорость жидкости (газа) в узком сечении рассматрива- емого участка, м/с; — коэффициент местного сопротивления, который зависит от вида сопротивления (табл. 3.4); Таблица 3.4. Зависимость коэффициента местного сопротивления от вида со- противления — Вид местного сопротивления £ в Распределительную камеру 1,0 Л2УР°Т потока и вход в трубы 1,0 из труб и поворот потока 1,5 —Распределительной камеры 0,5 в трубах 0,5 ^Л^угрубное пространство 1,5 перегородки в межтрубном пространстве 1,5 —^^^ежтрубного пространства 1,5
138 Глава 3. Теплообменные ♦ потери давления на трение в трубах теплообменника (3.35) где р — плотность потока, кг/м3; — скорость потока в tdv бах, м/с; Ц, — коэффициент трения, определяемый в зависимости от критерия Рейнольдса для трубы и ее шероховатости. При лами нарном режиме для гладких и шероховатых труб 1 _64 Хтр “ Re’ (3-36> при режиме в пределах 10/е < Re < 560/е (область смешанного тре- ния) 1 , 6,81) -== = -21g 0,27е+ -4— Re I У Тр ' (3.37) а в автомодельной области (Re > 560/е) = -21g(0,27e), где е=Д/4» — относительная шероховатость; Д — средняя высота вы- ступов или глубина впадин, т.е. абсолютная величина шероховато- сти, причем для стальных новых труб Д = 0,1 мм, для труб при незна- чительной коррозии и небольших загрязнениях Д = 0,2—0,3 мм, для загрязненных и корродированных труб Д = 0,5—0,8 мм. Общее сопротивление межтрубного пространства кожухо- трубчатых теплообменников с поперечными перегородками оп- ределяют по уравнению (3.38) где потери давления, Па: ДРМТ — на поддержание скоростного на пора среды и ее трение в одном ходе межтрубного пространство- ограниченного стенками кожуха и соседними перегородки • ДР5 - при входе в межтрубное пространство; ДР6 — при огиба потоком перегородки; ДР7 — при выходе потока из межтрубн пространства; /п — расстояние между перегородками, м.
139 (3.39) ,<1Л конструкций и параметры теплообменников ___________________________________ Потери давления на трение в межтрубном пространстве теп- обменника рассчитывают по формуле где <а •" скорость потока в межтрубном пространстве, м/с; — эАфициент трения в межтрубном пространстве, зависящий от язмешения труб в теплообменнике и числа рядов труб т, через которые проходит поток теплоносителя: I при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников 4+6Дт 035_О Re“!! । при размещении труб по вершинам квадратов 5,4+3,4/и n- D В (3.40), (3.41) критерий ReMT рассчитывают через скорость <омт и наружный диаметр труб dH. (3.41) 3.4. Образцы конструкций и параметры нормализованных кожухотрубчатых теплообменников Кожухотрубчатые теплообменники используют- ся в качестве нагревателей, холодильников, конденсаторов и ис- парителей. Стальные кожухотрубчатые теплообменные аппараты изго- товляют следующих типов: Н — с неподвижными трубными ре- етками; К — с температурным компенсатором на кожухе; П — с авающей головкой; У — с U-образными трубами; ПК — с пла- чей головкой и компенсатором на ней. НцкКолсУх°трубчатые теплообменники (нагреватели) и холодиль- изм ПРедназначены для теплообмена между теплоносителями без РатцНеНИя их агРегатного состояния. Такие теплообменные аппа- неПо Вь,п°лняются различных типов: жесткой конструкции, т.е. с ДВи*ными трубными решетками, с температурными ком-
140 Глава 3. Теплообменные апгщр пенсаторами, с расширителем на кожухе, с плавающей с U-образными трубами. г°ловкой Рис. 3.2. Горизонтальный теплообменник и холодильник с неподвижными трубными решетками и температурным компенсатором на кожухе, двухходовой по трубам: 1 — распределительная камера; 2 — кожух; 3 — трубный пучок; 4 — опора; 5- труб- ная решетка На рис. 3.2 представлена одна из конструкций таких теплооб- менников. Более подробно описание конструкций и принципа работы теплообменников дано в [3.10]. Рис. 3.3. Горизонтальный конденсатор с неподвижными трубными решетками и температурным компенсатором на кожухе, двухходовой по трубам: 1 - крышка; 2 - распределительная камера; 3 - кожух; 4 - трубный пучок. 5 - опора; 6 - трубная решетка; 7- крышка
«ллнстоукций и параметры теплообменников 141 -------------------------------------- ^^^хотрубчатые конденсаторы предназначены для конден- Л паров вешеств в межтрубном пространстве, а также ддя по- сапий ^идКОСТей и газов за счет теплоты конденсации паров. От Д0Г^е обменников (нагревателей) они отличаются большим диа- тпом штуцера для подвода пара в межтрубное пространство. На МеТР*3 3 приведена одна из конструкций конденсаторов. ^Кожухотрубчатые конденсаторы, так же как и холодильники, могут быть одно-, двух-, четырех- и шестиходовые по трубному пространству, жесткой конструкции и с температурным компен- сатором на кожухе, могут устанавливаться горизонтально или вертикально. 6 Рис. 3.4. Испаритель с U-образными трубами: /-кожух; 2— теплообменная труба; 3 — стяжка; 4- трубная решетка; 5— распреде- лительная камера; 6- опора В кожухотрубчатых испарителях в трубном пространстве ки- пит жидкость, а в межтрубном пространстве может быть жидкий, газообразный, парогазовый или парожидкостный теплоноси- ^ль- Кожухотрубчатые испарители с трубными пучками из "Образных труб или плавающей головкой (рис. 3.4) имеют па- °е пространство над кипяшей в кожухе жидкостью. В этих ло ЭРатах’ Расположенных всегда горизонтально, горячий теп- р СИтсль (газы, жидкости или пар) движется по трубам. Испа- вцмиИ С паР°вым пространством изготовляют только двухходо- сИфо Промышленности используются нормализованные термо- нНые испарители. Такой испаритель показан на рис. 3.5.
142 Рис. 3.5. Термосифонный испаритель Параметры (поверхность теплообмена, материал конструк. ции и др.) перечисленных теплообменников приведены в табл 3.5-3.31. Таблица 3.5. Основные параметры теплообменных аппаратов с кожухом диа- метром 159,273,325,426 мм Параметр Тип аппарата TH тк хк Наружный диаметр кожуха DH, мм 159;273;325;426 Площадь поверхности теплообмена, м2 От 1 до 68 От 1,5 до 47 Температура теплообменивающихся сред, °C: в кожухе в трубах От -70 до 350 От-20 до 300 От-20 до 60 Условное давление, МПа, не более: в кожухе в трубах 1,6; 2,5; 4 1,6 1,6 0,6 _ Сортамент теплообменных труб, мм 20x2; 20x1,8; 25x2; 25x1,8 25x2 —-- Длина теплообменных труб, мм DH, мм: 159;273 325 426 1000; 1500; 2000;3000 1500; 2000; 3000^, 1500; 2000; 3000; 4000 2000; 3000; 4000; 6000 —- Число ходов по трубам аппарата Z)H, мм: 159;273 325;426 1 j 1; 2 L-
i конструкций и параметры теплообменников з 4 Обра^?^——------------------------- 143 Окончание табл. 3.5 Параметр Г^^южения теплообменных -^^доложения теплообменных труб, ММ______________________ Тип аппарата TH ТК ХК По вершинам равносторонних тре- угольников 26; 32 32 мечание. TH - теплообменник (нагреватель) с неподвижными трубными П Р тками; ТК—теплообменник (нагреватель) с компенсатором на кожухе; ХК — хХдильник с компенсатором на кожухе. Таблица 3.6. Основные параметры теплообменных аппаратов с кожухом диа- метром 400,600, 800 мм Параметр Тип аппарата TH ТК хн ХК КН кк ин ик Внутренний диа- метр кожуха Дщ, мм 400; 600; 800 600; 800 400; 600; 800 600; 800 Площадь по- верхности тепло- обмена, м2 От 16 до 279 От46до213 От 40 до 149 Температура теплообменива- ющихся сред, °C в кожухе _ в трубах От -70 до 350 От -20 до 300 От -20 до 60 От-70 до 350 Условное давл( ние в кожухе, МПа (не более аппарата мм: 400 600 800 ^ов"оедавл< МпВ/Ру6ах. а (не более IJJjnapaja 5- ), 1,6; 2,5; 4 1,6 1,6 1; 1,6; 2,5; 4 1; 1,6 1; 1,6; 2,5 1; 1,6 1; 1,6; 2,54 1; 1,6 1; 1,6; 2,5; 4 1; 1,6 ),
144 Глава 3. Теплообменные апп --------------------------------------------------—— Окончание тц^ 3 Параметр Тип аппарата ' TH ТК ХН ХК КН КК _инТ2> ^вн’ ММ. 400 600 800 1,6; 2,5; 4 1,6 0,6 0,6 0,6; 1 1; 1,6; 2,5; 4 1; 1,6 Сортамент теп- лообменных труб, мм 20x2; 25x2 25x2 Длина теплооб- менных труб /, мм 2000; 3000; 4000;6000 3000;4000; 6000 2000; 3000; 4000 Число ходов по трубам аппарата ^вн» ММ. 400 600; 800 1;2 2 - 1; 2; 4 2; 4 2; 4; 6 1 Схема располо- жения теплооб- менных труб в трубных решет- ках По вершинам равносторонних треугольников Шаг расположе- ния теплообмен- ных труб, мм 26; 32 32 Примечание. ХН — холодильник с неподвижными трубными решетками, КН - конденсатор с неподвижными трубными решетками; КК - конденсатор с компенсатором на кожухе; ИН — испаритель с неподвижными трубными решет' ками; ИК - испаритель с компенсатором на кожухе; TH, ТК, ХК - см. табл. 3.5 Таблица 3.7. Основные параметры теплообменных аппаратов с расширителем на кожухе Параметр Тип аппарата ТН 1 ТК 1 ХН 1 ХК 1 КН 1 КК 1 HHjjjb- Внутренний диа- метр кожуха ^ВН’ ММ 1000; 1200
конструкций и параметры теплообменников } 4 Обра^^--------------------------------- 145 Окончание табл. 3.7 Параметр Тип аппарата TH ТК ХН ХК КН КК ИН ИК площадь110' ^рхности«пло- п^мена, м 190- -674 190- -552 190- -367 Температур® теплообменива- юшихсясред, ь в кожухе в трубах От —70 до 350 От -20 до 60 От-20 до 300 От-70 до 350 Условное давле- ние, МПа, не бо- лее: в кожухе 0,6; 1; 1,6; 2,5; 0,6; 1; 0,6; 1; 1,6; 2,5; 4* 0,6; 1; 1,6 0,6; 1; 1,6; 2,5 0,6; 1; 1,6 0,6; 1; 1,6; 2,5; 4* 0,6; 1; 1,6 в трубах 4* 1,6 0,6 0,6 0,6 0,6 0,6; 1 0,6; 1 Сортамент теп- лообменных труб, мм 20x2;25x2 25 х2 Длина теплооб- менных труб А мм, аппарата Пвд, мм: 1000 _1200 3000; 4000; 6000 4000; 6000 3000;4000 Число ходов по Лаубам 1; 2; 4; 6 2; 4; 6 1 Схема располо- жения теплооб- *енных труб в Решет- По вершинам равносторонних треугольников ^Расположе- 26; 32 32 пТГ'" * Для аппарата = 1000 мм Пр«мечГ'------------S------------------------------------- а н и е. Обозначения TH, ТК, ХН, ХК, КН, КК, ИН, ИК - см. табл. 3.6.
146 Глава 3. Теплообменные апп„ —— Таблица 3.8. Основные параметры теплообменных аппаратов с кожухо метром 1000,1200,1400 мм М ®<а- Параметр Тип аппарата [иг •502 TH ТК ХН ХК КН КК ин Внутренний диа- метр кожуха ^вн» ММ 1000; 1200 800; 1000; 1200; 1400 Площадь поверх- ности теплообме- на, м2 78-671 118-924 78- Температура теп- лообменивающих- ся сред, °C: в кожухе в трубах От-30 до 350 От-20 до 300 От-30 до 350 От -20 до 60 Условное давле- ние, МПа: в кожухе в трубах 0,6; 1; 1,6; 2,5; 4 0,6; 1; 1,6 0,6; 1;1,6; 2,5; 4 0,6 0,6; 1; 1,6 0,6 0,6; 1; 1,6; 2,5; 4 0,6; 1; 1,6 0,6; 1 Сортамент тепло- обменных труб, мм 20x2; 25x2 25 х2 зооо; до. Длина теплооб- менных труб /, мм ^вн» ММ. 800 1000 1200 1400 2000; 3000; 4000; 6000 3000; 4000; 6000 2000; 40 3000; 4000; 6000 Г 2000; 3000; 4000___— 4000; 6000 ЗООМОО^. 6000 ЗООМООО^. Число ходов по трубам 1; 2; 4; 6 2; 4; 6 1 1 Схема расположе- ния теплообмен- ных труб в труб- ных решетках По вершинам равносторонних треугольников
конструкций и параметры теплообменников 147 ^ 4 Обра^?— Окончание табл. 3.8 Параметр Тип аппарата TH ТК ХН ХК КН КК ин ИК Шаграсполо*®' ниЯ теплообмен ОЫХ ТрУй М** 26; 32 32 ^^Тчани е. Обозначения TH, ТК, ХН, ХК, КН, КК, ИН, ИК - см. табл. 3.6. Табл ина 3.9. Основные параметры теплообменных аппаратов из титана Параметр Значение Т^ННИЙ диаметр кожуха Dm, мм 600, 800,1000, 1200, 1400 Площадь поверхности теплообмена, м2 От 41 до 630 Температура теплообменивающихся сред, °C От -40 до 300 Условное давление, МПа: в трубах и кожухе аппарата типа TH: Dw до 1000 мм 0,6; 1; 1,6; 2,5 £)вндо 1200 и 1400 мм 0,6; 1; 1,6 аппарата типа ТК: в кожухе 0,6; 1 в трубах От вакуума до 1 Сортамент теплообменных труб, мм, аппарата Овд, ММ. 600 25x2 800,1000,1200,1400 25x2;38x2 Длина теплообменных труб /, мм, аппарата Дш, мм: 600,800 2000; 2500; 3000; 4000; 5000 1000 2500; 3000; 4000; 5000 1200 3000; 4000; 5000 1400 4000;5000 Число ходов по трубам аппарата Чи'Мм: 600 1; 2; 4 с^, 1000,1200,1400 П»уб1ц^а^аложения теплообменных труб в 1; 2; 4;6 По вершинам равносто- ронних треугольников ₽°м> ^.Положения теплообменных труб диамет- 2$ 32 48
Таблица 3.10. Основные параметры теплообменных аппаратов с плавающей головкой и U-образными трубами Параметр Тип аппарата ТП хп КП ТУ ТП ХП ТУ ТП ХП ТУ ТУ 26.02.1061-88 ТУ 26.02.1062-88 ТУ 26.02.1069-88 Диаметр кожуха, мм: наружный DH внутренний DBH 325; 426; 530; 630 620 325; 426; 530; 630 — - — 400; 500; 600 600 400; 500; 600 800; 1000 1200 1200; 1400 Площадь поверхности теплообмена, м2 От 10 до 117 От 10 до 96 От 84 до 105 От 15 до 144 От 164 до 522 От 274 до 672 От 406 до 799 От 664 до 1400 Температура теплообме- нивающихся сред, °C: в кожухе в трубах От-30 до 450 От -20 до 300 От —20 до 60 От-30 до 450 От-20 до 400 От—20 до 60 От —30 до 450 От-20 до 400 От—20 до 60 От-30 до 450 Условное давление, МПа, не более \ в кожухе \ в трупах 1 1,6; 2,5; 14; 6,3; 8 2,5; 4; 6,3 1 1;1,6;2,5 1 1,6; 2,5; 4; 6,3 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 8 1,6; 2,5; 4; 6,3 1 1,6; 2,5; 4; 6,3 1,6; 2,5; 4,6,3 1 1 1,6; 2,5 у Глава 3. Теплообменные апп*
Окончание табл. 3.10 \ и. / / Тип аппарата \ / Параметр 1 ТП ХП КП ТУ ТП ХП ТУ ТП ХП 1 ТУ \ ТУ 26.02.1061-88 ТУ 26.02.1062-88 ТУ 26.02.1069-88 \ X Сортамент теплообмен- ных труб, мм 20x1,8; 20x2; 25x1,8; 25x2 25x1,8; 25x2 20x1,8; 20x2 20x2; 25x2; 25x2,5 25x2; 25x2,5 20x2 20x2;25x2;25x2,5 20x2 струкций и параметры теплообменников Длина теплообменных труб /, мм 3000;6000 6000 3000; 6000 6000; 9000 Число ходов по трубам 2; 4 2; 4; 6 2 2; 4 2 2; 4 2 Схема расположения теп- лообменных труб в труб- ных решетках По вершинам квадратов По вершинам равносторонних треугольников По вершинам квадратов По вер- шинам равно- сторон- них тре- уголь- ников По вершинам квадратов По вер- шинам равно- сторон- них тре- уголь- ников Шаг расположения теп- лообменных труб, мм 26; 32 32 26 26; 32 32 26 26; 32 26 Примечание: ТП — теплообменник (нагреватель) с плавающей головкой; ХП — холодильник с плавающей головкой; КП - конденсатор с плавающей головкой; ТУ - теплообменник (нагреватель) с U-образными трубами.
150 Глава 3. Теплообменные Табл и ца 3.11. Основные параметры испарителей с паровым пространством Параметр Тип испарителя^ П Внутренний диаметр кожуха Лвн, мм 800; 1000; 1200; 1600чш^ 2000 ’ W; Площадь поверхности теплообмена, м2 38-353 80-584 Температура теплообмен и вающихся сред, °C От -30 д<э 450~^~~^ Условное давление, МПа, не более: в кожухе в трубах 1; 1,6; 2,5 1,6; 2,5; 4 Сортамент теплообменных труб, мм 25x2;25x2,5 20^2 Длина теплообменных труб /, мм • 6000 Число ходов по трубам аппарата 2>вн мм: 800; 1000;1200;1600 1800; 2000 2 2; 4 2 Схема расположения теплообменных труб в трубных решетках По вершинам квадратов Шаг расположения теплообменных труб, мм 32 26 Таблица 3.12. Основные параметры термосифонных испарителей Параметр Значение Внутренний диаметр кожуха Рвн, мм Площадь поверхности теплообмена, м2 Температура теплообменивающихся сред, °C Условное давление в трубах и кожухе, МПа: испарителя исполнения I типа ИНТ Z)BH, мм: 600-2000 2200 испарителя исполнения II типа ИНТ ^вн> ММ. 600-1000 1200-2000 2200 600; 800; 1000; 1200; 1400; 1600; 1800; 2000; 2200 От 42 до 1268 От-30 до 350 1; 1,6; 2,5 1; 1.6 1; 1,6; 2,5:4 1; 1,6; 2,5 1; 1.6
и конструкций и параметры теплообменников 3 4 ОбразЦ^ГГ-^-------:-------------------- 151 Окончание табл. 3.12 ~ Параметр Значение Дн>мм: 600-140° Сортамент теплообменных труб /, мм ддина теплообменных труб /, мм, испарителя Рш>»<м: 600-100° 1200-2200 Число ходов по трубам Схема расположения теплообменных труб в трубных решетках Шаг расположения теплообменных труб, мм 1; 1,6 25x2 2000; 3000; 4000 3000; 4000 1 По вершинам равносторон- них треугольников 32 Таблица 3.13. Основные параметры вакуумных конденсаторов Параметр Тип конденсатора КВН, КВК КВВН, кввк Внутренний диаметр кожуха DBH, мм 600; 800; 1000; 1200; 1400; 1600; 1800; 2000 Площадь поверхности теплообмена, м2 От 43 до 1251 От 46 до 1563 Температура теплообменивающихся сред, °C в кожухе _ в трубах От 0 до 200 От—2( От Одо 120 ЗдобО Условное давление, МПа, не более: в кожухе в трубах Вакуум 0,6 SSngMeHT теплообменных труб, мм 25x2 ДйВатеплообменных труб /, мм 3000; 4000; 6000 Jgggo ходов по трубам 2; 4; 6 4; 6 .^^М^положения теплообменных труб По вершинам равносторонних треугольников —-К^Л^ожения теплообменных tdv6. мм 32 1ВегкаК(еЧ vHMe’ КВН - конденсатор вакуумный с неподвижными трубными ре- КоНденс*’ КВК ~~ конденсатор вакуумный с компенсатором на кожухе; КВВН — ат°Р вакуумный вертикальный с неподвижными трубными решетками; конденсатор вакуумный вертикальный с компенсатором на кожухе.
Таблица 3.14. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных сечений теплообменных аппаратов Тип аппа- рата Диа- метр кожу- ха DK, мм Условное давление в кожухе, МПа, не более Число ходов по трубам Наружный диаметр труб, мм Площадь поверхности теплообмена, м2, при длине труб /, мм Площадь проходного сечения одного хода по трубам, м2, не менее Площадь про- ходного сече- ния по меж- трубному про- странству, м2 1000 1500 2000 3000 4000 6000 в выре- зе пе- рего- родки между пере- город- ками 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 тн,тк 159 1,6; 2,5; 4 1 20 1 1,5 2,5 3,5 - - 0,004 0,002 0,005 25 2 3 0,005 0,003 0,003 ХК 1,6 25 — тн,тк 273 1,6; 2,5; 4 20 4 6 8,5 12,5 - - 0,014 0,006 0,008 25 3 5 6,5 10 0,015 0,009 ХК 1,6 25 тн,тк 1,6; 2,5; 20 9,5 12,5 19 25 0,021 0,011 0,02 25 7,5 10 14,5 19,5 0,022 0,013 0,029 325 1 4 J 20 8,5 11 17 22,5 0,009 0,011 0,016 \ \ \ 2 \ 25 6,5 9 15 ч \ ХК \ \ \ \ 25 1 0,01 1 1 0,015 j Глава 3. Теплообменные аппа
Продолжение табл. 3.14

Продолжение табл. 3.14 8 9 10 11 12 13 14 56 49 46 74 65 62 111 97 93 0,038 0,015 0,009 58 51 48 77 68 64 116 101 97 0,041 0,018 0,011 41 62 82 0,037 0,038 40 60 80 — 0,091 41 62 82 — — 93 140 186 279 0,152 0,064 Глава 3. Тешь 74 112 149 224 0,171 0,062 90 135 179 272 0,071 0,064 71 106 142 213 0,077 0,062 0 07 8 с\ з* 83 125 169 249 J 0,031 0,064 о X X 64 97 129 ! 193 1 0,033 j к п 71 64 106 97 142 / 129 / 213 1 193 1 0,077 / о.озз 1 0,062 у j / 2 1 1
/ 1 1 2 1 3 j 4 5 6 7 8 1 кн, 800 / 1 2 4 6 25 - — — КК 1,6; 2,5 2 4 6 ИН-1, ИК-1 1; 1,6; 2,5; 4 1 74 ИН-2, ИК-2 1; 1,6; 2,5; 4 73 74 Примечание. Обозначение типов аппарата см. в табл. 3.6, 3.7.
Окончание табл. 3.14 \ >* 9 10 11 12 \ 13 14 \ ' /в 104 94 91 138 125 121 208 188 182 0,072 0,033 0,019 \в и 1 106 97 94 142 129 123 213 193 188 0,077 0,033 0,022 — 1 112 149 0,165 0,062 0,059 S я Ь5 2 109 146 — 0,161 Л J 112 149 0,165 — — Е я § о 8> 5 X X X 5 1
156 Глава 3. Теплообменные arm Таблица 3.15. Площадь поверхности теплообмена теплообменных апп типов TH, ТК, ХН, ХК, КН, КК, ИН и ИК ара^в Диаметр кожуха Наружный диа- Площа на, дь поверх! м2, при дл гости тепл ине труб /, °обме- мм *'вн» ММ метр труи, мм 2000 3000 4000 6000~~ 1000 20 25 148 121 229 186 307 249 ~4^~ 376 1200 20 25 - 333 267 445 361 -~67Г' 544 1400 20 25 - 457 375 612 502 иГ" 758 — Таблица 3.16. Площадь проходных сечений теплообменных аппаратов типов TH, ТК, ХН, ХК, КН, КК, ИН и ИК Диаметр кожуха Ан»мм Наружный диаметр труб, мм Число ходов по трубам Площадь проходного сечения, м2 одного хода по трубам по межтрубному пространству в вырезе пе- регородки между пере- городками 1000 20 1 2 4 6 0,248 0,124 0,062 0,061 0,1074 0,135 25 1 2 4 6 0,278 0,138 0,068 0,046 0,1114 0,143 1200 20 1 2 4 6 0,362 0,18 0,09 0,06 0,1625 0,165 25 1 2 4 6 0,403 0,201 0,1 0,066 0,1624 0,151 20 1 2 4 6 0,498 0,249 0,121 0,083 0,129 0,204 1400 25 1 2 4 6 0,563 0,281 0,14 0,093 0,2016 0,195 *
157 конструкций и параметры теплообменников j4.O6p^5!—------- 3 17. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходного сече- Табл й uа или по межтрубному пространству теплообменных аппаратов с рас- ширителем на кожухе р—- Диаметр кожуха Наружный диаметр труб, мм Длина труб /, мм Площадь поверхно- сти тепло- обмена, м2 Площадь проходного се- чения по межтрубному пространству*, м2 в вырезе перегород- ки между пе- регородка- ми 3000 230 0,128 20 4000 308 0,093 0,12 6000 463 0,114 1000 3000 190 0,136 25 4000 254 0,091 0,128 6000 382 0x122 20 3000 335 0,168 4000 448 0,132 0,161 6000 674 0,198 1200 25 3000 274 0,154 4000 367 0,125 0,181 6000 552 0,181 * Для теплообменников, холодильников и испарителей исполнения I. Таблица 3.18. Площадь проходного сечения по трубному пространству тепло- обменных аппаратов с расширителями на кожухе Диаметр кожуха Ом» мм Наружный диаметр труб, мм Толщина стенки труб, мм Число хо- дов по тру- бам Площадь проходного сече- ния одного хода по трубам, м2 1000 20 2 1 2 4 6 0,249 0,121 0,057 0,036 25 2 1 2 4 6 0,282 0,137 0,064 0,04 1200 20 2 1 2 4 6 0,362 0,177 0,085 0,054 25 2 1 2 4 6 0,409 0,199 0,093 0,06
Таблица 3.19. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных сечений теплообменных аппаратов типов TH и ТК из титана Диаметр кожуха Наружный диаметр Число хо- дов по тру- Площадь поверхности теплообмена, м2, при длине труб £, мм Площадь проходного сечения одного хода Z)BH, мм труб, мм бам 2000 2500 3000 4000 5000 по трубам, м2 600 25 1 2 4 41 51 62 83 104 0,0932 0,0466 0,0233 800 25 1 2 4 6 78 98 118 158 198 0,177 0,0885 0,0443 0,0295 38 1 2 4 6 49 61 74 99 124 0,1916 0,0958 0,0479 0,0319 ^1000 25 1 2 4 6 - 154 186 249 312 0,2788 0,1394 0,0697 0,0465 \ 38 - п - 101 122 164 । 205 у 0,3169 0,1585 0,0792 / / 0,0528 j / Глава 3. Теплообменные
Окончание табл. 3.19 I Диаметр / кожуха 1 мм Наружный диаметр труб, мм Число хо- дов ПО ТРУ- бам Площадь поверхности теплообмена, м2, при длине труб L, мм Площадь проходного \ \ сечения одного хода \ ’ по трубам, м2 1 2000 2500 3000 4000 5000 1200 - 25 1 2 4 6 - 268 360 451 0,4028 ' 0,2014 0,1007 0,0671 38 1 2 4 6 179 240 301 0,464 0,232 0,116 0,0773 1400 - 25 1 2 4 6 - - 502 630 0,5628 0,2814 0,1407 0,0938 38 1 2 4 6 329 413 0,6383 0,3191 0,1596 0,1064 инструкций и параметры теплообменников I чО
Таблица 3.20. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных сечений теплообменных аппаратов с плава- ющей головкой и U-образными трубами Тип ап- па- рата Диаметр кожу- ха, мм Условное давление в кожухе, МПа Наружный диаметр труб, мм Площадь поверхности теплообме- на, м2, при длине труб L, мм Площадь проходного сечения одного хода по тру- бам, м2 (не менее), при толщине стенки труб, мм Площадь проходного сечения по межтрубному пространству 3000 6000 9000 1,8 1 ? 1 у в вырезе перего- родок между перегород- ками При числе ходов по трубам 2 2 4 6 2 4 2 4 6 2 4 6 2 4 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 ТП 325 - 2,5; 4 20 13 26,5 - — - - 0,007 - - 0,007 - - - - 0,014 0,02 25 10 20,5 0,008 0,008 0,015 0,022 хп 4; 6,3 25 10 20,5 0,008 0,007 0,015 0,022 ТУ 2,5; 4 20 15 29,5 0,008 0,008 0,012 0,015 ТП 426 400 2,5; 4; 6,3 20 23 46,5 - - - - 0,013 - - 0,012 — — - - 0,026 0,033 25 19 38 0,014 0,014 0,026 0,033 хп 4; 6,3 25 19 38 0,014 0,014 0,026 0,033 ТУ 2,5; 4; 6,3 20 31 61,5 0,017 0,016 0,019 0,024 ТП \ 2,5; 4; 20 39 78,5 - 1 " - 0,022 - - 0,02 - 0,031 0,054 25 31 1 62 0,024 0,023 0,031 0,05 \ \ ЭдМ \ ХП \ у™ у.зл \ 25 3Y 1 62 0,024 0,0231 / / / 0,03/ / 0,05 / , \ 20 \49,5\ 195 O.O26 0.0251 у ] 0,029 j 0,035 ) / Глава 3. Теплообменные
/ 1 1 2 j 3 j 4 /5 6 ' 7 1 8 9 10 11 12 LIT 2^4 20 — 117 107 - - 0,032 1 6,3; 8 1II 630 600 ' 1,6; 2,5; 4 25 96 87 0,035 6,3; 8 хп 2,5; 4 25 - 96 87 - - - 0,035 6,3 КП 1 25 — 103 89 84 - - 0,037 1,6; 2,5 105 93 88 0,039 ТУ 1,6; 2,5; 4; 6,3 20 144 - - 0,039 тп - 800 1; 1,6; 2,5; 4; ' 6,3; 8 20 - 213 200 - - — - 25 176 164 264 247 хп 1,6; 2,5; 4; 6,3 25 176 164 264 247 ТУ 1,6; 2,5; 4; 6,3 20 274 - 411 - тп - 1000 1,6; 2,5; 4; 6,3 20 - 348 330 - — — - 25 285 267 427 400
Продолжение табл. 3.20 \ i 1 13 0,014 0,015 14 15 1 0,03 0,034 16 1 17 1 18 \ 19 \ 20 \ 21 \ V 1 1 \ \ 10,082 1 \ А А1 7 1 1 1 1 А ААЛ 1 1 \ 0,015 1 1 \ 0Л82 \ , конструкши — 1 — 1 — 1 0,074 1 0,042 1 1 0,015 - 0,034 0,015 - - - 0,042 0,074 1 и параметры теплообменников 161 0,074 0,014 0,009 0,035 0,013 0,009 - - - - 0,016 0,01 0,038 0,016 0,01 - - 0,039 - - 0,04 0,057 - - 0,057 0,026 - — — 0,073 0,057 0,065 0,028 0,059 0,025 0,073 0,121 0,065 0,028 0,059 0,025 0,073 0,12 0,07 - — - 0,068 0,08 - - 0,093 0,044 - - 0,119 0,18 0,103 0,041 0,096 0,045 0,115 0,19
Окончание табл. 3.20 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 хп - 1000 1,6; 2,5; 4; 6,3 25 - 285 267 - 427 400 - - - 0,103 0,041 - 0,096 0,045 0,115 0,19 ТУ 1,6; 2,5; 4 20 447 - 672 - 0,114 - - - 0,103 0,12 ТП, хп - 1200 1,6; 2,5; 4; 6,3 20 - 519 499 - 779 749 - - - 0,136 0,064 - — — 0,164 0,284 25 425 406 638 609 0,156 0,073 0,142 0,068 0,161 0,28 ТУ 1,6; 2,5 20 664 - 977 - 0,166 - - - 0,146 0,197 ТУ - 1400 1,6; 2,5 20 — 955 - - 1400 - - - - 0,236 - - - - 0,195 0,241 Примечание. ТП — теплообменник (нагреватель) с плавающей головкой; ХП — холодильник с плавающей головкой; КП — конденсатор с плавающей головкой; ТУ — теплообменник (нагреватель) с U-образными трубками. Глава 3. Теплообменные
нструкций и параметры теплообменников 163 , Плошадь поверхности теплообмена и площадь проходного сече- Табл”113 ‘ ния испарителей с плавающей головкой и U-об разным и трубами до» D»’м 800 1000 1200 Наружный диаметр труб, мм Число хо- дов по трубам Площадь по- верхности теп- лообмена, м2 Площадь прох< сечения одного трубам, м2, пр] щине стенки пт одного хода по итол- /бы, мм ИП ИУ 2 1 ! 2,5 2 ИП ИУ 20 25 2 38 80 0.014 0.013 0,021 20 25 2 62 120 0.023 0.02 0,031 20 25 2 98 176 0.036 0.033 0,045 1600 20 25 2 175 304 0.063 0.058 0,077 1800 20 25 2 295 477 0.106 0.102 0,12 20 25 4 278 — 0.067 0,061 2000 20 25 2 353 584 0,129 0,12 0,146 20 25 4 335 — 0,056 0,05 — Примечание. Площадь поверхности теплообмена приведена без учета трубных решеток. Таблица 3.22. Площадь поверхности теплообмена между трубными решетками по наружному диаметру труб термосифонных испарителей и вакуум- ных конденсаторов типов Н и К диаметр ко *уха мм -_6(Ю__ —4000 —4200 —4400 —4600 —4800 2200^ - Наружный диаметр труб, мм Площадь поверхности теплообмена, м2, при длине труб £, мм 20001 300014000 3000 1 4000 1 6000 3000 1400016000 ии.ик кви. квк квви, кввк 25 42 63 84 43 57 — 46 61 — 78 118 158 83 111 168 89 119 178 123 186 249 149 200 301 151 200 302 — 269 360 224 300 453 232 311 464 — 376 504 262 351 530 — 503 758 — 490 656 365 490 740 — 654 986 — 630 814 487 654 987 — — 1266 — 779 1043 617 829 1254 — — 1563 — 917 1268 — — — — — —
Таблица 3.23. Площадь проходных сечений термосифонных испарителей и вакуумных конденсаторов типов Н и К Диаметр ко- жуха Лвн, мм Наружный диаметр труб, мм Число ходов по трубам Площадь проходного сечения, м2 одного хода по трубам по межтрубному пространству ИН,ИК КВН, квк кввн, кввк в вырезе перего- родки между перегородками при дли- не труб £, мм 2000 3000 4000 ИН, И К (исполнение I) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 600 25 1 0,093 — — 0,0426 0,056 0,0647 0,07 2 4 6 - 0,042 0,023 0,015 0,017 0,011 — - - — 800 25 1 0,176 — — 0,0657 0,1237 0,1215 0,1192 2 4 6 - 0,083 0,044 0,029 0,033 0,022 - - - - 1000 1 25 1 0,277 — — 0,1059 0,1347 0,1347 0,132 2 4 6 - 0,151 0,07 0,053 0,055 0,037 - - - - \ \200 \ 25 \ 1 °»4 — — 0,1584 / - / 0,2475 / 0,1925 / j Глава 3. Теплообменные
/ 1 / 2 | 3 ! 4 5 1200 25 । 2 4 6 - 0,23 0,12 0,089 1400 25 1 0,558 — 2 4 6 - 0,27 0,139 0,093 1600 25 1 0,725 — 2 4 6 - 0,38 0,195 0,13 1800 25 1 0,93 — 2 4 6 - 0,51 0,26 0,174 2000 25 1 1,149 — 2 4 6 - 0,71 0,33 0,22 2200 25 1 1,4 -
Окончание табл. 3.23 6 7 8 \ 9 \ 10 \\ 0,087 0,058 — _ 1 — 0,1984 — 0,2925 1 1 0,2275 \ 0,141 0,094 — - - - — 0,2683 — 0,3 0,2325 0,183 0,122 — - - - — 0,2284 — 0,34 0,2677 0,236 0,157 - — - , - — 0,4051 — 0,2945 0,266 0,291 0,194 — — - - - 0,493 - 0,3307 0,294
166 Глава 3. Теплообменные аппа Таблица 3.24. Материал основных узлов теплообменных аппаратов с ко диаметром 159, 273, 325,426 мм Тип аппа- рата Исполнение аппарата по материалу Кожух Распредели- тельная ка- мера Теплооб- менная тру- ба тРУбная шетка ТН,ТК Ml Сталь 10 или 20 Сталь 10, 20 или СтЗсп Сталь 10 или 20 Сталь 20 или 16ГС ХК М3 Латунь ЛАМш 77-2-0,05 Сталь 1бГс с наплавкой латунью Л062-1 или Л63 Сталь 12Х18Н1Т ТН,ТК М8 Сталь 12Х18Н10Т Сталь 08Х18Н10Т М9 Сталь 10Х17Н13М2Т М10 Сталь 12Х18Н10Т Сталь 10, 20 или СтЗсп Сталь 08Х18Н10Т или 12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н10Т МН Сталь 1ОХ17Н13М2Т Сталь 10, 20 или СтЗсп Сталь! OX 17Н13М2Т М12 Сталь 10 или 20 Сталь 10, 20 или СтЗсп Сталь 08Х22Н6Т М17 Сталь 10Г2 или 09Г2С Сталь 10Г2 Сталь 09Г2С, 10Г2С1 или 10Г2 М23 Сталь 10 или 20 Сталь 08Х22Н6Т М24 Сталь 08Х21Н6М2Т _ Таблица 3.25. Материал основных узлов теплообменных аппаратов с кожух°м диаметром 400,600, 800 мм Тип ап- парата Исполне- ние аппа- рата по ма- териалу Кожух Распредели- тельная ка- мера Теплооб- менная тру- ба Трубная щетка ТН,ТК ХН,ХК КН,КК ИН,ИК Ml СтЗсп или сталь 16ГС СтЗсп или сталь 16ГС* Сталь 10 или 20 Сталь 161^
167 конструкций и параметры теплообменников 34.0бра^ Продолжение табл. 3.25 Тил ап- парат8 Исполне- ние аппа- рата по ма- териалу Кожух Распредели- тельная ка- мера Теплооб- менная тру- ба Трубная ре- шетка хк кк М3 СтЗсп или сталь 16ГС СтЗсп или сталь 16ГС* Латунь ЛАМш 77-2-0,05 Сталь 16ГС с наплавкой латунью марки ЛО62-1 или Л63 ТН.ТК ин, ик М8 Сталь 12Х18Н10Т Сталь 08Х18Н10Т или 12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н10Т тн.тк ин.ик М9 Сталь 10Х17Н13М2Т тн,тк хн,хк кн,кк ин,ик М10 Сталь 12Х18Н10Т СтЗсп или сталь 16ГС* Сталь 08Х18Н10Т или 12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н10Т МП Сталь 10Х17Н13М2Т Сталь 10Х17Н13М2Т хн.хк кн.кк М12 СтЗсп или сталь 16ГС Сталь 08Х22Н6Т ТН.ТК ин.ик М17 Сталь 09Г2С Сталь 10Г2 Сталь 09Г2С и 10Г2С1 кате- гории 8 или 09Г2Си10Г2 ТН.ТК ХН.ХК М19 Сталь 08Х22Н6Т СтЗсп или Сталь 08Х22Н6Т КН.КК М20 Сталь 08Х21Н6М2Т сталь 16ГС** Сталь 08X21Н6М2Т ТН.ТК _ М21 Сталь 08Х22Н6Т М22 Сталь 08Х21Н6М2Т ТН.ТК иН,Ик М23 СтЗсп или Сталь 08Х22Н6Т М24 сталь 16ГС Сталь 08X21Н6М2Т
168 Тип ап- парата Исполне- ние аппа- рата по ма- териалу Кожух ТН,ТК Б6 СтЗсп или сталь 16ГС ИН, ИК Б8 Глава 3. Теплообменные апца Окончание Паб/1 Распредели- тельная ка- мера Теплооб- менная тру- ба тРУбная п. шетка ‘ Двухслой- ная сталь СтЗсп + 12Х18Н10Т; 16ГС+ 12Х8Н10Т или 12Х18Н10Т Сталь 08Х18Н10Т, 12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н1(ГГ Двухслой- ная сталь СтЗсп + 10Х17Н13М2Г; 16ГС+ 10Х17Н13М2Т или 10Х17Н13М2Т -—1 Сталь 10Х17Н13М2Т * Применять для теплообменников и испарителей. •* Применять для теплообменников. Таблица 3.26. Материал основных узлов теплообменных аппаратов с кожухом диаметром 1000,1200,1400 мм Исполнение по материалу Кожух Распределитель- ная камера и крышка Теплообменная труба Ml СтЗсп или сталь 16ГС Сталь 10 или^. М8 Сталь 12Х18Н10Т М9 Сталь 10Х17Н13М2Т мю Сталь 12Х18Н10Т СтЗсп или сталь 16ГС Сталь ]2X18^L Сталь т мн Сталь 10Х17Н13М2Т
169 <лЛистоукций и параметры теплообменников -------------—----------------------- у 27 Материал основных узлов теплообменных аппаратов с расшири- Таблица телеМ На кожухе Исполнение аппарата по материалу Тип аппарата Кожух Распреде- лительная камера и крышка Теплооб- менная тру- ба тн, ТК ИН, ИК ХН, ХК КН, КК Исполнение по темпера- турному пределу Ml Н;О; С; В; В1 0; С; В СтЗсп Сталь 09Г2С-12 или сталь 16ГС СтЗсп Сталь 10 М8 Н; Hl; Н2; НЗ;О;С; В; В1 - Сталь 12Х18Н10Т М9 Сталь 1ОХ17Н13М2Т М10 Н;О;С 0; С Сталь 12Х18Н1ОГ Сталь 09Г2С-12 СтЗпс, СтЗсп или сталь 16ГС Сталь 12Х18Н10Т МП Сталь 10Х17Н13М2Т Сталь 10Х17Н13М2Т М12 — 0; С; В - Сталь 09Г2С-12 Сталь 16ГС СтЗсп или СгЗпс Сталь 08Х22Н6Т* М25 Н;О;С - Сталь 12Х18Н10Т М26 Сталь 10Х17Н13М2Т ’Допускается замена на сталь 12Х18Н1ОТ. а®лина 3.28. Материал основных узлов теплообменных аппаратов из титана Исполнение аппарата гсо материалу Кожухи теплообменная труба Распределительная ка- мера и крышка -^^_МТ10 Титан ВТ 1-0 СтЗсп ~^^МТ20 Титан ВТ1-0
170 Глава 3. Теплообменные Таблица 3.29. Материал основных узлов теплообменных аппаратов с ющей головкой и U-образными трубами Тип ап- парата Исполне- ние аппара- та по мате- риалу Кожух Распредели- тельная камера Теплообмен- ная труба тРУбная ре шегка Сталь 16ГС ТП ТУ Ml СтЗсп или сталь 16ГС (листовая) Сталь 20 или СтЗсп (тру- ба) СтЗп или сталь 16ГС (листо- вая) Сталь 20 или СтЗсп (труба) Сталь 10 или 20 ХП КП СтЗпс (листо- вая) Сталь 20 или СтЗсп (труба) ХП КП ТП М3 См. исполнение М1 Латунь ЛАМш 77-2-0,05 Сталь 16ГС с наплавкой латунью Л062-1 или Л63 ТП ТУ М4 См. испол- нение Ml Двухслойная сталь 16ГС+08Х13 или СтЗсп+08Х13 Сталь 15Х5М или 12X8 Сталь 15Х5М ТП ХП КП ТУ М12 См. исполнение Ml Сталь 08Х22Н6Т или 12Х18Н10Т Сталь 08Х22Н6Т —' ТП Б1 Двухслойная сталь 16ГС+ 08X13 или СтЗсп+ 08X13 Сталь 08X13 Сталь 12Хр или 20X13 Сталь |2Х18Н1°,Т ТП ТУ Б2 Двухслойная сталь 16ГС+ 12Х18Н10Т или СтЗсп+ 12Х18Н10Т Двухслойная сталь 16ГС+ 12Х18Н10Т или СтЗсп+ 12Х18Н10Т Сталь 08Х18Н10Т или 12Х18Н10Т или электро- сварные тру- бы (по техни- ческой доку- ментации) хп СтЗпс
цу конструкций и параметры теплообменников 171 Окончание табл. 3.29 ТилаП' пара13 ТП ТУ Исполне- ние аппара- та по мате- риалу БЗ Кожух Распредели- тельная камера Теплообмен- ная труба Трубная ре- шетка Двухслойная сталь 16ГС+ 10Х17Н13М2Т или СтЗсп+ ЮХ1713М2Т Двухслойная сталь 16IC+ 10Х17Н13М2Т или СтЗсп+ 10Х1713М2Т СтЗпс Сталь 10Х1713М2Т ТУ Б7 Двухслойная сталь 16ГС+08Х13 или СтЗсп+ 08X13 Сталь 12X8 или 15Х5М Сталь 15Х5М Таблица 3.30. Материал основных узлов испарителей с плавающей головкой и U-образными трубами Исполнение аппарата по ма- териалу Распределительная камера и кожух Теплообменная труба Трубная решетка Ml СтЗсп или сталь 16ГС Сталь 10 или 20 Сталь 16ГС М4 Сталь 15Х5М или 12X8 Сталь 15Х5М Б1 Двухслойная сталь 16ГС+08Х13 или СтЗсп+08Х13 Сталь 08X13 Сталь 20X13 В2 Двухслойная сталь 16ГС+12Х18Н10Т или СтЗсп+12Х18Н10Т Сталь 08Х18Н ЮТ или 12Х18Н10Т, 10Х18Н10Т Сталь 12Х18Н ЮТ БЗ Двухслойная сталь 16ГС+ 10Х17Н13М2Тили СтЗсп+ 10Х17Н13М2Т Сталь 10X17Н13М2Т
172 Глава 3. Теплообменные апПар Таблица 3.31. Материал основных узлов термосифонных испарителейи^ умных конденсаторов Ва|(У- Тип аппарата Исполнение аппарата по материалу Кожух Распредели- тельная каме- ра теплообМен труба ИН, ИК, КВН, КВК, КВВН, КВВК Ml СтЗсп или сталь 16ГС СтЗсп или сталь 16ГС* Сталь 10 или Jo Латунь ЛДМш 77-2-0,05 КВК, КВВК М3 ИН, ИК М8 Сталь 12Х18М ЮТ М9 Сталь 10Х17Н13М2Т ИН, ИК, КВН, КВК, КВВН, КВВК М10 Сталь 12Х18Н10Т СтЗсп или сталь 16ГС* Сталь 12Х18Н10Т МП Сталь 10Х17Н13М2Т Сталь 1ОХ17Н13М2Т * Только для аппаратов типов ИН и ИК. 3.5. Примеры расчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников Пример 3.1. Рассчитать и подобрать нормализованный кожу- хотрубчатый теплообменник для установки осушки воздуха- Гидравлическое сопротивление теплообменника по воздуху не должно превышать 5000 Па. Исходные данные. Горячий теплоноситель — воздух; х° лодный теплоноситель — вода технологическая; температуру воздуха на входе /1Н = 60 °C; температура воздуха на выходе = 20 °C; температура воды начальная г2н = 15 °C; давление в духа на входе 0,8 МПа; давление воды на входе 0,4 МПа; объ ный расход воздуха 30 м3/мин (при t = 20 °C ир = 0,1 МПа) емный расход воды 0,075 м3/мин. Основные теплофизиче свойства теплоносителей, необходимые при расчете, при ны втабл. 3.32—3.34.
173 ы расчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников ^^^^^2^Теплофизические свойства воды на линии насыщения Г С дМПа Pi кг/м3 cp’ кДж/(кг-К) xio2, Вт/(м-К) v-106, м2/с Рг 0,1013 999,9 4,212 55,1 1,789 13,67 0 JMOLL- 0,1013 998,2 4,183 60,0 1,006 7,02 20 40 _J0__ J)0_ J00__ 120 992,2 4,174 63,5 0,659 4,31 0,1013 983,2 . 4,178 66,0 0,478 2,98 0,1013 971,8 4,195 67,6 0,366 2,21 "ojoiT 968,4 4,220 68,3 0,291 1,75 ~0,1985~ 943,1 4,250 68,7 0,252 1,47 140 0,3614 926,1 4,287 68,6 0,216 1,25 160 0,618 907,4 4,346 68,4 0,191 1,11 180 1,003 886,9 4,417 67,6 0,173 1,00 220 2,320 840,3 4,614 64,6 0,148 0,89 260 4,694 784,0 4,949 60,6 0,135 0,87 300 8,592 712,5 5,736 54,1 0,128 0,97 340 14,608 610,1 8,164 45,8 0,127 1,38 Примечание. Теплофизические свойства воды на линии насыщения могут быть аппроксимированы в диапазоне температур 10—100 °C следующими уравне- ниями: плотность р =---; теплоемкость св = 4,20511 - 0,136578t + 0^9534 + 0,466 ЮЛ + 0,15234b 10~4г2; теплопроводностьX = 0,551444+ 0,258840-2/- ОД278-10-4t^ки- нематическая вязкость v = { ехр(ехр [33,22999 - 5^304 In(t + 273)]) - OJ87} IO"6. Таблица 3.33. Теплофизические свойства сухого воздуха при атмосферном дав- лении г, "С P, КГ/М3 cp, кДж/(кгК) X102, Bt/(m-K) v-106, m2/c Pr ^50__ 1,584 1,013 2,06 9,23 0,728 _ 1,395 1,009 2,28 12,79 0,716 __0 _1,293 1,005 2,44 13,28 0,707 _U05__ 1,005 2,59 15,06 0,703 _ДЛ28__ 1,005 2,76 16,96 0,699 gn -i060__ 1,005 2,90 18,97 0,696 ^jpo -^L000__ 1,009 3,05 21,09 0,692 LjX946__ 1,009 3,021 23,13 0,688
174 Глава 3. Теплообменные ацп . , Окончание t, °C р, кг/м3 ср, кДж/(кг-К) Л Ю2, Вт/(м-К) v-Ю6, м2/с ЛдГ (кбяГ' 120 0,898 1,009 3,34 25,45^2 140 0,854 0,013 3,48 27,803j 160 0,815 1,017 3,64 30,09 ^«0^ 180 0,779 1,022 3,77 32,49 200 0,746 1,026 3,87 34,85 -Л68(Г jwT 250 0,674 1,038 4,27 40,61 300 0,615 1,047 4,61 48,33 350 0,566 1,059 4,91 55,46 0,678_ 400 0,524 1,068 5,21 63,09 500 0,456 1,093 5,75 79,38 600 0,404 1,114 6,22 96,89 0,699 700 0,362 1,134 6,71 115,4 0,706 800 0,329 1,156 7,18 134,8 0,713 900 0,301 1,172 7,63 155,1 0,717 1000 0,277 1,185 8,07 177,1 0,719 Примечание. Теплофизические свойства воздуха (сухого) могут быть аппрок- симированы в диапазоне температур 10-150 °C при давлении 98-980 кПа: плот- ность р = > теплоемкость сср = 1,0005+ Ц904 10“4/; теплопроводность Х= 0Д7 10‘3(г + 273)°’748; динамическая вязкостьц = 0,544 10 6 (t + 273)0,62;кине- 10-6 (13,7+ ОД 01г Ъо магическая вязкость v =-------------------при t = 0-140 °C; Р 10-6(6,7+0J455r)po v =----------------— при t = 140-400 °C, где ро = 98,07 кПа. Р Таблица 3.34. Теплофизические свойства водяного пара на линии насыщения Г, °C Р, МПа р, кг/м3 Ср, кДж/(кг-К) Х-102, Вт/(м-К) у-Ю6, м2/с_ Рг 100 0,101 0,598 2,135 2,35 20,02 _ 1Д- 120 0,198 1,121 2,206 2,60 11,46 __ 140 0,361 1,966 2,315 2,79 6,89 160 0,618 3,258 2,479 3,01 4,49 __ 180 1,003 5,157 2,709 3,27 2,93 200 1,555 7,862 3,023 3,85 2,03 1 47 f 220 2,320 11,62 3,408 3,90 1,45—J
пясчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 17 5 з5.При^^——----------------------------------------------------------------- Окончание табл. 3.34 J40 260 280 300 Гр'МПа р, кг/м3 ср, кДжДкгК) ХЮ’, Вт/(мК) v-106, м2/с Рг 3 348 ~~16,76 3,881 4,29 1,06 1,61 4;694__ 23,72 4,468 4,80 0,794 1,76 '”^419 33,19 5,233 4,49 0,600 1,88 8,592 46,21 6,28 6,27 0,461 2,13 11,290 64,72 8,21 7,51 0,353 2,50 J4^6O8~ 92,76 12,35 9,30 0,272 3,35 18,614 144,0 23,03 12,79 0,202 5,23 J40 J60 п имечание. Теплофизические свойства водяного пара на линии насыщения могут быть аппроксимированы следующими выражениями: * поиг= 100-300 °C: плотность р = ?------&12------- -------; Р 432 + 0,488г - 0,282 10 2' (/+273) теплоемкость № «0,77 . .«-(, 4 273) «40Д< «7 + 647 ]" ’ t+ 273+ 0Д076 10-3ps (/ + 273,1 (/+273J ♦ при/= 10-360 °C: теплопроводность Х=3,7 10“6(/ + 273)1,48 + 137-10"4р1,25; дина- 2,235 -10~6(7 + 273)1-5 „ мическая вязкость и =----------------—; кинематическая вязкость v = —, где Г + 1234 р д-давление насыщения при температуре t, кПа. Так как теплообменник предназначен для охлаждения возду- ха, будем рассматривать его как холодильник. Массовые расходы теплоносителей G, кг/с, находим по формуле С=Ир, где V- объемный расход теплоносителя, м3/с; р — плотность теп- । Доносителя, кг/м3. Соответственно: ассовый расход воздуха с 30 1 ~ 60^93 я» 0,6465 кг/с; Псовый расход воды G^TSIO-^JOOO . бо----«1’25кг/с-
176 Глава 3. Теплообменные --------------- Поскольку агрегатное состояние теплоносителей не меця^ тепловая нагрузка определяется по (3.1): *4 Q = <?1С, (Т1н - /1к ) = 0,6465 • 1,005 -103 (60 - 20) = 25,99 103 Вт, где с, — удельная теплоемкость воздуха при средней температуп Конечную температуру холодного теплоносителя - воды ределим из уравнения теплового баланса 011' ,,=,,„+Д = 15+ 25.99 2О.С| G2c2 1Д5-4Д83-103 где ?2н — начальная температура воды. Среднелогарифмическая разность температур вычисляется по (3.5)- = д/б - дгм £р Ш(ДГб/ДГм) Й8:::1бГС (60-20 In------ (20-15) Примем ориентировочное значение коэффициента теплопе- редачи Кор = 60 Вт/(м2 К) (табл.3.35), считая, что режим движения сред вынужденный. Тогда ориентировочное значение поверхно- сти теплообмена 7ор=_0_ ,2559101 = 25,76 00 6046.8 Как следует из табл. 3.14, холодильники с близкой площадью поверхности теплообмена имеют кожух диаметром 400-600 мм и являются многоходовыми. Однако в многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, из-за того, что возни- кает смешанное взаимное направление движения теплоносите- лей. Для уточнения Д/ср воспользуемся уравнением (3.6): Значение поправочного коэффициента е определим из граф ка на рис. 3.1, для чего найдем параметры для случая а: р_ 'и ~?<н _ 20—60 _qgn. р_ ^2н _ 15—20 _о 125. 15-60 ’ ' г„-г1и 20-60 ’ Так как значения е для нашего случая не входят в °^лаС^иче- чений, представленных на графике, воспользуемся анал скими расчетами:
177 ры р&счета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников г) Ь1[Т->(1+я+п)] где n = TFH = 70,12541 = 1,008; 8== In----- (1-ЛР) — = 0,418; 1-0,89 1ПГ0Д25 0,89 1,008 __________0,418__________ [2-0,89(1+ОД 25-1,008) [2-0,89(1+0425+1,008)] = 0,825. Таблица 3.35. Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи в различной среде Ввд теплообмена и среда X, Вт/(м2 К), при движении среды вынужденном свободном О1 газа к газу при обычных давлениях 12-35 3,5-12 _фг газа к жидкости 12-60 6-17 -Финансирующегося пара к газу 12-120 6-12 •Фи^Дкости к жидкости (вода) 200-400 100-300 с^о^Кости К жидкости (органиче- 120-300 30-60 ^-^Дснсирующегося пара к воде 500-1000 300-800 чес*^енсирующегося паРа к органи- ^Зфф^Дкостям Qj. 100-350 60-180 ^кдц^^рующегося пара органиче- 350-800 230-450 ^<Идк^^^р^щегося пара к вязкой - 300-500
178 ♦ ♦ Глава 3. Теплообменные ап». Таким образом, уточненная среднелогарифмическая разц температур ЧОсП АГ' = Е ДГС„ лог = 0,825 16,8 и 13,9 °C. ирД JIMI z С учетом этой поправки находим ориентировочную пов ность теплообмена г 25,99-Ю3 ,,, , R. = — -------« 31,1 м2. ор 6013,9 Проведем уточненный расчет для следующих вариантов теп. лообменников: 1) D = 400 мм; da = 25x2 мм; z — 2; 2) D = 600 мм dH = 25x2 мм. Вариант 1. Определим для межтрубного пространства (табл. 3.14): площадь сечения между перегородками S^p = 0,025 м2; критерий Рейнольдса Re|=_gl^= 0,6465 0,025 = 0,025-0,0I9-10"3 критерий Прандтля для воздуха при температуре 40 °C (табл. 3.33): Рг = 0,699; критерий Нуссельта для межтрубного пространства при Re > 10000: 0,25 ♦ Nu=O,24Re°’6Pr0’36 — 0,25 отношение коэффициент теплоотдачи а = = 0,24-340260,6 О,699036-1-0,0276 = 22 „ Вт/(м1К); dH 0,025 ----------Щ (PrcJ Определим для трубного пространства критерий Рейнольдса: Re = =—125 0,021 = 1483 ^2 0,017 1,042 Ю"3 хода где S-гр = 0,017 м2 — площадь проходного сечения одного трубам (табл. 3.14);
= 60 (40 -17,5) «1350 Вт/м2; 9=60 „□счета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 179 3.5. -------------------------------------------------- й Прандтля Рг = 7,5 (табл. 3.32) при 17,5 °C, ц2 = 1,042х . критерии * (Л-зПас- „ - х 1W ‘ еМ температурный напор в трубах, для чего последова- 1ЬнорассЧИТаем: ^ператУРУ стенки со стороны холодного теплоносителя 4 =t ^ст2 "^2 а2 СТ1 ^ст = K(t удельный тепловой поток, Вт/м2; t{ и t2 — сред- неарифметические значения начальной и конечной температу- соответственно воздуха и воды, °C; 8СТ - толщина стенки тру- бы м; Ьст - теплопроводность материала стенки, Вт/(м-К); ♦ удельный тепловой поток (60+20 15+20' 2 2 , \ тммъфпуру стенки со стороны воздуха »=!=', "Г = 4°“^ =285 "С; ♦ температуру стенки со стороны воды /ст2 = 28,9--50 0,002 « 28,84. 46,5 Тогда температурный напор равен Д/2 =28,84-17,5 = 11,34. Режим движения воды в трубах ламинарный. Для выбора фор- +лы расчета коэффициента теплоотдачи а2 найдем значения не- । к х°Димых критериев: еРий Прандтля Рг=7,5 для трубного пространства при темпе- Итуре воды 17,5 °C; ^РИЙ Грасгофа Gr2 = £^Р2рАГ2 = 9,81 0,0213 -998,42 0,1695 10~3 11,34 = j484()4 g2 (l,083 10-3V гДе в V ’'МбЭЗ-Ю-3 при т2ср= 17,5 °C;
180 Глава 3. Теплообменные ------------------- Nu = OJ5(Re-Pr)°’33(GrPr) Gr2 • Рг2 = 148404 • 7,5 = 1113030; ♦ для Re < 2300 и Gr-Pr > 5-105 из (3.14) I n 'I0-25 0,1 Рг2 ,РГст > 0,25 = 14,2; = ОД5(11122^)О’33(1113ОЗО)0,1 ♦ коэффициент теплоотдачи NuX 14,2 0,574 _OO1D ,, 2ЬгЧ a2 =-----= -— = 388,1 Bt/(m2K). 2 dB 0,021 Для нахождения коэффициента теплопередачи найдем терми- ческое сопротивление стенки: V'' б 8Ст > ~=Гг1 +-2- + Гз2> ^Х 31 хст 32 гдег3| = 0,00086 м2 К/Вт—термическое сопротивление загрязнен- ной стенки со стороны воздуха (табл. 3.1); гз2 = 0,00058 м2 К/Вт- термическое сопротивление загрязненной стенки со стороны воды; X = 46,52 Вт/(м-К) — теплопроводность стенки из углероди- стой стали (табл. 3.2); 8СТ — толщина стенки теплопередающей по- верхности. Соответственно У - = 0,00086+ + 0,00058 «1,483• 10~3. X 46,5 Коэффициент теплопередачи рассчитываем по формуле К =------!------=------------1---------= 81,8 Вт/(м2-К). —+ У- + — —-+1,483 10-3 + -— aj ^Х а 2 122 388Д Поскольку расчетный коэффициент теплопередачи знаЧЙ тельно отличается от ориентировочно выбранного, пР°®7е>( достоверность полученного результата расчета, для чего на^. s температурный напор с учетом полученного значения = 81,8 Вт/(м2 К): q = 81,8 (40 - 17,5) = 1840 Вт/м2;
пясчега кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 181 г5ПР»^^----------- ' J84^-=25 °C; гст2 =25-1840^002 = 24,92 °C; 40 122,36 ст2 463 А/ = 24,92 - 17,52 = 7,4 °C. Д«2 Итак принятое вначале значение температурного напора . оС’значительно больше полученного 7,4 °C. Произведем чет принимая коэффициент теплопередачи равным К = gl g вт/(м2 К) и определив поправочный коэффициент П,34/7,4= 1,53: с , _ 2I2- =1484— = 96996; °Г2' ЦЗ 1,53 Gr'.Pr2 = 96996-7,5 = 727470; Nu=0,15(RePr)°’33(Gr2'-Рг2)°^ ₽Г х 0,25 2 _ ^Гст , ,х0.25 - =13,84; а2=^^ = 378Вт/(м2-К). Тогда окончательно получим £=-:-------i------— 81,1 Вт/(м2-К). рг< +1,483 10“3 + -L 122 378 С учетом этого требуемая площадь поверхности теплопередачи ^Wio3 2 81,113,9 ~23м • ке С°Гласн° табл. 3.14, из выбранного ряда подходит теплооб- К с ^Убами длиной 2 м и номинальной поверхностью теп- г, = 23,5 ₽ этом запас поверхности теплообмена составит 4^2^5-23)100 ^^23 ~22%-
182 Глава 3. Теплообменные ---------------------------------------------- Аналогичные расчеты варианта 2 даны в табл. 3.36. Таблица 3.36. Результаты уточненного расчета теплообменника № вари- анта Rej ai> Вт Re2 «2» Вт К F, м2 /, м F Ноч» М2 Л. % м2 К м2 К 1 34026 122 1483 378 81,1 23 2 23,5^ 15,2 -— 2 19012 86,17 1401 369 63,37 29,5 2 34 Для варианта 2 К= 63,37 Вт/(м2К), что близко к полученном)' в варианте 1 расчета, можно считать, что и во втором случае фор. мула для расчета а2 принята правильная. Расчет гидравлического сопротивления ♦ Вариант 1. Для расчета гидравлического сопротивления в трубах предварительно найдем некоторые параметры: скорость движения жидкости в трубах сото = = —Ь25— = 0,0735 м/с, У^р 0,017 1000 где = 0,017 м2 — площадь сечения одного хода по трубам (табл. 3.14); ♦ коэффициент трения Хц, при ламинарном режиме течения жид- кости в трубах Л 64 1”=га-0-0431’ где А — коэффициент, зависящий от формы сечения труб; для W круглого сечения А = 64; ♦ диаметр штуцеров в распределительной камере </ш = 0,15 м; ♦ скорость воды в штуцерах 46 4 1,25 3,14-ОД52 1000 = 0,0707 м/с. Гидравлическое сопротивление в трубном пространстве рас- Р считываем по (3.33): ДРТ— ДР|+^^ДР2 + ДР^ + ДР з^+ДР^. В нашем случае используем (3.34):
счета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 183 5. --------------------------------- г 0 07072 ngHL = 1.1000U,U/U/ = 2,5 Па, дЛ=^|р 2 2 - 1 для входа в распределительную камеру (табл. 3.4); 2 OO7TS2 _ F O^L = 1 10000,0735 =2,7 Па, Д/>2=«р 2 2 n s 1 для входа в трубы; где у 1 w р _ к р= 1,5-WOO0’07352 = 4,05 Па, Дг) — ъз н 2 2 где = 1,5 для выхода из труб; лЛ=54р4-О,5 1ОООМ^ = |,25 Па, где = 0,5 для выхода из распределительной камеры. По уравнению (3.35) находим АР1р=Хтр — р = 0,0431-L-10000’07352 = 150,85 Па; ’ 2 0,021 2 ЛРТ =2,5+2 (2,7+150,85+ 4,05)+ 1,25 = 318,9 Па. Для расчета гидравлического сопротивления межтрубного пространства предварительно найдем следующие параметры: ♦ скорость движения воздуха на входе и выходе из кожуха теплооб- менника для штуцеров диаметром </шг = 0,15 м ш 4И, 4.0,5 . юмтр.ш - —=--------2—- — 28,57 м/с, ndl 3,140,152 ♦ ск* = 0’5 м3/с ~ объемный расход воздуха; Ростъ движения воздуха в межтрубном пространстве % = i = 22,7 м/с, 0,022 ' = 70,019-0,025 =0,022; 5прод = 0,019 м2 - ‘ЯОЩап» PojUty / Одного сечения для прохода воздуха в вырезе перего- прлу л> 314); 5попер = 0,025 м2 — площадь свободного сечения ^ixjpo BoWxa при поперечном обтекании пучка труб у края
184 Глава 3. Теплообменные ♦ коэффициент трения для размещения труб по вершинам сторонних шестиугольников (шахматный пучок): ^ав,|о. . / _ 4+6,6m _ 4+ 6,6-5,6 _ » »Q Лтр - „ ЛИ — ,-гп ~ Re*?8 где т = 035^ = 0,35-^- = 5,6; Re*?8 = ан 0,025 17,9 0,28 ^мтр н = 17,9; D — диаметр кожуха теплообменника, м; ♦ расстояние между перегородками 1„ I 1 L = —= -^-=038м, п л+1 6+1 где п — число перегородок (табл. 3.37); I - длина трубы, м. Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства рассчитываем по (3.38): 1-М----3 ' т В нашем случае 2 др5=^5р-^р- 2 где = 1,5 для входа в межтрубное пространство; АРмт = = 239 Ц28^- = 6653 Па; _ 22,7-0,025 R .WMF I ДРМ = ДР5+-ДРМТ + — — 1ДР6+ДР7. /и = 13.Ц28^^-= 690,5 Па, СО2 99 ДР6= р-^- = 1,51,128-^— = 436 Па, где = 1,5 - для огибания перегородки в межгрубном простраНСТ ве; ДР7= = 13-Ц28^|^- =690,5 Па, где = 1,5 для выхода из межтрубного пространства; ДРМ - 6903 + —665,5+1——11436+690,5 = 8812 Па. 038 (038 J
qeTa кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 185 5ПР^Р^-------—- Число сегментных перегородок в нормализованных кожухотруб- Табл"иа \аТых теплообменниках Гдиа- метр КОЖУ' " Число сегментных перегородок при длине труб, м 1,0 1,5 2,0 3,0 4,0 6,0 9,0 - ‘ 6 10 14 26 — — — 159 4 8 12 18 — — — 273 6 8 14(16) 18 (36; 38) — 325 — 6 10 14 22(24; 26) — 400 600 800 1000 1200 и 1400 — 4 , 8 10 18(16) (24) — — 4 6 8 14(12) 22(20) — — — 4 6 10 16(18) — — — — 6 8 14(12) Примечание. Числа в скобках относятся к теплообменникам с плавающей го- ловкой и с U-образными трубами. Аналогичный расчет варианта 2 дан в табл. 3.38. Таблица 3.38. Результаты уточненного расчета гидравлического сопротивления № Z ^тр» М2 у м/с ^трш’ М юш, м/с п ^ИТШ’ М ^МГШ’ м/с ®мтр» м/с Па АД.. Па 1 2 0,017 0,0735 0,15 0,0707 6 0,15 28,57 0,022 22,7 318,9 8812 2 4 0,018 0,0694 0,15 0,0707 4 0,2 15,9 0,028 17,86 93 4888 Таким образом, анализ двух конкурентоспособных вариантов Дает следующие результаты: теплообменник с кожухом диамет- ром 400 мм имеет значительно меньшее гидравлическое сопро- тивление трубного пространства, но при этом сопротивление межтрубного пространства почти в 2 раза выше, чем у теплооб- Менника с кожухом диаметром 600 мм. оскольку в задании оговорено, что потеря напора воздуха не Мен*1*3 Превышать 5000 Па, то более предпочтителен вариант 2 с пРостпИМ гидРавлическим сопротивлением потоку в межтрубном ник ^НСТВе> & Дальнейшем будем рассматривать теплообмен- = зе ₽Ианта 2 со следующими параметрами: Р, = 600 мм, dH = Так ’Z= 4’/ = 2 м’ F= 34 м2‘ бцрае к** Используемые среды (вода, воздух) неагрессивны, вы- TepHjjjv ^^бменный аппарат (табл. 3.25), выполненный по ма- т е. из углеродистых сталей.
186 Глава 3. Теплообменные ап В нашем случае давление в межтрубном пространстве о » jlT" выбранный нами аппарат (табл. 3.14) имеет условное давл межтрубном пространстве 1,0 МПа и более, а в трубном прос в стве (табл. 3.6) 0,6 МПа и удовлетворяет требованию прочной' Средняя разность температур теплоносителей составляет^’ — 5 = 35 °C, поэтому с точки зрения температурных дефорМа1 ' целесообразно произвести расчет на возможность использова холодильника с неподвижными трубными решетками. Конструктивные размеры выбранного аппарата: Д = 600 мм, dH = 25 мм, 5Т = 2 мм, = 0,018 м2, число тр$ *^тр 0,018 п =------ ------------- = 52; площади сечения труб и кожи» (л/4)-Д2 0,785 0,0212 Д = л(Д —5Т )8тя = л (0,025-0,002)0,002 -52 =0,0075 м2; Д = л(Д + 8К)8К = л(0,6+0,005) 0,005 = 0,0095 м2. Толщину стенки корпуса принимаем 8К = 5 мм. Определим следующие усилия: ♦ усилия, обусловленные температурными деформациями в теплооб- меннике, одинаковые для труб и кожуха из одинакового материала: !Р'Т- Н^10~6 (40-18)19^-10'° _ 0,0095 0,0075 = 21,8-Ю4 = 2Д8-105 Н, 5210-Ю4 105,26+1333 где а - коэффициент линейного расширения материала, 1/K(«® углеродистой стали а = 11,9-10~6); Е-модуль упругости материя ла, Н/м2 (для углеродистой стали Е = 19,9-Ю-10 при 20 °C); ♦ общие усилия от давлений в аппарате, растягивающие труб кожух: р"=д'+р"=^(д2 -«jH2)pK+^B2pT= = 0,785(0,62-52-0,0252)8-Ю5 +0,785-52 0,0212 -4Ю5 = = 2,257-105+0,072-105 =2Д29-105Н, где рк, рт — давление соответственно в корпусе и трубах, Па»
пясчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 187 35.ПР^^——— паи пения в аппарате, воспринимаемое трубами: ♦ ус^е°ТД> __ 2,12910s_____________= 0М105 н. t ! 0,0095-19,9-1010 1+SA 0,0075 19,9 IO10 воспринимаемое кожухом: * УСИЛр,1/>"_/>"=2Д29 105 - ОЯЮ5 = Ц89105 Н. т Определим напряжения, возникающие в трубах и кожухе хо- лодильника: = 2,18 Ю +0,?4-10 = 416.105Па = 416мп От 0,0075 _ -Р^П = + Ц8940^-2Д840^ = _ 5 Па = _ МПа ' 5к 0,0095 Принимая для стали допускаемое напряжение [о] = 130 МПа, убеждаемся, что действительные напряжения в трубах и кожухе значительно меньше. Итак, выбираем кожухотрубчатый холодильник с неподвиж- ными трубными решетками. Пример 3.2. Выполнить проектный расчет кожухотрубчатого холо- дильника для охлаждения раствора натриевой щелочи. Исходные данные. Водный раствор щелочи NaOH 10 % подается в трубное пространство. Объемный расход раствора щелочи Vx = - 20 м3/ч; начальная температура раствора щелочи Г1н = 40 °C; конеч- ная температура раствора щелочи Г1к = 25 °C; начальная температура воды /2н = 20 °C; конечная температура воды /2к = 35 °C; давление в межгрубном пространстве 0,6 МПа; давление в трубном пространстве МПа. , Определим: ^анюю разность температур при противоточном движении Ца15°С; Д/м= 15 °C. Ч<АТ0А'»----------2--- 2-------15 С’ 10,0 Температуру воды 35+20 _ 2 ~ 2 ’
188 Глава 3. Теплообменник ------------------^Ч ♦ среднюю температуру щелочи д/ = А/1к + ,Чн = 40+25 =32^ ос icp 2 2 Теплофизические свойства раствора щелочи при средне^ пературе: плотность р! = 1103 кг/м3; динамическая вязкость^ = 1,39-Ю'3 Па с; коэффициент теплопроводности X, = 0,63 Вт/щТ коэффициент теплоемкости С! = 3,3 кДжДкг-К). Теплофизические свойства воды приведены в табл. 3.32 Далее определим: ♦ количество передаваемой теплоты где (?| = Kjpi - массовый расход щелочи; 20 G, = —1103=6,13 кг/с; 1 3600 ' 0 = 6,13-З3-1О3(4О-25) = ЗОЗ,43 кВт; массовый расход воды - Q 303,43 лол . 2 б>2('2к-'2н) 4,18(35-20) ’ КГ/С’ объемный расход воды К = ^ = = 0,0048 м3/с. 2 р2 995,9 Для нахождения предварительного значения площади тепло обмена примем ориентировочное значение коэффициента тепло передачи А/р = 300 Вт/(м К). Тогда F = -g-^03,43.103 = K^tep 300-15 Проектируем кожухотрубный холодильник ДВУ5®^^-’» ориентировочной площадью поверхности теплообмена г- параметрами: диаметр кожуха 600 мм, трубы 25x2 мм, ч^сЛ°оХол- одного хода 84, проходное сечение труб 51т = = 2,9-10~ м . ное сечение межтрубного пространства 52м = = 2,5-10 м •
„ясчега кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 189 з5Пр»о^Р-------------------------------------------------- ^^ каК среда в трубах коррозионно-активная, в качестве ма- Т** -пуб, трубной решетки, распределительных камер выби- ^риал2 в^ющую СТаль, а для корпуса - углеродистую сталь, раем и н разместится ли взятое число труб 84 в аппарате диа- МС п имем как наиболее рациональное размещение труб в труб- ft пешетке по сторонам и вершинам правильного шестиуголь- Я0Й На наружной грани шестиугольника при аппарате диамет- ИИК£ОО мм и расстоянии между отверстиями t= l,3d„= 1,3 0,025 = ?°0 0325 м можно разместить число отверстий а = 8. Тогда число труб п = 3а(а-1) + 1 = 3-8(8 - 1) + 1 = 169. В нашем случае для двухходового теплообменника примем 84-2 = 168 труб. Проверим достоверность принятого числа труб по другой формуле, для чего определим необходимый минимальный диаметр аппарата при выбранном числе труб: D=t(b -1)+4dH = 0,0325 (15 -1)+ 4 0,025 = 0,555 м, где6 = 2а—1 = 2-8 — 1 = 15. Таким образом, выбранный диаметр кожуха теплообменника 600 мм вполне удовлетворяет возможности размещения 168 труб. Произведем уточненный расчет следующих величин: ♦ скорости движения раствора щелочи m _ vi 0,0056 П1О , ~ Тклпс = —-—т=°’19 м/с; 360051т 2,9 10-2 ♦ скорости движения воды в межтрубном пространстве = ВД048 ♦ Ч 52м 2,5 10“2 Ритерия Рейнольдса в трубном пространстве Re1=^i£Pi 0J9 0,021 1103,6 ,,,, Чиц М1 1,392 40 Рия Рейнольдса в межтрубном пространстве Ч = _ 0,19 0,025-996 _ М2 -------------. -4/эи’ 0,996-Ю-3
190 Глава 3. Теплообменные о -----------— ♦ коэффициента теплоотдачи для щелочи 2300 <Re, < Ю4 по(з ц NU] =0,008Re^Pr”-43 =0,008-3163 °’9-7,3 °’43 =26,6; а2 = Nu. -Ь. = 26,6-5^1 = 796 Вт/(м2К), 2 'dB 0,021 „ 3,3Ю3 U92 10-3 raePr-=v=—ё--------------"7Д ♦ коэффициента теплоотдачи для воды при Re2 > 1000 по (3.17) дц, межтрубного пространства (Рг )0’25 Nu2 = 0,24Re2 6 Рг20’36 , (Р^СТ ) где Рг2 = 6,2 (табл. 3.35). Для нахождения Рг2ст определим температуру стенки труб со стороны воды: '-=''-~£=32^=зц‘С: Nu2 =0^4Re°’6Pr° 'ст2=^1~£Е=зи-^^=зщч:, Аст 1 /,гЭ где q = К (/1ср -/2ср ) = 300 (32,5 - 27) = 1650 Вт/м2 - удельный теп- ловой поток; 5СТ — толщина стенки трубы, м; Хст — теплопровод- ность нержавеющей стали, Вт/(м К) (табл. 3.2). При /ст2 = 31,11 °C значения Ргст2 = 5,5 (табл. 3.35). Тогда ^9з°>25 о,зб 2+ 5,5. а 2 = Nu2 Ь- = 76,6-^ = 1869 Вт/(м2К). ан 0,025 Далее определяем: ♦ термическое сопротивление стенки труб y\S=r +-^- + г32 =0,00017+5^-1-0,0012 =0,00149 м2-К/Вт- 31 Хст 32 17,45 Nu2 = 0,24-47500'6 -6,2 = 76,6;
еры расчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 191 ^^термическое сопротивление загрязнений стенки со где Гз1’ соОтветственно раствора щелочи (примем, какдля рассо- ст°Р° 3.1) и воды, принимая ее оборотной очищенной; Лоэ44»иниент теплопередачи ♦ ко t = 304,8 Вт/(м2-К). Х+Г-+— ^+0,00149+-^- О1 а2 796 1869 Полученное значение коэффициента теплопередачи незначи- тельно отличается от ориентировочно взятого 300 Вт/(м2-К), по- этому пересчета не требуется. Теперь можно провести уточненный расчет площади теплооб- мена Q 303,43-Ю3 ,л, . F = v— = —-------- 64,6 « 65 м2. Wcp 31315 Окончательно проектируем двухходовой кожухотрубчатый те- плообменник с условной поверхностью теплообмена 65 м2, кожух диаметром 600 мм, числом труб 85, трубы 25x2 мм. Найдем необходимую длину труб , F 65 1П_ /=—-— =------------= 10,7 м, ЧрН 3,14-0,023-85 где dcp - диаметр срединной поверхности трубы, м. Примем длину труб одного хода равной 6 м и определим запас площади поверхности теплообмена при F = ndcJ = 3J4-0,023-12 х х85=73,6 м2; —^100=13,2%, ВПолне удовлетворительно. Окончательно примем длину труб Одиогох0дабм. ассчитаем площадь свободного сечения межтрубного про- 20% СТВа’ считая> что площадь выреза перегородки 5ВП составляет пРишш1Цади попеРечного сечения корпуса аппарата, как обычно имают в нормализованных теплообменниках: 4 4
192 Глава 3. Теплообменные ------------------ Если расстояние между сегментными перегородками /п = п ♦ площадь свободного сечения для прохода воды при nonene обтекании труб [3.9] 41,041 = /„^[1-^- ♦ площадь свободного сечения в вырезе перегородки 2 С м попер * п С —С м прод “ м вп 1- =0,2 0,6 (1 - = 0,0276 м2; ( 0,0325] =0,056 1-[о,952^^ ( 0,032] = 0,026 м2; 2 ♦ расчетная площадь сечения для прохода воды в межтрубном про- странстве =у/^прод 5попеР =л/0,026 0,0276 =0,0266м2. Принятое при расчете 5М = 0,025 м2 несущественно отличает- ся от действительного значения, поэтому пересчет нецелесооб- разен. Так как средняя разность температур теплоносителей состав- ляет 32,5—27,5 = 5 °C, т.е. незначительна, то проектируемый аппа- рат не должен иметь температурного компенсатора. Расчет гидравлического сопротивления в трубах требует предва- рительного определения некоторых параметров: ♦ относительной шероховатости е = — = —=0,004347, db 23 где Д — абсолютная шероховатость, для новых труб Д = 0,1 мм. 10 ♦ коэффициента трения. Так, для переходного режима -— < Re < что соответствует нашему случаю, используем уравнение (3.37)- 0,9 (6,81'|°’9 Re (6 81 310.5, = 4^8, — = -21g0,27e+ ^Тр откуда получаем ч.=^=°.ад
счеТа кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 193 з5д1р>^^--—— раствора щелочи в штуцерах при </ш = 0,15 м, как в нор- ♦ скоро<^анных теплообменниках: 4Г 420 ... , Jir.— =-----з--------=031 м/с; ®ш%43600 ЗД40Д52-3600 течения раствора щелочи в трубах coj = 0,19 м/с. ♦ сК°р^дравлическое сопротивление в трубном пространстве рас- считываем по (3.33). д/>т = тр+Д^ з)+ ^4- В нашем случае ^|=4|Р14=1'||Ю’б2Т-“53 па’ где = 1 ЛЯ» входа в распределительную камеру (табл. 3.4); а>2 O1Q2 дР2= ^;Р 1 у =11103’6 -у = 19>9 Па> где = 1 Для входа в трубы; <о? 0192 ДР3 = ^зР1 -JL = 1,51103,6 = 29,85 Па, где = 1,5 для выхода из труб; ДР4 = ^Р! = 0,51103,6 = 26,5 Па, где = о,5 для выхода из распределительной камеры; 2 э А^Ч-руоДО^ПОЭ.б'ушОПа; ДРТ=53+2(19,9 +1239+29,85)+26,5 = 2657 Па. Jw расчета гидравлического сопротивления в межтрубном ♦ скТРанстве наВДем: = о ] < Движения воды в штуцере для диаметра штуцера dw = %. А. 4.0,0048 3,14 0,152
194 / I» Глава 3. Теплообменные ------------— ♦ скорость движения воды в межтрубном пространстве И2 0,0048 Л10 , юмтр = -тА=— ----т=ОД 8 м/с; Иф 2,66Ю-2 ♦ коэффициент трения при размещении труб по сторонам и в нам правильного шестиугольника, рассчитывается по (3.40)₽1Пи' _ 4+6,6т _ 4+6,6 8,4 475O0’28 " ’ где т -035— -0,35-^- -8,4. du 0,025 Гидравлическое сопротивление межгрубного пространства определяем по (3.38): ДРМ - ДР^ДР^ +| 1 - 1|дР6+ДР7. В нашем случае 2 2 ЛЛ=^Р2^ = УЮ00^ = адПа, где = 1,5 для входа в межтрубное пространство; ДРМТ = Ц>р 2 = 535 1000 =90 Па; ДР6 = $бР 2 = 13 1000 = 24,3 Па; ДР7—ДР5—56,3 Па; ДРМ= 563+-^' Механический расчет теплообменника с кожухом из углеродист^ стали СтЗсп и параметрами: давление в межгрубном простраи Р= 0,6 МПа; Д = 600 мм; [а] = 160 МПа; <р = 0,9; Ск = 1 мм. Толщину стенки кожуха рассчитаем по (1.1) для тонкосте сосудов: 2[о]ф-Р + Ск- 90+1— -1]243+56,3 -3517 Па. (03 J
•нечета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 195 ------------------------------------------ ^ашето сл^ая —- + 0,001 = 0,0023 м. Принимаем 5=4 мм. Проверим на допускаемое внутреннее давление по (1.2): о.б+ода ИЗМПа' Таким образом, рабочее давление меньше допускаемого. Проверим прочность выбранных труб теплообменника со стенкой толщиной бст = 2 мм. Допускаемое давление в трубах 1 hrf.+(SCT-C.) 0,021 + 0,001 что значительно больше рабочего давления в трубах, равного 0,6 МПа. Так как проектируемый аппарат будет подведомствен Госгор- технадзору, необходимо использовать выпуклые крышки. Выбираем эллиптические крышки как наиболее распростра- ненные. Материал крышки — сталь 35Х. Толщину стенки крышки 5| рассчитываем по (1.16): =^7-^-----+ СК = 0,6 0,6-- + 0,001^0,0021м, 2[с]<р-05Р 2-160-1-0,3 где Л==_ о 6 м 4ЯД 4-0,15 "°’6М- Проверим на допускаемое внутреннее давление по (1.17): [?]е 1(‘У1~Ск)ф[д] = 2(0,004 -0,001)1 -140 =14МШ *+05(5,-Ск) 0,6+0,5(0,004-0,001) ’ лени0’= НО МПа д ля стали 35Х (табл. 19.22 из [3.6]). Рабочее дав- &е ^еньше допускаемого. стады луРаем: ™п прокладки - паронит, материал фланца - Hojj ПГ1 * °Н10Т, материал болтов — сталь 35Х, тип уплотнитель- ^^ВеРхности выступ-впадина. Оделим расчетные температуры:
196 ♦ Глава 3. Теплообменные а„ фланца /ф = 0,96г, болтов t6 = 0,95/, где / - расчетная темпео^ обечайки, °C. ат^5 В нашем случае /ф = 0,96-27 = 26 °C; /6 = 0^95-27 = 25,6 °с Выбранная конструкция фланца и уплотнительная цов ность представлены на рис. 1.3. Примем толщину втулки = 0,005 м, что удовлетворяет условию (1.40) о:г S< So < 1,355, в нашем случае 0,004 < 0,005 < 0,0052 м; 50 — S < 0,005, в нашем случае 0,005 — 0,004 = 0,001 < 0,005 и Определяем далее: ♦ толщину втулки 5( 51 = р^о = 2,2 0,005 = 0,011 м, где р! = 2,2 [3.6]; ♦ высоту втулки Лв >у (5, -5o) = jyj (0,011-0,005) = 0,018м, где/= ’/з(см.рис. 1.3). Поскольку трубная решетка приваривается к фланцу, примем йв = 0,03 м; тогда сварной шов не будет совпа- дать со сварным швом фланец — корпус; ♦ диаметр болтовой окружности по (1.42) D6 = D+2(St +d6 + 0,006) = 0,6+2(0,011+0,02+ 0,006)=0,674 м, где d6 = 0,02 м — принятый диаметр болта. Примем D6 = 0,68 м; ♦ наружный диаметр фланца по (1.44) DH > D6 + а = 0,68 + 0,04 = 0,72 м, где а = 0,04 м для болтов М20 (табл. 1.2); ♦ наружный диаметр прокладки 2>нп = Рб - I = 0,68 — 0,03 = 0,65 м, где / = 0,03 м для плоских прокладок и для болтов М20 (табл. 1 -2)> ♦ средний диаметр прокладки по (1.45) Ап = Ап - Ьп = 0,65 - 0,012 = 0,638 м, где Ь„ = 0,012 м — ширина плоской неметаллической про*0* для D = 0,6 м (табл. 19.25 из [3.6]); ♦ число болтов по (1.46)
нечета ксжуЬсотрубчатых теплообменников и холодильников 197 5 Прии^----------------------------------------------------- 26,69, ----4-0,02 »LU __ щ (Табл. 19.29 йз [3.6]). Принимаем z = 28, кратное не- где /щ ' '': '1' ,^5’нУ*аанцапо(1'47) . > UjDSZ^.0^0,60,009 = 0,0198 м, Лф - JK 1 1 = 0 27 для Р *.0*6 МПа (график на рис. 1.5); где Лф ’ /»в(Р1 -1) = 4-1) [f 0,03(2,2 -1) = 0,0051+-----------, - 0,25(2,2 +1^0,6-0,005 =0,009м. Принимаем йф = 0,02 м. Проверим условия прочности болтов: ♦ болтовая нагрузка Р6=тах PitDc„ а п , п —_£2_+лрспй£/ИР 0,6-3,14-0,6382 + 3д4.0)638.0,006-2,5 0,6=0,209МН 4 3,14 0,638 0,006-20 = 0,24МН где ЬЕ = 0$Ьп =0,5-0,012=0,006 м — эффективная ширина про- садки; т = 2,5 — для паронита; q = 20 МПа — удельное давление чаронитовой прокладки (табл. 1.3); а — коэффициент жесткости Фланца, принимаем а = 1. Учитывая, что температура фланца незначительно отличается ° °C, пренебрегаем температурными деформациями и опреде- яем Условие прочности болтов по (1.54): <[о] - 0,24---= 36,5 МПа<230 МПа, 1 J 28-0,000235 Нацр~ 2,35-Ю-4 (табл. 19.27 из [3.6]); [о] = 230 МПа -допускаемое стц Л*еНие Для болтов Ст.35Х. Таким образом, условие прочно- лтов выполняется.
198 Глава 3. Теплообменные а1 Далее определяем: изгибающий момент, действующий в сечении фланца, ценного размером 5,: ОгРацц. 0,5(Рб _Осп )^б max о4(с, -ссп)р«т„ +(осп -р-5эк)е]Ы» 1°1р 0,5(0,68-0,638)0,24 = 0,00504МНм = тах . , ч 0,5[(0,68 -0,638)0,24+(0,638-0,6 -0,009)0,19] 1 = 0.0078МН м ’ где Q = о,б3)14 0)6382 =0Д9 МН; 4 4 ♦ максимальное напряжение в сечении фланца, ограниченного раз- мером Si, по (1.56): ТфМов> 1,83 0,0078 0,73 171zUn Ст] =-----------у = — ----’—у = 173,6 МПа, Р*(5]-Ск) 0,6(0,011—0,001) где Z)* = D = 0,6 м при D > 205| = 20-0,011 = 0,22 м. Здесь безразмерные параметры Z)H2 1+8,551^' -D2 Г* = х (l,05Z>2 + 1,945Z>2) l+8,551g(^l U,о ) 0,722 -0,62 _ 0,5093 " — — 1*0 0,2772 =0,73, 0022 1+0,90,27 l+0J ^ v 0.0092) (А. (1,05 0,62 +1,945 0,722) -1 1 <>=----------------7^ 1+o^x; i4-V|_|_ ^эк гдеX' = - А= = . 0,02 .... = 0^7;у. = 1,281g Ф JDS^ 70,60,009 ' о. О,72 =0.1 ^ = 1,28^ 2
нясчета кожухотрубчатых теплообменников и холодильников 199 —--------------------------------------------- напряжения в кольце фланца по (1.58) *° A/o[1-®(1+0’94)]v2 0,0074[1-0,73(1+0,9 0Д7)]11 о»= Dhl 0,6 0,022 ~ -31,4 и 31 МПа, (Рн +Я) = 0,720+ 0,600 = j j гдеУ2=^_р) 0,720-0,600 Условие прочности для сечения фланца, ограниченного раз- мером 51 = 0,0П м, по (1.61): 7?+®к + О1СТк <[о] • В нашем случае 7173,62 + 312 + 173,631 = 191 МПа < [ст], где [ст] = = от = 236 МПа для стали 12Х18Н10Т. Следовательно, условие прочности выполняется. Далее определяем: * максимальное напряжение в сечении фланца, ограниченного раз- мером So, по (1.57) ст0 = у3ст( =1Д28 173,6 = 230,6 МПа, где уз = 1,328 при pj = 2,2 их = ~^= = = 0548 (рис. 1.6); 70,6 0,005 ♦ напряжения во втулке от внутреннего давления: тангенциальное по (1.59) а - PD 0,6 0,6 " ~ 477—= —;—’— -----------г = 45 МПа; 2(5о~Ск) 2(0,005-0,001) меридиональное по (1.60) °" = = 0,60,6---? = 22,5 МПа; 4(5о-Ск) 4(0,005 - 0,001) прочности для сечения, ограниченного размером 50 = ,и°5 м, по (1.62) + + ст2 -(ст0 + стт )ст, <[ст]ф =
Глава 3. Теплообменные . 200 = ^(230,6+ 22,5)2 + 452 -(230,6+ 22,5)45 = 230 МПа < 400Мц где [о]ф = 0,002£ = 0,002-2 105 = 400 МПа для фланца из с 12Х18Н10Т в сечении So при Р< 4 МПа. Таким образом, усд*1111 прочности выполняется. ’ ВИс Расчет трубной решетки. Примем толщину трубной peme-rv, 5Р = 28 мм и проверим ее на возможность фрезеровки паза для п регородки и на прочность крепления труб в решетке. е' Так как проектируемый теплообменник Двухходовой, необхо димо проверить выбранную толщину трубной решетки в сечений канавки для перегородки в распределительной камере. Примем: d0 = 26 мм, t„ = 36 мм, Ь„ = 6 мм, глубина паза 5 мм. Толщина трубной решетки по (1.76): = 26шах(0,27; 0,47) + 2 14,3 мм. Так как 5П = 28 - 5 = 23 мм, условие допустимости выбранного значения 5П = 23 мм выполняется. Условием прочности крепления труб в решетке является (1.77): #т< [ЛГТ]. Значение Ут определяется по (1.78): *т=^[(пмЛ.-птЛ)+/2Л,] = = 3>1416288°2 [(0,665 0,6-0,76 0,6) + 0,4 (3,49)] = 1962Н, где/2 = 0,4 для теплообменников с неподвижными трубными 1* щетками. Если соединение труб с решеткой - развальцовка, то м использовать (1.79): [JVT] = л^/0[9] = 3,14 • 25 • 24 14,7 = 27695 Н,
^.расчет^^ ----------------------------------------™ ' ^глубина развальцовки трубы, для 5Р = 28 мм рекомендует- ся6 до _ удельная нагрузка на единицу площади соеди- ся4" я гладкозавальцованных труб [4] = 14,7 МПа. Не*Таким образом, 1962 Н < 27695 Н и условие прочности соеди- нен^ обеспечено. 3.6, Расчет конденсаторов Конденсаторы широко применяются в нефтега- зоперерабатывающей промышленности, особенно в ректифика- ционных установках, где их часто называют дефлегматорами. Как указывалось выше, по конструкции они отличаются от теплооб- менников (нагревателей) и холодильников лишь увеличенным диаметром штуцеров на входе в теплообменник паровой фазы, но технологические расчеты заметно различаются. Пример 3.3. Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотруб- чатый конденсатор для охлаждения углеводородов этиленового ряда. Исходные данные. Расход углеводородов = 3000 кг/ч, темпера- тура углеводородов на входе в конденсатор /1Н = -22 °C, на выходе т1к = = -28 °C. Давление углеводородов 2,5 МПа. Охлаждающая среда — этан. Температура этана на входе в конденсатор /2н = -43 °C, на выходе г2к = -30 °C. Давление этана 1,8 МПа. Углеводороды подаются в меж- трубное пространство, этан — в трубное. Примем, что движение углеводородов в межтрубном про- странстве близко к идеальному вытеснению. Тогда можно разбить межтрубное пространство на две зоны — конденсации и охлажде- ИИя (рис. 3.6). По всей длине зоны конденсации температура по- стоянна и равна температуре углеводородов на входе в аппарат, поскольку она близка к температуре конденсации при давлении А5 МПа. Тогда тепловая нагрузка конденсатора °“С|='«,+G, Та У| ~ теплота, выделяемая при конденсации, Вт; Q2 — тепло- 58 30В|Ь1Деляемая при охлаждении жидкого конденсата, Вт; г = 1>46 кДж/кг — теплота конденсации; — массовый расход уг-
202 Глава 3. Теплообменные леводородов, кг/с; Я1к = 333,99 кДж/кг -? энтальпия жидкого^ денсата в начале зоны II; Н2к = 292,3 кДж/кг — энтальпия кон^*1' сата на выходе из аппарата. . <, -j Рис. 3.6. Схемараспреде». ния температур по длине Кон денсатора: I- зона конденсации; 7/-^ охлаждения Q= 301,46 0,833 + 0,833(333,99 - 292,3) = 285,83 кВт = 285830 Вт, где Qt = 251,11 кВт = 251110 Вт; Q2 = 34,73 кВт = 34730 Вт. Необходимый массовый расход этана Q _ 285,83 G, = ч = 6,66 кг/с, 2 Сэ('2к-'2н) З3(-30+43) где сэ = 3,3 кДж/(кг-К) [7] - теплоемкость этана при средней тем- пературе. Тепловой баланс зоны I С1 = сэ^2^2к ~ т)- л , 01 ™ 251J1103 Отсюда т = ---— = -30-------------- = -41,5 °C. <?2Сэ 6,66-3,ЗЮ3 Среднелогарифмический температурный напор: ♦ в зоне I аппарата Д'™ = -22-(-30)=8 °C; Д/тах = -22-(-41,5)=19,5 °C; Д/ = ^'пих ~~Д'пип _ 19,5 — 8 _ 1J о °р- ср1 — Д/ — — ’ A^min 8 4 в зоне II A'min =-43—(-28) = 15 °C; = -22-(-41Д) = 19,5 °C Д/ер2=1Ц^ = 17,3 °C. In— 15
it ----------------------------------------------------™ '^^иМаем ориентировочно коэффициент теплопередачи ПР" равным 100 Вт/(м2-К) (табл. 3.35) и определяем ори- 2,1# дую поверхность теплообмена: ентИР°в j (Дляз°ны1 , Q\ _ 25Ц1-10 _ips 2. = .10012^ 4 ДЛЯ ЗОНЫ П ~_&_ = 34,73-103=20м2 ^2'ЖР2 100 173 ♦ общую f= Л,р> + ^оР2 = 195 + 20 = 215 м2. По полученному ориентировочному значению F= 215 м2 вы- бираем вертикальный конденсатор (для уменьшения гидравличе- ского сопротивления в трубах) со следующими техническими ха- рактеристиками (табл. 3.15): диаметр кожуха 1000 мм, площадь поверхности теплообмена 249 м2, длина труб 4 м, одноходовой, диа- метр труб 25 мм, площадь проходного сечения: по трубам 0,278 м2, по межтрубному пространству 0,143 м2. Проведем уточненные расчеты. Последовательно определим: ♦ коэффициент теплоотдачи со стороны углеводородов для зоны I по (3.26), если теплофизические свойства конденсата при t = —22 °C и Р= 2,5 МПа: р = 418 кг/м3; 1 = 0,112 Вт/(м-К); р = 68-10~6 Па с: hGi ГДе Число труб в конденсаторе w = 0378 fin, =----------- = 803 шт. 3,14 0,0212 Ьгда 4 4 ai =3,78-0,112зр182 °^25 803 =1675 Вт/(м2-К); V 68-Ю’6-0,833
204 Глава 3. Теплообменные ♦ коэффициент теплоотдачи со стороны этана для зоны I, ecjri. ' лофизические свойства этана при tcp = (-41;5>*н 30)/2 = -35 ,5^' Р = 1,8 МПа: р = 580 кг/м3 (найдено путем экстраполя Ср = 3,26 кДж/(кг-К); X = 0,133 Вт/(м К), ц =J8,14-10-6 Па^ чего рассчитаем: ’ ♦ критерий Прандтля Pr_CpM_3^6 103-48J41Q-6 п X 0,133 ’ ’ ' ?г ♦ объемный расход этана I к’-7-^=ад115м!/с; ♦ скорость движения этана в трубах V2 0,0115 ппЛ1а . ♦ критерий Рейнольдса Ее,^вР_ 0,0413 0,021-580 _W119 Ц 48,14-Ю-6 т.е. Re > 104, следовательно, режим движения развитый турбу- лентный, что позволяет использовать уравнение (3.10) для расчета числа Нуссельта Nu = 0,023Re°-8Pr°’4 = 0,023-1O4490’8 1,180’43 = 0,023-1641,6 х х 1,073 = 40,39. Тогда Nu-X 40,39-ОД 33 , „ч 2 dB 0,021 /v ♦ коэффициент теплопередачи в зоне I а, Хс а2 где 8СТ=0,002 м — толщина стенки трубы; г3 = 2-0,000091 м2 термическое сопротивление слоев загрязнений с обеих с
205 паров органических жидкостей (табл. 3.1); Хс = стен01 ртдм.К) (табл. 3.2) - теплопроводность стали. Тогда _________----L--------------= 210,6 Вт/(м2-К). 1 0,0б2 +2.о,оооО91 + — 1675 46,52 255 коэффициент теплопередачи для зоны II, если для сред- “ “температуры -25 °C и при Р = 2,5 МПа для конденсата р = -435 кг/м3; =3,3 кДж/(кг-К); X = 0,113 Вт/(м-К), р = 75-Ю"6 Пас, ' чего рассчитаем: скорость конденсата в межтрубном пространстве щ_ JL- = 0’83— - 0,0134 м/с; W'pF«P 435-0,143 ♦ критерий Рейнольдса _ см/нр _ 0,0134-0,025-435 _ С--Й 75-Ю-6 “ т.е. Re > 1000, и можно воспользоваться уравнением (3.17) для расчета Нуссельта Nu=O24Re0-6 Рг °-36[_^ >rCTJ 0,25 если принять = 1, поскольку температуры стенки и конден- рг_' Ргст . сата близки, то Ми=О,24 19420’6 -2Д 90,36 = 17,8; nPHPr = fp^_ЗЗ Ю3 75-10 6 _9]Q т * 0Д13 ду- 1огдд Л !»=Н;ВД|И). , d* 0,025 ’ М сЛ^нент теплоотдачи для зоны II, если теплофизические ^при = (-43 - 41,5)/2= -42,25 °C и при Р= 1,8 МПа: р =
206 ♦ Глава 3. Теттлообменны#»« ---------- = 630 кг/м2 3 (найдено путем экстраполяции); Ср' = 3,24 кДж// 1 = 0,138 Вт/(м-К); v = 0,090-10"6 * В м2/с; ц « 56,740-6 Па.с; J W’K); = 0,0413 м/с. Тогда 2 Re=^ = °’Q413 0’021=9635; v 0,090-10-6 так как 2300 < Re < 104 *, то режим движения Переходной и Nu=0,008-Re0,9 Рг 0,43, D ср М ЗД4-103 -56,7-Ю-6 , „ „ Рг = —— = —-----------------= 1,33. Тогда X 0Д38 Nu = 0,008 96350,9 133 043 = 34,8, следовательно, а', = = —ft0,1311 = 228,7 Вт/(м2-К); dB 0,021 коэффициент теплопередачи зоны II ♦ ♦ К2 = 1----------Г- = 68 Вт/(м2 К). — + О’002 +2.0,000091 +-JL 94,7 46,52 228,7 Найдем необходимую площадь теплообмена: зоны I — = 251110 = 92,4 м2; 1 Д^2АГ, 12,9-210,6 зоны II 2 ЫС,2К2 173-68 общую F, + F2 = 92,4 + 29,5 = 121,9 м2. Ориентировочно выбранный конденсатор оказался с несколько завышенной площадью теплообмена F- 249 м2. Примем KOfTj сатор такой же конструкции, но с длиной труб 2000 мм (табл- • В этом случае площадь поверхности теплообмена составит I Расчетная площадь поверхности теплообмена практически падает с реальной.
207 оЖУхотрубчатых испарителей 37,pac^SJ----- ^^кольку геометрические размеры окончательно выбранно- ^енсатора, входящие в расчетные формулы, те же, что у ра- Жданного конденсатора, не требуется производить допол- на В ьных уточненных расчетов. н1ГГ?.ЛКим образом, выбранный кожухотрубчатый конденсатор по * хности теплообмена удовлетворяет условиям работы. По- П°&льку разность средних температур незначительна «=^-'».=-36-5-(-25)=-11’5 =с’ выбираем конденсатор с неподвижными трубными решетками иипа КН) и не производим расчета температурных деформаций. ' давление в межтрубном пространстве 2,5 МПа, что позволяет выбрать КН с условным давлением в кожухе 2,5 МПа. Так как сре- ды не агрессивны, принимаем исполнение аппарата по материалу Ml. Поскольку в таблице нет данных по условному давлению в трубах, рассчитаем допускаемое давление в трубах при выбранных геометрических размерах и материале: 2® (5-CJ [о] 2 1 (0,002-0,001) 160 Р = ЛЦ—UU = —S'-------------------= ид МПа, [ J </+(5-Ск) 0,021+0,001 что значительно больше рабочего давления. 3.7. Расчет кожухотрубчатых испарителей Испарители часто используются в установках Ректификации для создания паровой смеси продуктов, подава- емых в ректификационную колонну. На производстве их обычно называют кипятильниками. Отличие расчета этих аппаратов от Но чета теплообменников (нагревателей) и холодильников связа- в Ровном с изменением расчета коэффициентов теплоотда- Ногп °СКолькУ теплообмен сопровождается изменением агрегат- с°стояния теплоносителей. чатый* * ₽ Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотруб- •toain н^Рнтель для нагрева смеси углеводородов керосином газо- 11 с ^Ционирующей установки. ° Дные данные. Расход смеси углеводородов 80305 кг/ч; на- температура углеводородов 98 °C, конечная (температура кипе-
208 Глава 3. Теплообменные апт. ния) 104,43 °C; начальная температура керосина 275 °C, коне 150 °C. Углеводородная смесь подается в межтрубное простраиЙая " давлением 2,5 МПа. Керосин подается в трубное пространствоСТВ°С лением 2,8 МПа. с Определим среднюю движущую силу и средние температип теплоносителей: Щ = 275 - 104,43 = 170,57 °C; ДГМ = 150 - 98 = 52 °C; Ы = А/б~АГм = 170,57-52 = 99 8 j оС ^Р а * 1 еп 7 7 ! А'б 1 170,57 ,п^ ,п зг - = 275 + 150 =2125 оС - = 104,43+98 = 10щ5 оС 1 2 1 2 Принимаем в первом приближении температуру стенки трубы со стороны углеводородов Г _^р. = 212,5-^ = 162,6 °C; ст 1 2 2 Определим: ♦ тепловую нагрузку с учетом потери теплоты 5% Q = 1,05 [С2г2 + <72ср(?2к - /2н)] = = 105|[80305]78jiao3 + [^2^114Д49-1О3 -6,41=3964562 Вт, I 3600 J ( 3600 ) где г2 = 78,71-Ю3 Дж/кг — теплота парообразования углеводоро- дов; ср = 14,149-103 Дж/(кг-К) — теплоемкость углеводородов при температуре г2; ♦ расход греющего теплоносителя (керосина) Q _ 3964562 (7. = ——*------ ------у—------ =! i 07 Йус с,ft.-',.) 286351(275-150) ' -912 5°С- где С! = 2863,91 Дж/(кгК)-теплоемкость керосина при Ориентировочно определяем максимальную плошадь п0®^е. ности теплообмена, для чего зададимся ориентировочным нием коэффициента теплопередачи Кпр=400 Вт/(м2-К) (табл-
209 п^ухотрубчатых испарителей 7 расчет^2------------ 400 »81 табл. 3.21 выбираем испаритель с U-образными трубами 0У) со следующими параметрами: диаметр кожуха 1000 мм, (тиП трубок 20 мм, толщина стенки трубы 2 мм, площадь про- ^рп сечения одного хода по трубам 0,031 м2, площадь поверх- ности теплообмена 120 м2. Для уточнения расчета определим режим движения жидкости в трубах, для чего найдем скорость керосина в трубах и критерий Рейнольдса: К 0,016 п<14 , W ——L —-------= 0,516 м/с, 0,031 где = = 1Z9Z - 0,016 м3/с — объемный расход керосина; р] = = 675 кг/м3 - плотность керосина [3.7]; Re = Ю1^вР| = Р^16 0’016'675 =21480 Щ 0^60-Ю”3 где Ц! = 0,260-10'3 Па с - динамическая вязкость керосина при ix. Так как Re] > 104, режим движения турбулентный. Первое приближение. ♦ Расчет коэффициента теплоотдачи для трубного пространства. Коэффициент теплоотдачи при движении жидкости в трубах турбулентного режима движения найдем из уравнения (3.10) ai=NuX/dB, ГДе Nu=0,023 Re0,8 Рг 0,4 — 0,25 ^ет J Рг = 251_2863 Ог26О1О-3 o_. d 2679 -0,338 -10”3 Q.o. Te х 0,0893 ст 0,0954 на R Мкостькеросина, Дж/(кг-К); X- теплопроводность кероси- Тейц М К) (численные значения щ, с, X приняты при средней От^Ратуре керосина и температуре внутренней стенки трубы со- гственно). При этих значениях
210 Глава 3. Теплообменные aim Nu = О,О23-2148О°’8(83)0,4 (— v ' 9,49 =Щ4; 151,4-0,0893 0,,n .. тогда a, = —qq^— ~ 845 Вт/(м-K). ♦ Расчет коэффициента теплоотдачи для межтрубного пространств. Для коэффициента теплоотдачи при пузырьковом — трубном пространстве используем уравнение (3.29) кипении в a 2 =0,075 1 2 А-гР W Q Г3 -^ср t которое при подстановке численных значений дает а2 =0,0751+ю[Ж^-1 74,5 , 2 3 0,0749452-407,71 )з 0,057-Ю-3-1^1 10-3-377,43 X 2 3964-5.6^3 = 16947 Вт /(м2 -К), где Х2 = 0,074945 Вт/(м-К) — теплопроводность углеводородов; р= = 407,71 кг/м3 — плотность углеводородов; рп = 74,5 кг/м3 - плот- ность пара; о2 = 1,51 • 10-3 Н/м - поверхностное натяжение углево- дородов; Тит = 377,43 К — температура кипения углеводородов; ц2 = 0,057-10-3 Па-с т- динамическая вязкость углеводородов- Q/Fop = Ч- (Все теплофизические характеристики углеводородов определены при = t2 = 104,43 °C.) Найдем коэффициент теплопередачи: АГ'=-----1-----, —+£>+ — ’ “2 где сумма термических сопротивлений стенки и загрязнени +ГзаФ1 +^2 =® + 0,00081+0,000091 = = 9,44-Ю"4 м2 -К/Вт;
211 „лЖ¥хотрУбтатЬ1Х испарителей —------------------- Хст ;8ст- толшина стенки трубы, м; Хст = 46,5 Вт/(м2К) - Гст ' * вОдНоСТЬ углеродистой стали (табл. 3.2); г^, = ^Го0081 м2- K/Вт; г^2 = 0,000091 м2 К/Вт (табл. 3.1); ----!-----j- = 457 Вт/(м2К). А 1 +944 10-4+—- 845 ’ " 16947 уточним ранее принятые ориентировочные значения удель- ного потока и температуры стенки трубы: а'- К'Ы = 457-99,81 = 45613 Вт/м2, было принято ? = -^- = = 39925 Вт/м2; /' =/,—— = 212,5---------= 158,5 °C, было принято 1СТ| = СТ1 1 а, 845 = 162,6 °C. Расхождения q и /ст1 значительные, следовательно, нужно про- должить уточнение. Второе приближение. Пересчитаем коэффициент тепло- передачи при новых значениях удельного теплового потока и тем- пературы стенки трубы: ♦ уточненный коэффициент теплоотдачи для углеводородов 2 2 а2 = а2 И3 = 16947(^^13 = 18496 Вт/(м2К); (39925] ♦ Уточненный коэффициент теплоотдачи для керосина а; = О] /1 = 0,99-845 = 837 Вт/(м2К), гдеРг; 2646 0,341 10"3 V 0,093 Рг ]0’25 КГ 8,3) 8,9 0.25 =0,98; А = Ргр25 Рг' А хст Рг Ргст [Циент теплопередачи
212 Глава 3. Теплообменн, 1 К" = — + 9,44-Ю-4 837 = 456 Вт/(м2К). +18496 Уточним значения удельного теплового потока и темпера стенки трубы и сравним с предыдущими значениями: q" = К"Ыср - 456-99,81 - 45513 Вт/м2, было ранее q' = 45613 Вт/М; /" = 212,5-^^ = 158,1 °C, было ранее 4 = 158Л °C. 837 Получили достаточно близкие значения q и /ст, что позволяв окончательно принять значение коэффициента теплоотдачи К= = 456 Вт/(м2-К) и определить расчетную площадь поверхности те- плообмена Q 3964562 456 99,81 = 87Дм2. По табл. 3.28 выбираем испаритель с U-образными трубами (тип ИУ) с кожухом диаметром 1000 мм с ближайшей к расчетной площадью поверхности 120 м2. Запас площади поверхности теп- лообмена —^-100= 120-87,1100 = 37,7 %. Fp 87J Исполнение аппарата по материалу М1 (табл. 3.30) с условным давлением в кожухе 2,5 МПа, в трубах — 4 МПа (табл. 3.18). 3.8. Расчет теплообменников «труба в трубе» Отечественная промышленность выпускает но мализованные теплообменники «труба в трубе» четырех тип® & ♦ неразборные однопоточные аппараты, которые применяют ным образом в лабораторных и пилотных установках; |1Я. ♦ разборные малогабаритные теплообменники, которые по- ют в лабораторных и пилотных установках, а также в каче<2?яСл0 догревателей мазута и маслоохладителей в различных отР промышленности;
„ппообменников «труба в трубе» 213 ---------------------------- ые однопоточные (рис. 3.7), которые применяют в очист- .ковках, в том числе на установках сжигания нефтешлама, ровках обработки осадков сточных вод, а также в качестве НаУ^гревателЯ загрязненного продукта; паД 3 л ч А Н^доЛРевателЯ загР^знеш,ого продукта; А Рис. 3.7. Разборный однопоточный теплообменный аппарат: . __ теплообменная труба; 2 - кожуховая труба; 3 - опора; 4 - решетка кожуховых труб; 5- камера; 6 - решетка теплообменных труб «разборные многопоточные аппараты, предназначенные для обра- ботки большого количества рабочих жидких сред (до 200 т/ч в трубном и до 300 т/ч в межтрубном пространстве). В табл. 3.39-3.47 представлены основные параметры норма- лизованных теплообменников «труба в трубе», которые использу- ются в различных отраслях химической промышленности. Таблица 3.39. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных сече- ний внутри и снаружи теплообменных труб элементов неразборных однопоточных аппаратов Группа элементов Площадь проходных се- чений, см2 Площадь поверхности теплооб- мена, м2. при длине теплообмен- ных труб /, мм внутри теп- лообмен- ных труб снаружи те- плообмен- ных труб 1500 3000 4500 6000 ^5/57-6,3/4» 2,83 13,9 о,н 0,228 — — Higj/57-16/4 Л!!^57Чб/йГ~ ^1«В/5ГбЗ/4 2,25 — — 12,4 — — 7,05 7,5 0,167 0,346 — — *<^/57-16/4 6,12 — — 6 — — 7,05 24,9 — — 37,5 - 0,525 -
214 Глава 3. Т етиюобменныо ------------------------— -----------------------•——— Группа элементов Площадь проходных се- чений, см2 -Ч Площадь поверхности теГ''^- мена, м2, при длине теплич- ных труб /, Мм внутри теп- лообмен- ных труб снаружи те- плообмен- ных труб 1500 3000 4500 0,664 6000 ТТн48/76-6,3/4 12,55 18,2 — 0,437 ТТн48/76-10/6,3 11,33 16,2 — ТТн48/76-16/10** 14,2 — 0,89 ТГн48/89-10/6,3*** 31 — ТТн48/89-16/6,3** — ТТн48/108-6,3/4 12,55 57,4 — 1 ТТн48/108-10/6,3 11,33 54 — ТТн57/89-10/6,3 17,34 23,5 — — 0,787 1,055 ТТн57/89-16/10* 15,9 19,3 — — ТТн57/108-6,3/4 17,34 50 — — ТТн57/108-10/6,3 46,6 — — ТТн57/108-16/10 15,9 40,7 — — * ТТн25/57-6,3/4 - теплообменник неразборный с внутренней трубой 25 мм диа- метром, кожуховой — 57 мм, условным давлением во внутренней трубе 6,3 МПа,в кожухе 4 МПа. * * Только для исполнения I. * ** Только для исполнения II. Таблица 3.40. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных сече ний внутри и снаружи теплообменных труб элементов неразоор однопоточных аппаратов Группа элементов Площадь проходных сече- ний, см2 Площадь поверхности те мена, м2, при длине тепл менных труб внутри теп- лообменных труб снаружи те- пл ©обмен- ных труб 6000 9000 12000 6000 9000 ТТн89/133-1,6/1,6* — — — ТТн89/133-4/1,6 49 53 — — 1,65 ТТн89/133-6,3/4 1,65 2,49
215 илообменников «труба в трубе 3.8^!^^^' Окончание табл. 3.40 групп» элементов Площадь проходных сече- ний, см2 Площадь поверхности теплооб- мена, м2, при длине теплооб- менных труб /, мм внутри теп- лообменных труб снаружи те- пл ©обмен- ных труб 6000 9000 12000 6000 9000 ^яо/133-10/63 46,5 45,5 1,65 2,49 — — — ^^рЗ-1,6/Ю_ 42 - — - ТТи89/159-6,3/4_ 49 108 — — — 1,65 2,49 — — — 1,65 2,49 — 7ы9/159-Ю/6,3 46,5 98,5 — — — ТТн89/159-16/Ю 42 81 — — — ТГн108/159-1,6/1,6 75,5 78 — — — 2 3,02 ГТн108/159-4/1,6 72 — — — ТТн108/159-6,3/4 2 3,02 4,05 ТТн108/159-10/6,3 66,5 69 — — ТТн108/159-16/10 61 51,5 — — Пн133/219-4/1,6 115 197 — 3,72 4,95 — — ТГн133/219-10/1,6 107,5 — — — Пн133/219-10/4 1.84,5 — — — Пн133/219-10/6,3 159,5 — — — JTH133/219-16/10 93,5 — — Дн159/219-1,6/1,6 Дн159/219-4/1,6 170 137 — — — 2,94 4,45 — 4,45 5,95 JSlj?/219-6,3/4 161 125 ^ЛлЦ^чо/бз 143 100 — — — Лииа 3.41. Материал основных узлов элементов неразборных однопоточных теплообменных аппаратов 1 ’’’номатериа- Теплообменные и кожуховые трубы Специальные тройники Ниппельные и фланцевые соеди- нения Сталь 20 Сталь 08Х18Н10Т или12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н10Т
216 Глава 3. Теплообменные Таблица 3.42. Площадь поверхности теплообмена и площадь проход} ний теплообменных труб разборных малогабаритных аппа Рато, '' ‘НоаевГ Иообц. ’ИДЛЩц Мвннщ t»ai 6000 , — — 1 4,6 !_□ Группа аппаратов Площадь проходных сечений, см2 Площадь ности тег на, м2, щ теплооб _ ГРУб_ внутри теплооб- менных труб снаружи теплооб- менных труб однопо- точных двухпо- точных однопо- точных двухпо- точных 3000 ТТ25/57-10/1,6 2,25 5,6 13,9 27,8 1,02 ТТ25/57-10/4 ТТ25/57-10/6,3 4,5 12,4 24,8 ТТ38/57-10/1,6 7 14 7,5 15 1,58 ТТ38/57-10/4 ТТ57/108-10/1,6 17,3 34,6 49,5 99 — ТТ57/108-10/4 — ТТ57/108-10/6,3 46,5 93 - Таблица 3.43. Материал основных узлов разборных малогабаритных теплооб- менных аппаратов Исполнение аппарата по материалу Трубы Решетки ) I Камеры теплообменные кожуховые Ml Сталь 20 Сталь 20 Сталь 16ГС Сталь 20 М2 Сталь 08Х18Н10Тили 12Х18Н10Т М3 Сталь 08Х18Н10Т или 12Х18Н10Т Сталь 12Х18Н10Т Сталь O8X18HI0T или 12X18H1QL М4 Сталь 15Х5М Сталь 20 Сталь 16ГС Сталь20^ Таблица 3.44. Площадь поверхности теплообмена и площадь проходных се* ний теплообменных труб разборных однопоточных аппаратов^^ Группа аппаратов Площадь проходных сечений, см2 Площадь поверхности лообмена, м , при тр п пообменньрсгрй^^ внутри тепло- обменных труб снаружи тепло- обменных труб 6000 90(Ю ТТ89/133-1,6/1,6 J п 56 6,7 10 ТТ89/133-4/4 49 53 ТТ108/159-1,6/1,6 75 83 8,2 12^ ТТ108/159-4/4 72 78 ТТ 159/219-1,6/1,6 174 131 12 1» ТТ159/219-4/4 170
217 _пгЮобменников «труба в трубе- 8 ————— 45 Материал основных узлов разборных однопоточных теплообмен- Та6лииа Зных аппаратов Группа аппаратов Площадь проходных сече- ний, см2 Площадь поверхности теп- лообмена, м2, при длине те- плообменных труб /, мм внутри теп- лообменных труб снаружи теп- лообменных труб 6000 9000 П7-48/89-1,6/1,6 87,9 216,3 14 21 ТГ7-48/89-4/4 П7-57/108-1.6/1.6 131,9 349,2 16,5 25 JT7-57/108-4/4 П12-48/89-1,6/1,6 150,7 370,8 24 36 Jp-48/89-4/4 JIgj7/108-l,6/l,6 226,2 598,6 28,5 42,5 Hjjj7/108-4/4 -Л^Ч^9-4/4 276,3 679,8 44 66 ^*4/4 ''•Л^/89ц^~~ 414,6 1097,5 52 78,5 389,4 958 62 93
218 Глава 3. Теплообменник аПГ*аР9Тг» Таблица 3.47. Материал основных узлов многопоточных теплообменных Испол- Трубное пространство Кольцевое пространство нение аппара- та по мате- риалу тепло- обмен- ные трубы трубная решетка Первая распре- дели- тельная камера Кожу- ховые трубы Трубная решетка Вторая распре- дели- тельная камера Ново. Ротная камера Ml Сталь 20 Сталь 16ГС Сталь 20 или 16ГС М2 М4 Сталь 15Х5М Пример 3.5. Произвести проектный расчет теплообменника «трУ® трубе» для охлаждения аммиака. В качестве хладоагента использук" оборотная вода и охлажденный водяной конденсат. г г Исходные данные. Количество аммиака на входе в аппара , i s = 21600 кг/ч = 6 кг/с. Начальная температура аммиака на вХ0^ва11. = 117 °C; на выходе f, = 35 °C. Давление аммиака, поступают® парат, Р= 20 МПа. Так как давление аммиака высокое, целесообразно кать его по внутренним трубам. Размеры труб выбираем практических рекомендаций: внутреннюю трубу Д’1 83x13 мм, наружную — 127x4 мм.
219 _ ^пяообменников «труба в трубе» 5g.pa^L-—-— ^температуре стенки выше 55 °C возможно выпадение со- ПРИ костИ из охлаждающей воды на поверхность теплообме- лей *сС оМУ теплообменник разбиваем на две зоны I и II, при- ца- ^оЭ1ГК) в зону I поступает аммиак с высокой температурой и яцмая> конденсатом, а зона II охлаждается обычной техни- “"“SSpothoB водой. 4 Примем начальную температуру оборотной воды t'2 = 20 °C, ьную температуру конденсата из условий производства 0'2 = Н д) °C конечную 0"2=90 °C. Так как теплообменник приняли со- S яшим из двух зон по охлаждающей среде, то для удобства рас- да температурный перепад охлаждающего аммиака -tty сле- зет также разбить на две части — 0j)и (0, и определить н^шяпь поверхности теплообмена для каждой зоны отдельно. Промежуточную температуру охлаждающего газа 0] выбирают по практическим данным или определяют методом последователь- ных приближений. Примем 0, = 85 °C. Расчет зоны I. Согласно принятой схеме расчета, взоне I ам- миак, проходя по внутренним трубам (d, = 57 мм, d2 = 83 мм), ох- лаждается от температуры f ( = 117 °C до 0! = 85 °C, нагревая при этом от т'конд=40 °C до г"конд = 80 ° С конденсат, который движется по кольцевому каналу между внутренней и наружной трубами (Л = 119 мм, D2= 127 мм). Тепловую нагрузку зоны I вычисляем по уравнению б/=(?1С1(/1/-01) = 6-5411(117-85) = 1О38912Вт, гдес -с1' + с" 5819,9+5003,4 n N v. , „ 4Ci----__l_------------— = 5411 Дж/(кг К); c b с , - тепло- емкость аммиака при температурах и 0| соответственно. количество конденсата, необходимого для охлаждения аммиака: Gr=J?i 1038912 . Та—т : -------------=6,22 кг/с, l2~i2 335378-168317 г *68317 Дж/кг — энтальпия конденсата при температуре °C; '"г = 335378 Дж/кг — энтальпия конденсата при тем- П^Г;онд = 80 °C. 5 37^ пР°тивоточном движении теплоносителей ДТМ = 117 — 80 = ТеМ1ЛеРатур = 85 — 40 = 45 °C и среднелогарифмическая разность
220 ГлцваЗ. Теплообмен hua --------------- = ДГб Д*м_ = 45 37 = 40 9 оС "С 1п£ Д/м 37 - - ! Среднюю температуру рабочих сред зоны I принимаем п среднелогарифмической, так как для обоих теплоноси Н01* 4ач/4ои 2. Тогда средние температуры: eii ♦ конденсата t _ 80+ ^6 _ zn op. ‘конд.ср — 2 — Uv V, ♦ аммиака Скорость движения аммиака в трубе Gi 6,0-4 ... , со, =--!;— =------;-----— = 1,54 м/с, 1 W2 508-3,14 0,0572-3 р—-т 4 где т = 3 — число секций, которое выбрано с учетом расхода и ре- комендуемых скоростей движения среды. Значения плотности аммиака р и других параметров газовой смеси и конденсата приведены в табл. 3.48. Табл ица 3.48. Значения параметров аммиака и конденсата Параметр Значение паоаметпа для аммиака идя конденсата—- Температура, °C 101 р, кг/м3 508 990___- с, кДж/(кг К) 5,32 4,183 - ц-108, Па с 8090 46980 -- v-108, м2/с 15,92 4724_^---' Л-102, Вт/(м-К) 35,1 65/L— " Рг 1,226 2i99___— Режим движения характеризуется числом Рейнольдса <>14 vi 1,54-0,057 =551382 15,92 Ю” Rejy —
221 «пяообменников «труба в трубе» ------------------------- к Reir> Ю4’т0 Режим движения рабочей среды развитый уЦ Для этого режима при движении аммиака в трубах ^рниМО критериальное уравнение (2.10): ">/Р 0,25 -1 [Рг1/ 17 К, применимо - NU|/ =O,O23-ReyPr« Найдем значения Ргст для температуры внутренней стенки трубы. В первом приближении принимаем температуру стенки трубы со стороны аммиака . . ___21 = 101-—^«80 °C. ki-'i* 2 2 to этой температуры _ 4,898 103 9,76 IO 5 " х 0,393 ’ гдес = 4)898 кДж/(кг-К); ц = 9,76-10‘5 Па с; X = 0,393 Вт/(м-К). Поскольку отношение Рг,</Ргсг незначительно отличается от 0,25 -1. Тогда (М Ргст единицы, примем без заметной погрешности Nulz= 0,023 • 5513820-8 • 1,226°-4 = 998. Коэффициент теплоотдачи от аммиака к стенкам трубок вы- числяем по соотношению «1 = Nulz А = 99835>11° =6145 Вт/(м2-К). ' d 0,057 Скорость движения конденсата в кольцевом сечении между ВнУгренними и наружными трубами а , — Gx 4-6,22 , 2 ----------------------------------------— = 0,367 м/с. PK^(Z)2 -J2) т 990-3,14(0,1192 -0,0832)3 Число Рейнольдса при этом равно Ч/ =^э« 0,367-0,036 J-------------------— — Z / о / где и V2 47,4 10 м.^Ри Re'> ин 3 ^)из применимо расчетное критериальное уравнение т^бл. 3.3 д и теплоотдачи при развитом турбулентном режиме
222 Nu2,=0,023 Re2?-Pr2>4 j Коэффициент теплоотдачи от стенки к конденсату оппе ем из соотношения ' еЛя- a2=Nu2/-- = 15165,61(? 2 = 2751 Вт/(м2К). 2 2f d 0,036 Для рассматриваемого случая имеем: толщина стенки 5СТ=]] коэффициент теплопроводности стали Avr = 45,6 ВтЛмк, Я ПЛИ МИД), S=0,000285м2-К/Вт; г31 = 0,00029 м2 К/Вт - термическое Хст 45,6 сопротивление загрязнений стенки от дистиллированной воды (конденсата); г32 = 0,00086 м2 К/Вт — термическое сопротивление загрязнений стенки от аммиака. Коэффициент теплопередачи для зоны I 1 Глава 3. Теплообменник = 0,023 • 27873®’* 2,9904 £JJ9f’45 1 ’ ' " 10,08з) АГ, = —--------------------------------— = 497 Вт/(м2К). —1-+0,00029+0,000285+0,00086+ — 6145 2751 Площадь поверхности теплообмена зоны I холодильни- ка-конденсатора находим по формуле „ Qi 1038912 ла, 2 сп 2 F, =----!— =---------= 49,6 м » 50 м2. 1 АГ.Д/ер 497-42,1 Общая длина тепловой трубы секции зоны I равна /, = —=--------—-----= 75,8 м, ' ndcpm ЗД4-0,07-3 где dcp — диаметр серединной поверхности внутренней тРУ®^'в8 Принимаем длину трубы звена / = 6 м. Тогда число звен каждой секции зоны I Z, = ^. = 1^ = 12,6. / 6 Принимаем Z( = 13. ц5гзе Расчет зоны II. Аммиак после зоны I поступает в зону происходит дальнейшее охлаждение. Согласно предыДУ111
юобменников <труба в трубе» 223 температура аммиака 0| = 85 °C, конечная = 35 °C. За ч^на» температуру технической воды принимаем среднюю цачаДЬ мпературу f2 = 20 °C. Конечная температура воды долж- лепп° с таким расчетом, чтобы не было накипи на стен- 1,абЫ^б т.е. не более 50 °C. Принимаем Г2 = 40 °C. 'определения расхода воды составим тепловой баланс ^^оличество теплоты, удаляемое из аммиака: С], = С,с„(е,-',") = 6'4,794.103(85 - 35)==1426200 Вт, яеСр|=0^(ср,г + 4р.|)=0^(^63 + 5,024) = 4,794кДж/(кгК);с1>,.= =4 563 кДж/(кг-К) - теплоемкость аммиака при t = 35 °C; ср0| = _ 5 024 кДж/(кг’К) — теплоемкость аммиака при 0! = 85 °C. Примем, как и для зоны I, что движение теплоносителей про- тивоточное. Тогда Д4 = 85 - 40 = 45 °C, Д/м = 35 - 20 = 15 °C, = ДГ6-Дг^ = 45-15 = ос " in^- 1п£ Д/м 15 т 40 „ Так как для воды -у = — <2, примем, что температура воды 12 20 равна средней арифметической ^сР = ^^9 = зо °Q Для аммиака-^ = — >2 и ^КОН 'U> = '£₽ + ДГср = 30+273 = 573 °C. Рассчитаем необходимое количество воды G2 = 1426200 )7 , М'г'-'г) 4J78 103(40-20) С‘ >ем КоэФфициент теплоотдачи от аммиака к стенке трубы. ,аКкак Ч=М=л5±ад57 =432840>104 vi 2038-10’8
224 Глава 3. Теплообменные то режим развитый турбулентный. Для этого случая прим уравнение (3.10): е>1*% \0,25 Nu{z =0,023 ReJr8-Pr]°;4 (Рг ~ i И рг с *ст При температуре стенки трубы со стороны аммиака t —t' — ^ср — 573 — — 44 °C ;ст1 2ср ~2~ ~ 2---44 с имеем о ср 4,6-Ю3 13800-Ю-8 Ргст = — = —------------------= 1,365, X 46,5 Ю-2 где с = 4,6 кДж/(кг-К) при /ст1; ц = 13800-Ю'8 Па-с; X = 4б5х хЮ-2 Вт/(м-К). 0,25 = 0,98. = (1,226) [1,365, В нашем случае Рг I0’25 гг1/ Рг- Для расчета Nu будем считать это отношение равным единице, поскольку внесенная погрешность несущественно повлияет на коэффициент теплопередачи: Nu{z =0,023 • 4328400-8 • 1,22604 = 805,8. Тогда а{ = Nu{z — = 805,8 44,2 10 2 =6248 Вт/(м2-К). tZj 0,057 Найдем коэффициент теплоотдачи от воды к стенке труб- Поскольку Re' = = _1 0’036 = 43902 > Ю4, ' v'2 82,ОЮ-8 где сУ2 =------—--------=------------—-----------и 1М/С’ рв "(Df -dl) т 3-9963^(0,1192 -О,О832) 4 44 ие(3-16): то режим развитый турбулентный и применимо уравнение \ \0,45 Nu;, = 0,023-43902 0,8-5,870,4[^-^ 2/ [0,083 = 284.
225 «.плообменников «труба в трубе» ,8.рас^^—----------------------------------- ахЬиииент теплоотдачи от стенки к воде л ^2 11 П“2 а;.*+Г284^Г=*S3 */<“’*> Тогда коэффициент теплопередачи для зоны II = __--------—------’---------------— = 310 Вт/(м2-К), 2 1-4-0,0017+0,000285+0,00086+ — 6248 4583 О 0017 м2 К/Вт — термическое сопротивление загрязнений от оборотной воды (табл. 3.1). Найдем плошадь поверхности теплообмена зоны II f = 1426200 = 168,5м2 310-273 и общую длину трубы секции зоны II F, 168,5 д = —— =------------= 255 м. 2 ndcpm 3,14-0,07-3 При длине трубы звена /= 6 м число звеньев в каждой секции Z2=k = 2|^ = 42,5. / 6 Принимаем 2^ = 43 звена. Таким образом, для заданных условий задачи предлагается три параллельно установленные секции с числом звеньев в каждой сек- ции 56. В каждой секции в зоне I, состоящей из 13 звеньев, подается противотоком водный конденсат, в остальные звенья подается тех- ническая вода. Схематично одна секция показана на рис. 3.8. Произведем проверку прочности наружной и внутренней труб. Дни наружной трубы < 1,2, поэтому применима фор- Мудз /1 ' меж ' тонкостенных оболочек. Допускаемое давление в трубном пространстве |Р|,^5--ОД=2.1(0.004 - 0.001)160 D1+(S-C) 0,119+0,004-0,001 гдеу доцус ОлЩинастенки, м; С— конструктивная прибавка, м; [о] — *аемое напряжение, МПа; (р — коэффициент сварного шва.
Глава 3. Теплообмен 226 Конденсат Рис. 3.8. Схематичное изображение проекти- руемого аппарата «труба в трубе» Рабочее давление в межтрубном пространстве 0,6 МПа < [^ Прочность внешней трубы обеспечена. тт ° « ^2 0,083 ... . ~ Для внутренней трубы = 1,45 > 1,2, применима фоо- О| 0,057 г мула (1.15) для толстостенных сосудов. Допускаемое давление во внутренней трубе [Л = [ст] 1прр, где рр — расчетный коэффициент толстостенности, равный в на- (0,0285+2-0,013) шем случае р„ =)--------------(-1,787. Тогда [Р] = 160 In 1,787- р (0,0285+2 0,001) = 92,8 МПа. В нашем случае Рраб = 20 МПа < [Р]. Условие прочно- сти обеспечивается. 3.9. Расчет аппаратов воздушного охлаждения Применение аппаратов воздушного охлажден^ виде конденсаторов или холодильников имеет ряд преимуществ- ключаются затраты на подготовку и перекачку воды, сН10Ка+и>. трудоемкость и стоимость ремонтных работ, не требуется спеи+110. ной очистки наружной обтекаемой воздушным потоком повер сти труб, облегчается регулирование процесса охлаждения и оу Аппараты воздушного охлаждения (АВО) в зависимо^^ компоновки поверхности теплообмена делятся на гориз°
227 «патов воздушного охлаждения д.рас^^—------------------------ ^яГ (рис. 3.9), зигзагообразные — АВЗ. Выпускаются также лые'^5 ie ДВО и АВО для высоковязких сред. маЛопот°ч , 9 X 7 Рис. 3.9. Горизонтальный аппарат воздушного охлаждения: /-сварная рама; 2 - теплообменная секция; 3 - диффузор; 4 - водяная форсунка; 5- вентилятор; 6- коллектор; 7- электродвигатель; 8— рама; 9— угловой редуктор Технические характеристики нормализованных АВО приве- д«нывтабл. 3.49-3.53. В этих аппаратах хладагентом служит атмо- сфеРныЙ воздух, подаваемый осевым вентилятором поперек пуч- ^бренных снаружи труб. Каждый пучок труб скомпонован в ДельнУю секцию 1 (рис. 3.10, а), располагаемую над вен- "лятором 2 горизонтально или наклонно (при зигзагообразном положении секций). ♦ Монс» Ы Имеют наружное оребрение различных исполнений: Ром ( еталлические (алюминиевые) с накатанным винтовым реб- ♦ ве₽хнюю часть рис. 3.11); дц, З^ллические, состоящие из внутренней гладкой (стальной вцм *УНной) и наружной (алюминиевой) с накатанным винто- Р°м (см. нижнюю часть рис. 3.11);
228 Глава 3. Теплообменные ап ♦ стальные с приваренным ленточным ребром. Рис. 3.10. Компоновка секций в АВГ: а - одинарный трехсекционный аппарат; б - сдвоенный секционный аппарат: в - сдвоенный шестисекционный аппарат Основной характеристикой трубы является коэффициент оребрения XqP = FJFK — отношение площадей наружных поверх- ностей оребренной и неоребренной труб. Наибольшее распро- странение получили трубы с коэффициентами оребрения 9 и 14,6, Их исполнение показано на рис. 3.11, а основные параметры труб — в табл. 3.53. Трубы с коэффициентами оребрения 20 и 22 из- готовляются по особому заказу. Аппараты типа АВГ компонуются из отдельных секций по схемам, показанным на рис. 3.10. Выбор варианта компоновки секций определяется необходимой пло- Рис. 3.11. Вид оребРениЯ 1РУ6: гйВС 1 - монометалличе _ 2- биметалли^—--
аппаратов воздушного охлаждения 229 0 ---- ^^поверхности теплообмена и допускаемым сопротивлени- пространства. 3 49 Характеристика аппаратов воздушного охлаждения горизонталь- Т«блИ“а ' логотипа (по ОСТ 26-02-1528-77) Число рядов труб Коэффициент ореб- \ рения труб 1 Общее чис- ло труб Поверхность теплообмена, м2, при длине труб 4000 мм 8000 мм в секции 1 в аппарате по гладкой поверхности по оребрен- ной поверх- ности по гладкой поверхности по оребрен- ной поверх- ности сек- ции аппа- рата сек- ции аппа- рата сек- ции аппа- рата сек- ции аппа- рата 9 94 282 32 97 290 875 66 197 590 1770 4 14,6 82 246 28 85 415 1250 57 170 830 2500 9 141 423 49 147 440 1320 98 285 880 2640 6 14,6 123 369 43 129 620 1870 85 255 1260 3800 9 188 564 65 194 580 1740 130 390 1165 3500 8 14,6 164 492 57 170 830 2500 114 342 1700 5100 Примечания. 1. Аппараты могут быть использованы при температуре среды от -40 до 300 °C и давлении до 64 кгс/см2; они изготовляются на условное давление 6, 16,25,40,64 кгс/см2. 2. Мощность электродвигателя привода 22, 30, 40 кВт (при исполнении В1); 22, ЭД, 37 кВт (при исполнении В2Т); 10,18, 32 кВт (при исполнении Н). Таблица 3.50. Технические характеристики секций аппаратов типа АВГ Коэф- фициент оребре- КИя^ Число рядов труб в секции Ъ Число ходов по трубам Zx Число труб в одном ходе лх Наружная площадь поверхности тепло- • обмена Гн, м2 неоребренной трубы длиной, м оребренной трубы длиной, м 4 8 4 8 9 4 1 2 4 94 27 24; 23 33 66 295 590 9 1 6 1 2 3 141 71;70 47 49 98 440 880 6 24; 23
230 Глава 3. Теплообменник . ----------------- Коэф- фициент оребре- ния Хор Число рядов Число Число труб в одном ходе лх Наружная площадь обмен; поверхности*^-. труб в секции ходов по трубам^ неоребренной трубы длиной, м Ope6p^fm? _ ДЛИМпЙ "с 4 8 4 8^* 9 8 1 2 4 8 188 94 47 24; 23 65 130 582 1165 4 1 2 4 82 41 21; 20 28 57 415 830 14.6 6 1 2 3 6 123 61; 62 41 21; 20 42 85 632 —- 1265 8 1 2 4 8 123 61; 62 41 21; 20 57 114 850 1700 Таблица 3.51. Характеристика аппарата воздушного охлаждения зигзагообраз- ного типа (по ОСТ 26-02-1521-77) Число ря- дов труб Коэффициент оребрения Число труб Поверхность теплообмена, и2 секции аппарата секции аппарата 4 9 94 564 440 2650 . 14,6 82 492 620 3750 _ 22 82 492 820 4900 6 9 141 846 665 4000 14,6 123 738 940 5650____ 22 123 738 1225 7350__^ ___5300_^ 8 9 188 1128 885 14,6 164 984 1250 ___7500^ 22 164 984 1640 ^__9800_J Примечания. 1. Аппараты могут быть использованы при температуре —40 до 300 °C и давлении до 64 кгс/см2, в том числе под вакуумом до 5 мм Р1- изготовляются на условное давление 6, 16, 25,40,64 кгс/см2. 2. Длина труб 6000 мм. 3. Мощность электродвигателя привода 37, 75, 90 кВт.
231 _ аппаратов воздушного охлаждения ——------------ \ 52 Характеристика аппарата воздушного охлаждения малопоточного ТаблX аа типа (по ОСТ 26-02-2018-77) Коэффи- циент оребрения Число труб аппа- рата Поверхность теплообмена, м2, труб ЧИСЛО PJ' довтрУ6 4 6 биметаллических монометаллических при длине труб, мм 1500 3000 1500 3000 ~~~9 14,6 94 105 220 105 220 82 150 310 150 310 22 9 82 210 420 — — 141 160 325 160 325 14,6 123 225 465 225 465 22 123 315 630 — — 8 9 188 210 440 210 440 14,6 164 300 600 300 600 22 164 420 840 - - Примечания. 1. Аппараты могут использоваться при температуре среды от -40 до 300 °C и давлении до 64 кгс/см2, в том числе под вакуумом до 5 мм рт. ст; они из- готовляются на условное давление 6,16, 25,40, 64 кгс/см2. 2. Мощность привода 3 кВт. 3. Аппараты изготовляются в двух исполнениях: Г - горизонтальные, В - верти- кальные. Таблица 3.53. Основные параметры оребренных труб (см. рис. 3.11) Коэффици- ент оребре- ния Наружный диаметр ребра dp Количество ребер на 1 м Наружная площадь по- верхности 1 м трубы, м2 Высота реб- длины тру- бы без учета ре- 6epFn„ с учетом ре- бер F„M ра Я, мм 9,0 49 286 ±5 0,088 0,792 6 56 333 ±5 0,088 1,284 10 * • м е р 3.6. Рассчитать и подобрать нормализованный аппарат воз- Пое °Г0 охлаждения Для охлаждения легких углеводородов установки ц сДВаРительной эвапорации легких углеводородов из нефти. фр * 0 Дные Данные. Количество охлаждаемой углеводородной г Кй о ~ 90т/ч = 25 кг/0’ начальная температура углеводородов 24 °C’ конечная - = 120 ° С; начальная температура воздуха 1'2 = = 0,45 ^ВДечная - t"2 = 50 °C; давление в трубном пространстве Р =
232 Глава 3. Теплообменные а Теплофизические свойства углеводородной фракции пои ~ < + /," 158+120 ,,0 о_ . , Срелней температуре 1 -± =-------= 139 С (в нашем случае г' /z'^2 равно среднеарифметическому) следующие: плотность жидких водородов р = 700 кг/м3; коэффициент теплопроводности углево дов X = 0,133 Вт/(м-К); кинематическая вязкость углеводород0 = 0,9-10“6 м2/с; теплоемкость с = 2,45-103 Дж/(кг К). В v * Энтальпия углеводородной фракции hx = 370 кДж/кг = 370-1Q3 д>/ при Z'| = 158 °C, h2 = 220 кДж/кг = 220 103 Дж/кгпри Гх = 120 Теплофизические свойства воздуха примем по табл. 3.33. Проектируем аппарат воздушного охлаждения с горизонталь- ным расположением труб. Для такого аппарата подходит перекре- стно смешанный ток теплоносителей (см. рис. 3.1, а). Для этого типа тока теплоносителей найдем температурный напор Л/Ср Д/ср = еДГ'р, где Д/'р = - Г-6 1пА^ Определив P = 1z£1 = ^z24 = R = = 158-120 158-24 t'{-t'2 50-24 по рис. 3.1 находим е = 1. Тогда Д/ср = А?6 ~ = 101,9 °C. 1пЛ?б Ь— Д/м 96 t" 50-2 Найдем среднюю температуру воздуха. Так как -— , 50+24 примем Г2ср = -уу = -у— = 37 °C. Далее вычисляем: ♦ тепловой поток Q = (7] (Л, - й2) = 25 (370• 103 - 220• 103) = 3750000 Вт;
233 - аппаратов воздушного охлаждения ------------ „сход воздуха tP О 3750000 . ____=--------z------= 143,5 кг/с, 1’005 10 (50-24) - 1 005-Ю3 Дж/(кг-К) — теплоемкость воздуха при средней W Поднимаем для теплообменника оребренные монометалли- ие трубы длиной 8 м из алюминиевого сплава АД1М с коэф- а пиентом оребрения = 9. Параметры трубы даны в табл. 3.53 на рис. 3.11- Принимаем внутренний диаметр трубы dB = 22 мм, наружный dH = 28 мм. Найдем коэффициент теплоотдачи от углеводородов к стенке трубы ар Принимаем для углеводородов режим движения турбулент- ный при Re > Ю4. В этом случае скорость углеводорода в трубах должна быть Re-v 104 0,9-1€Г6 п,, ----=------------= 0,41 м/с. - dB 0,022 Принимаем <в = 0,9 м/с. Турбулентный режим течения углеводородов обеспечивает чис- ло труб в одном ходе "к = ----= 105, 0,785d2w 0,785 0,0222 -0,9 гдеИ = £к= 25 =0036мз/с Р 700 Определим скорость углеводородов в аппарате (табл. 3.49) с оэФфициентом оребрения 9, числом рядов труб 4, с числом труб еекции 94 (одноходовой): <о=_0ДО6 1П , 0>785 0,0222-94 ’ М С’ Тогда Re ^^^1,0 0,022 v 0,9 106 = 24444;
234 Глава 3. Теплообменные „ сц cvp 2,45-103-0,9 10'6-700 Рг = — = —- = —------------------------= 11,6. X X одзз Для Re > 104 и Рг = 0,6-100 можно использовать (З.Ю) Nu = 0,023-Re0,8-Рг 0,4 Рг ,РГСТ 0,25 При температуре стенки трубы /ст = 128 °C углеводороды име юг следующие значения теплофизических параметров1 х - = 0,129Вт/(м-К);с = 2,44-103Дж/(кгК);у = 0,96- 10-6м2/с. Тогда= р _0,9610"6 -2,44-Ю3 -700 7. ст 0,129 (1 1 А Nu = 0,023 -244440,8 -11,60’4 = 194,3; [12,7) а = NjLb = I94’3 0J33 = 1174,6 Вт/(м2-К). 1 dB 0,022 ' Определим коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха, для чего найдем скорость воздуха юв V (т = где =^(£-26р)Л J мт /мтРв в сжатом сечении — наименьшая пло- щадь сечения межтрубного пространства; z> — число секций в ап- парате; в - рабочая ширина просвета в секции (в = 1,26 м для числа секций 3 и ширины теплообменника 4 м); L—длина труб в секции, м; 5р — толщина трубной решетки, м (выбирается по табл. 3.54)- fc — относительное свободное сечение секции (fc = 0,34 при Х>р" и fc = 0,38 при Лор = 14,6); FB - расход воздуха, м3/с; рв - плотность воздуха. В нашем случае = 3-1,26(8 - 2-0,02)0,34 = 10,2 м2. Тогда 143,5 <вн =----------- в 10,2 U3 = 12,4 м/с.
ппаратов воздушного охлаждения 235 , 0 расч^ 1 S4 Зависимость толщины трубной решетки 5р от давления в трубном f аблиЦ ’ пространстве Ри числа рядов пс труб в секции _________sp> мм„при Р, МПа пс 0,6 1*0 1,6 2,5 4,0 6,4 дГ 25 32 39 50 62 * 25 32 39 50 62 78 8 30 1 39 | 50 1 60 1 76 96 Воспользуемся уравнением (3.21): >0,65 / \0,65 051 ^»Рв. Рг0’35 =0,5Хв Рг0’35 = «2-ирл’ B|vj =0^-2,7 102 ' 12,4 Д6,610~6 0,65 0,7°35 = 78,3 Вт/(м2К). Выбор уравнения (3.21) правильный, так как удовлетворяется условие 20 < а2 < 100. Тогда апр = С|а2: 1 а,,, = 0,83а2 = 0,83 • 78,3 = 65 Вт/(м2К). Коэффициент теплопередачи, отнесенный к гладкой трубе, определяется по (3.22): к=-;----------j---------- —j-----------j- = 235,6 Вт/(м2К), —+D-+—J--------------- - .L-+ 0,001685 + -— a, tfopanp 1174,6 9-65 где Xr= Гзу + Гзв + r^. = 0,00081 м2 К/Вт — термическое сопротив- ление загрязнений co стороны углеводородов (табл. 3.1); г1В = °,00086 м2К/Вт — термическое сопротивление загрязнений со бороны воздуха; =0,000015 м2 К/Вт — термине- Хед 203,53 сопротивление стенки алюминиевой трубы; 5 - толщина ни тРУбы, и; — коэффициент теплопроводности алюми- ННя-Мм.К)(табл. 3.2). трубьРИ расчете мы задались температурой внутренней стенки рат^ ® 120 °C. Проверим достоверность принятой темпе- внутренней стенки трубы при полученных значениях
236 Глава 3. Теплообменные --------------------2^ >„ =139-^1015 = 118,5 °C. Как видим, полученное значение /ст незначительно отлич от принятого, поэтому можно считать расчет коэффициента сопередачи завершенным. ас' Необходимая площадь поверхности теплообмена F = -О— = -3750000- = 156,4 м2. КЫС„ 235,6 101,9 up ? Окончательно выбираем теплообменник типа АВГ с пло- щадью поверхности теплообмена 197 м2 (табл. 3.49) одноходовой в секции, трехсекционный, длиной 8 м, с коэффициентом оребре- ния 9, числом рядов труб 4. Запас поверхности теплообмена — fp 100 = 197~—’4100 = 26 %. Л 156,4 Для выбора вентилятора при условии, что их два, воспользу- емся рис. 3.12. На кривой 5при расходе воздуха одного вентилято- ра 127/2 = 63,5 м3/с находим точку, вблизи которой проходят ха- рактеристики вентилятора с углом установки лопастей 20°. При этих данных мощность привода вентилятора с частотой вращения 7,5 об/с должна быть 30 кВт. В соответствии с рекомендациями табл. 3.55 принимаем мощность привода вентилятора 30 кВт во взрывозащищенном исполнении. Рис. 3.12. Аэродинамические характеристики АВГ и вентилятора при 4 вращения 7,5 об/с: ,, у _ 8; а - потребляемая мощность; б - сопротивление АВГ при числе рядов тр> 2-6;3-4
Габлнцп 3.55. Основные параметры аппаратов воздушного охлаждения типа АВ Г / Тип ап- 1 парата / Площадь 1 Число /поверхности секций в теплообмена аппарате Л- 1 А: 1 Число ря- дов труб в секции пс Длина труб L, м Коэффици- ент оребре- ния гт 1 V Диаметр Числовен 1 вентилято- 1 1 ра,м тиляторов ’ Мощность привода всн-\ \ тилятора, кВт \ \ ВЗ \ НВЗ \ АВМ 105-840 1 4; 6; 8 1,5-3 9; 14; 6; 20; 22 0,8 1; 2 22; 30; 37; 40 Ю; 18; 25 АВГ 3 4; 8 2,8 АВТ-В 840-3590 7; 8; 5;15 АВГ-ВВ 630-1270 8 5 АВГ-Г 7060-26870 12 4; 6; 8 8 9; 14; 6; 20; 22 4 37; 40; 75; 90 АВЗ 265-9800 6 6 5,0 1 40 АВЗ-Д 3540-13100 8 2,8 2 22; 30; 37; 40 Ю; 18; 25 X о 3 S •8 1 S Примечание. Дополнительные буквенные обозначения: М - малогабаритный; Г — горизонтальный; В — для вязких жидкостей; ВВ - для высоковязких жидкостей; Т - трехконтурный (секции располагаются в три этажа); 3 - зигзагообраз- ное расположение секций; Д — с двумя вентиляторами; ВЗ - взрывозащищенный двигатель; НВЗ - невзрывозащищенный двигатель.
238 Глава 3. Теплообменные ащ 3.10. Расчет пластинчатых теплообменников Поверхность теплообмена пластинчатых апп тов представляет собой набор тонких штампованных теплопе дающих гофрированных пластин. Поток рабочей среды в канал* образованных пластинами, подвергается искусственной турбуЛи зации при сравнительно малых затратах энергии, что позволяет интенсифицировать процесс теплопередачи в 2-3 раза по сравне нию с теплопередачей в трубчатых теплообменниках. В зависимости от конструкции пластинчатые теплообменни- ки разделяют на три типа: разборные теплообменники, которые могут работать при тц. нии 0,002—1 МПа и температуре рабочих сред от —20 до 180 °C, площадь поверхности теплообмена 1—800 м2; они не предназначе- ны для работы со взрывоопасными средами группы 1; полуразборные (разборные со сдвоенными пластинами), которые могут работать при давлении 0,002— 1,6 МПа по сварной полости, по разборной полости 0,002—1 МПа и температуре рабочих среди —20 до 200 °C, площадь поверхности теплообмена 12,5-320 м2: неразборные (сварные), которые могут работать при давлении 0,0002—4 МПа и температуре рабочих сред от —70 до 300 °C, пло- щадь поверхности теплообмена 12,5—320 м2; такие теплообменни- ки служат для работы с рабочими средами, которые не образуют на теплопередающих поверхностях труднорастворимых загрязнений и поддаются химической промывке. Пластинчатые теплообменники имеют различную степень доступа к поверхности теплообмена для механической очистки и осмотра: у разборных теплообменников пластины отделены одна от другой прокладками и доступ возможен; у полуразборныхтеп лообменников пластины попарно сварены, и доступ к повер сти теплообмена возможен только со стороны хода одной из р чих сред; у неразборных теплообменников пластины сварные, этому отсутствует доступ к каналам для механической очи й очистка таких аппаратов производится промывкой химиче растворителями. (Теп- Эти теплообменники можно применять для рекупераи лоты между потоками рабочих сред для нагрева, охлаждения.
239 ет пластинчатых теплообменников и испарения жидкостей, паров и их смесей, для тепло- деНса*габотки различных растворов кинематической вязкостью дО60Ю-3м2/с. от г. -лообменники могут быть двухпоточными и многопоточ- те могут применяться для теплообмена между двумя рабо- яЫМИ’средами (двухпоточные), а также для теплообмена между чимИ и большим числом сред в одном аппарате. ^результаты проведенных экспериментов показали, что при мах и размерах гофр, принятых для промышленных пластин- ных теплообменников, уже при Re > 50—200 стабилизация пото- ка нарушается и он становится турбулентным. Разборные теплообменники устанавливают на консольной раме (исполнение 1), на двухопорной раме (исполнение 2), на трехопорной раме (исполнение 3). Неразборные теплообменники (сварной конструкции) устанавливают на специальные опоры. Пластины теплообменников изготовляются из коррозионно- стойких сталей 12Х18Н10Т, 10Х17Н13М2Т, сплава 06ХМ28МДТ, а также из титанового сплава ВТ 1-0, ВТ 1-00. Пример конструктивного исполнения разборного пластинча- того теплообменника показан на рис. 3.13. /2 Рис. 3.13. Пластинчатый теплообменник: 3~Хол ' ' штУцеРа передняя стойка; 4 - верхнее угловое отверстие; *ииная1,евая Резин°вая прокладка; 6— граничная пластина; 7— штанга; 8 — на- олита; 9- задняя стойка; 10- винт; 13- большая резиновая прокладка; нижнее угловое отверстие; 75- теплообменная пластина
240 Глава 3. Теплообменные ------------------------------------------------------ Технические характеристики и конструктивное исполц^ нормализованных теплообменников, широко используем^* мической промышленности, показаны в табл. 3.56-3.59. Таблица 3.56. Технические характеристики и основные параметры тых теплообменных разборных аппаратов Показатель Типы пластин - разборные, м2 "" 0,2 О,3р 0,6р 0,6р (ти- тан) Расход рабочей среды, не более: жидкости (вода), м3/ч пара-газа, нм3/ч 50 3000 50 900 200 3500 300 3000 500 5000 Размер пластины (длина х х ширина), мм 960x460 1370x300 1375x600 1375x600 1915x930 Площадь поверхности те- плообмена пластины, м2 0,2 0,3 0,6 0,6 1,3 Размерный ряд площадей поверхности теплообмена аппаратов (номиналь- ный), м2 1; 2;5; 6,3; 10; 12,5; 16; 25;31,5; 40 3; 5; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25 10; 16; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 140; 160; 200; 250; 300 10; 16; 25; 31,5; 40; 5О;63; 80; 100; 140*; 160*; 200*; 250*; 300* 200; 300; 400; 500; 600:800 Расчетное давление в ап- парате (максимальное), МПа (кгс/см2) 1(10) 1(10) 1(10) 0,6 (6) 1(10) Допустимая температура в аппарате (максималь- ная, К (°C) 423(150) 423(150) 453(180) 373(100) 373(100) —— Приведенный коэффици- ент теплопередачи, Вт/(м2К)** 1415 1981 2271 1350 1657 Наибольший диаметр ус- ловного прохода присое- диняемого штуцера, мм 150/80 65 200/250 150/200 300/330 * Аппарат данного типоразмера поставляется по дополнительному согласов^ с заводом-изготовителем. ** При работе на эталонной среде (вода и ее свойства при 50 °C и энерго затратаХ Н3 преодоление гидравлических сопротивлений N= 1 Вт/(м2 К).
241 «/-гинчатых теплообменников —----------- 57 Технические характеристики и основные параметры пластинча- Табл ииа тЫХ теплообменных неразборных (сварных) аппаратов Показатель Типы пластин - разборные, м2 1,4 1.0 0,75 0,48 0,32 600 10000 300 7000 6000 4000 2000 ^шистины(®1И' нахШИРинаилиди им 1960x960 964x964 0 970 0 770 0 626 иетрЬ и” пдошмьповерхностите- ..у^мвна пластины, м 1,4 1,0 0,75 0,48 0,32 Размерный ряд площадей поверхности теплообме- на аппаратов (номиналь- ный), м 100; 120; 140;160; 180; 200; 240; 280; 320;360; 400 400 243;272 160; 243; 280 125 Расчетное давление в ап- парате между полостями для рабочих сред (макси- мальное), МПа (кгс/см2) 2 (20); 4(40) 4(40) 1(10) КЮ) 1(10) Приведенный коэффи- циент теплопередачи, Вт/(м2К)* 1610 1482 1324 1322 1322 Наибольший диаметр ус- ловного прохода присое- диняемого штуцера, мм 300 350 1200** 1000** 800** При работе на эталонной среде (вода и ее свойства при 50 °C и энергозатратах на преодоление гидравлических сопротивлений У= 1 Вт/(м2К). диаметр колонны, в которую встраивают аппарат. а6лица 3.58. Технические характеристики и основные параметры пластинчатых те- ____ илообменных аппаратов со сдвоенными пластинами (полуразборных) L Показатель Типы пластин - сдвоенные, м2 Панели (ПН), м2 0,Зрс 0,5р 0,53рс 0,75(1,5)П бо.1ее^₽абочей сРеДЬ1, не 50 900 200 3000 200 3000 - ^^астины (длинах 1390x380 1380x650 1440x620 1454x500
242 Глава 3. Теплообменнк,. _____________°К0Н ЧанЧе Показатель Типы пластин - сдвоенные, м2 0,75 0,Зрс 0,5р 0,53рс _ Площадь поверхности те- плообмена пластины, м2 0,3 0,5 0,53 Размерный ряд площадей поверхности теплообме- на аппаратов (номиналь- ный), м2 12,5; 25; 33,5 31,5; 50:63; 80; 100; 140; 160; 220; 280; 300;320 40;~50; 6зГ 80; 100; 125; 140; 160; 200; 250; 280; 320 ^'2°; 180 .24°:300; 36°; 420; 480 Расчетное давление в ап- парате (максимальное), МПа (кгс/см2) 1 (Ю); 1,6 (16) 1 (Ю); 1,6(16) 1(10); 1,6 (16) 0,6(6) . Допустимая температура в аппарате (максималь- ная, К (°C) 423(150) 473 (200) 473 (200); 423(150) для титана 423(150) । Приведенный коэффи- циент теплопередачи, Вт/(м2К)* - 2065 - 1276 Наибольший диаметр ус- ловного прохода присое- диняемого штуцера, мм 80 200/250 200/250 100 * При работе на эталонной среде (вода и ее свойства при 50 °C и энергозатратах на преодоление гидравлических сопротивлений N— 1 Вт/(м2-К). Таблица 3.59. Конструктивное исполнение пластинчатых теплообменных аппа- ратов Тип аппарата —- Конст- Разборный (Р) | НеразборкьйЩЬ руктив- Тип пластины и ее площадь поверхности теплообмен а, м' ное ис- полне- UUA 0,2 0,Зр 0,6р 0,6р (ти- тан) 1,3р 1,4 1,0 МПС Номи1 чальная ги тощадъ по верхности теплообмена аппар Испол- нение 1 От 1 до 6,3 ОтЗ до 10 От Юдо 25 От Юдо 25 - — - Испол- нение 2 От 10 до 12,5 От 12,5 до 25 От31,5 до 160 От 31,5 до 160* От 200 до 400 От 100 до400__ Испол- нение 3 От 1^ до 40 От 200 до 300 От 200* до 300* От 500 до 800 — Цельно- сварная конст- рукция - — — 400
^гинчатых теплообменников 243 Окончание табл. 3.59 Разборный сдвоенный (PC) Панели Конст- руктяв- ное нс- ПОЛНЯ' кие ------- -----------------Тип аппарата "^борный для колонн Тип пластины и ее площадь поверхности теплообмена, м2 ""(Г75 0,48 0,32 | 1 О.Зрс 1 0,5р | 1 0,53рс I 0,75П — - - От 12,5 до 33,5 - — - — - - - От 31,5 до 140 От 40 до 160 - - - - От 160 до 320 От 200 до 320 - 243; 272 От 160 до 280 125 - - - От 60 до 480 ИспоЛ' нениеД- Испол- нение2_ Испол- нение^ Цельно- сварная конст- рукция ♦ Аппараты с пластинами из титана номинальной площадью поверхности тепло- обмена 140; 160; 200; 250 и 300 м2 поставляются по дополнительному согласова- нию с заводом-изготовителем. Пример 3.7. Рассчитать и подобрать нормализованный пластинча- тый теплообменник для нагрева жирных кислот водяным паром. Оп- ределить гидравлическое сопротивление аппарата. Исходные данные. Теплота парообразования = 2095 кДж/кг; температура пара = 158 °C; плотность воды на линии насыщения Pi = 908 кг/м3; динамическая вязкость воды на линии насыщения Ц| = = 0,000177 Па с; теплопроводность воды на линии насыщения = = 0,683 Вт/(м-К); давление пара Р= 0,6 МПа; расход жирных кислот ^~20,0т/сут = 0,23 кг/с; плотность кислот р2 = 920 кг/м3; динамиче- ская вязкость кислот ц2 = 0,00025095 Па с; теплоемкость кислот с2" 2304,5 Дж/(кг-К); теплопроводность ^ = 0,15 Вт/(м-К); начальная тем- "ература кислот =30 оС; конечная - ?2к = 120 °C; t2 = = 75 °C. ЛРеделим последовательно: вУк> нагрузку аппарата 4;пс^ ~*2н )=о’2з14-2зо4’5(12°-30)=47"3’5 Вт> Ci=2 479935 2095000 = °'0229 КГ/С;
244 Глава 3. Теплообменны» ---------------<Г34 ♦ среднюю разность температур . 128 '"38- _(*! ~Z2h)-(?1 ~z2k) _ 128-38 Infe^- U1 -*2к J = 74Д °C Примем ориентировочное значение коэффициента тепл редачи (табл. 2.45) А^р = 120 Вт/(м2К) и вычислим ориентиров/ ную требуемую площадь поверхности ч' ? - g °Р *орА'ср 47993,5 120-74Д = 5,39 м2. Так как теплообменники с пластинами, имеющими поверх- ность теплообмена 0,2 м2, более металлоемкие, выбираем тепло- обменник с пластинами площадью поверхности/= 0,3 м2. Как следует из табл. 3.56, теплообменники с близкой поверх- ностью при/= 0,3 м2 имеют число пластин 12-20. Целесообразно провести уточненный расчет следующих вариантов: вариант 1: F= 5 м2; W = 20;/= 0,3 м2; вариант 2: F= 3 м2; У= 12;/= 0,3 м2, где F— площадь теплообменника;/— площадь пластины; У-чис- ло пластин. Конструктивные характеристики разборных пластинчатыхте- плообменников: габаритные размеры пластины: длина 1370 мм; ширина 300 мм; толщина 1 мм; эквивалентный диаметр канала <7Э = 80 мм; поперечное сечение канала 5= 0,0011 м2; приведенная длина канала L = 1,12 м; диаметр условного прохода штуцеров Д ' = 65 мм. Проведем расчет варианта 1: ♦ скорость жирных кислот по каналам G2 “2 N v Рг у 0,2314 920 10 0,ООП = 0,02286 м/с; ♦ число Рейнольдса Re = ®2^эР 2 = 0,02286 0,008-920 в2 ц2 0,00025095 = 670,45 >100;
245 ^гмнчатых теплообменников 10 —-------------------------- tun оежим турбулентный. Для этого случая по (3.23) сЛеДО®а]еЛЬ 0.25 ; а2 = Nu—. находим- Nu^Pr°’43 Рг Рг VriCT ( Рг I0’25 0,33 Рг [РГст Тогда „ _ho,lRe2’73Pr2 a^d3 -ni b = 0,73 для турбулентного режима; где0~и>*’ с,ц, 2304,5-0,00025095 п Рг - L2 — =----——-----------= 3,854 — число Прандтля; Г2 Л2 0,15 принимая Рг = Ргст, получаем: а2 = jyAo.l (670,45)°’73(3,854)0’43 = 387,4 Вт/(м2-К). Для определения коэффициента теплоотдачи от пара примем, чтоД/= (fK0HJ - /ст) > Ю °C, тогда в каналах приведенной длиной L = 1,12 м получим: 0,0229-1,12 hf 0,000177-5 Коэффициент теплоотдачи определяем по (3.28): <4"aRe0i7Pr0’4, оеа=322 зависит от площади пластины; Рг= 1,11 —число Прандтля. медовательно, ’^322(28,98)“’’(Щ)0,4 =2161 Вт/(м! К). сопротивлением загрязнений со стороны пара |Мм пРенебречь. При толщине пластин из нержавеющей стали Чний ст~ 1^,5 Вт/(м- К) определим сумму термических сопротив- енки пластин и загрязнений со стороны жирных кислот ^Liio-3 1 >." + —— = 0,000229 м2-К/Вт 1715 58(ю иИиент теплопередачи:
246 Глава 3. Теплообменные 2^+Ж4+ОдаИ95 1 1 — 4- — а1 “2 8 А. = 305,5 Вт/(м2-К). Проверим правильность допущения, принятого относитель = ЗО5^74,! = Ю 47 «с > 10 °C. а, 2161 Условие выполняется. Требуемая площадь поверхности теплопередачи £=_О_ = ^7993^= 2. K\tcv 305,5 - 74Д Таким образом, теплообменник номинальной поверхностью Fin = 5 м2 подходит с запасом д = 5-2Д2100% = 136% 2,12 Проведем расчет варианта 2: ♦ скорость жирных кислот по каналам G2 0,2314 ПЛ,О1 , со, =—— =-------—------= 0,0381м/с; 2 Nc 920 6-0,0011 Рг ♦ число Рейнольдса Re2 = ®2d3P2 = 0Д381^8^920 _ } j 17692 > 100, ц2 0,00025095 следовательно, режим турбулентный. Для этого случая можно ж- пользовать (3.23): а 2 =^aRejPr2° ( \0,25 0,43 РГ I Рг ’ И *ст ) где а = 0,1; b = 0,73 для турбулентного режима; тогда а2 =^^0,1(1117,69) °'73(3,854)0,43 =1,875-167,986-1,786= = 562,5 Вт/(м2-К).
247 ггинчатых теплообменников еляя коэффициент теплоотдачи по пару, примем, что 0^ тогда для каналов с приведенной длиной L = 1,12 м по- GxL 0,0229 R«is7/' 0,000178 3 Подставляя в (3.28) „ _^flRe°’7Pr0’4, O1 L „ - Х)1 для пластины 0,3 м2, находим коэффициент теплоот- где и дачи aj = 2^322(483) °’7 (UI)0’4 — 3090Вт/(м2-К) 1Д2 и коэффициент теплопередачи с учетом загрязнений -1 —+—!—+0,000229 3090 562,5 —+—+0,000229 а, а2 = 429Вт/(м2К). Проверим правильность принятого допущения относительно Д/: = = 10,03 °C > 10 °C, т.е. а, 3090 Условие выполняемо. Требуемая площадь поверхности теплопередачи - 47993,5 *Чр 429-74,1 * Л ^бранный теплообменник номинальной поверхностью " м подходит с запасом: Д=3~У09, 750Г100% = 99%. С111асгинаЯ’410 ноРмализованны^ пластинчатый теплообменник 3 °й 0’3 м2 имеет минимальную площадь поверхности тепло- м > окончательно выбираем теплообменник варианта 2.
248 Глава 3. Теплообмен нм. Расчет гидравлического сопротивления варианта 2 тепл ника выполним, учитывая, что гидравлическое сопротивл ен‘ штуцерах намного меньше сопротивления в каналах пластмНИе “ расчет сводится в основном к определению гидравлическ 1е противления в каналах пластин. с°- Гидравлическое сопротивление теплоносителей в ка пластин рассчитывают по формуле из [3.9]: 11,1 АР = Д— Ъ 2 где X — число последовательно работающих пакетов, для нашего случая X— 1; £ = °225 - для турбулентного течения; а2 - коэффи- Re циент, зависящий от площади пластины, а2 = 19,3 для пластины 0,3 м2. Рассчитаем гидравлическое сопротивление для пара, прини- мая, что он полностью заполняет пространство между пластина- ми. Для этого определим: ♦ скорость пара G2 0,0229 1Л4 . со, = —-S— =-------------= 1,06 м/с, р — S’ 3,258-6-0,0011 0,0000146 где рп — плотность пара, кг/м3; ♦ критерий Рейнольдса Re, 0.008 3.458 1 цп 0,0000146 где цп — динамическая вязкость пара, Па с; тогда е а2 _ 19,3 —2 88 л/2008 ’ и ДР, = 1-2,88 Ц2 3^58 1-062 = 738 Па. 1 0,008 2
249 гтинчатых теплообменников , 10. ~ ~ чИтаем гидравлическое сопротивление для жирных ки- сЛ°т' 1 о з ai = _J^= = 3,79 «2 = ^Re7 ^/670,45 1,12 920 0,03812 _353аПз и^2=13’79^008 2 -353’9Па’ мер3.8. Произвести механический расчет выбранного в примере ?7пласп’»чатого теплообменника. И ходные данные.Р} =0,6МПа-давлениесостороныпара;Р2 = - 0 2 МПа - давление со стороны жирных кислот; материал пластин: ^аль 10Х17Н1ЗМ2Т; марка пластины ПР-0,3; температура в аппарате ,= 120 °C. Определение болтовой нагрузки и расчет стяжных болтов. Осе- вое усилие болтов Рб|, необходимое для обеспечения герметично- сти уплотнения, рассчитывается по формуле А1 = ^С.В^О?’ где ?=3 МПа - удельная нагрузка на прокладку; b0 = Ь = 0,014 м — ширина прокладки; пДс в = L„ — средняя длина уплотнения, рав- ная L„ = 2(L-b) + 2(B-b). Здесь L = 1370 мм—длина пластины; В = 300 мм — ширина пласти- ны. Тогда £п= 2(1370— 14)4-2(300—14) = 3284 мм = 3,284 м; Рб1 = 3,284 0,014-3 = 0,1379 МН. Проверка прочности болтов выполняется по условию UP —6£<-Г 1 "А Г;1е п=g __ Се'*енИя к Число 6олтов;Уб = (0,95с/б)2л/4 — площадь поперечного ПрИ1,ятый°ЛТа По внутреннему диаметру резьбы; d6 = 0,022 м — *ЧедЛдДиаметр 6ojrra; [о]6 = 139,8 МПа — допускаемое напря- Материала болта при температуре 120 °C.
250 Глава 3. Теплообменные а Следовательно, /б = ^4(0,95 0,022)2 = 0,00034 м2; Рис. 3.14. Элемент пластины 1,3 0,1379 8 0,00034 ’ МПа- Так как а < [о]6, то прочна болта обеспечена. 711 Расчет толщины пластины. Вц делим элемент пластины, ограни ченный гофрами. Ширина этого элемента равна шагу между гофра. ми b =18 мм. Длина элемента рас- считывается как гипотенуза прямо- угольного треугольника (рис. 3.14) . 135 135 ' =--rrz = Т777 = 157 ММ. cos30 0,86 Для прямоугольной плоской стенки, жестко закрепленной по периметру, толщина пластины находится по формуле из [3.6] S'=Kb К+С, / b где Р = 0,6 МПа — внутреннее давление в аппарате; С конструк- тивная прибавка на коррозию, эрозию, принимаем С = 0,3 мм: * = /^] = /^] = /(8,72) - рис. 15.22 из [3.6] К- 0,5. Тогда Ы = ц^!— = 1^^ = 149,6 = 150 МПа, лт где от* = 224,4 МПа - нормативное допускаемое напряжением материала пластины. Следовательно, толщина пластины 5 = 0,5 -0,018 J— + 0,0003 = 0,00086 м = 0,86 мм. Принятая толщина пластины 1 мм обеспечивает про при давлении 0,6 МПа. коэффициент. Из графика на
251 „иральных теплообменников ,! । pac^f_ 3.11. Расчет спиральных теплообменников Спиральные теплообменники предназначены „ как под вакуумом, так и при давлении рабочей среды ^лПа и температуре рабочих сред от -20 до +200 °C. В этих ап- 1° *м мОхет осуществляться теплообмен между рабочими сре- параТ^1ДКость-жидкость, газ—газ и газ-жидкость, конденсиро- да^Гпары и парогазовые смеси. 031 й зависимости от технологического назначения изготовляют- ТИПа спиральных теплообменников. СЯ Т и п 1 предназначен д ля теплообмена между жидкостями и газа- ни (исполнение 1) и для конденсации паров (исполнения 2,3). Кон- струкция аппарата имеет односторонние тупиковые каналы, откры- тые стороны которых закрываются плоскими крышками (рис. 3.15). Рис. 3.15. Общий вид спирального теплообменника Тип 2 предназначен для подогрева и охлаждения высоковяз- кюокидкостей (исполнение 1), для охлаждения нитрозной серной зелоты и других рабочих сред при необходимости механической епщ каналов по стороне воды (исполнение 2), для подогрева х вод и других загрязненных сред (исполнение 3). ciotm* к 3 предназначен для охлаждения нитрозной серной ки- сПи ^Конструкцня аппарата без крышек имеет глухие по торцам УсдЬНЫе каналы. Изготовляются в одном исполнении. ШифровВНое обозначение аппарата, например Т.С. 1.50.6.8.3, рас- тила ] ВЫВается следующим образом: теплообменник спиральный Нцпя Плои1аДью поверхности теплообмена 50 м2 на давление 0^ с ШиРИной канала 8 мм, изготовлен из стали марки Ст 3. Ченццк°ВНЫе РазмеРы и характеристики спиральных теплооб- в представлены в табл. 3.60—3.66.
Табл и ца 3.60. Основные размеры, мм, и характеристики спиральных теплообменников типа 1 (исполнение 1) Поверхность теплообмена, м2 Ширина канала, мм ^у, мм Ширина ленты, мм Длина ка- нала, м Площадь попе- речного сече- ния канала, м2 Пропускная способ- ность при скорости 1 м/с, М3/ч Мас- са, кг Материал лен- ты (по ГОСТ 5832-72) Из коррозионно-стойкой стали 10 12 65 400 12,5 0,0048 17,28 1200 Сталь 12Х18Н10Т 12,5 15,6 1300 16 500 16 0,006 21,6 1500 Сталь 10Х17Н13М2Т 20 100 400 25 0,0048 17,28 1800 Сталь 12Х18Н10Т 25 500 0,006 21,5 2300 Сталь 10Х17Н13М2Т 31,5 31,5 2600 40 100 20 0,012 43,2 2800 Сталь 12Х18Н10Т 50 150 25 3500 63 31,5 4300 80 40 5500 100 1250 0,015 54 6000 Из угле родистой стали 20 12 100 700 14,3 0,0084 30,24 1650 ВСт.Зсп.4 1 25 17,9 2000 31,5 22,5 2600 40 28,6 3200 \ 50 1 1100 22,7 0,0138 ло до | 4000 ВСг.Зсп.5 / / //J \ « у 150 28,6 49,68 I—:: ’ / 4800 j \ ИП \ 1 1ООО 1 40 О,О12 43,2 / 5500 / \ \ \ п 40 0.015 34 / ЛОСХ? _/ Глава 3. Теплообменные
Гнблици 3 61. (кнонныс размеры и характеристики спиральных теплообменников типа 1 (исполнение 2) \ /поверх- 1щ / II Аз. ММ Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь none- 1 речного сечения | канала, м2 Пропускная \ \ Материал \ \ способность | Мас-1 ленты (по \ при скорости 1са, кг 1 ГОСТ 1 1м/с,м5/ч 1 5832-72) 1 -пипальных теплообменников 253 Расчетец /люмена’накана- Дмм лооомена, ла мм 1 мм ^$2» ММ Для! рабочей среды Для II рабо- чей сре- ды Из коррозионно-стойкой стали 10 12 700 200 65 50 400 12,5 0,123 0,0048 17,28 1200 Сталь 12Х18Н10Т 12,5 760 15,6 0,158 1300 16 500 16 0,006 21,6 1500 Сталь 10Х17Н13М2Т 20 950 250 100 65 400 25 0,264 0,0048 17,28 1800 Сталь 12Х18Н10Т 25 500 0,006 21,6 2300 Сталь 10Х17Н13М2Т 31,5 1060 31,5 0,337 2600 40 830 1000 20 0,208 0,012 43,2 2800 Сталь 12Х18Н10Т 50 950 300 150 80 25 0,264 3500 63 1060 31,5 0,337 4300 80 1280 40 0,432 5500 100 1250 0,015 54 6000
Окончание табл. 3.61 Поверх- ность теп- лообмена, м2 Шири- на кана- ла, мм D, мм я., мм ^у2> ММ мм Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь попе- речного сечения канала, м2 Пропускная способность при скорости 1 м/с, м3/ч Мас- са, кг Материал ленты (по ГОСТ 5832-72) Для I рабочей среды Для II рабо- чей сре- ды Из углеродистой стали 20 12 700 250 100 65 700 14,3 0,123 0,0084 30,24 1650 ВСт.Зсп.4 25 780 17,9 0,18 2000 31,5 900 22,5 0,236 2600 40 1100 28,6 0,34 3200 50 980 300 150 80 1100 22,7 0,275 0,0138 49,68 4000 ВСт.Зсп.5 63 1050 28,6 0,336 4800 80 1280 1000 31,5 0,43 0,012 43,2 5500 100 1250 40 0,015 54 6000 Глава 3. Теплообменные
Гнблнин .1.&2. (кноиныс размеры и характеристики спиральных тсплообмснникоитина 1 (исполнение \ > 1 I Е X a L,,. _ 1 канала, 1 I у| лообмена, | мм | мм м2 мм мм Аз. ММ Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь I ного сечен ла, Для I ра- бочей среды топереч-1 \ \ \ \ “л IПропускная! \ Материал \ 1 способность! м , \ Для TulT I са.кг 1 ГОСТ \ Прабо-1 С™А,**/С’ | 5832—72) I чей сре- м'4 I 1 I ды j II 1 Из коррозионно-стойкой стали теплообменников 255 10 12 460 200 65 50 400 12,5 0,043 0,0048 17,28 1200 Сталь 12Х180Т 12,5 490 15,6 0,0622 1300 16 500 16 0,006 21,6 1500 Сталь 10Х1М2Т 20 550 250 100 65 400 25 0,0835 0,0048 17,28 1800 Сталь 12Х18Н10Т 25 500 0,006 21,6 2300 Сталь 10Х1М2Т 31,5 600 31,5 0,107 2600 40 510 1000 20 0,0622 0,012 43,2 2800 Сталь I2X180T 50 550 300 150 80 25 0,0835 3500 63 600 31.5 0,107 4300 80 660 40 0,116 5500 100 1250 0,015 54 6000
Окончание табл. 3.62 Поверх- ность теп- лообмена, м2 Ширина канала, мм Д мм А» ММ Аз» ММ Аз» ММ Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь попереч- ного сечения кана- ла, м2 Пропускная способность при скоро- сти 1 м/с, м3/ч Мас- са, кг Материал ленты (по ГОСТ 5832—72) Для I ра- бочей среды Для II рабо- чей сре- ды Из углеродистой стали 20 12 470 250 100 65 700 14,3 0,043 0,0084 30,24 1650 ВСт.Зсп.4 25 490 • 17,9 0,0622 2000 31,5 530 22,5 0,079 2600 40 600 28,6 0,107 3200 50 570 300 150 80 1100 22,7 0,081 0,0138 49,68 4000 ВСт.Зсп.5 63 600 28,6 0,107 4800 80 660 1000 40 0,116 0,012 43,2 5500 100 1250 0,015 54 6000 Глава 3. ТеплообменНы?
257 пиоальных теплообменников ---------------- АЗ Характеристика спирального теплообменника типа 2 (исполне- Т«6^иа ние!) \ Поверхность тепло- \ ° I обмена, м2 \ с» Ширина канала, мм \ Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь попереч- ного сечения кана- ла, м2 Пропускная спо- собность, м3/ч, при скорости 1 м/с Масса, кг Материал ленты (по ГОСТ 5832-72) сквоз- ного спираль- ного 500 20 0,16 0,004 14,4 1200 Сталь 10Х17Н13М2Т Таблица 3.64. Характеристика спирального теплообменника типа 2 (исполне- ние 2) Поверхность теплообме- на, м2 Ширина ка- нала, мм Ширина ленты, мм Длина кана- ла, м Площадь по- перечного сечения ка- нала, м2 Пропускная способ- ность, м3/ч, при скоро- сти 1 м/с Масса, кг Материал ленты (по ГОСТ 5832-72) 50 16 1100 22,7 0,0168 60,48 4400 ВСт.Зсп.5 Таблица 3.65. Характеристика спирального теплообменника типа 2 (исполне- ние 3) / Поверхность тспло- ! обмена, м2 Ширина ка- нала, мм ина ленты, мм а канала, м Площадь по- перечного сечения ка- нала, м2 Пропускная способ- ность, м7ч при скоро- сти 1 м/с, £ os' риал ленты (по Г 5832-72) Широ- кого узкого а X в X X широ- кого узкого шире кого - узко- го О й S gb IS 20 25 12 500 20 0,0125 0,006 45 21,6 2400 Сталь 10Х17Н13М2Т
258 Глава 3. Теплообменник Табл и ца 3.66. Характеристика спирального теплообменника типа 3 Поверхность тепло- обмена, м2 Ширина канала, мм Ширина ленты, мм Длина канала, м Площадь попереч- ного сечения кана- ла, м2 Пропускная спо- собность, м3/ч, при скорости 1 м/с Масса, кг 1 Материал ленты (по / ГОСТ 5832-72) 1 50 16 1100 22,7 0,0168 60,48 2850 ВСт.Зсгн Расчет аппарата следует начинать с выбора площади поперец ного сечения канала спирального теплообменника, необходимой для заданного расхода рабочих сред. Площадь поперечного сече- ния каналов f приведена в табл. 3.60—3.66. При недостаточной площади поперечного сечения канала либо предусматривают подачу рабочей среды (например, пара, газа) одновременно в несколько каналов поперек спиралей (тип I, исполнения 2, 3 и тип 2, исполнение 1), либо устанавливают па- раллельно несколько аппаратов. При выборе рациональной скорости движения каждой рабо- чей среды в теплообменнике можно ориентироваться на следу- ющие значения: Рабочая среда Газообразная............................................. Парообразная......................................... Жидкость (при вязкости, близкой к вязкости воды)..... Жидкость повышенной вязкости (например, серная кислота) Высоковязкая жидкость (более 10 Па-с)................ Скорость, № . . 15-Я . . 30-70 . . I--’ • -Д»1 0,01 имени Скорость рабочей среды в канале теплообменника опреде-1’ ется из уравнения: Ю=ис//, где ис — расход рабочей среды через канал, м3/с;/- плошадь ния канала, м2. Пример 3.9. Рассчитать и подобрать нормализованный спир теплообменник. Произвести гидравлический расчет. " Исходные данные. Расход охлаждаемой среды 15000 кг/ ’ асТро 25%-ный раствор хлористого кальция; начальная температур ра 100 °C, конечная 30 °C.
259 -пиоальных теплообменников ц.расче^!1-—-------------------------------------- раствора при его средней температуре С®° /2 - = 100^22=58 °C следующие: плотность рр = 1240 кг/м3, вяз- |п3,3 = 0,0059 Па с; удельная теплоемкость ср = 3060 Дж/(кг-К); те- коСТЬ^нплиость = 0,6 Вт/(м К); критерий Прандтля для раствора "’,“3Р060.0,0059/0,6 = 30. г‘ естве охлаждающего агента принимаем воду с начальной темпе- ° тупой 0| = 20 °C; конечной - 62 = 40 °C. При средней температуре Р3 У0 = (40 +20)/2 = 30 ° С ее свойства: плотность рв = 1000 кг/м3; вяз- Восп> (Ч = 0,0008 Па с; коэффициент теплоемкости св = 4180 Дж/(кг К); теплопроводность 1в = 0,62 Вт/(мК). Критерий Прандтля для воды Рг =4180 0,0008/0,62 = 5,4. Давление воды 0,15 МПа. Предварительный тепловой расчет включает определение: ♦ объемного расхода раствора V = = 15000 = 0,00336 м3/с; ₽ 3600рр 3600 1240 ♦ теплового потока в аппарате Q = GpCp(/2 = ^3060 (100-30) - 892500 Вт; ♦ расхода воды, необходимого для охлаждения раствора: GB = —- 892500 - 735 кг/с- св(е2-01)“419О(49-2О) ’ 5КГ/ ’ ♦ объемного расхода воды =—=~=0,00735 м3/с. Рв 1000 следУюшую схему распределения температур в тепло- ,,400-с -^2^ ,2=зо°с ^52, Вол, е, -20°С 11=60 °с дг2=10°С
260 ♦ ♦ ♦ Глава 3. Теплообменные« Тогда среднелогарифмическая разность температуп Тр сителей .. 60-10 9ЙОГ 1Т = 7«Г=28 с In— 10 Принимаем предварительно по табл. 3.35 значение коэдл циента теплопередачи = 300 Вт/(м2-К) и находим ориенп/ вочную площадь поверхности теплообмена Р°' Р Q 892500 1Л43 , Fm = —--------=----= 1062 м2. ор ЛГорД/ер 300-28 По данным табл. 3.60 предварительно выбираем теплообмен- ник со следующими параметрами: поверхность теплообмена F= = 100 м2; ширина канала b = 12 мм; ширина ленты /л = 1250 мм. Проведем уточненный тепловой расчет. Определим сначала следующие величины: скорость раствора в канале теплообменника 0,00336 . соп = —— = —J------= 0224 м/с; р Ь/л 0,012-1,25 скорость воды в канале теплообменника Гв 0,00735 . <ов = —— = —-------= 0,49 м/с. в Ь1Л 0,0121,25 ' значения критериев Re для раствора и воды соответственно: Re₽ = c0pd3Pp = 02240,024 1240 = j Up 0,0059 где d3 = 2b = 0,024 — эквивалентный диаметр канала; Re _ тв^зРв _ 0,49-0,024-1000 _. д-удд в “ цв 0,0008 Поскольку для воды Re > 104, 0,6 < Рг < 100, для нахожДеН11Я критерия Nu используем формулу (3.10): 0,25 Nu = 0,023Re°’8Pr°>4 Рг .^Гст ,
261 = 1. .нивальных теплообменников .ц.^счет^Г^—------------------ ^Г^ература воды изменяется незначительно, поэтому при- Тогда К11 =О,О23 147ОО0,8-5,40’4 =97,4 значение коэффициента теплоотдачи для воды NuAl = 97,4 C^2=25i6 Вт/(м2,К) 0,024 Для выбора формулы для расчета критерия Nu для раствора найдем значение критерия Сг Сг = ^-0Д'ср = 9,81 0,0243 424°2 Ц17-10-4 -28 = 22090, р 0,00592 где коэффициент объемного расширения раствора [3.12] р3—Р2 _ 12402—12332 —131710-4 2(/2-^)Р1Р2 2(58-15)1240 1233 ’ Здесь рь р2 - значения плотности раствора при температурах со- ответственно tt = 15 °C и t2 = 58 °C, кг/м3, тогда Сг-Рг = 22090-30 = 662700. Таким образом, для раствора Re < 2300, Сг-Рг > 5-Ю5. В этом случае для расчета Nu приемлема формула (3.14): 0,25 Nu=0,15(Re.Pr)0,33(Сг-Рг)0,1 Рг 1Ргст , =°Д 5 (1130-30)0,33 (662700) °’' 1 = 17,9. Приняв -?£ К % 17,9-0,6 ,,7П2V. d3 0,024 ' 0,25 ~ 1, получаем
262 Глава 3. Теплообменные ---------------— Определив коэффициент теплопередачи * = ~i----------00б2-------------Г = 313 Вт/(м2К) — + 0,00023+-^-7-+ 0,00020+—— ’’ 447 16 2516 найдем необходимую расчетную площадь поверхности теп мена: °°б- F = —^— = 892500 = 102 м2. 313-28 В соответствии с данными табл. 3.60 окончательно выбипа спиральный теплообменник типа 1 (исполнение 1) с площадью поверхности теплообмена 100 м2, шириной канала 12 мм, цщри. ной ленты 1250 мм, выполненный из коррозионно-стойкой стали 12Х18Н10Т. Гидравлический расчет теплообменника проводится с целью проверки достаточности указанных в исходных данных задачи на- пора, создаваемого насосом для подачи раствора, и давления в во- допроводной сети. Для расчета сопротивления теплообменника по потоку рас- твора найдем его скорость в штуцерах: Vp 0,00336 Л1О . сош =---*4- =—’-------т = 0Д9 м/с, 0,785^2 0,785 0,152 где дш—диаметр штуцера, примем = 0,15 м. Тогда при коэффи- циентах местных сопротивлений = 1,5 и £2 = 1,5 (табл. 3.4) по (3.34) определяем сумму потерь давлений при входе и выходе рас- твора из теплообменника: Ар, + Др2 = (Ц +1,5)124°2°>192 = 67 Па. Согласно (3.36), коэффициент трения в прямолинейном кана ле при Rep =1130 составит 64 Определим для этого случая коэффициент трения в сп ном канале Хго сп = 1,15Х = 1,15 -0,057 = 0,065. VII 7 1 pi 7 7 7
263 „„„сальных теплообменников ---------------------- спирального канала L = 40 м потеря давления рас- Лри рлдравлическое трение составит Т8°₽7 , +^=0,065 40 3370 Па. bP^^lb 2 2 0,012 2 бщее сопротивление теплообменника по потоку раствора а°д/» = 67+3370 = 3437 Па. jro сопротивление значительно меньше давления AP^PpgH = 1240-9,8 13 = 157976 Па, создаваемого насосом. Для расчета сопротивления теплообменника по потоку воды вычислим скорость воды в штуцерах: V. 0,00735 . и =-----^-4- = — ---г = 0,42 м/с. ш 0,785</щ 0,785-0Д52 Величину Хц, найдем при dB=2b=24 мм и абсолютной шерохо- ватости Д = 0,25 мм. Тогда при е = A/rfB = 0,25/24 = 0,0104 получим по (3.37): 0,9 = -21g 0,27 0,0104+ 6,81 I0,9 14700 = 4,84, 2 откуда Ц, = 1 Г = -2_ =0,043. (4,84) Tor«»4xn = 1,15 • 0,043 = 0,05. Скорость воды в канале теплообменника <ов = 0,49 м. При этих Дзнных получим потери давления при течении воды в теплооб- меннике: .(1^М)!000Д421 + 0|05 40 10000.49* = 1(М9 2 2 0,012 2 значительно меньше давления воды в сети. Удовд101X1 образом, выбранный спиральный теплообменник соцпЛ1Воряет условиям работы с точки зрения гидравлического ‘^’’Иьления.
264 Глава 3. Теплообменны ------------------------------------—^54 3.12. Расчет трубчатых печей Трубчатые печи широко используются в негЬг рерабатывающей и нефтехимической отраслях промыщЛен еПе' для огневого нагрева, испарения и перегрева жидких и газоо^1 ных сред, а также для проведения высокотемпературных Тр ^аз' технологических и химических процессов. °' Большая группа печей применяется в качестве нагревате! - сырья, и они характеризуются высокой производительностью^ умеренными температурами нагрева (300-500 °C) углеводород*1 ных сред (установки АТ, АВТ, при вторичной перегонке бензина ГФУ). Большинство применяемых печей радиантно-конвекцион- ные. Они состоят из радиационной камеры, где сжигается топли- во и теплота к трубчатым сырьевым змеевикам передается в ос- новном излучением от пламени и раскаленных поверхностей ог- неупорной футеровки, и конвекционной камеры, куда поступают продукты сгорания топлива из камеры радиации. В камере кон- векции теплота к сырью передается преимущественно конвекци- ей и частично излучением трехатомных компонентов дымовых га- зов. Схема типовой конструкции двухкамерной печи представле- на на рис. 3.16. Рис. 3.16. Схема двухкамерной печи Основные соотношения для технологического расчета тР^ча^цаЯ чей [3.14]. Использованная ниже методика расчета, преДЛ°
265 ^тпубчатых печей ,|2.расче^Г------ i-''""дконем, основана на совместном решении уравнений те- Н.И- & баланса и теплопереноса в топке печи. плове1® я баланс топки в соответствии с законом сохранения «и может быть определен следующим уравнением: энергии е„.=^+а' <3«’ п - теплота, внесенная в топку при сжигании топлива, где - теплота, переданная радиантным трубам излучением “Ддободной конвекцией, кДж/ч; (?к - теплота, уносимая продук- тами горения в камеру конвекции, кДж/ч. Таким образом: 50нПт =Qp + BGncCPT(Tn -То), (3.43) где В - расход сжигаемого топлива, кг/ч; Q” — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; г|т - КПД топки, рекомендуется при- нимать равным 0,95—0,98; (7П С - количество продуктов сгорания, образующихся при сжигании 1 кг топлива, кг/кг; Срт - средняя те- плоемкость продуктов сгорания в пределах температур Тп, Т„, кДжДкг-К); Тп — температура продуктов сгорания (дымовых газов) на выходе из топки, К; То — приведенная температура ис- ходной системы, может быть принята равной температуре окру- жающего воздуха, К; под приведенной температурой системы подразумевается температура, которую имела бы смесь топлива, воздуха, водяного пара (в случае использования жидкого топ- лива), газов рециркуляции после смешения этих потоков в топке печи До выделения теплоты сгорания топлива. В начале расчета температура Тп принимается в зависимости от назначения печи, а последующим расчетом камеры радиации проверяется правиль- ность принятой величины. Рекомендуются следующие значения Тп, °C: £я Нагрева нефти, мазута..................................... 700-850 я нагрева нефти печей каталитического термического крекинга....................................... 800-900 _ в печей отгона растворителя................................ 700—800 щ печей пиролиза..............................................До 1000 '^а^.Реда'*а в топке должна учитывать теплоотдачу экрану антным трубам) излучением и конвекцией: в’’°» + <2рк (3.44)
266 Глава 3. Теплообменные = ---------------- Передача теплоты излучением (2рл определяется уравце Стефана—Больцмана, для решения которого необходимо температуры излучающих и поглощающих источников. В свя сложностью определения средней эффективной темпепя Ис° продуктов горения Белоконь ввел понятие эквивалентной лютно черной поверхности Н„ излучение которой при темпео ре газов на выходе из топки Тп равно всему прямому и отраженн му излучению, или общее количество теплоты, передаваемой эк вивалентной абсолютно черной поверхности при Тп, равно теплоте, которую поглощает действительная поверхность экрана при фактических условиях в топке: С?рл — Cs 3 л п цоо, [100J (3.45) где Cs = 5,67 Вт/(м2К4) — постоянная излучения абсолютно черно- го тела; Тст — средняя температура наружной поверхности ради- антных труб, К; Hs — эквивалентная абсолютно черная поверх- ность, м2, определяемая по уравнению Н =Ополн =дбРЛт (3.46) Яз Яз где qs — теплонапряженность эквивалентной абсолютно черной поверхности, кДж/(м2 ч), зависящая от принятой температуры продуктов сгорания на выходе из топки Тп, максимальной расчет- ной температуры горения Ттах и температуры наружной поверх- ности радиантных труб Тст. Конвективная составляющая (2рк определяется по уравнению ерк = акЯр(Тп-ТС1), (3'47’ где ак, Вт/(м2 К),— коэффициент теплоотдачи свободной коН17 цией от продуктов сгорания (дымовых газов) к радиантным тр бам, равный ._______ (3-48) ак= 2,1^77^77; Р Нр - поверхность нагрева радиантных труб, м2. щение Таким образом, методика Белоконя предполагает Ре уравнения
267 трубчатых печей 4 (Т * ст .100. 4 + «ЛР(Л Гст)+ (3 49) т 1 п 100 +ЯСп.с С^(7'п -Го)- m процесса горения. В трубчатых печах используется как тОПливо, так и газообразное, что определяет некоторые в расчете процесса горения. Р задков топливо. В этом случае должны быть заданы плот- ить топлива и его элементарный состав. Н Содержание водорода Н, % масс., в топливе рассчитывается по эмпирической формуле H=26-0,015pJs, (3.50) гдер^Р^ + 5Р (3.51) -относительная плотность топлива при 15 °C; р® - относительная плотность топлива при температуре 20 °C; р — средняя температурная поправка плотности на 1 °C. Содержание углерода в топливе определяется следующим об- разом: C=100-(H + S + 0), (3.52) где Н, S, О - содержание в топливе водорода, серы и кислоро- да, % масс. Низшую теплоту сгорания Q" , кДж/кг, жидкого топлива опре- деляют по эмпирической формуле бр =51916-0,879-10 3(pjs)2 -211,2 Н. (3.53) топливо является сложной смесью различных веществ, НияКотоР°й известен только элементарный состав, теплота сгора- Рассчитывается по формуле: 6рН =339C+1030H+109(S-O)-251T, (3.54) гДе . у содержание влаги в топливе, % масс. ^Игд0^™4601406 количество воздуха Lo, кг/кг, необходимое для Ния 1 кг топлива:
268 Глава 3. Теплообменные ащ^ Lo = 0,115С + 0,345Н + 0,043(S - О), и теоретически необходимый объем воздуха Уо, м3/кг, при J мальных условиях (О °C и 760 мм рт. ст.): НоР- Го = 0,089С + 0,267Н + 0,033(S - О) отличаются от тех значений, которые необходимы ддя обесп * ния полноты сгорания топлива. На практике в топку подаетсяЧе' который избыток воздуха. Соответствующий коэффициент Не жидкого топлива принимается равным а = 1,2-1,4. Тогда дей^ вительный расход воздуха: L = а^<” (3.57) К=аКо- (3.58) Количество продуктов сгорания (дымовых газов), образующих- ся при сжигании 1 кг жидкого топлива, определяется по формуле: Gn.c = 1 + а£0 + 1Кф, (3.59) где Иф = 0,3 — 0,6 кг/кг — расход форсуночного пара, подаваемого на распиливание топлива. Состав продуктов сгорания в расчете на 1 кг топлива (при из- вестном элементарном составе) при полном его сгорании т, кг/кг, определяется по уравнениям: тсо2 = 0.03667С; /пН20 = 0,09Н + 0,011Г+1Гф; ?nN2 = Zoa0,768 + 0,01N2; т02 =£0 (a-1)0,232; ^soj =0,02S. Общая масса продуктов сгорания: ^п.с='”со2 +wh2o + wn2 +^02 +"Jso2- Если расчет сделан правильно, то значения (7Г формулам (3.59) и (3.65), совпадают. Покомпонентные объемы продуктов сгорания V, м /кг ва, при нормальных условиях: /псо, 22,4 гл LUj гсо2 - (3.60) (3.61) (3.62) (3.63) (3.64) (3.65) найденные110 ^со2 (3.66)
рясчет трубчя^!^ 269 П^нр '^’4. Мир (3.67) Wso2 'И’4. Iso: Mso2 (3.68) mo2 22,4 (3.69) /hn -22.4 v - —-2 , м3/кг, %- MN, (3.70) где Л/со 2 > н jo > Mso 2, мо 2 > м к 2 ~ мольные массы соответству- ющих компонентов. Суммарный объем продуктов сгорания: Кпс = ИС02 + ИН2о + KSO2 + KOj + KN 2. (3.71) Плотность продуктов сгорания при нормальных условиях оп- ределяется как Ро^п.с/^п.с (3.72) и для продуктов сгорания жидкого топлива ориентировочно нахо- дится в пределах 1,29—1,31 кг/м3. Газообразное топливо. Теплота сгорания газообразного топлива Q, кДж/м3, рассчитывается по правилу аддитивности: Л 0р=ЁОрНЛ> (3.73) i=l где0рг - теплота сгорания /-го компонента топлива, кДж/м3; у, - мольная доля /-го компонента топлива. -Значения теплоты сгорания наиболее распространенных ком- нентов топлива приведены в табл. 3.67. бЬГтьЛементарный состав газообразного топлива, % масс., может вычислен из следующих уравнений: c = 12V"c<y' 12,01^
270 Глава 3. Теплообменны ----------- S = 32V"^ = 2L М, м, O = 16V^ = -^ л/, мх N = 14V^-^ Mi л/т где пс., лн., п$., п0., nN. - соответственно число атомов угле да, водорода, серы, кислорода и азота в молекулах отдельных ко? понентов, входящих в состав газообразного топлива; у(. ' держание соответствующих компонентов газообразного топлива (% масс, и % об. или % мол.); А/, - молекулярная масса компонен- тов топлива; Мт - средняя молекулярная масса топливного газа определяемая как Мт = '£Miyj. (3.75) Таблица 3.67. Низшая теплота сгорания компонентов топлива Компонент 0рн> МДж/кг МДж/м3 Компонент <?рн, МДж/кг МДж/м! н, 120,10 10,80 C,HS 45,84 86,06 H2S 16,59 25,14 с,нв 46,42 91,32 со, 10,12 12,65 С4НВ 45,38 113,50 сн4 50,08 35,84 л-С4Н1П 45,79 118,73 с,н, 48,30 56,10 /-С4Н|П 45,96 109,30 с,н6 47,55 63,80 л-С4Н|, 45,42 _J46J0__ с2н4 47,23 59,10 >-с,н|2 45,06 __14bpO_J Теоретическое количество воздуха, необходимое для сжига ния 1 кг топлива: Lo= 0,115С + 0,345Н + 0,043(S—О), кг/кг. Действительный расход воздуха: (3.77) L = а£0, кг/кг. Тот же расход воздуха (м3) при нормальных физических виях: V = —, м3/кг, Ро (3.78’
271 цетТрубчатьапечей 1 293 кг/м3 — плотность воздуха при нормальных физиче- где Условиях. с1сих У дымовых газов, образующихся при сжигании 1 кг топ- 1йВа («сг/кг): '1И = О,О3667С; (3.79) /Ясо2 = 0,09Н+ 0,01ИЛ (3.80) я>н,о ш = 0,02S; (3.81) м =0768£0a+0,01N2 =0,7681 + 0,01N2; (3.82) "*N2 ’ „0> =ftO232£o(a-l), (3.83) где С H, N, О, S и W— содержание соответствующих элементов и влаги в топливе, % масс. Общая масса продуктов сгорания Gri c, кг/кг, определяется как сумма (3.79)—(3.83): Gn.c = тсо2 + wh2o + "»n2 + то2 + т50г, (3.84) или Gnc= 1 + aL0. (3.85) Объемный состав продуктов сгорания на 1 кг топлива при нор- мальных условиях: /яСо2 wCo2 22,4 с°2 = й---= —*7------’ Рсо2 J”CO2 И _ тн2о wh2o’22,4 н Р ----г.------; Рн2о Л/Н20 -mso2 wSo2 ’22,4 Pso2 A/So2 (3.86) (3.87) (3.88) К) =^~mo2-22,4 Po2 ’ (3.89) Pn^^^mN2 22,4 pN2 Об сумМя ^ий°бъем продуктов сгорания Кпс, U-86)-(3.90): (3.90) м3/кг, вычисляется как
272 Глава 3. ТеплообменныР -----------~--- Гп.с =ИС02 +ИН2о +rS02 +К02 +KN2. .> Объем дымовых газов при любой температуре и давлены личном от нормального: И’ °т- у _ у ' п с РТ0’ (3.92) где Ро и То — нормальные физические условия (Ро = i атм. т = 273 К); Р, атм, и Г, К, - рабочие условия. ’ 0 а Плотность дымовых газов при нормальных физических v™ У МО- виях: Р ^п.с / ^п.с (3.93) Расчет радиантной камеры. В общем случае теплота, выделя- ющаяся в печи при сгорании топлива, тратится на нагрев сырья частичное или полное его испарение и компенсацию эндотерми- ческого эффекта реакции, если в трубах печи происходит химиче- ское превращение сырья. Если в камере конвекции с целью утилизации теплоты дымо- вых газов устанавливается пароперегреватель, то в полезную теп- ловую нагрузку печи включается теплота, идущая на нагрев и пе- регрев водяного пара Qnep в п. Следовательно, для полезной тепло- вой мощности печи справедлива формула 0=0 + О+О + О (3.94) *£пол *£нагр «^исп *^реакц ^пер.в.п1 ' Для печи, в которой осуществляются нагрев и частичное испа- рение сырья, полезная тепловая нагрузка, или, как ее чаше назы- вают, полезная тепловая мощность печи, Qn0II, кДж/ч, рассчиты- вается по формуле 0ПОЛ [«,_+(! еХвых f'M]’ (3.95) где Gc — производительность печи по сырью, кг/ч; е - доля сырья на выходе из печи; /,п , /,ж , /,ж — соответственно энт ’ ВЫХ . * ВЫХ ’ ВХ лГТИ пия пара и жидкости на выходе из печи и энтальпия жид (сырья) на входе в печь, кДж/кг (табл. 3.68, 3.69). „подук- Энтальпия нефтяных жидкостей, кДж/кг. Энтальпию ЛР^ тов сгорания можно определить на основе правила аддитивнс* (3.96) или
.рубчатых печей 12. рас^Л -——— 273 ^t^^2C/’cO2 + WH2oQ’H2o + WN2Q’N2 + тО2СРо2 + (3 97) CpHp,Cp^2,CpO2,CpSO2 - значения средней удельной где СРсо2 ’ ^рИ постоянном давлении соответствующих газов в На рис. 3.17 приведены данные по теплоемкости отдельных компонентов продуктов сгорания топлива. Таблица 3.68. Энтальпия нефтяной жидкости, кДж/кг, в зависимости от темпе- ратуры и относительной плотности тк • Относительная плотность при 288 К 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 1,00 J73 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 J83__ 21,14 20,39 19,68 19,05 18,51 17,96 17,50 17,04 J93__ 42,66 41,16 39,77 38,48 37,35 36,40 35,30 34,42 ^303 64,67 62,34 60,21 58,28 56,56 54,93 53,51 52,15 ^313 Vn _87Д9_ 83,90 81,06 78,50 76,16 74,02 72,01 70,20 _109,90 105,93 102,33 99,06 96,09 93,41 90,81 88,61 J33J4_ . 128,28 123,97 119,99 116,44 113,17 110,11 107,34 J56.80 151,10 145,99 141,35 137,12 133,27 129,67 126,42 _180,91 174,30 168,52 163,12 158,18 153,78 149,68 145,84 L^36_ __197,95 191,21 185,14 179.57 174,59 169,94 165,59
274 Глава 3. Теплообменные Продолжение л Г, К Относительная плотность при 288 К 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 373 230,32 221,94 214,41 207,58 201,43 195,69 190,50 ~Ж43~ 383 255,66 246,35 237,98 230,48 233,53 217,25 393 281,40 271,18 261,97 253,64 246,06 239,15 232,74 226,89 403 307,60 296,43 286,38 277,29 269,00 261,42 254,43 2487? 413 334,23 322,05 311,12 301,24 292,28 284,03 276,4V _269j 291,25 423 358,81 348,09 336,28 325,61 315,89 307,02 298,81 433 388,70 374,55 361,87 350,35 339,88 330,34 321,50 313,35’ 443 416,59 401,43 387,82 375,51 364,29 353,99 344,57 335J4J 453 444,85 428,69 414,12 401,01 389,00 378,03 367,98 358,65 463 473,57 456,36 440,87 426,89 414,16 402,44 391,72 381,80 473 502,71 484,41 467,96 453,14 439,61 427,26 415,79 405,28 483 523,27 512,84 495,44 479,70 465,38 452,32 440,18 429,05 493 562,25 541,73 523,32 506,70 491,59 477,77 464,96 453,21 503 592,85 571,00 551,70 534,19 518,24 503,67 490,19 477,78 513 623,25 600,76 580,37 561,95 545,21 529,80 515,65 502,62 523 654,82 630,83 609,43 589,92 572,50 556,55 541,52 527,80 533 638,95 618,64 600,18 583,35 567,69 553,32 543 668,80 647,57 628,23 610,60 594,65 579,18 553 699,03 676,84 656,66 638,19 621,11 605,38 563 729,68 706,52 785,46 666,20 648,33 _63L91_ 573 760,74 736,58 714,60 693,67 675,92 _65879_ 583 792,14 766,98 744,12 723,23 703,80 _686;О1, 593 824,00 797,84 774,06 752,33 732,15 -713Д. _741^_ 603 856,20 828,99 804,24 781,63 760,70 613 888,86 860,51 834,85 810,15 789,71 _769ji. 623 921,93 892,50 865,87 841,46 818,98 798^. 633 955,01 924,82 897,23 872,ОЗ_ 848;66_ _878>L 909,00 _939173_ 827J^ _85б^. -886312- 94б^> 643 988,92 957,52 928,97 902,88 653 1023,25 990,64 961,08 934,08 663 1058,00 1024,05 993,53 965,64 673 1092,76 1057,92 1026,39^ 997,55 _970^
275 иетТрубчатъяпечей l2.pacj^_2-—-------- Окончание табл. 3.68 г, К 683___ J93_ J03_ „лз, J23_ 733 — 743 753 Относительная плотность при 288 К ”^065 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 1,00 1127,92 1093,55 1059,51 1029,66 1002,19 976,83 1161,64 1127,25 1093,01 1063,07 1033,55 1007,76 1199,77 1162,26 1126,96 1096,10 1065,62 1034,04 1236,28 1197,63 1161,25 1129,43 1098,07 1070,65 1273,21 1233,39 1195,92 1163,18 1130,86 1102,64 1310,51 1269,52 1210,96 1197,26 1163,97 1134,92 1348,19 1306,07 1266,34 1231,67 1199,94 1167,57 1386,25 1342,96 1302,14 1266,47 1231,30 1198,30 763 1424,77 1380,22 1338,27 1301,63 1265,46 1233,89 773 1463,62 1417,86 1374,78 1337,14 1300,00 1267,55 783 1502,89 1455,92 1411,66 1372,98 1334,84 1301,55 793 1542,54 1494,31 1448,88 1409,19 1370,09 1335,88 803 1582,57 1533,08 1494,02 1445,79 1405,63 1370,55 Таблица 3.69. Энтальпия нефтяных паров, кДж/кг, в зависимости от температу- ры и относительной плотности Г, К 0,65 Относительная плотность при 288 К 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 1,00 323 476,00 464,23 452,47 440,70 428,85 417,26 405,49 393,77 333 493,33 481,36 469,34 457,32 445,22 433,33 421,32 409,34 _343__ .511,13 498,86 486,59 474,28 461,80 449,66 437,52 424,96 lJ53_ 529,34 516,78 504,22 491,66 478,97 466,41 453,85 441,71 .547,89 535,07 522 26 509 49 496 56 483,99 471,02 458,04 J73_ ,566,85 553,79 540,64 527,54 514,14 501,16 488,18 475,20 -J83 586,24 572,84 559 44 546 00 532,56 519,16 505,77 492,37 U«3_ .606,00 592,35 578,57 564,88 550,98 537,59 523.77 510,79 ^403 .626,14 612,15 598,13 584,14 570,03 556,01 542,19 527,96 *413 J46j65_ 632,37 618,06 603,74 589,33 575,27 560,61 546,38 ^-423 _667л59_ 653,02 638,36 623,75 609,01 594,53 579,87 565,22 ^433 ^4j3 -688,90 674,03 659,04 644,10 629,07 614,20 599,13 584,48 21^58 695,43 680,10 664,86 649,50 634,30 618,81 603.74 ^463^ ~?ЗЛ73_ .717,20 701,54 685,92 670,27 654,81 639,32 623,42 1255^ 739,35 723,35 707,44 691,41 675,62 659,84 643,93
276 Глава 3. Теплообменные ann т, к Относительная плотность при 288 К ~ 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 _Д9Р -ЦдГ 473 778,12 761,91 745,58 729,30 712,93 696,81 68оЗГ 483 801,40 784,86 768,15 751,53 734,83 718,41 -М7Ц -55$45 Л84Л Л^л -Zw 749 ftc 493 825,09 808,18 791,14 774,18 757,10 740,35 744,83 503 849,17 831,88 814,46 797,13 779,62 762,50 513 873,62 855,95 838,20 820,53 802,69 785,15 767,44 523 898,44 880,44 862,31 844,27 826,06 808,14 790,05 772,(15 533 923,69 905,31 886,81 868,34 850,21 831,50 813,08 543 949,36 930,52 911,63 892,84 873,91 855,20 836,10 ЛИй 553 975,36 956,22 936,88 917,70 896,44 879,27 860,01 JUOjf 563 1001,76 982,22 962,50 942,95 923,19 903,72 884,04 864 57 573 1028,61 1008,64 988,50 968,53 948,39 928,51 908,45 888,44 583 1055,78 1035,44 1014,88 994,53 973,97 953,67 933,20 912,72 593 1084,05 1063,24 1041,68 1021,49 1000,52 979,80 958,06 938,26 603 1111,39 1092,29 1068,81 1047,62 1026,39 1005,12 983,77 962,54 613 1139,77 1118,17 1096,31 1074,71 1052,90 1031,08 1009,61 987,67 623 1168,54 1146,51 1124,24 1102,22 1079,94 1057,96 1035,81 1014,88 633 1197,72 1175,24 1152,50 1130,06 1107,37 1084,97 1062,36 1039,83 643 1227,28 1204,38 1181,18 1158,28 1135,17 1112,31 1089,24 1066,29 653 1257,21 1233,85 1210,24 1186,87 1163,30 1140,02 1116,49 1093,09 663 1287,57 1263,74 1239,67 1215,89 1191,86 1168,08 1144,13 1120,22 673 1318,30 1294,01 1269,48 1245,24 1220,75 1196,50 1172,97 1147,77 683 1349,41 1324,70 1299,67 1274,96 1250,01 1225,31 1200,40 1175,61 693 1381,77 1356,56 1331,03 1305,36 1280,37 1255,20 1229,79 1204,54 703 1412,84 1387,17 1361,17 1335,55 1309,63 1283,97 1258,13 123X35. 713 1445,16 1418,99 1392,49 1366,36 1339,98 1313,86 1287,53. 12612L 723 1477,86 1451,19 1424,22 1397,60 1370,72 1344,05 1317,29 J29034 733 1510,93 1483,80 1456,30 1429,20 1401,82 1372,89 1345,60 J318^U J350J1 743 1544,39 1516,79 1488,74 1461,19 1433,31 1405,68 1377,37 753 1578,26 1550,10 1521,61 1493,51 1465,13 1436,99 _1408i69. _1380^3. 763 1612,55 1583,91 1554,85 1526,26 1496,91 1468,69 J439JM J41t!> 144ХЦ. 1473Д. 1505^- 1531р 1569Л- 773 1647,21 1618,03 1588,47 1559,37 1529,94 1500,76 1471,41 783 1682,26 1652,57 1622,43 1592,83 1567,45 1533,16 150^27. 793 1717,68 1687,45 1656,80 1626,66 1595,71 1565,95 1535J5. 803 1753,52 1722,78 1691,55 1660,90 1629,88 1599,11 1568J1. 813 1782,11 1753,85 1722,49 1695,49 1663,92 1632,60 1592J1 823 1826,37 1794,50 1765,22 1730,44 1698,33 1666,47 _163i79j
in .-^чатых печей з и-—------------- ’^ПП печи определяется по формуле 1-^'^ <3-98) n" потери теплоты в окружающую среду, обычно состовля- гдео?) ; ^ух - потери теплоты с уходящими из печи ды- 101 и газами, температура которых принимается на 100— ^50 «С выше температуры сырья на входе в печь, причем +ff»H2oCPHlo+msoSPsoi + z”n2Qn2 + wo2Qo2)fyx (3 99) (3.100) (3.102) b"" oP Часовой расход топлива, кг/ч, D С пол Qp Лп Алгоритм расчета радиантной камеры. 1. Принять температуру дымовых газов, tn, °C, покидающих топку, в соответствии с назначением печи: T„ = t„ + 273 К. (3.101) 2. Определить максимальную расчетную температуру горе- ния 7"тах, К, Т —т I 1 max ~ I 0 + -р,—, ^П.сО’т где Срт - средняя теплоемкость продуктов сгорания 1 кг топлива чри кДжДкг-К); ^псСрт-тС0^СрС02 + тНрСрн.р + mSOiCpSO2 + । +mN2CpN2 +тО2СрО2. Вычислить количество теплоты Qp, кДж/ч, воспринима- 06 сырьем в радиантных трубах: ер=*(0рнЛт-/,л), (3.104) где/ газов" ЭНтальпия продуктов сгорания при температуре дымовых 4. п’0П0КИдаЮЩИХ топку, кДж/кг. сЫпх,ЧИТать количество теплоты 0К, кДж/ч, передаваемое 10 в камере конвекции: 58 О _ п *"0-1 Ур- (3.105)
278 Глава 3. Теплообмена. ------------- 5. Определить площадь Hs, м2, эквивалентной абсолют,, ной поверхности по формуле ГН° Чер. _ бполн _ Qs Qs Для нахождения теплонапряженности абсолютно челн й верхности qs необходимо располагать температурами Т т По' и воспользоваться зависимостями, представленными наphc^ij0 т *п а- Гст = 200 “С; б-400°C; в - 600 °C 6. Определить температуру стенки экрана Т„, используяУР3 нение где /* - энтальпия сырья, покидающего трубы камеры ции, кДж/кг.
(3.107) т рубчатых печей_______________________________279 , |2. ---" " ценному значению энтальпии сырья /* определяют "°^ру сырь» Г, (табл. 3.68). 1еМперчитать темпсрэтуру наружной поверхности труб Гст, К, ' дая»»"е"ию 7\+Z"b«- +д, Тст" 2 _ температура сырья на выходе из печи, К; Д = 20—120 — ГЛ вьппение температуры труб за счет загрязнений. "^Задать степень экранирования кладки <р. Для современных печей <р = 0,3—0,5. о Определить эквивалентную лучевоспринимающую по- верхность Ял, м2, используя графики на рис. 3.19: я. и (3.108) Я, Ял Рис. 3.19. Графики для определе- ния Н, /Нл
280 Глава 3. ТеплообМеннМд В связи с тем что трубы по периметру неравномерно ок« ются дымовыми газами и не полностью воспринимают т Г^Ва" топке, в расчете вводится понятие эквивалентной лучевое 6 мающей поверхности Нл, под которой понимают поверПР1'Н|’" воспринимающую столько же теплоты, сколько и фактич^' поверхность экрана. ec,:aj| 10. Определить площадь экранированной плоской поверхн заменяющей трубы, используя график Хоттеля (рис з Г’ (3.109) где К — фактор формы, показывающий, какая доля теплоты по- глощается фактическими трубами от того количества теплоты которое в тех же условиях поглощала бы полностью экранирован- ная поверхность. Рис. 3.20. График Хоттелядля определения фактора формы К. I — общее количество теплота, передаваемое двум рядам труб. Су- ществуют два ряда труб; 2 - обшее количество теплоты, передаваема первому ряду труб. Существует только один ряд труб; 3 - обшее количество теплоты, прямое и от раженное, передаваемое первом) ряду; 4 - общее количество тепло- ты, прямое и отраженное, пеР^ ваемое второму ряду труб- . мая радиация первому рялУ 6 - прямая радиация второму и- труб —- т пяССТО^^1^ Как следует из рис. 3.20, фактор формы зависит от ра между осями труб, их диаметра и числа рядов. и И. Определить ширину экрана А, м, принимая оМ^' и вычисляя ту ее часть /пол, которая непосредстве вается дымовыми газами: (пол = (тр 0,5 М,
281 (3.111) (3.112) губчатых печей ----------- - и 'ПОЛ ять конструкцию печи и рассчитать число труб в ради- %ш"°йкамере: ЙР - t наружный диаметр трубы, м; t = (1,5-2)</ - расстояние “Досями труб (шаг). 13 Вычислить площадь поверхности радиантных труб: Яр =л<//По.Лр- (3.113) 14 Определить общую площадь поверхности кладки с учетом фактических размеров радиантной камеры: ZF=F„+F0, (3.114) где Fct - площадь всех стен, м2; Fo — площадь пола и свода, м2. 15. Определить действительную площадь экранированной кладки Я (после расчета числа труб и размещения их в ка- мере радиации). 16. Подсчитать уточненную эквивалентную лучевосприни- мающую поверхность: НЛ = КН. U. Вычислить степень экранирования кладки: Я, (3.116) Lt Если расчетная величина <р не соответствует принятой ранее, и₽?СЧет повторяют, задавшись новым значением <р. “Числить коэффициент теплоотдачи свободной конвек- *£ей от продуктов сгорания к радиантным трубам ак по ^•ОпоеУЛе (3-48) или по графику на рис. 3.21. Ределить температурную поправку теплопередачи в топке: -гст)-дя,гс4т10-8 ^ктери 5СпсСрт+акЯр ЗУЮЩую превышение предельной теплопередачи кон- НаД обратным излучением экрана (ДТ> 0) или наоборот (3.115) (3.117)
282 Глава 3. Теплообменцц. (А Т< 0); Т„ - средняя температура экрана, К; С5 - постоял " лучения абсолютно черного тела. НаяИз. 20. Вычислить аргумент излучения х по формуле IOHSCS (Т^ -АТ)3 BG„cCpT+aKHo I 1000 I (3.118) 21. Найти характеристику излучения p„ пользуясь графиком на рис. 3.22, по значению аргумента излучения. 22. Определить температуру продуктов сгорания на выходе из топки по уравнению Т^Р/Т^-АТ)- (3'^ Если полученная по (3.119) температура дымовых газов, пой' дающих топку, значительно отличается от принятой ранее, ет произвести перерасчет. ие 23. Определить коэффициент прямой отдачи ц - оТН°иТру- количества теплоты, воспринимаемого радиантным . бами, к количеству теплоты, выделенному при ежи* топлива: Оп Т -Т .j _ ** max п П Т _Т >ьполн 1 max О (3.120'
Рис. 3.22. Зависимость характеристики излучения Р5 от аргумента излучения х 24. Уточнить количество теплоты, кДж/ч, полученное ради- антными трубами: ер=цВСрнПт. (3.121) 25. Рассчитать тепловую напряженность радиантных труб, кДж/(м2-ч): ?р~- (3.122) яр Расчет камеры конвекции. Передача теплоты в камере конвек- ции осуществляется в основном конвекцией и незначительно ра- ЭДией от раскаленных дымовых газов. пло! ЛЬЮ расчета конвекционной печи является определение Ся Из ади поверхности нагрева труб Як, м2, которая рассчитывает- Осн°вного уравнения теплопередачи: г, ГДе Q ~ нцх количество теплоты, передаваемое сырью в конвекцион- Ч» - р03*’ кДж/ч; К — коэффициент теплопередачи, кДж/(чм2К); пний температурный напор. (3.123)
284 2. 3. Глава 3. Теплообменны —— При проектировании выбор размеров и конструкцИи конвекции должен обеспечить передачу заданного количе*^^11 плоты при минимальной площади поверхности нагрева СТВа1е- Теплоотдача в камере конвекции зависит от скорости ния теплообменивающихся сред, их температуры, а также от поновки пучка труб. Например, при расположении tovk „ К°м' В Щду матном порядке теплоотдача выше, чем при коридорном та при этом возрастает скорость движения дымовых газов. КоэЛл циент теплопередачи конвекцией возрастает при уменьще ** шага между трубами и обратно пропорционален диаметру поэтому в камере конвекции целесообразно устанавливать трубы меньшего диаметра, чем в камере радиации. Более эффективным в камере конвекции является поперечное обтекание труб дымо- выми газами. Площадь поверхности труб в камере конвекции зависит от принятого значения температуры отходящих дымовых газов. Так. с понижением температуры дымовых газов снижается средняя разность температур и возрастает площадь поверхности нагрева. Однако повышение температуры отходящих дымовых газов при- водит к снижению КПД печи. Оптимальной считается температу- ра дымовых газов на 150-200 °C выше температуры поступающего сырья. Алгоритм расчета камеры конвекции. Определить тепловую нагрузку камеры конвекции & по формуле (3.105). Рассчитать температуру сырья на выходе из труб конвекпии по формуле (3.106). Определить средний температурный напор Atcp, °С> с том того, что в камере конвекции сырье в трубах и дымо газы движутся противотоком (индекс противоточност вен единице): f Дымовые газы / • д/ = / _ / *П -----------► 'ух? 'п 'к? / Сырье j ' _ f f ЧС *ВХ? ^‘м 'ух 'вх? 1. дгб-д/м Л?с₽ = At 2,31g^- AtM (3.124’
285 - температуры дымовых газов, соответственно поки- где 11 и на выходе из печи, °C; /вх - температура сырья на аа^печь, °C- входе 0 ть температуру наружной поверхности трубы на Д = 4. NPq-ioo °C больше средней температуры сырья, т.е ^х+к+Д. (3-125) 2 Определить коэффициент теплопередачи: £= 1,1(0^ +ал), (3.126) j 1 _ коэффициент, учитывающий передачу теплоты радиаци- ей от кладки; ак и ал - коэффициенты теплоотдачи соответствен- но конвекцией (вынужденной) и излучением от дымовых газов к конвекционным трубам, Вт/(м2 К). 6. Вычислить коэффициент теплоотдачи излучением по фор- муле Нельсона: ал = 0,0256/ср — 2,33, (3.127) где tcp - средняя температура дымовых газов, °C, равная (3.128) 2,31g^- *ух 1- Подсчитать массовую скорость движения дымовых газов У, кг/(м2 с): (3.129) ние Пс ~ секундный расход дымовых газов, кт/с;/- живое сече- м КамеРы конвекции, м2. Для определения живого сечения ка- Го_ Конвекции задаются расстоянием между осями труб 5], м, по нтали и числом труб в одном горизонтальном ряду п{: (3.130) >Х(Л1'1)5,+о’о5+</н" (3-131) а Камеры конвекции; 4^(1 7 ' ~ 2,0) dH; dH — наружный диаметр трубы, м.
286 Глава 3- Теплообмен^. 8. Определить коэффициент теплоотдачи конвекци « зов к трубам, расположенным в шахматном поряд^ 01 га- ак = 0,35 £—, (3.132) где Е - коэффициент, зависящий от средней температуры вых газов и определяемый по графику на рис. 3.23. ДММо- Рис. 3.23. График для опре- деления коэффициента Е при шахматном расположе- нии труб (3.133) 9. Вычислить необходимую площадь поверхности нагрева конвекционных труб: Як=-^_ ЛАГср 10. Рассчитать число труб в камере конвекции по формуле и - (3-134) К *dlnOn' 11. Определить теплонапряженность конвекционных труб <31!Я Значение qK должно находиться в допустимых пределах» деляемых температурным режимом технологической пе • Расчет трубчатой двухкамерной печи для нагрева с Р смотрим на примере 3.10. Пример 3.10. Рассчитать печь для нагрева мазута. Исходные данные. Производительность печи по = 50000 кг/ч, температура сырья на входе = 280 °C. н маэУ’У Jc вЫ*°3
287 ^трубчатыхлечей_________________ , j. ^счет^— - 450 °C. Давление на выходе из печи Рвых = 0,015 МПа. Топ- печЯ ^^y]- В печи предусмотрен пароперегреватель, давление пара лхв° " доПа, tn*= 158,8 °C, твых = 500 °C. Количество перегреваемо- /’п*р== 7 = 2000 кг/ч. го пара z процессов горения. Принимаем в качестве топлива и сы- ^огосернистый мазут следующего элементного состава: рьЯс в 80. н = 11,7; О = N = 0,3; S = 0,3; А = 0,1; W= 3,0, if- содержание влаги в топливе. ГДе расчетную низшую теплоту сгорания топлива определяем по (3.54): 0H=339C+lO3OH+lO9(S-O)-25ir = _ 339.84,6+1030 • 11,7 +109 (ОД - 0,3) —2 5 3,0 = 40655,4 кДж/кг. Теоретическое количество воздуха, необходимое для сжига- ния 1 кг топлива, рассчитываем по (3.55): £0 = 0,115С + 0,345Н + 0,043(S - О) = = 0,115-84,6 + 0,345-11,7 + 0,043(0,3 - 0,3) = 13,7655 кг/кг. Теоретически необходимый объем воздуха при нормальных условиях (О °C и 760 мм рт. ст.) дает формула (3.56): К, = 0.089С + 0,267Н + 0,033(S - О) = 0,089-84,6 + + 0,267-11,7 + 0,033(0,3-0,3) = 10,6533 м3/кг. Для обеспечения полноты сгорания топлива в топку подается Убыток воздуха. Коэффициент избытка воздуха для жидкого топ- лива выбирается в диапазоне а = 1,2—1,4. Принимаем а = 1,25 и и г0,СЛЯем действительный расход воздуха по формулам (3.57), L = aA> = 1,25-13,7655 = 17,2069 кг/кг; ^аГо= 1,25-10,6533 = 13,3166 м3/кг. I к; х^*ество продуктов сгорания, образующихся при сгорании ого топлива, найдем по (3.59): = 1 + a£0 + IV = 1 + 17,2069 + 0,5 = 18,7069 кг/кг = ' 18171 кг/кг,
288 Глава 3. Теплообменим — где Иф = 0,3-0,6 кг/кг - расход форсуночного пара, под на распыление топлива, кг/кг; принимаем Иф = о,5 кг/кр Состав продуктов сгорания в расчете на 1 кг топлива ( вестном элементарном составе) при полном его сгопР (3.60)-(3.64): Ран*11’ п0 /исо 2 = 0,03667С = 0,03667 84,6 = 9,1029 кг/кг; /инл = 0,09Н+0,0ИК + И\ =0,09-11,7+0,01-3 + 0,5 = 1583 * Ь-JOJ кг/цр. = £oa0,768 + 0,01N = 17,2069-0,768 + 0,01-0,3 = 13^179^ m02 = Lo (a -1) 0,232 = 13,7655 (1,25 -1) 0,232 = 0,7984 кг/кг; m so 2 = 0,02S = 0,02 -0,3 = 0,006 кг/кг. Общее количество продуктов сгорания определим по (3 65)- Gn.c = тсог +mH1Q +wNj +mOj + znS02 = 3,1023 + 1,583+ + 13,2179 + 0,7984 + 0,006 = 18,7076 = 18,71 кг/кг. Результаты расчета по (3.59) и (3.65) совпадают: 18,71 = = 18,71 кг/кг. Поэлементные объемы продуктов сгорания (м3/кг топлива) при нормальных условиях вычисляем по (3.66)—(3.70): юСо2 -22,4 ЗД023-22,4 , „оп =----------= —---------— = 1,5790 м3/кг; МСОг 44,011 /п., rj -22,4 1583-22 4 = —---------- =1,383 22,4 = 1,9684 м3/кг; Л/Н20 18,014 mso2 -22>4 0,006-22,4 ПППЭ] ,, -----------= —---—— = 0,0021 м3/кг so2 64,066 та -22,4 0 7984-22 4 Ко, = —-------L = = 0,5589 м3/кг; °2 МОг 31^97 znN -22,4 132179-22 4 KN =^Л--------= 10,5694 м3/кг. N2 4/N2 28,013 Суммарный объем продуктов сгорания Икс = ^СО2 +КН2О +Ич2 +Пэ2 +^SO2 = A76S МЭ/^ = 1,5790 + 1,9684 + 0,0021 + 0,5589 + 10,5694 = 14,6/° ^со2 ^S02 1/ М
289 _т трубчатых печей , |2. -------------------------- ? '^^г1<оСтЬ продуктов сгорания при нормальных условиях 6„.с = _1^- = 1Д8кг/м3. 14’67^8 наЯ тепловая нагрузка печи с учетом перегрева пара рас- ЛоЛСЗлЛл „«ымегея по формуле (?„м =('Г[Я'““ г,ж +Z(i.nn * вх I \ * вых q - производительность Хья на выходе из печи; /,пвых печи по сырью, кг/ч; е — доля отгона , / ,ж , г,ж —энтальпиисоответствен- 0 пара и жидкости на выходе из печи и энтальпия жидкости (сырья) на входе в печь, кДж/кг; ,i™ ~ энтальпия соответст- венно перегретого пара на выходе и входе в печь, кДж/кг. Для определения iж , гж необходимо знать значения относи- тельных плотностей жидкой и газовой фракций. Относительная плотность мазута (или любой другой прямо- гонной нефтяной фракции) зависит от состава нефти и при от- сутствии точных данных может быть подсчитана лишь прибли- женно по температуре кипения или молекулярной массе фрак- ции. Молекулярная масса мазута лежит в пределах 250—420 кг/кмоль. Принимаем М = 380 кг/кмоль и определяем относительную плот- ность мазута = 0,590406,479 = 0,590 -380- 6,479 = 0 g j 0,69340 7,581 “ 0,693-380+7,581 “ ’ Энтальпия нефтяных жидкостей (табл. 3.68) при</„° =0,81 = 672,804 кДж/кг при Твх = 280 + 273 = 553 К; ''вмх 1225,896 кДж/кг при ГВЬ1Х = 450 + 273 = 723 К. Энт табЛи 341,1111,0 насыщенного и перегретого пара определяем по (0,6 насыщенного и перегретого пара при Р = 6 кгс/см2 (Пл '•ч» " 3483 кДж/кг, i™ = 1757 кДж/кг, = 1392,22 кДж/кг.
290 Глава 3. Теплообменнм. ----------- Тогда полезная тепловая нагрузка печи Qntw = 50000 [0,35-1392,22 + (1 - 0,35) 1225,896 - 672 8041 + 2000(3483 - 1757] = 34017270 кДж/ч. ’ Энтальпию продуктов сгорания найдем по (3.97): Л-(тСО2О,СО2 +/яН2оО’н2О +fl’NjQ’Nj +""о2О’о2 + Wso = (3,1023 1,0003 + 1,583-1,9628 + 13,2449-1,0614 + + 0,7984-0,9722 + 0,006 0,716)430 = 9051,06 кДж/кг сырья где Ср^°с = 1,0003 кДж/(кг-К); Ср^30^ 1,9628 кДж/(&.К). q,o-43°’c = 10614 кДжДкг-К); Ср£430°с = 0,9722 кДжДи-.^ Ср^430’с = 0,716 кДж/(кг-К); = 4ырья + 150 °C = 280 + 150 = 430 °C (^ = + 100-150 «С). Потери теплоты с уходящими из печи дымовыми газами вы- числим по (3.99): _ I, _ 9051,06 ?УХ - On " 40655,4 vp » = 0,223. Принимаем qnar = 0,08. Тогда по (3.98) КПД печи т]р= 1 -0,223 -0,08 =0,717. Часовой расход топлива рассчитываем по (3.100): ^пол 0рЧ 34017270 40655,4-0,717 = 1166,98 кг/ч. Принимаем температуру дымовых газов, покидающих топку, в соответствии с назначением печи /п = 800 °C = 1073 К. Определим среднюю теплоемкость продуктов сгорания пр этой температуре по формуле (3.103): r тсо 2Qto 2 +/Я н joQ’h jO +mSO 1Q?SO 2 + W N 2 + = 4>T - ^n.c _ 3)023 1,0852 +1,523 2,0754+13,2449 1,0974+ 0,7984 -1,0157+ g 18,71 = 1,175 кДжДкг-К), 3 1? где теплоемкости компонентов взяты из графика на рис-
291 -^бчатых печей ----------------------------------------------- ;'\Le определяем: ^альную расчетную температуру горения по (3.102) * т + = (273 + 20) + 40655’4 Q’95 = 2049,0 К; 1^T° + GnxCPm к ) 147548,71 ество теплоты, воспринятое мазутом в радиантных трубах, Qv -«?рПт _Лп) = 1098,36 (40655,4 0,95 - 17606,2) = 23083606,0 кДж/ч, те / = М с'п = 1Л75- 18,71-800 = 17606,2 кДж/кг; Пт - КПД где m _ п«: ТОПКИ Пт - I количество теплоты, передаваемое мазуту в камере конвекции: QK = £ - (2р = 30565270 - 23083608 = 7481664 кДж/ч, где Qc = бф'тых + О - 4«ых - & ] = 30565270 кДж/ч; ♦ энтальпию продукта (мазута), покидающего камеру конвекции: I* = + = 672,804 + 7481664 = 822,44 кДж/кг, * /вх G. 50000 которой соответствует температура продукта (мазута), покида- ющего камеру конвекции, /к = 603 К = 330 °C; • температуру наружной поверхности труб Т + /’ди, ~ температура сырья на выходе из печи; Д = 20—120 °C — февыщение температуры труб за счет загрязнения; принимаем = 30 К, тогда Тст Т 603 + 723 « =---2~—-+ 30 = 663 + 30 = 693 К = 420 °C. Нос^1П₽еделяем теплонапряженность абсолютно черной поверх- 7„ (. 4s По Пуфику на рис. 3.18, располагая значениями Тп, Ттах и ‘’=5/n,Q: = 4’?с°3 Вт/м2 Д™ г-пах = 2049 К, /тах =1776 °C; /п = 800 °C и
292 Глава 3. Теплообменнме ♦ qs = 91,0-IO2 Вт/м2 для /тах = 1778 °C; /п =800 °C и Методом интерполяции найдем, что qs = 142,3-Ю3 r = 142,3-103 Дж/(с-м2) = 142,3 кДж/(с-м2) = 512280 кДж/(м2Т/.м2 * /ст = 420°С. Ч)ПРИ Площадь эквивалентной абсолютно черной поверхнос ходится по (3.46): 111 На- и Оном ЛОрПт 1166,98-40655,4-0,95 п , =------=--------=____________________= 88,0 м2. 1 4S 4s 512280 Зададим степень экранирования кладки <р, которая для сов менных печей находится в пределах 0,3—0,8, а чаще в ппеде 0,35—0,5. Принимаем <р = 0,45. Лах Эффективная лучевоспринимающая поверхность Ял, м2 оп- ределяется по (3.108): И л Н/ Нл где отношение Hs/Нп находят в зависимости от <р по графику на рис. 3.19:для<р = 0,45,а= 1,25 имеем а = 1,25 Нл/Н^0,75.Тогда гг 88,0 .. _ 2 Н. =—— = 117 м2. 0,75 Определяем размер заэкранированной плоской поверхности, заменяющей трубы, по (3.109): Я = -^а = — = 134 м2, К 0,87 где фактор формы К= 0,87 находится по графику на рис. 3.20 при однорядном экране и расстоянии между трубами 2d. Задаемся длиной радиантных труб = 9 м. Полезная длина труб /пол, которая непосредственно омыва дымовыми газами, рассчитывается по (3.110): U = 4р - 0,5 м = 9 - 0,5 = 8,5 м. Ширина экрана вычисляется по (3.111): , Н , Н п =----и п —---- I 2/ • ПОЛ пол соответственно для однокамерной и двухкамерной печи.
293 7,88 м. ^тпубчатых печей . 12- ----------------------------------------- ^^нимаем трубчатую печь двухкамерной схемы, тогда 134 „ диаметр труб радиантной секции dHS = 152x8 мм. печи с двумя радиантными камерами общее число труб h—dH30 < 7,88—0J52 _ . +1 =----------= 25 шт./камера (50 труб для печи). л= 2 0,152 2Ынар Полная поверхность радиантных труб = 3,14-0,152.8,5.50 = 202,84 м2. Проектируем радиантную камеру печи, на поде каждой каме- ры располагается 11 труб, на своде - 14. Тогда ширина пода /п > 1 l-2JHap= П-2 0,152 = 3,344 м = 3344 мм. Принимаем /п = = 3700 мм. Принимаем высоту радиантной камеры равной Лр = 4500 мм. Длина свода /св > 14-2<Унар = 4256 мм, принимаем /св = 4500 мм. Далее определяем: ♦ общую площадь поверхности кладки без учета камеры конвекции по (3.114) (см. рис. 3.16): 1F= F„ + Fo = 2 (2-8,5+3,3-8,5+3,7-8,5+4,5-8,5+3,7-3,1-2) + + 1,3-8,5 = 286 м2; ♦ площадь плоской поверхности, эквивалентной площади труб, ис- ходя из фактических размеров печи: Я=(/п+4в)4ол-2 = (3,344 + 4,256)8,5-2 = 129,2 м2; площадь эффективной лучепринимающей поверхности с учетом КоэФФициента формы ф Н^НК= 129,20,87= 112,4 м2; Тепень экранирования кладки V 2086 °’4' 0.45 Jr^4eHH°e значение ср достаточно близко к принятому ранее счет'. Разнииа не вносит погрешности в расчете, поэтому пере- Не требуется.
294 Глава 3. Теплообменные Далее рассчитываем: ♦ коэффициент теплоотдачи свободной конвекцией от дымов зов по (3.48) к = 2Д4//П -Гст = 2,1^800-420 = 9,27 Вт/(м2-К); ♦ температурную поправку теплопередачи в топке по (3.117) акЯр(Гтах-Тст)-С5Я^ДЮ~\ BGncCp^+a^Hp 9Д7-202,84 (2048-693)-5,67-82,81-6934 -10’8 =-----~=162,4 К’ —-^—18,73-1Д 75+9,27-202,84 3,6 где Cs = 5,67 Вт/(м2 -К4) - постоянная излучения абсолютно чер- ного тела; ♦ аргумент излучения по (3.118) 10HsCs (Т^-ЛТ)3 BG„cCpT+aKHp[ 1000 2049—162,4 1000 ___________10-88-5,67___________' 1166,9818,71 • 1,175+9,27 202,84 3,6 з = 4,02. По графику на рис. 3.22 при х = 4,02 находим характеристику излучения » 0,57 и по (3.119) уточненную температуру дымовых газов, покидающих топку: Т„ = РХ^тах — А7) = 0,57(2049 - 162,4) = 1075,3 К и /п = 802 °C, что близко к принятому в расчете значению /п = 800 °C, поэтому перерасчет не проводится. Коэффициент прямой отдачи рассчитывается по (3.120)- Л™-Г„ =2049-1075 Т-.-Т. 2049 - 293 П1<1Л О Уточняем количество теплоты, воспринятое радиан1 трубами, по (3.121): Qp = В Q" т] т ц = 1166,98 40655,4 0,95 0,55 = 24789510
295 ..^•тубчатых печей 3 —--------------------------------------------------- ''''^Напряженность радиантных труб по (3.122): й (2Р 24789110 = 122212 кДж/(чм2) = 33,9 кВт/м2. -ученное значение qp близко рекомендуемым для нагрева 1 до 425 °C, следовательно, результаты расчета приемлемы. ^Расчет камеры конвекции проводится по тепловой нагрузке ка- конвекции, принятой по результатам расчета радиантной меРЫ.,и О = 7481664 кДж/ч; температуре сырья на выходе из труб камеры, wk _ конвекции /к 330 с- Найдем температуру дымовых газов после пароперегревателя с учетом тепловых потерь, для чего вычислим энтальпию дымовых газов после пароперегревателя • дг _;ДЛ _ ^пп I, — h Ч ПОТ и ’ <ПЛ 'пп В где?Пот = Ср Зпот; бпот _ тепловые потери в пароперегревателе, ко- торые обычно находятся в интервале 2-3 % qnm. Принимаем б"^. = = 2,5 %, тогда qmt = 40655,4 0,025 = 1016,385 кДж/кг. В итоге i? = 17606,2 -1016,385 -1452000 = 15345,6 кДж/кг, 1166,98 гае Cm, = Z(/,n^ - i™ ) = 2000 (3483 - 2757) = 1452000 кДж/ч. По найденному значению энтальпии определяем температуру С = —— = 15345,6 = 697 °C GncCp™ 1J7518,73 в пеРвом приближении примем Сртпп = Ср*. Ни ^аккак теплоемкость зависит от температуры, уточним значе- Теплоемкости. Имеем Ср™ G„ с = /п, Ср™, =1,0018кДж/(кг- К); СрДНр = 2,0389 кДж/(кг-К); Срад 1,0860 кДж/<кг к>; сРо2 = 1,0039 кДж/(кг- К); =0,752 кДж/(кг-К), откуда
296 0>тпп6пс Глава 3. Теплообменные ---------------------------------------— = 3,1023 1,0018 + 1^583-2,0389+13^449-1,0860+ +0,7984 -1,0039+0,006 -0,752 = 21,7116 кДжДкг-К). Уточненное значение температуры дымовых газов после перегревателя паро. 15345,6 21,7116 = 706,8 °C. Принимаем вариант движения в камере конвекции - проги воток, строим диаграмму изменения температур и определяем средний температурный напор по (3.124): Д'б = '™ -'к =703-330 = 373 °C; Д/м ='ух -'сырья =430-280 = 150 °C; м уд иырьл 7 ДГ =д'б~А'м ^245 °C. 1п-^ А'м Примем, что трубы камеры конвекции d = 102x6 мм; число труб в горизонтальном ряду л = 5; шаг между осями труб S= 1,7<4 = = 1,7-102 = 173,4 мм, окончательно S= 174 мм. Определим параметры камеры конвекции: ♦ ширину по (3.131) ак = S(n - 1) + dH + 0,05 = 0,174(5 - 1) + 0,102 + 0,05 = 0,848 м; ♦ живое сечение по (3.130) / =(ок -nKdH)/пал = (0,848 - 5-0,102)8,5 = 2,873 м2. Рассчитаем параметры дымовых газов: ♦ секундный расход , g^ = 18,734166^ = 3600 3600 ♦ массовую скорость движения по (3.129) (/=% = Т^ = 2’11кг/(м2с); /к
297 ..,ттпубчатых печей ""Z температуру дымовых газов по (3.128) * tn ~(у* 703 ~ 430 = 555 4 °C In— ' 2,31g 430 'ух Иля окончательных расчетов нужно знать: оЛЛиниент теплоотдачи конвекцией от дымовых газов к трубам ♦ ^шахматного расположения труб) по (3.132) ггО.б 2 110,6 ак =0,35^ = 035-22,2 = 30,3 Вт/(м2-К), Up U^lUZ где £« 22,2 для /ср = 555,4 °C (см. график на рис. 3.23); । коэффициент теплоотдачи излучением по (3.127) ал = 0,025б/ср - 2,33 = 0,0256-555,4 - 2,33 = 11,9 Вт/(м2-К); ♦ коэффициент теплопередачи 1,1(<хк + ал) = 1,1(30,3 + 11,9) = 46,5 Вт/(м2-К); ♦ необходимую площадь поверхности нагрева конвекционных труб по (3.133) ^ = ^481664 = ] 46^-245 3,6 Теперь можно определить число труб в камере конвекции по (3.134): = '82.4 =6? ’<".0. 3,14 0,102-8,5 Принимаем л = 70 труб. п, 1еплонапРяженность конвекционных труб рассчитываем по U.135); 9|t = = Z481664 _ 4 jо j g кДж/(м2.ч) = 11,4 кВт/м2 лк 182,4 ^*лаемся, что полученное значение qK близко рекомендуемому. Де в СЧет ПаР°перегревателя. Температура дымовых газов на вхо- 703 0^,аР°ПеРегреватель 800 °C, на выходе из пароперегревателя
298 Глава 3. Тегыообмен^. Принимаем вариант движения в пароперегревателе^^ воток. Тогда Д/б = 703 - 159 = 544 °C; Д/м = 800 - 500 = 300 °C; д,пп = Д'б ~ЫМ = 544-300 _ 410 оС In—In544 ДГМ 300 Для расчета пароперегревателя необходимо вычислить или дать коэффициент теплоотдачи в пароперегревателе. Обычно вд эффициент теплоотдачи в пароперегревателе составляет 15 ~ 20 Вт/(м2- К). Принимаем Кп„ = 16 Вт/(м2-К) и определяем пло- щадь поверхности пароперегревателя = 0„ . 1452000 = , 163,6.410 Принимаем, что в пароперегревателе используются трубы 76x5 мм, тогда число труб л =______________________= 303 пп ти/пп/пол ЗД4-0,076-8,5 Принимаем лпп = 32 трубы. 3.13. Задачи для самостоятельной работы Задача 3.1. Рассчитать и подобрать нормализо- ванный кожухотрубчатый испаритель для нагрева водяным паром кубовой жидкости ректификационной колонны для выделения пропиленовой фракции. Исходные данные. Давление в трубном пространстве (КУ бовой смеси) 1,3 МПа, в межтрубном (пара) — 0,5 МПа. _ , Расход кубовой жидкости 36 т/ч, начальная температура вой жидкости 60 °C, конечная 120 °C. Начальная температура па 130 °С> ей ПРИ Физико-химические характеристики теплоносителей средней рабочей температуре: jq, ♦ кубовая жидкость: коэффициент теплоемкости 1923 температура кипения 120 °C, теплота парообразования 1
299 .......яПЯ самостоятельной работы j......------- '^/кг энтальпия 558,9-103 Дж/кг, коэффициент динамиче- , плотность 986 кг/м3, коэффициент те- ‘‘Содности 0,123 Вт/(м-К); ^^энтальпия греющего пара 2730-103 Дж/кг, остальные парамет- \Лы i взять из табл. 3.34. Р Задача 3.2. Произвести проектный расчет кожухотрубчатого ильника для охлаждения коррозионно-активного кубового Х0Латка ректификационной колонны. 00 ЦсхоДные Данные- Охлаждение осуществляется водой с начальной температурой 20 °C и конечной 40 °C. Расход кубового остатка 6 кг/с с начальной температурой 102,5 °C и конечной 30 °C. Кубовый остаток как коррозионно-активный направляется в трубное пространство, вода - в межтрубное. физико-химические характеристики теплоносителей при средней рабочей температуре: । кубовый остаток: плотность 986 кг/м3, коэффициент теплопро- водности 0,622 Вт/(м-К), коэффициент динамической вязкости 0,00054 Па-с, коэффициент теплоемкости 4190 Дж/(кг-К), р! = = 0,00048 К-1; ♦ вода: коэффициент теплоемкости 4180 ДжДкг-К), плотность 996 кг/м3, коэффициент теплопроводности 0,618 Вт/(м-К), коэф- фициент динамической вязкости 0,000804 Па-с. Задача 3.3. Произвести проектный расчет конденсатора для конденсации паров диэтиленгликоля (ДЭГ). Исходные данные. Расход паров ДЭГ на входе в конденса- тор 1273 кг/ч. Охлаждение осуществляется технической водой, которая подается в трубное пространство. Начальная температура д ды 20 °C, конечная 35 °C. Начальная температура ДЭГ 137 °C. Зление в трубном пространстве 0,4 МПа, в межтрубном 1,5 МПа. сое Изико-Химические характеристики теплоносителей при I Рабочей температуре: к0злТенгликоль: Удельная теплота конденсации 754,2 кДж/кг, п /РФициент динамической вязкости 0,45-10-3 Па-с, плотность ’®»КГ/мЗ * вода-/М ’ коэФфициент теплопроводности 0,163 Вт/(м-К); 9^. ^ОэФфициент теплоемкости 4,19 кДж/(кг-К), плотность эфл 'м ’ коэффициент динамической вязкости 0,8-10-3 Па-с, ко- Днент теплопроводности 0,604 Вт/(м-К).
300 Глава 3. Теплообменные Задача 3.4. Рассчитать и подобрать нормализованный хотрубчатый конденсатор для конденсации паров ацетона новке получения ацетона. В качестве охлаждающей жил УСТ1‘ принять воду. °Сти Исходны еданные. Температура паров ацетона 56 ход ацетона 3,08 кг/с. Начальная температура воды 20 °C, 35 °C. Конечная Физико-химические характеристики теплоносителей средней рабочей температуре: При ♦ ацетон: удельная теплота конденсации паров 522,8-103 Дж/кг, тем пература конденсации паров 56,2 °C, коэффициент теплопровод- ности пленки 1,05 Вт/(м-К), плотность конденсата 750 кг/м3 ко- эффициент динамической вязкости 0,236-10’3 Па-с, коэффициент теплопроводности 1,163 Вт/(м-К); ♦ вода: коэффициент динамической вязкости 0,845-10~3 Па с, плот- ность 993 кг/м3, коэффициент теплоемкости 4,18 кДж/(кг-К). Задача 3.5. Рассчитать и подобрать кожухотрубчатый конден- сатор для конденсации паров этилового спирта. Охлаждающая жидкость вода. Исходные данные. Расход этилового спирта 0,6 м3/ч. Тем- пература спирта на входе 90 °C, на выходе 35 °C. Начальная темпе- ратура воды 20 °C. Давление в межтрубном пространстве 0,07 МПа, в трубном 0,2 МПа. Вода поступает в трубное пространство, этиловый спирт в межтрубное. Физико-химические характеристики теплоносителей при сред- ней рабочей температуре: ♦ этиловый спирт: плотность 785 кг/м3, коэффициент теплоем- кости 3226,3 Дж/(кг-К), коэффициент динамической вязкости 0,008 Па с, коэффициент теплопроводности 0,25 Вт/(м К); ♦ вода: плотность 1000 кг/м3, коэффициент динамической вязкости 0,8-10-3 Па с, коэффициент теплопроводности 0,58 Вт/(м-KJ- Задача 3.6. Рассчитать и подобрать нормализованный ко#У хотрубчатый теплообменник (нагреватель) для нагрева насы ного раствора моноэтаноламина (МЭА) обедненным раств МЭА в производстве диоксида углерода. нног° Исходные данные. Начальная температура насыше МЭА 40 °C, конечная 70 °C. Начальная температура обеднен
301 чИдля самостоятельной работы '>^14ЭА75'’С, конечная 56 °C. Расход насыщенного раство- рзств°Ра мз/ч Давление в трубном и межтрубном пространствах ра 11 0,3 фИЗИКо-химические характеристики теплоносителей при ей рабочей температуре: cP6*" енный раствор МЭА: коэффициент теплоемкости * коэффициент теплопроводности 0,548 Вт/(м- К), ^эффипиентдинамической вязкости 0,657-Ю-3 Па-с, плотность 980 кг/м3; обедненный раствор МЭА: коэффициент теплоемкости * 3700Дж/(кг К)> коэффициент теплопроводности 0,574 Вт/(м- К), коэффициент динамической вязкости 0,396-10-3 Па-с, плотность 956 кг/м3; I коэффициент теплопроводности стали 17,5 Вт/(м-К). Задача 3.7. Произвести проектный расчет кожухотрубчатого холодильника для охлаждения азотной кислоты водой. Исходные данные. Расход азотной кислоты 0,8 кг/с, на- чальная температура кислоты 119 °C, конечная 40 °C. Начальная температура воды 20 °C, конечная 30 °C. Кислота поступает в трубное пространство с давлением 0,1 МПа, вода — в межтрубное с давлением 0,4 МПа. Физико-химические характеристики теплоносителей при средней рабочей температуре: ♦ азотная кислота: плотность 1391 кг/м3, коэффициент теплопро- водности 0,267 Вт/(м-К), коэффициент динамической вязкости 0,52-10~3 Па-с, коэффициент теплоемкости 3565,7 Дж/(кг-К), Pj = = 0,0027 К-1; ^а: коэффициент теплоемкости 4190 Дж/(кг-К), плотность ^/м3, коэффициент теплопроводности 0,6085 Вт/(м-К), ко- эффициент динамической вязкости 0,902-10-3 Па-с. об3ада’,а 3.8. Рассчитать и подобрать нормализованный тепло- 101. НИк «труба в трубе» для нагрева раствора триацетата целлю- ' водой. ВЬ(Хо Сх°Дные данные. Температура раствора на входе 28 °C, на ^Де 40 о(2; температура воды на входе 65 °C, на выходе 45 °C; Мный расход раствора 0,7 м3/ч.
302 Глава 3. Теплообменные -— Теплофизические характеристики при средней рабочей пературе: ТеМ- раствор: коэффициент динамической вязкости 50 Па с, ко циент динамической вязкости при средней температуре с 18 Па с, коэффициент теплопроводности 1 = 0,23 Вт/(м-К) ktl фициент теплоемкости с = 2,1-103 Дж/(кг К); ’ КоэФ' параметры воды взять из табл. 3.32. Задача 3.9. Выполнить проектный расчет теплообменн «труба в трубе» для охлаждения воздуха рассолом NaCl с содерх/ нием соли 14,9 % (масс.). Исходные данные. Температура воздуха на входе 40 °C на выходе 10 °C; температура рассола на входе — 5 °C, на выходе 4 °C расход воздуха 1080 м3/ч. Воздух подается в межтрубное простран- ство с давлением 6,4 МПа. Теплофизические характеристики при средней рабочей тем- пературе: рассол NaCl: коэффициент теплоемкости 3,553 кДж/(кг-К), плот- ность 1060 кг/м3, коэффициент динамической вязкости 22,34х хЮ-4 Па с; коэффициент динамической вязкости при температу- ре стенки 4,5°С 21,9310~4 Па с; параметры воздуха взять из табл. 3:33. Задача 3.10. Рассчитать и подобрать нормализованный тепло- обменник «труба в трубе» для охлаждения жидкого аммиака во- дой. Исходные данные. Температура аммиака на входе втепло- обменник 35,6 °C; на выходе 27 °C; температура воды на входе 25 °C; на выходе 29 °C; расход аммиака 0,152 кг/с. Теплофизические характеристики при средней рабочей тем пературе: аммиак: коэффициент теплоемкости 4,81 кДж/(кг-К), пЛ°^12ус 594 кг/м3, коэффициент кинематической вязкости 0,221Ю м коэффициент теплопроводности 0,47 Вт/(м-К), Рга = 13^- параметры воды взять из табл. 3.32. Задача 3.11. Рассчитать и подобрать нормализованным обменник «труба в трубе» для нагрева трансформаторного водой.
303 ,ПЯ самостоятельной работы ^^^^ные^данные. Начальная температура масла 20 °C, ко- ИсХ60 °C. Начальная температура воды 80 °C, конечная цечна* масла 0,4 кг/с. Давление масла 0,8 МПа. 40 °уепЛОфизические характеристики при средней рабочей тем- пеРаТЛооматорное масло: плотность 868 кг/м3, коэффициент теп- ♦ 'П’аЯ осТИ 1,788 кДж/(кгК), коэффициент теплопроводности 1^9 Ю"2 Вт/(м-К), коэффициент динамической вязкости 89,36х до-* » параметры воды взять из табл. 3.32. Задача 3.12. Подобрать нормализованный аппарат воздушного охлаждения для охлаждения парогазовой смеси, отходящей с вер- ха атмосферной колонны разделения нефти. Исходные данные. Расход - парогазовой смеси (ПГС) 21012 кг/ч. Начальная температура ПГС 142,2 °C; конечная 45 °C. Начальная температура воздуха 25 °C, конечная 35 °C. Физико-химические характеристики теплоносителей: ♦ парогазовая смесь: плотность на входе 3,0 кг/м3, энтальпия на вхо- де в аппарат 722,6 кДж/кг; ♦ параметры ПГС на выходе из аппарата представлены в табл. 3.70. Таблица 3.70. Параметры к задаче 3.12 Компонент Фракции Температура, °C Расход, кг/ч Плотность, кг/м3 Энтальпия, кДж/кг . Бензин 45 20286 698,8 120,2 Вода 45 670 998,8 181,3 Водород 45 60,4 2,15 489,9 теплоФизические свойства ПГС при средней рабочей температу- Р®- коэффициент теплопроводности 0,146 Вт/(мК), коэффициент Скости 720 Дж/(кгК), коэффициент кинематической вяз- ♦ Si8’610-5 Пас’ Рг = 2-64; 1 КоэФфициент теплоемкости 1,0054 кДж/(кг-К) при 25 °C, ЖкДж/(кгК) при 35 °C. HorQ8484’ 3-13. Произвести проектный расчет аппарата воздуш- ду^0Хла*Дения для охлаждения керосинового дистиллята воз-
304 Глава 3. Теплообменные Исходныеданные. Расход охлаждаемого керосина 25000 начальная температура керосина 104 °C; конечная 42 °C. Нач *СГ^: температура воздуха (сухого) 26 °C, конечная 60 °C. ^Ль*<ая Физико-химические параметры теплоносителей: ♦ керосин: относительная плотностьр =0,800, энтальпия 216 кд^ при 104 °C, 82,5 кДж/кг при 42 °C, коэффициент теплопрово сти при средней температуре 0,14 Вт/(м-К), коэффициент те ° емкости при средней температуре 2,18 кДж/(кгК), относитель^ плотность р^7= 0,760, коэффициент кинематической вязкости при средней температуре 0,910-6 м2/с, число Ргдля керосина по средней температуре 10,73; 11,24; ₽ ♦ параметры воздуха приведены в табл. 3.33. Задача 3.14. Рассчитать и подобрать нормализованный ап- парат воздушного охлаждения для конденсации и последующего охлаждения 15000 кг/ч углеводорода при избыточном давлении 0,06 МПа. Аппарат устанавливается в средней полосе России. Исходные данные. Конечная температура жидкого углево- дорода 48 °C. Температура конденсации углеводородов постоян- ная и при абсолютном давлении /’=0,1 + 0,06 = 0,16 МПа равна ПО °C. Теплофизические свойства конденсата: ♦ при температуре ПО °C: плотность 760 кг/м3, коэффициент ди- намической вязкости 3-IO"4 Па с; коэффициент теплоемкое™ 2450 Дж/(кг К), коэффициент теплопроводности 0,13 Вт/(м-К). удельная теплота конденсации 3,1910^* Дж/кг; . - . НО-45_72 7°с ♦ в зоне охлаждения при средней температуре /ср = —+ 1П~45 а плотность 780 кг/м3, коэффициент динамической вЯЗК°^Г 7,3- 1(Н Па с, коэффициент теплоемкости 2150 Дж/(кг-К), к° фициент теплопроводности 0,14 Вт/(м-К); ♦ теплофизические свойства воздуха приведены в табл. 3.33. Задача 3.15. Рассчитать и подобрать нормализованный пЛ®^ГЙЙ чатый теплообменник для охлаждения этилового спирта 00 сПИрта Исходные данные. Объемный расход этилового 2 м3/ч; температура паров спирта на входе в теплообменник
305 „ самостоятельной работы . 1, ЗаД^^-— спирта на выходе 25 °C. Температура воды на входе в темпер нник 20 °C, на выходе 45 °C. Давление паров этилового те11Л (Ь07 МПа. Давление воды на входе 0,2 МПа. спИр13 и’ .кизические свойства при средней рабочей температуре: й спирт: коэффициент теплоемкости 3226,3 Дж/(кг-К), i этИЛ°В шент динамической вязкости 0,008 Па с, коэффициент К°п^ро®одНОСТИ °’25 Вт/(м К); £да: приведены в табл. 3.32. Задача 3.16- Рассчитать и подобрать нормализованный пла- нчатый теплообменник для нагрева нефти товарной нефтью. Исходные данные. Количество нагреваемой нефти 50000 кг/ч; температура нагреваемой нефти на входе в аппарат Ю °C- количество товарной нефти 40000 кг/ч, температура товар- ной нефти на входе в аппарат 100 °C, на выходе из аппарата 40 °C. Теплофизические параметры теплоносителей: ♦ нагреваемая нефть: плотность 930 кг/м3, коэффициент динами- ческой вязкости 0,0012 Па с, коэффициент теплопроводности 0,61 Вт/(м К), коэффициент теплоемкости 3550 Дж/(кг К); ♦ товарная нефть: плотность 820 кг/м3, коэффициент динами- ческой вязкости 0,0018 Па с, коэффициент теплопроводности 0,6Вт/(м К), коэффициент теплоемкости 3190 Дж/(кг-К). Задача 3.17. Рассчитать и подобрать нормализованный пла- стинчатый теплообменник для охлаждения обессоленной (мяг- кой) воды захоложенной водой. Исходные данные. Расход обессоленной воды 12,5 кг/с; температура обессоленной воды на входе в аппарат 80 °C; на выхо- Де из аппарата 30 °C. Температура захоложенной воды на входе в аннарат 5 °C, на выходе из аппарата 10 °C. еплофизические свойства воды приведены в табл. 3.32. 3.18. Рассчитать и подобрать нормализованный пла- s®™* Теплообменник для нагревания насыщенного кислы- ГеНепи °НеНТами водного раствора моноэтаноламина (МЭА) ре- ^^Рованным раствором МЭА. •тя(нас °Дные Данные. Количество нагреваемоготеплоносите- туран ЫЦ1енный раствор МЭА) 110000 кг/ч; начальная темпера- ПератУвЫЦ1еНН0Г0 Раств°Ра 52 °C; конечная 90 °C. Начальная тем- а г°рячего теплоносителя 121 °C, конечная 82 °C.
306 Глава 3. Теплообменные Теплофизические свойства теплоносителей: "" ♦ жидкий горячий теплоноситель: энтальпия 513 кДж/кг при/= 338 кДж/кг при t = 82 °C; ♦ нагреваемый теплоноситель (насыщенный раствор); ЭНТя 372 кДж/кг при t = 90 °C, 208 кДж/кг при t = 52 °C. НТальпИя Остальные теплофизические свойства теплоносителей средней рабочей температуре приведены в табл. 3.71. При Таблица 3.71. Теплофизические параметры раствора МЭА Теплоноси- тель Средняя темпера- тура, °C Плот- ность, кг/м3 Коэффициент теплопровод- ности, Вт/(мК) Коэффициент теплоемкости, кДж/(кг-К) Коэффициещ. кинематиче- ской вязко- сти, м!/с Регенериро- ванный рас- твор 102 960 0,59 4,18 0,34-10-» Насыщенный раствор 71 980 0,56 4,04 0,5510-* Задача 3.19. Рассчитать и выбрать нормализованный спиральный теплообменник для охлаждения воды другой технической водой. Исходные данные. Расход охлаждаемой воды 63000 кг/ч; температура охлаждаемой воды на входе в аппарат 70 °C, на выхо- де из аппарата 40 °C. Температура воды-охладителя на входе вап- парат 25 °C, на выходе из аппарата 45 °C. Рабочее давление в аппа- рате 0,6 МПа. Допускаемое гидравлическое сопротивление по стороне охлаждаемой воды 0,1 МПа, по стороне воды охладителя 0,25 МПа. Теплофизические свойства теплоносителей приведены в табл. 3.32. Задача 3.20. Рассчитать и подобрать спиральный теплообмен ник для конденсации насыщенного пара водой. Исходные данные. Расход пара 17250 кг/ч. сыщенного пара 179 °C. Температура конденсата тура воды на входе в аппарат 25 °C, на выходе из Теплофизические свойства теплоносителей: удельная те^^ фазового превращения пара 2015,2 кДж/кг; остальные с приведены в табл. 3.32 и 3.34. Рабочее давление в аппарат6 допускаемое гидравлическое сопротивление в аппарате роне пара 0,05 МПа, по стороне воды 0,15 МПа. Температур3 н' 179оС.ТеМпеРГ аппарата 95
307 чИ для самостоятельной работы i!""'" ^ 21Рассчитать и подобрать нормализованный спи- ЗаД®ч^ПЛОобменник для охлаждения 20%-ного раствора NaOH рдльны” вол0**' ые данные. Количество раствора 20000 кг/ч; на- я температура раствора 80 °C, конечная 40 °C; температура чаЛЬН аюшей воды на входе 20 °C, на выходе 40 °C. Движение теп- °^2телей противоточное. 10 Теплофизические свойства теплоносителей при средней тем- ператур6 потоков: твоР‘ коэффициент теплопроводности 0,536 Вт/(мК), плот- * ность И96 кг/м3, коэффициент кинематической вязкости 1563-Ю"6 м2/с, коэффициент теплоемкости 3,963 кДж/(кгК); критерий Прандтля по раствору 10,7; । вода: см. табл 3.32. Задачи 3.22-3.27. Рассчитать печь с пароперегревателем для нагрева мазута. Топливо — малосернистый мазут. Исходные данные. Состав мазута: С = 84,6 %, Н = 11,7 %, 0=N = 0,3%;S = 0,3%;A = 0,1 %; W= 3,0% (W— содержание вла- га втопливе). Остальные исходные данные приведены втабл. 3.72. Таблица 3.72. Исходные данные к задачам 3.22-3.27 № .задачи Gc, кг/ч °C ^ВЫХ’ °C Р * вых’ МПа Р * пар’ МПа °C Г 1 вых’ °C 2, кг/ч 3.22 78500 310 420 0,0145 0,03 133 450 2000 _323 50000 300 410 0,015 0,06 135 450 1500 _324 75000 320 430 0,015 0,06 132 440 1700 _U5_ 55000 300 420 0,014 0,03 133 440 1500 __Т26__ 60000 310 420 0,015 0,06 135 450 2000 Li27_ 75000 320 420 0,015 0,06 133 450 2500 ц₽иМечанш» г* 43 входе- ис* Ч “ производительность печи по мазуту; /п - температура сырья 1аалеНиё ‘“~ТемпеРатУРа сырья на выходе; давление сырья на выходе; Р^- Ле; ПаРа: е» ~ начальная температура пара; Гвых - температура пара на выхо- СХ°Д ,1еРегреваемого пара. НагРеваЧИ Рассчитать печь без пароперегревателя для ц МазУта. Топливо газообразное. С2Н - 47н Ь1е Дан ные. Состав топлива: Н2 = 2,8 %; СН4 = 33,2 %; Та-1ьные и СзНв = 7’3 С4Н.о = 8 %; N2 = 1,1 % (% об.). Ос- Сх°Дные данные приведены в табл. 3.73.
308 Таблица 3.73. Исходные данные к задачам 3.28-3.33 Глава 3. Теплообменны» -----------—* ап>и № задачи Сс, кг/ч ^ВХ’ °C ^ВЫХ’ °C М 0_ 3.28 50000 350 450 3.29 60000 310 410 0^ 3.30 65000 320 425 oTi 3.31 7000 310 420 0^ 3.32 40000 330 440 0, _0,( 3.33 75000 310 420 Примечание. Обозначения см. в табл. 3.72. БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК Вых» >015 ,015 1,02 3.1. Бажан П.И., Каневец Г.Е., Селиверстов В.М. Справочник по тепло- обменным аппаратам. М.: Машиностроение; 1989. 366 с. Барановский Н.В., Коваленко Л.М., Ястребенский А.Р. Пластинчатые и спиральные теплообменники. М.: Машиностроение, 1973.285с. Варгафтик Н.Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей. М.: Физматлит, 1963. 708 с. Справочник по теплопроводности жидкостей и газов/ Н.Б. Варгаф- тик, П.П. Филиппов, А.А. Тарзиманов, Е.Е. Тоцкий. М.: Энерго- атомиздат, 1990. 352 с. Кожухотрубчатые теплообменные аппараты общего и специально- го назначения: Каталог. М.: ЦИНТИХимнефтемаш, 1991.106 с. Л ашинский А А., ТалчинскийАР. Основы конструирования и расчета хи- мической аппаратуры: Справочник. Л.: Машиностроение, 1970.752 с. Машины и аппараты химических производств: Примеры и задачи/ Под общ. ред. В.Н. Соколова. Л.: Машиностроение, 1982.383 с. Основные процессы и аппараты химической технологии/Подрй- Ю.И. Дытнерского. М.: Химия, 1983. 272 с. Примеры и задачи по курсу МАХП / Под ред. В.М. Ульяно Н. Новгород: НГТУ, 2003. 356 с. 3.10. Поникаров И.И., Гайнуллин М.Г. Машины и аппараты химил производств и нефтегазопереработки. М.: Альфа-М, 200°-6 oJ1j 3.11. Романков П.Г., Фролов В.Ф., Флисюк О.М., Курочкина расчета процессов и аппаратов химической технологии (пр задачи). СПб.: Химия, 1993. 495 с. -югСпР3' 3.12. Расчеты основных п