Текст
Владимир Борнео кич Купили,
доктор технических нмук. профсс-
сор, член-коррсспондспi Междуна-
родной академии холоди. Голи пси в
1941 г. в Белоруссии. < >Kt»ii'iiiч в
1963 г. теплоиперк'III4VCKHII фа-
культет JleiiiniipajicKoio icMiouoiи-
ческого nncnnyiii iicii'iioikhiio бу-
мажной промышленное।и по специ-
альности инжепер-i сп помех.in II к.
Является ан юром < мни. 22 и ю-
бретений, свыше 240 научных пе-
чатных трудов ио копиек।пппому
теплообмену оребренных iрубча 1 ых
поверхпое 1сй и уснонимх вынужден-
ной и свободной koiiiH’kiiiiп ио (ду-
ха. Последние 20 iiei научной дея-
1С11ЫЮС । и святцы с ри ipa6o i кон
теоретических основ и инженерных решений по повышению yiiepieiплес-
ком эффективности аппаратов Boviyniiioio охлаждения, 'laiiejiyci кафедрой
промышленной Teiuioyiiepiviпкп Apxaiiiviihchoi'o im ударе ibciihoiо lexiin-
ческого университета.
Анатолий Николаевич Бессон-
ный, кандидат технических наук,
старший научный сотрудник, член-
корреспондент Международной ака-
демии холода. Родился в 1947 г. в
России. Окончил в 1975 г. холодиль-
ный факультет Ленинградского тех-
нологического института холодильной
промышленности по специальности
инженер-механик.
Является автором 6 изобрете-
ний и патентов Российской Федера-
ции и 25 научных печатных работ
по криогенной технике и тепло-
обмену оребренных трубчатых по-
верхностей в условиях вынужденной
конвекции воздуха. Последние 10 лет
научной деятельности связаны с .
проектированием аппаратов воздушного охлаждения и другого теплообмен-
ного оборудования. Является директором научно-производственного центра
"Аппараты воздушного охлаждения" АО "ЛЕННИИХИММАШ” г. Санкт-
Петербург.
Основы расчета
и проектирования
теплообменников
воздушного охлаждения
Под общей редакцией
доктора технических наук профессора В. Б. Кунтыша
и кандидата технических наук А. Н. Бессонного.
Санкт-Петербург
«Недра»
Санкт-Петербургское отделение
1996
ББК 31.354
075
УДК 621.1.016.4+536.24
АВТОРЫ:
Анатолий Николаевич Бессонный, Генрих Александрович Дрейцер,
Владимир Борисович Кунтыш, Владимир Иосифович Евенко, Юрий
Николаевич Васильев, Адольф Эдвардович Пиир, Олег Петрович
Кректунов, Владимир Иванович Слухин, Андрей Алексеевич Брилль
075 ОСНОВЫ расчета и проектирования теплообменников воздушного
охлаждения: Справочник / А.II. Бессонный, Г.А. Дрейцер, В.Б. Кунтыш,
и др.; Под общ. ред. В.Б. Кунтыша. А.Н. Бессонного. — СПб.: Недра,
1996. — 512 с.: ил.
ISBN 5-247-03637-9
Изложены в систематизированной форме сведения по конструк-
циям и техническим характеристикам теплообменников воздушного
охлаждения (ТВО) и основным узлам в отдельности. Приведены апроби-
рованные методы проектного и проверочного теплового, аэродинамическою,
гидравлического и механического расчетов ТВО, даны примеры
проектирования и подбора для конкретных условий. Особое внимание
уделено выбору надежных, достоверных расчетных формул, критериаль-
ных уравнений и рекомендаций по конвективному теплообмену и гидро-
аэродинампческому сопротивлению теплопередающих поверхностей
ТВО. Содержатся способы энергетической оптимизации компоновочных
параметров секций и поверхностей теплообмена, освещены вопросы
тепловых испытаний, ретулпрованпя производительности и рассмотрены
меры противошумной защиты.
Для инженеров-конструкторов и разработчиков ТВО, инженерно-
технических работников конструкторских бюро заводов химического
и энергетического машиностроения, персонала заводов-изготовителей
теплообменной аппаратуры. Может быть полезна студентам вузов, спе-
циализирующихся по химическому и теплоэнергетическому аппарато-
строению.
3309000000-304
° 043(01)-96
без объявл.
ББК 31.354
Выпущено по заказу ЛенНИИхиммаш
ISBN 5-247-03637-9
© Коллектив авторов
ПРЕДИСЛОВИЕ
Организация промышленного производства ТВО в бывшем
СССР приходится на конец пятидесятых годов нашего столетия, и
основными потребителями их являлись нефтеперерабатывающая и
нефтехимическая промышленность, имеющая наиболее водоемкие
производства. Внедрение ТВО позволило снизить водопотребление
в 10...20 раз на 1 т перерабатываемой нефти. В 1959 г. пущен в
промышленную эксплуатацию первый отечественный конденсатор
воздушного охлаждения на установке прямой перегонки нефти
Московского нефтеперерабатывающего завода, а первые ТВО в
США начали широко применять в 1948 г. па газобензиновых
заводах в штате Техас.
Первоначально воздуг
IIS
ое охлаждение использовали при
ОХ-
лаждснии оборудования технологических процессов производств
в регионах с напряженным водным балансом. Однако вскоре ввиду
универсальности воздушного охлаждения и возникшего дефицита
пресной воды на цели охлаждения в начале 80-х годов его стали
применять даже в таких традиционных отраслях промышленности,
как пищевая, химическая, целлюлозно-бумажная, на железнодорож-
ном транспорте.
Промышленность потребляет от 50 до 80 % количества прес-
ной воды в общем балансе. На первый взгляд трудно себе предста-
вить, что проблема снабжения пресной водой стала глобальной,
если объем водных запасов Земли выражается гигантской цифрой
1,35...1,45 млрд. км3. Но пресной воды совсем немного, всего 2,5 %
от общего количества, причем около 60...70 % ее находится в твер-
дом состоянии. Оставшееся незначительное количество пресной
воды неуклонно уменьшается вследствие возрастающего использо-
вания на цели охлаждения и ее загрязнения. Один кубический метр
воды промышленного производства загрязняет несколько сот куби-
ческих метров воды — сырья. Вывод воды из цикла охлаждения —
острейшая проблема настоящего момента, и кардинальным реше-
нием ее является широкое использование ТВО во всех отраслях
промышленности, связанных с необходимостью охлаждения техно-
логических потоков.
Интенсивное развитие газовой и нефтеперерабатывающей про-
мышленности с середины 70-х годов, строительство широкой сети
внутрисоюзных и континентальных газопроводов, продолжающееся
5
и в настоящее время, возросшие требования зашиты окружающей
среды от загрязнения водными стоками и поддержания экологи-
ческого равновесия стали новыми факторами расширения области
применения ТВО, прежде всего в топливно-энергетическом комп-
лексе, атомной энергетике, электроэнергетике. При транспор-
тировке природного газа ТВО является единственным теплообмен-
ником, который позволяет обеспечить надежное функционирование
газоснабжающего комплекса России независимо от условий окру-
жающей среды и размещать компрессорные ста
StIISIS
вне связи с
источниками пресной воды. Перспективно применение ТВО в
нетрадиционной энергетике, разрабатываемой в рамках программы
«Экологически чистая энергетика России». Таким образом, гео-
графия применения ТВО распространяется от знойного юга до
Крайнего Севера.
Различная химическая активность охлаждаемых энергоноси-
телей и технологических сред предопределила исключительное
применение биметаллических труб в ТВО, а широкий диапазон
давлений, от вакуума до 32 МПа, — преимущественное исполь-
зование стальных труб в качестве несу
in
ах. Несущая труба, вос-
принимающая механические и температурные усилия, выбирается
по условиям прочности и коррозионной стойкости к охлаждаемой
среде, а с наружной стороны наносится оребрение из высокотепло-
проводного материала, при этом обеспечивается выравнивание
термических сопротивлений теплопередачи.
На современном этапе производства ТВО
рмилось в самос-
тоятельную крупную подотрасль химического ма
lll'd
построения с
существенным потреблением материальных, энергетических и тру-
довых ресурсов. Для создания высокоэффективных, надежных, эко-
номичных по энерго- и металлопотреблев
ТВО потребовалось
ПП£
заново создать научную базу, так как на момент проектирования и
дования.
Начиная с начала освоения в СССР производства ТВО и вплоть
до сере
JISISI
ел 70-х годов научно-исследовательские и опытно-кон-
структорские работы по этим аппаратам были сконцентрированы
в ГИПРОНефтемаш (ныне ВНИИНефтемаш) и выполнялись под
руководством канд. техн, наук В.М. Шмерковича при активном
участии Г.А. Марголина. В результате разработаны технические
проекты различных конструкций аппаратов (малопоточные, зигза-
гообразные, горизонтальные, холодильники вязких и высоковязких
б
продуктов), создана нормативно-техническая документация,
предложены методы теплового и аэродинамического расчета.
Со второй половины 70-х годов и по настоящее время тео-
ретические и экспериментальные исследования теплоаэроди-
намических характеристик теплообменных секций ТВО, разработка
новых конструкций теплообменных оребренных труб, способов
интенсификации конвективного теплообмена развитых трубчатых
поверхностей охлаждения, контактного теплообмена, оптимизации
основных конструкторско-технологических параметров ребер,
компоновки труб в пучке, режимных и тепловых параметров воздуха
и охлаждаемой среды сосредоточились на кафедре промышленной
теплоэнергетики Архангельского лесотехнического института
(ныне АГТУ). Выполняемые исследования координировались
бывшим Таллиннским Maj
ТТГИ8
остроительным заводом им. Лауристи-
на (головной завод по производству ТВО в СССР), ВНИИНефтемаш,
ВНИИПТХимнсфтеаппаратуры.
Конец 80-х и начало 90-х годов характеризуются концентра-
цией всех разработок и проектов по ТВО в АО «ЛЕННИИХИМ-
МАШ».
В результате исследований, проведенных целым рядом научных
коллективов и отдельных специалистов в этом направлении, опуб-
ликованы многочисленные статьи, научные отчеты, тезисы докладов
совещаний, конференций, симпозиумов, препринты, которые
опубликованы в различных научно-технических журналах, сбор-
никах, книгах, порой труднодосту
ПП55
с для широкого круга инже-
нерно-технических работников.
Учитывая растущую потребность в ТВО промышленности,
необходимость повышения их энергетической эффективности и
эксплуатационной надежности, завершенность исследований по
целому ряду задач в этой области техники, создались условия для
написания справочной книги по основам проектирования данного
класса теплообменников с их специфическими особенностями.
Для ТВО характерны сравнительно узкий диапазон изменения
параметров ребер, труб, шагов разбивки их в решетках пучка,
количества поперечных рядов труб, ограниченные перепады дав-
ления охлаждающего воздуха, значительные единичные аппа-
ратные площади поверхности теплообмена, габариты, метал-
лоемкость, что требует рекомендаций более высокой точности
по сравнению с приводимыми в общих теплотехнических спра-
вочниках.
7
При разработке концепции этого издания научными редак
торами и ее реализа:
1151
1 центральной идеей являлась сквозная нап-
равленность книги, позволяющая пользователям-читателям осущест-
влять полный цикл всех расчетов ТВО оптимальных характеристик
для заданного проектным заданием любого варианта, необходимых
для технорабочего проекта, практически не прибегая к другим
изданиям.
В этих условиях отдельному автору и даже нескольким ста-
новится не под силу охватить все аспекты этого замысла, обеспечив
при этом высокую научную и инженерную проработку расчетов.
Поэтому для написания отдельных глав книги, логически увязанных
между собой по функциональному признаку узлов и элементов ТВО,
были приглашены наиболее крупные специалисты в области
изучения, расчетов, инженерного оформления соответствующих
проблем и практической эксплуатации аппаратов. Научные
редакторы, естественно, при выбранном подходе исходили из того,
что авторы несут ответственность за научную обоснованность и
достоверность рекомендаций, формул, критериальных уравнений,
современных тендев
nt
ай и прогнозов в заданной области.
Процессы теплопередачи и их интенсификация являются
важнейшими в ТВО, и их уровень в определяющей мере влияет на
технико-экономические характеристики аппарата. Поэтому они
занимают значительное место в книге, а материал подбирался таким
образом, чтобы дать расчетные соотношения, проверенные практи-
кой, для всех встречающихся видов теплообмена в этих устройствах,
избегая по возможности описания физических явлений и громозд-
ши;
ких математических выкладок. Большинство включенных в книгу
уравнений, зависимостей, конструк
IISI!
й и схем узлов, сборочных
единиц, технических характеристик ранее не приводились в спра-
вочных изданиях. Дан ряд примеров, иллюстрирующих предлагаемые
методы расчетов. Считали, что пользователи справочника владеют
знаниями в объеме курсов теплопередачи, нагнетателей, прикладной
механики, теплотехнических измерений и автоматизации техно-
логических процессов, материаловедения, современных экологи-
ческих требований по шумам энергомашиностроигельных, тепло-
энергетических установок и машин.
Авторы не преследовали задачу наиболее полно представить
научно-техническую литературу, а целью ссылок является указать
ISHII
ь на основные работы по обсуждаемым вопросам и источники
для получения расширенных сведений.
8
При подборе примеров стремились привести тепловые, аэро-
динамические, конструктивные, технико-экономические расчеты
реальных ТВО и продемонстрировать инженерный подход по их
проектированию.
Издание может быть также полезным преподавателям и сту-
дентам соответствующих специальностей технических универ-
ситетов и академий. Авторы Введения и главы 1 — докт. техн, наук,
проф. В.Б. Кунтыш (АГТУ), канд. техн, наук А.Н. Бессонный (АО
«ЛЕННИИХИММАШ»); главы 2 за исключением 2.6 —
канд. техн, наук А.Н. Бессонный, инж. В.И. Слухин (Таллиннский
машиностроительный завод), инж. А.А. Брилль (АО «ЛЕННИИ-
ХИММАШ»); раздела 2.6 — инж. Р.Р. Эгнер и инж. Т.И. Юрова
(ВНИИПТХимнефтеаппаратуры); главы 3 — докт. техн, наук,
канд. техн, наук А.Н. Бессонный; главы 4 —
докт. техн, наук, проф. Г. А. Дрейцер (Московский авиационный ин-
ститут); главы 5 — докт. техн, наук, проф. В.Б. Кунтыш (АГТУ);
главы 6 — докт. техн, наук, проф. В.Б. Кунтыш (АГТУ), канд.
техн, наук Н.Н Стенин (Поморский международный государственный
Ill
III
i n*<i
тунов (НПОЦКТИ); главы 8 — докт. техн, наук, проф. В.И. Евенко
(Брянский институт транспортного машиностроения); главы 9, 12
и раздела 5.6 — канд. техн, наук, доц. А.Э. Пиир (АГТУ); главы 10 —
докт. техн, наук, проф. Ю.Н. Васильев, канд. техн, наук В Д. Несте-
ров (ВНИИГАЗ); главы 11 — ст. н. с. А.Р. Бащенко (АО «ЛЕННИИ-
ХИММАШ»); главы 13 — инж. В .И. Пагода (АО «ЛЕННИИХИМ-
МАШ»); главы 14 — инж. Г.Г. Смирнов (АО «ЛЕННИИХИМ-
МАШ»); главы 15 — докт. техн, наук, проф. В.Б. КунТыш, канд.
техн, наук А.Н. Бессонный; приложения — докт. техн, наук, проф.
В.Б. Кунтыш, канд. техн, наук А.Н. Бессонный.
Авторы будут признательны за критические замечания, допол-
нения, пожелания и отзывы, которые просим направлять по адресу:
193167, Санкт-Петербург, ул. А. Невского, 9, АО «ЛЕННИИХИМ-
МАШ», научно-производственный центр по АВО.
В.Б.Кунтыш
А.Н.Бессонный
ВВЕДЕНИЕ
Для отвода избыточной теплоты в технологических процессах,
а также от охлаждаемого оборудования в подавляющем большинстве
случаев на протяжении всего периода развития промышленности в
качестве охлаждающего агента применялась пресная вода. Наблю-
дается потребление воды на цели охлаждения в возрастающих
количествах: 1950 г. — 14 км3,1970 г. — 70 км3,1974 г. — 80 км3,
что составляет 75 % от общего расхода воды в промышленности [1]
страны на производственные нужды. По общим оценкам, потреб-
ление охлаждающей воды в 1990 г. приблизилось к значению
150 км3, что близко к критической величине полезной отдачи рек.
водоемов и других водоисто*
ППЕ
Использование такого большого количества воды заметно
обострило экологическую обстановку не только регионов с ограни-
ченными источниками водоснабжения, но и северо-восточных райо-
нов страны со значительными запасами пресной воды. Каждый кубо-
метр воды, проще,
JlliUI
тот или иной цикл технологического произ-
водства, потенциально способен вызывать загрязнение от десятков
до сотен кубометров чистой воды. Накопление и очистка водных
стоков не исключают постоянной угрозы разового (залпового) заг-
рязнения исто*
। ।
lob технического водоснабжения в аварийных
ситуациях. Подобные обстоятельства в период 1985-1988 гг.
явились причиной санитарного загрязнения участков Днепра и Оки,
а ликвидация последствий сопряжена со значительными материаль-
ными затратами, которые не всегда способны восстановить равнове-
сие в окружающей среде.
Наиболее водоемкими являются нефтеперерабатывающее,
химическое, целлюлозно-бумажное производство и теплоэнергетика.
В наст
вши
.ее время происходит формирование новых террито-
риально-производственных комплексов в Прикаспии, на юге
страны, в Приполярье, в районах Западной Сибири, где пресная
вода или полностью отсутствует, или имеется в ограниченных
количествах, или большую часть времени года по климатическим
условиям требуется вложение дополнительных затрат на поддер-
жание воды в жидком состоянии. Реально обозначился дефицит
пресной охлаждающей воды в крупных промышленных центрах
(Москва, Санкт-Петербург, Волгоград, Нижний Новгород), что
ограничивает возможность реконструкции и модернизации
ю
действующих технологических установок в направлении увеличения
производительности из-за
дефг
in:
та охлаждающего агента и недо-
статочной мощности очистных сооружений. Кроме того, промыш-
ленное потребление воды в огромных количествах поставило под
угрозу интенсивный путь развития сельскохозяйственного произ-
водства, базирующегося на ведении поливного хозяйства в областях
страны с неустойчивыми климатическими условиями.
Устранение воз
X диспропор
имеющегося для исполь-
;i:i ян»;
зования количества пресной воды (без нанесения экологического
ущерба окружающей среде) с требуемым количеством в техноло-
гическом
тгптт
ле расширяющегося промышленного использования
потребовало пересмотра технической политики на системы отвода
теплоты, выявления и реализации резервов экономии техноло-
гической воды.
Кардинальным решением народнохозяйственной проблемы
сокращения водопотребления в промышленности является замена
воды, как рабочего охлаждающего агента, более досту
ип
ям агентом
в любой географической точке планеты — воздухом. Дополнитель-
ным фактором ускоренного развития теплообменного оборудования
с воздушным охлаждением технологических сред явилось стре-
мительное развитие газовой и газоперерабатывающей промыш-
ленности, которое, вероятно, будет происходить до 2000-2010-х
годов. По разным оценкам, запасы газа в России составляют
35...40 % всего газа Земли. В 1993 г. добыча газа в стране составила
577,7 млрд. м3. Для транспортировки и сбора природного газа
сооружены магистральные газопроводы протяженностью в десятки
тысяч километров, в 1993 г. протяженность газопроводов только
большого диаметра достигла 140 тысяч километров, на которых
через 110+130 км построены компрессорные станции, поддержи-
вающие рабочее давление в газопроводе компримированием газа и
охлаждением его перед вводом на очередной участок трубо-
проводной магистрали. Недопустимость изменения шага размеще-
ния компрессорных станций вдоль газопровода в широких пределах
111*1
НПО
и необходимость их сооружения независимо от наличия источника
водоснабжения всецело предопределили применение только воздуха
в качестве охлаждающего агента.
В связи с этим в X, XI, XII пятилетках осуществлялось пла-
номерное внерение новых схем и теплообменных устройств для
охлаждения воздухом промышленного оборудования, энергоно-
сителей и технологических продуктов. Внедрение ТВО и расширение
11
in
in: i:
тяти
II111
uni;
"ill!
T>Th.i i] :iii
ЕЛ£
систем оборотного водоснабжения позволили стабилизировать и
даже замедлить темпы развития отдельных составляющих водного
баланса. Если в 1980 г. общий забор воды составил 344 км3, то в
1984 г. он сократился до 323 км3. Из него промышленные пред-
приятия израсходовали свежей воды на технологические нужды
99 км3 против 105 км3 в 1979 г.
Впервые теплообменники воздушного охлаждения (ТВО)
начали применяться в конце 50-х годов в нефтеперерабатывающей
промышленности, что позволило в настоящий момент снизить
водопотребление этой отрасли хозяйства более чем на 80 %. Однако
темпы применения ТВО в других отраслях хозяйства не столь
оптимистичны.
Следствием этого положения вещей явилось неправильное
представление о неприемлемости в большинстве случаев воздушного
охлаждения, связанное в основном с традиционностью мышления
широкого круга специалистов о большей эффективности водяного
охлаждения.
Невысокие значения коэффициента теплоотдачи по воздушной
стороне приводят к значительным габаритам и металлоемкости ТВО,
что вызывает рост капитальных затрат по сравнению с водяной
системой охлаждения. Однако эксплуатационные затраты на ТВО
значительно меньше. Современные достижения технологии для
изготовления биметаллических труб с высоким оребрением позво-
ляют существенно улучшить теплоаэродинамические характерис-
тики ТВО, снизить их материалоемкость. За последние 20 лет выпол-
нен значительный объем экспериментальных исследований тепло-
обмена и сопротивления трубных пучков ТВО, усовершенствованы
методы теплового, аэродинамического и механического расчета
ТВО, разработаны новые технологические режимы и технологии
по оребрению, выработана концепция перспективного развития
основного элемента ТВО — оребренной трубы. Однако полученные
результаты опубликованы в разных литературных источниках,
трудах конференций, совещаний, научно-технических сборниках
или помещены в научных отчетах, что затрудняет их широкое
применение в проектно-конструкторской и расчетной практике.
Имеющиеся отдельные разработки [2,3,4] не охватывают всей про-
блемы в целом.
Научно-техническая литература по проектированию и методам
расчета теплоотдачи [5,6, 7] оребренных поверхностей не учитывает
всех особенностей теплообмена трубных пучков ТВО, условий
ПК
hi i:
ши
12
эксплуатации, методов расчета теплопередачи биметаллических труб
различных материальных и конструктивных исполнений.
Изложенные
авторов в написании настоящего издания справочника по ТВО
сквозной направленности от первоначальной постановки задачи
применения воздушного охлаждения до включения ТВО в эксплуа-
тацию. В этой книге сделана первая попытка объединить в одном
ПЛЗ
ш;
ЗИП
издании достижения научных исследований с задачами проектиро-
вания ТВО. Как правило, в справочнике приводится цитирование
результатов исследований по первоисточникам.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шмеркович В.М. Аппараты воздушного охлаждения для технологи-
ческих установок нефтеперерабатывающих и химических заводов // Обзорн.
информ. Сер. Опыт проектирования нефтеперерабатывающих и нефтехими-
ческих предприятий / М.: ЦНИИТЭнефтехим. — 1971. — 111 с.
2. Васильев Ю.Н., Марголин ГА. Системы охлаждения компрессорных
нефтеперерабатывающих станций. — М.: Недра, 1977. — 22 с.
3. Щелковский Б.И., Патыченко А.С., Захаров В.П. Утилизация и исполь-
зование вторичных энергоресурсов компрессорных станций. — М.: Недра,
1991. _ 160 с.
4. Васильев Ю.Н., Гриценко А.И., Нестеров В.Д. Новые теплообменники. —
М.: Недра, 1994. — 73 с.
5. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного
охлаждения. — М.: ВНИИНефгемаш, 1981. — 101 с.
б. Жукаускас АЛ. Конвективный перенос в теплообменниках. — М.:
Наука. 1982. — 472 с.
7. Мигай В.К., Фирсова Э.В. Теплообмен н гидравлическое сопротивление
пучков труб. — Л.: Наука, 1986. — 195 с.
Глава первая
ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ, СХЕМЫ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ
УСТАНОВОК С ТВО
Результаты эксплуатации ТВО свидетельствуют о возможности
их использования при температуре окружающего воздуха от -55
до +55 °C и в условиях сильного изменения температуры. В России
и за рубежом теплообменники воздушного охлаждения приме-
няются в установках синтеза аммиака, метанола, хлорного произ-
водства, получения поливинилхлорида, хлорирования углеводородов,
рифорк
i:i;i
га, конверсии, дистилляции, парового крекинга [1, 2],
для охлаждения нитрозного газа в технологических линиях по произ-
водству слабой азотной кислоты, в установках по производству
серной кислоты мощностью 1000 т/сутки.
ТВО нашли внедрение в процессах нефтехимии: в производстве
стирола [3], этанола, полипропилена, ацетальдегида, капролактама
и др. Значительная доля из общего числа используемой теплообмен-
ной аппаратуры приходится на ТВО в нефтеперерабатывающей
промышленности для охлаждения продуктов разделения нефти —
бензина, керосина, дизельного топлива, битума, гудрона.
В промышленной практике нефть разделяют на фракции, раз-
личающиеся температурными пределами выкипания. Это разделение
проводят в установках первичной перегонки нефти с применением
процессов нагрева, дистилляции и ректифика
I, конденсации и
к :•
охлаждения. Прямую перегонку осуществляют в атмосферном или
несколько повышенном давлении, а остатков под вакуумом. Атмо-
сферные трубчатые (АТ) и вакуумные (ВТ) установки строят отдель-
но друг от друга или комбинируют в составе одной установки (АТВ).
На атмосферных нефтеперегонных установках нефть или смесь
нефтей обычно разделяется на четыре дистиллятные фракции и оста-
ток мазут. Побочным продуктом является смесь углеводородных газов.
На рис. 1.1 представлена технологическая схема [4] установки
атмосферной перегонки нефти, дающая представления об условиях
работы ТВО. Установка двухколонная с двукратным испарением
сырья. До поступления в первую ректификационную колонну,
называемую испарительной, нефть нагревается только в тепло-
обменниках, двигаясь в них одним, двумя или несколькими
14
Рис. 1.1. Технологическая схема установки атмосферной перегонки нефтв.
1, 7, 8, 9, 12, 13, 20, 21, 22 — насосы; 2,14 — ректификационные колонны; 3,15, 24, 27, 30 — теплообменники
воздушного охлаждения; 4, 16, 25, 28, 31 — кожухотрубные холодильники; 10, 11, 23, 26, 29 —
теплообменники; 5, 17 — газосепараторы-водоотделители; 6 — трубчатая печь; 18,19 — отпарные колонны.
параллельными потоками. Верхним продуктом первой колонны 2
является легкая бензиновая фракция и небольшое количество газа.
Остальные дистилляторы, выводимые с установки, а также мазут
получают во второй колонне 14. Обе колонны обслуживаются общей
трубчатой печью 6.
Обессоленная нефть, нагнетаемая насосом 8, проходит двумя
параллельными потоками группу теплообменников /0,11, 23, 26,29
и нагретая до температуры 200-ь220°С поступает в среднюю часть
колонны 2. Ректификационная колонна 2 работает при избыточном
давлении, достигающем 0,45 МПа. Пары легкого бензина (конец
кипения этой фракции в одних случаях равен 85°С, а в других —
140 или 160°С) по выходе из колонны 2 конденсируются в теплооб-
меннике воздушного охлаждения 3. Далее конденсат и сопутствую-
щие газы, охлаждаемые в кожухотрубчатом водяном холодильнике
4, разделяются в газосепараторе 5. Отсюда легкий бензин насосом
7 направляется в блок стабилизации и вторичной перегонки. Часть
легкого бензина возвращается на орошение в колонну 2.
Из колонны 2 снизу частично отбензиненная нефть забирает-
ся насосом 1 и подается в змеевик трубчатой печи 6. Нагретая в
ил?
15
змеевиках печи нефть поступает в парожидкостном состоянии
в основную ректификационную колонну 14, Часть же нефти после
печи возвращается как рециркулят на одну из нижних тарелок ко-
лонны?.
Верхним продуктом колонны 14 является бензиновая фракция,
более тяжелая по сравнению с отводимой с верха испарительной
колонны 2. По выходе из колонны 14 пары бензина, а также
сопровождающие их водяные пары конденсируются в ТВО 15.
Охлажденная в кожухотрубчатом водяном холодильнике 16 смесь
разделяется в газосепараторе на газ, водный и бензиновый кон-
денсаты. Жидкая бензиновая фракция из газосепаратора 17 заби-
рается насосом 22 и направляется в се
вторичной перегонки.
зппа
Часть бензина этим же насосом возвращается в колонну 14 на ее
верхнюю тарелку как орошение.
Фрак
пи
а 140+240 и 240+350°С (или 140+220 и 22О+35О°С)
выводятся из отпарных колонн 18 и 19, прокачиваются насосами 20
и 21 и охлаждаются в последовательно соединенных аппаратах.
Первая — керосиновая фракция — в теплообменнике 23, ТВО 24 и
кожухотрубчатом водяном холодильнике 25; вторая — фракция
дизельного топлива — в теплообменнике 26, ТВО 27 и водяном
холодильнике 28, Под нижние тарелки отпарных колонн вводится
перегретый водяной пар.
Тяжелый неиспарет
й остаток нефти в смеси с:
нитрационной сек
пи
а колонны
14, проходя нижние шесть тарелок в колонне, продувается перегре-
тым водяным паром. Мазут, освобожденный от низкокипящих фрак-
пи;
с низа колонны направляется насосом 13 через теплообменник
29, ТВО 30, кожухотрубчатый холодильник 31 в резервуар. В колон-
не 14 имеются два циркуляционных орошения, теплота которых
отдается нефти в теплообмен
Температура и давление в основных аппаратах установки
следующие:
Температура, °C
Значение
подогрева нефти в теплообменниках................200ч-230
подогрева отбензиненной нефти в змеевиках
трубчатой печи...................................ЗЗОч-ЗбО
паров, уходящих из отбензинивающей колонны.......120ч-140
внизу отбензинивающей колонны................... 240ч-260
паров, уходящих из основной колонны............. 1204-130
внизу основной колонны............................ 3404-355
16
Давление, МПа
в отбензинивающей колонне.............................0,44-0,5
в основной колонне................................. .0,154-0,2
Использование в схеме ТВО привело к снижению эксплуата-
ционных расходов до 30 %, уменьшились первоначальные затраты
на строительство объектов водоснабжения, канализации, очистных
и;г(
В коксохимической промышленности можно рекомендовать
[5] использование ТВО при охлаждении продуктов в следующих
процессах: охлаждения коксового газа; дистилляции бензола для
конденсации паров бензола и охлаждения поглотительного обензо-
ленного масла; очистки коксового газа от сероводорода при охлаж-
дении поглотительного раствора и серной кислоты; ректификации
бензола и смолы для конденсации паров и охлаждения продуктов.
Опыт эксплуатации показал, что даже в условиях запыленной
воздушной среды коксохимических предприятий ТВО работают
вполне удовлетворительно. Необходима лишь периодическая промыв-
ка через 3-4 месяца поверхности теплообмена аппарата водой или
конденсатом пара. Применима обдувка паром или сжатым воздухом.
Эта операция осуществляется без вывода ТВО из технологической
цепи, продолжительность ее примерно 1 ч на аппарат.
Применение АВО в этой отрасли промышленности позволит
уменьшить на 60*70 % расход общего потребления; исключить из
схем оросительные холодильники и безвозвратные потери воды на
испарение; сократить запарованность территории, что в свою оче-
редь приведет к уменьшению коррозии металлических поверхностей
аппаратуры и металлоконструкций. Эксплуатационные расходы
снижаются вследствие меньшего потребления электроэнергии при-
водом вентиляторов для транспортировки воздуха через ТВО,
который подается с напором 130*300 Па, в то время как напор
воды через холодильники оставляет более (3*4)* 105 Па.
Перспективно применение ТВО для охлаждения [6] компрес-
сорных установок. На рис. 1.2 приведена система непосредствен-
ного воздушного охлаждения компрессора. Сжатый воздух из сту-
пени компрессора 1 по воздуховоду 5 вводится в газоохладитель 4,
охлаждается в нем, после чего направляется в последующую ступень
компрессора. Над газоохладителем установлен маслоохладитель 3,
предназначенный для охлаждения масла подшипников компрессора,
поступающего по маслопроводу 6. Маслоохладитель и газоохлади-
тель объединены в один блок охладителей с общим вентилятором
н:г.
IHI!
1И1
ШШ
•Ж
i in t । ?
ни
17
Рис. 1.2. Система непосредственного воздушного охлаждения
компрессора.
2 для прокачки атмосферного воздуха в качестве охлаждающего
агента.
Затраты энергии на привод вентилятора воздуха не превышают
1*2 % затрат на привод компрессора, в то время как стоимость
охлаждающей воды составляет 10*20 % стоимости энергии,
расходуемой на привод компрессора. Воэлу
ш;
ое охлаждение имеет
еще одно существенное достоинство: газ компрессора охлаждается
до более низкой температуры, чем при водяном.
Большое распространение ТВО получили в качестве конденса-
торов аммиачных холодильных ма
з [7]. На рис. 1.3 показана
iii:i
Рис. 1.3. Схема аммиачной холодильной машины.
18
схема такой машины с одной ступенью сжатия паров холодильного
агента, конденсируемых в ТВО. Основными устройствами холодиль-
ной машины являются: компрессор 7, ТВО 2, ресивер сбора конден-
сата пара 3, дросселирующий орган 4, испаритель 5, в котором
охлаждается та или иная среда 6, поступающая от потребителя холо-
да. Холодильный цикл машины изображен в TS-диаграмме на
мши
fil'd
Hid
lll'dll
рис. 1.4. Компрессор сжимает отсасываемые из испарителя пары
холодильного агента по политропе 1-2 от давления испарения р0
до давления конденсации
Перегретый пар состояния 2
поступает в ТВО, в котором
происходит изобарическое
охлаждение при = const
до температуры насыщения
Гн в точке 3, а затем процесс
конденсации паров по г
3-4. Жидкий конденсат сос-
тояния 4 изобарически пере-
охлаждается при рс= const
до состояния 5. Охлаждаю-
щим агентом является вода.
Переохлажденный конденсат
дросселируется по 5-6 с по-
нижением давления до В
испарителе хсл
ьныи агент
Ряс. 1.4. Процесс работы реальной
одноступенчатой компрессионной
холодильной машины.
кипит при давлении ро= const
(линия 6-1) за счет теплоты технологической среды (рассол, захоло-
женная вода и т. д.). Технологическая среда понижает свою темпера-
туру. В конденсаторе теплота передается воздуху ТВО. Давление и
температуру испарителя г0 выбирают исходя из требуемой холодо-
производительности и температуры охлаждения среды. Температура
сжатия паров аммиака, соответствующая точке 2, находится в преде-
лах t = 110+140°С. Температура конденсат
id:
для производств С
применением конденсационно-холодильного оборудования водяно-
го охлаждения 34+36°С, а для крупнотоннажных производств с
ТВО гс= 40+60°С. Рабочее давление конденса
ни
1 для этих темпера-
тур составляет рк= 1,34+2,67 МПа. Холодильный агент поступает
в трубное пространство ТВО с параметрами точки 2. Процесс изме-
нения агрегатного состояния агента в ТВО делится на две части:
охлаждение nepeipeToro пара и конденсация его при Гк= const.
19
В одноходовых ТВО переохлаждение конденсата аммиака на-
ходится в пределах 1,5-г2°С, но возмо;
до
8-Н0°С, если конденсат направить в дополнительный ТВО или от-
дельно взятую секцию
(л
1я 4-5). Для получения дополнительной
холодопроизводительности переохлаждение холодильного агента це-
лесообразно.
Совместная эксплуатация холодильных компрессоров и ТВО
экономически целесообразна при разности температур t2 =
= 12-*-15°С, где t2 — температура воздуха на входе в теплообменник.
По результатам промышленных испытаний ТВО среднее зна-
чение коэффициента теплоотдачи при конденса
ни
I насыщенных
паров аммиака внутри труб cq = 2
Ш
<3000 Вт/(м2К).
Если температура технологической среды (рассола) после испа-
рителя находится в пределах 5+15°С и выше, то в холодный период
года при температурах атмосферного воздуха ниже минус 10-ь8оС
компрессор холодильной установки может быть остановлен, а осво-
бодившийся ТВО использован для охлаждения технологической сре-
ды до необходимой температуры.
При охлаждении и конденсации перегретых паров рекомен-
дуется применять параллельно-последовательную схему обвязки
теплообменных секций. В этом случае холодильный агент в состоя-
нии перегретого пара направляется в отдельную теплообменную
ПШ£
, в которой он охлаждается при высоких значениях числа
Re, а затем конденсируется в остальных секциях ТВО. z
В
схеме параллельного соединения всех одноходовых сек
НИ!
ТВО охлаждение перегретого пара до температуры конденсации
протекает при низких значениях скорости аммиака внутри труб,
процесс теплоотдачи осуществляется в ламинарном или переходном
режиме с невысокими коэффициентами теплоотдачи.
В крупнотоннажных производствах [7] аммиака мощностью
1360 т/сугки практически во всех устройствах технологической схемы,
где требуется отвод теплоты, используется ТВО: для конденсации вод я-
ного пара паровых турбин привода компримирующего
в качестве холо,
Н!1
тьников технологического воздуха, природного и
азотоводородной смеси и регенерации очистных растворов.
Коэффициент теплопередачи конденсаторов водяного пара
воздухом находится в интервале 37-И1 Вт/(м2К), и до температуры
атмосферного воздуха 29°С поддер;
заются оптимальные давления
зл
и температура конденсации.
20
Новая область применения ТВО открылась в связи с необходи-
газопроводе через определенные промежутки строят компрессорные
станции, которые повышают входное давление газа до требуемого
значения. В газопроводах диаметром 1420 мм рабочее давление
газа составляет 7,5 МПа, а при использовании газопроводов диа-
метром 1620 мм рабочее давление увеличивается до 12,5 МПа.
В процессе сжатия газа на компрессорных станциях (КС) его
температура увеличивается. Для снижения мощности на транспор-
тировку, увеличения пропускной способности газопровода и повы-
шения его надежности, а в районах Крайнего Севера для предотвра-
щения глубокого оттаивания грунта газ после компрессоров
охлаждается в ТВО. Одновременно на КС применяется ТВО для
охлаждения масла в системах смазки и регулирования газопере-
качивающих агрегатов (ГПА).
В настоящее время на КС магистральных газопроводов экс-
плуатируется [7] свыше шести тысяч ТВО газа различных типов.
С 1983 г. парк ТВО вырос в 2,5 раза, при этом доля отечествен-
ных ТВО газа выросла с 35 до 50 %, в том числе аппаратов типа
2АВГ-75 превысила 28 %. Рост парка ТВО в 1987 г. происходил в
основном за счет аппаратов 2АВГ-75 (около 500 шт.), что составило
76 % всего прироста. Исследованием установлено, что повышение
температуры газа в конце газопровода (на входе КС) на 5°С
приводит к снижению загрузки (производительности) газопровода
на 1,64-2 %. С целью уменьшения сил пучения грунтов необходимо
для действующих газопроводов ограничить допустимую температуру
газа на входе КС до 0 + -4 °C.
Анализ технического состояния парка ТВО газа показывает,
что на ряде КС работоспособных аппаратов недостаточно для обес-
печения предусмотренного проектом уровня охлаждения газа. Уста-
новленный общесоюзными нормами 10 %-ныи запас поверхности
теплообмена, учитываю
возможность выхода из эксплуатации
зтйт
отдельных вентиляторов, секций и загрязнение теплопередающих
поверхностей, оказался на практике недостаточным. Для магистраль-
ных газопроводов необходимо предусматривать 30 %-ный запас
поверхности теплообмена при подборе ТВО.
Анализ рис. 1.5 показывает, что экономия 100 кВт потребляе-
мой мощности ТВО (Мгво) вызывает перерасход 0,5 МВт суммарной
мощности КС (Мпд+ Мъо) при равных -12 + -10 °C и 5+6,5 МВт
21
Рис. 1.5. Зависимость расхода суммарной мощности КС
от потребляемой мощности АВО при различной
загрузке q газопровода.
при повышенных равных соответственно 16+20 °C. Таким
образом, перерасход мощности на КС в зависимости от глубины
охлаждения газа в 5+65 раз превышает полученную эконом
1'1 Д
мощности на ТВО. Следовательно, на КС должно осуществляться
полное охлаждение газа, предусмотренное проектом.
ин!1
Компрессорные станции на магистральных газопроводах ос-
нащены газотурбинными и поршневыми ГПА, для которых
полезная доля использования тепла составляет 22+36 %, а остав-
шиеся в среднем 70 % тепла рассеиваются в окружающую среду,
образуя неиспользуемые вторичные энергоресурсы. Принимая во
внимание возрастающий парк ГПА на КС, ВНИИГАЗ [9] разра-
ботал комплексную схему рис. 1.6 утилизации тепла отходящих
газов газотурбинных агрегатов, технологически связанную с
применяемой схемой охлаждения газа в ТВО. Выпускаемые газы
из газовой турбины 7, охлажденные в рекуперативйЬм подо-
гревателе воздуха 13, направляются в котел-утилизатор б, конст-
рукция которого предусматривает возможность одновременной
выработки пара двух параметров (для впрыска пара в камеру
сгорания 14, а также для газотурбинной установки и выработки
электроэнергии в турбогенераторе) и горячей воды для тепло-
фикационных нужд.
22
tr
и тепло для
ра>ш,и8аци9 ХАорел/ш
Рис. 1.6. Схема комплексного использования тепла выпускаемых газов
газотурбинных ГПА на КС.
1 — газовая турбина; 2 — нагнетатель; 3 — детандер; 4 — рекуперативный теплообменник;
5, 8 — аппараты воздушного охлаждения; б — котел-утилизатор; 7 — бойлер; 9 — резервная
водяная емкость; 10 — деаэратор; 11 — паровая турбина; 12 — электрогенератор; 13 —
рекуперативный подогреватель воздуха; 14 — камера сгорания.
Питание котла-утализатора водой обеспечивается дистиллятом,
извлеченным в специальном конденсаторе (ТВО) 8 из выпускных
газов, предварительно охлажденных в котле-утилизаторе. Д ля сбора
дистиллята, а также возмещения потерь воды в паровом контуре в
схеме имеется резервная водяная емкость 9, откуда дистиллят посту-
пает в деаэратор 10.
В котле-утилизаторе предусматриваются оребренные поверх-
ности экономайзеров, где вода нагревается в интервале температур
от 70 °C до 105+130 °C. Горячая сетевая вода подается в бойлер 7,
подогревается и используется для тепловых нужд. В системе пре-
дусматриваются три уровня температур горячей воды: 90+95 °C
23
для отопления теплицы и служебных помещений, 60+70 °C для
горячего водоснабжения и 20+10 °C для поливки.
Охлаждение транспортируемого газа в схеме осуществляется
следующим образом. Из газопровода газ с температурой ti поступает
в рекуперативный теплообменник (РТО) 4, в котором за счет тепло-
обмена с газом обратного потока нагревается до температуры t2 и
поступает с этой температурой на вход нагнетателя 2. В нагнетателе
газ политропически сжимается и нагревается до температуры t3.
Нагретый газ поступает в ТВО, где охлаждается за счет теплообмена
с наружным воздухом до температуры Недоохлаждение газа сос-
тавляет порядка 10-+15 °C.
После этого газ доохлаждается в РТО за счет теплообмена с
газом прямого потока до температуры t5 на величину недорекупе-
рации, значение которой составляет 3+10 °C. Затем газ направляется
в детандер 3, установленный на одном валу с нагнетателем, где допол-
нительно охлаждается за счет расширения до Г6, равной входной
температуре и поступает в газопровод, по которому движется
до следующей КС.
Потребности в электроэнергии на собственные нужды и нужды
сельскохозяйственных объектов обеспечиваются энергетическим
блоком, включающим паровую турбину 77 и генератор 72.
Утилизировать теплоту выпускных газов можно путем организа-
ни
I выра:
111’1
зания хлореллы. Отходящие газы имеют необходимую
температуру (40+50 °C) и содержат углекислоты СОг 1,5+7 %.
Целлюлозно-бумажная промышленность (ЦБП) относится к
крупным потребителям воды. По технологическому промышленному
циклу на выработку 1 т целлюлозно-бумажной продукции расходует-
ся около 400 м3 воды, которая в большей части сбрасывается в
открытые водные источники. Применительно к процессам ЦБП
предпочтительно применять ТВО в схемах, где по условиям осу-
ществления технологического процесса не требуется поддержания
ши
постоянного значения температуры охлаждаемого потока или до-
пускается потеря отводимой теплоты. Использование ТВО для
конденсации сокового пара последнего корпуса выпарной станции
в схемах [10] концентрирования сульфатного щелока путем замены
поверхностного кожухотрубчатого конденсатора на воздушный
полностью ликвидирует потребность в воде по этой технологической
линии. На конденсацию 1 т/ч сокового пара требуется 20+22 м3/ч
свежей воды в поверхностном конденсаторе. В ряде случаев также
возможна замена барометрического смешивающего конденсатора,
пшс
in: i;
24
расходующего 24-^65 м3/ч воды на ковденса
1 т/ч пара, на ТВО,
11511»
что значительно снизит количество загрязненных сточных вод и
позволит оздоровить экологическую обстановку в водных бассейнах.
В энергетике ТВО нашли применение в системах охлаждения
масла трансформаторов мощностью 10000 кВ-А [11] и более, для
охлаждения воды в сухих градирнях, в системах охлаждения гидро-
генераторов и крупных электрических машин. Воздушное охлаж-
дение масла с принудительной циркуляцией обоих теплоносителей
применительно к трансформаторам получило условное обозначение
ДЦ. В зависимости от эксплуатационных условий и мощности
трансформатора ТВО системы охлаждения ДЦ могут быть выпол-
нены навесными на баке трансформатора или выносными, уста-
новленными отдельно от бака. Навесная система охлаждения имеет
меньшие габариты и массу, а применение выносной системы увели-
чивает площадь для ее размещения и длину маслопроводов.
На рис. 1.7 изображена система охлаждения с навесными ТВО.
Нагретое при работе трансформатора масло забирается насосом 1
из верхней части бака трансформатора и подается внутрь труб
теплообменной сек
1131
а 2, охлаждается в ней, а затем возвращается
Рис. 1.7. Система охлаждения масла
□ трансформатора в воздушных холодильниках.
25
ШЯ',
1ПШ
ши
£ТГГ
в нижнюю часть бака. Вентиляторы 3 прокачивают охлаждаю
воздух снаружи оребренных труб секции. Насос для циркуляции
масла размещен на входе в теплообменную секцию для исключения
подсоса воздуха через неплотности соединений.
В выносных ТВО циркуляционный насос устанавливается внизу
их. Превышение температуры масла над температурой воздуха сос-
тавляет 40 °C. Система охлаждения ДЦ заметно уменьшает габари-
ты, массу и стоимость трансформатора.
Фирма Hudson разработала и применяет в системе вакуумной
конденсации водяного пара ТВО шатрового типа (рис. 1.8). Пар от
турбины по паропроводу 1 поступает в коллектор 2 и далее в тепло-
обменные секции 3, конденсируется в них, передавая теплоту охлаж-
11:1
ХЯГ
ciiii;i
15Ш
енсат пара по линии 6 направляется в деаэратор. Неконденсируемые
газы из секций выводятся в коллектор и отсасываются эжектором по
направлению 4. Результаты обследования [7] подобной схемы
подтвердили работоспособность, высокие значения интенсивности
теплопередачи и плотности теплового потока 900...950 Вт/м2.
Заметное место занимают ТВО в качестве конденсаторов пара
стационарных турбин электрических станций небольшой мощнос-
ти. Одна из таких промышленных схем для конденсации водяного
пара, разработанная фирмой Луммус, изображена на рис. 1.9 (см.
вкладку).
Таким образом, если 15...20 лет назад ТВО предназначались в
основном для оснащения технологических процессов производств
в безводных районах, то на сегодняшний день этот способ охлажде-
ния вынужденной конвекцией воздуха применяется даже в прок
ценности регионов с самыми благоприятными условиями по запасам
пресной воды ввиду неоспоримых преимуществ эксплуатационного,
экологического и технико-экономического характера.
Исследованиями [7, 12, 13, 14] установлено, что воздушное
охлаждение экономически целесообразно осуществлять до конеч-
ной температуры продукта = 50*60 °C или до температуры,
превышающей примерно на 12*14 °C температуру охлаждающего
воздуха. В этом случае 75...85 % тепловой нагрузки отводится возду-
хом, остальное количество — водой.
При рекомендации и модернизации технологических произ-
водств, процессы которых рассчитаны на конечные температуры
продукта 35...40 °C, следует применять воздушное охлаждение
в комбинациях с водяным.
liil
26
Ill
Приведенный обзор основных областей применения ТВО
показывает, что в них обрабатываются продукты с различными
теплофизическими свойствами в широком диапазоне изменения тем-
ператур и рабочих давлений, скоростей, химической активности.
Это необходимо учитывать при подборе стандартизованных ТВО,
а также при разработке новых высокоэффективных конструкций.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шмеркович В.М. Аппараты воздушного охлаждения для технологи-
ческих установок нефтеперерабатывающих и химических заводов // Обзорн.
информ. Сер. Опыт проектирования нефтеперерабатывающих и нефтехими-
ческих предприятий / М.: ЦНИИТЭнефгехим. — 1971. — 111 с.
2. Шмеркович В.М. Современные конструкции аппаратов воздушного
охлаждения // Обзорн. информ. Сер. Химическое нефтеперерабатывающее
машиностроение XM-I. / М.: ЦИНТИхимнефтехим. — 1979. — 70 с.
3. Геллер Я.А., Новосельцев А.А. Эксплуатация аппаратов воздушного
захолаживания (АВЗ) в производстве стирола // Эксплуатация, модернизация
и ремонт оборудования в нефтеперерабатывающей и нефтехимической про-
мышленности: Реф. сб. / ЦНИИТЭнефгехим. — 1976. — №4. — С. 5-8.
4. Альбом технологических схем процессов переработки нефти и газа /
Под ред. Б.И. Бондаренко. — М.: Химия, 1983. — 128 с.
5. Петрухно Р.П., Меньшиков Ю.Р. Аппараты воздушного охлаждения и
их использование в промышленности // Кокс и химия. — 1973. — N* 12. —
С. 10-12.
6. Совершенствование систем охлаждения компрессорных установок /
С.П. Соколов, Я.А. Берман, Ю.Н. Марр и др. // Химическое и нефтяное машино-
строение. — 1981. — №9. — С. 19-21.
7. Крюков Н.П. Аппараты воздушного охлаждения. — М.: Химия. —
1983. — 168 с.
8. Карпов С.В., Тункель Г.Е., Максимов Н.И. АВО газа: Эффективность
использования // Газовая промышленность. — 1989. — N? 4. — С. 46-48.
9. Мужиливский П.М., Гриценко А.И., Васильев Ю.Н. Комплексное исполь-
зование вторичных энергоресурсов // Газовая промышленность. — 1979. —
№ 10. — С. 50-51.
10. Кунтыш В.Б., Мелехов В.И. Защита водных ресурсов от теплового и
химического загрязнения целлюлозно-бумажными и деревообрабатывающими
производствами // Из в. вузов. Лесной журн. — 1989. — №6. — С. 90-92.
И. Голунов А.М., Сещенко Н.С. Охлаждающие устройства масляных транс-
форматоров. — М.: Энергия, 1976. — 216 с.
12. Сухорукова В.Г., Шмеркович В.М. Аппараты воздушного охлаждения
в химической промышленности // Обзоры по отдельным вопросам в химичес-
кой промышленности / М.: НИИТЕЭХИМ. — 1976. — вып. 8(98). — 35 с.
13. Справочник по теплообменникам: в 2-х т. Т. 2 / Пер. с англ, под ред.
О.Г. Мартыненко и др. — М.: Энергоатомиздат, 1987. — 352 с.
14. Керн Д., Краус А. Развитые поверхности теплообмена. Пер. с англ. —
М.: Энергия, 1977. — 464 с.
27
Глава вторая
КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТВО И ИХ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ
ш;
IIISII
2.1. Классификация ТВО
Широкое применение ТВО в различных отраслях промыш-
ленности для конденсации и охлаждения технологических продук-
тов и энергоносителей — сред с широким спектром теплофизи-
ческих свойств, а также особенности технологических процессов
обусловили появление целого ряда аппаратов воздушного охлаж-
дения, отличающихся как по функциональному назначению, так и
по конструкции. Однако общий принцип действия ТВО, основанный
на использовании в качестве охлаждающей среды атмосферного
воздуха, предопределил то, что основные конструктивные различия
ТВО заключаются в способе пространственного расположения
теплопередающей поверхности и взаимном расположении тепло-
передающей поверхности и вентилятора, обеспечивающего переме-
щение охлаждающей среды.
На рис. 2.1 показаны составные части типичного ТВО, состоя-
щего из теплообменной секции 7, вентилятора с приводом 2 и
опорной металлоконструкции 3. Теплообменная секция состоит
III!
для входа 6 и выхода 7 охлаждаемого продукта и рамы 5, объеди-
няющей элементы секции.
Колесо вентилятора вращается в коллекторе 9, соединенном
с диффузором 10, который предназначен для организованного под-
вода воздуха к теплообменным секциям.
Дополнительно аппарат может быть оснащен увлажнителем
воздуха 11, подогревателем воздуха 72, жалюзийным устройством
13 и приводами 14, 15 изменения угла наклона лопаток жалюзи и
лопастей вентилятора.
В общем случае ТВО представляет собой аппарат, состоящий
из двух основных частей: поверхности охлаждения и системы
подачи воздуха, включающей привод. Кроме того, составными
частями аппарата являются опорные конструкции, регулирующие
и вспомогательные устройства.
По принципу действия ТВО относятся к поверхностным аппа-
ратам, а по способу передачи теплоты являются рекуперативными.
i;iiisii
28
В рекуперативных теплообмен
:ах теплота от одного теплоноси-
теля к другому передается через разделяющую их теплопроводную
стенку одновременно, а направление теплового потока в стенке
остается неизменным.
Б
Рис. 2.1. Общий вид типичного ТВО.
По виду взаимного направления движения теплоносителей
ТВО классифицируются как перекрестноточные аппараты. Теп-
лоносители движутся во взаимно перпендикулярных направлениях.
Охлаждаю
воздух совершает однократный ток через пучок,
а горячий технологический продукт движется внутри труб
однократно или по многократной схеме. Соответственно этому
характеру движения ТВО по трубному пространству подразде-
ляются на одноходовые и многоходовые. Путь, пройденный теплоно-
сителем в теплообменнике без изменения направления движения,
называют ходом.
Движение воздуха относительно поверхности теплообмена
ТВО принудительное. Однако при низких значениях температуры
29
окружающего воздуха возможна эксплуатация аппаратов при его
естественной циркуляции.
Аппараты, отличающиеся по взаимному расположению тепло-
обменной поверхности, бывают двух типов — нагнетательного и
вытяжного. В аппаратах нагнетательного типа вентилятор распо-
Рис. 2.2. АВО нагнетательного типа.
а — вертикальный, б — горизонтальный, в — шатровый, г — зигзагообразный.
ложен до теплообменной сек
а по ходу воздуха. В этом случае
и? ।
воздух перемещается через теплообменную секцию под действием
напора, создаваемого вентилятором.
В аппаратах вытяжного типа вентилятор расположен после
теплообменной сек
и? ।
а, а воздух перемещается за счет разрежения,
создаваемого вентилятором.
зо
Каждый из двух типов аппаратов подразделяется по располо
ни:
жению теплообменной секции; аппараты нагнетательного тип;
(рис. 2.2) — на вертикальные, горизонтальные, шатровые и зигза
бразные; аппараты вытяжного типа (рис. 2.3) — на вертикальные
горизонтальные, V-образные, П-образные. Аппараты уставав
ливаются по одному, либо блоками в ряд, часто на общей опорно!
металлоконструк
IKI
а. Вертикальные аппараты, кроме того, могу
устанавливаться по периметру окружности.
Рис. 2.3. АВО вытяжного типа.
а — вертикальный, б — горизонтальный, в - V-образный, г П-образнын.
Наиболее ярко и в полном объеме различия нагнетательной
вытяжной схем проявляются в аппаратах горизонтального тшп
К достоинствам горизонтальных аппаратов нагнетательного тип
(с нижним расположением вентилятора) следует отнести то, чт
31
1Ш1
iii'i*
вентилятор с приводом размещен в холодном потоке воздуха. Это
повышает надежность их работы, уменьшает потребляемую мощность
из-за меньшего объемного расхода воздуха, проходящего через
вентилятор, упрощает размещение вентилятора и привода, облег-
чает обслуживание. Однако поток воздуха, набегающий на трубный
пучок, имеет неравномерное скоростное поле, что не позволяет
эффективно использовать всю теплообменную поверхность, а низ-
кая скорость нагретого воздуха на выходе из теплообменных секции
может привести к рециркуляции (т. е. обратному току в зону разре-
жения на всасе вентилятора), чем повышает температуру нагнетае-
мого воздуха и уменьшает отводимый тепловой поток. Кроме того,
у аппаратов с нижним расположением вентилятора меньше ис-
пользуется естественная конвекция, а полная незащищенность
теплообменной поверхности от влияния солнца и осадков приводит
к нестабильности процесса и дополнительной тепловой нагрузке.
При вытяжной схеме аппаратов горизонтального типа (с
верхним расположением вентилятора) скоростное поле потока воз-
духа, входящего в теплообменную секцию более равномерно, а высо-
кая скорость его на выходе из вентилятора исключает рецирку-
, теплообменные сек
практически полностью от солнечной радиации. По сравнению с
нижним расположением вентилятора более эффективно исполь-
III
ник*
зуется естественная конвекция, что увеличивает мощность аппарата
в случае отключения или поломки вентилятора.
Верхнее расположение вентилятора требует больших затрат
мощности на прокачку воздуха при одинаковом тепловом потоке,
ухудшаются условия работы вентилятора и его обслуживания,
возникает необходимость выноса привода электродвигателя за
пределы потока горячего воздуха.
Аппараты горизонтального типа наиболее универсальны и их
можно использовать как в качестве конденсаторов, так и холодиль-
ников, а при необходимости совмещать процесс конденсации и
охлаждения в одном аппарате. Преимущество аппаратов горизон-
тального типа — простота конструкции, облегчающая их монтаж
и обслуживание, а также наиболее эффективное использование
подъемной силы нагретого воздуха, поэтому чаще всего применяют
аппараты именно этого типа. Недостаток — значительная занимае-
мая мощность.
Аппараты шатрового и V-образного типа можно использовать
в основном как конденсаторы или одноходовые холодильники.
32
К недостаткам аппаратов этого типа следует отнести сложность
опорных металлоконструкции, неудобство обслуживания и ремонта,
неравномерность подвода воздуха по длине секций. В некоторых
случаях большая высота аппарата может стать ограничением к его
применению. Основной показатель при выборе аппаратов этих
типов — небольшая занимаемая площадь.
Аппараты зигзагообразного типа, в которых секции с горизон-
тально расположенными трубами установлены под углом друг к
другу, сочетают в себе достоинства аппаратов горизонтального и
шатрового типа.
Аппараты вертикального и П-образного типа используют в
качестве конденсаторов и одноходовых холодильников. Верти-
кальную компоновку многоходовых холодильников применяют для
небольших аппаратов, в тех случаях, когда занимаемая площадь
имеет принципиальное значение.
Сочетание П-образной компоновки с размещением тепло-
обменных секций по окружности (рис. 2.4) позволяет рационально
Рис. 2.4. АВО с теплообменными Секциями,
расположенными по окружности.
использовать производственные площади. Недостатками тако
компоновки являются сложности монтажа и обслуживания, а такж
2 Бессонный А.Н. и др.
33
Рве. 2.5. ABO с наклонной
теплообменной секцией.
саторах такого типа может отсутствовать вентилятор, а воздух пере-
мещается за счет естественной конвекции, усиливаемой располо-
женным в верхней части аппарата конфузором.
Возможны также частные случаи сочетаний основных компо-
новок, так в АО «ЯЕННИИХИММАШ» была предложена конструк-
ция аппарата по а. с. 1733889, в которой (рис. 2.5) теплообменная
секция расположена под острым углом к набегающему потоку
воздуха. Преимуществом тако-
го теплообменника является
увеличение теплопроизводитель-
ности за счет снижения аэро-
динамического сопротивления
при неизменной потребляемой
мощности приводом венти-
лятора.
Отдельную группу составля-
ют аппараты воздушного охлаж-
дения с рециркуляцией воздуха,
в которых часть нагретого в теп-
лообменных секциях воздуха
принудительно возвращается на
всас вентилятора и смешивается
с холодным воздухом, препятст-
вуя замерзанию продукта особенно в первых по ходу воздуха рядах
труб.
Температура смеси воздуха поддерживается на нижнем уровне
безопасной в отношении замерзания температуры и регулируется
изменением расхода рециркулируемого воздуха посредством изме-
нения угла наклона лопаток жалюзи.
Наибольшее применение нашли аппараты с внешней рецирку-
ляцией (рис. 2.6, а\ которые снабжены перегонной камерой и жалю-
зийными решетками, обеспечивающими организацию режимов с ре-
циркуляцией воздуха. Реже применяют аппараты с внутренней рецир-
куляцией (рис. 2.6, б), в которых нагретый воздух возвращается чецрз
коллектор неработающего вентилятора. Аппараты этого типа зани-
мают меньшую площад ь, но не обеспечивают высокую стабильность
процесса из-за большей зависимости от ветровой нагрузки.
Для аппаратов с компактными вентиляторами была предложена
конструкция (рис. 2.6, в) по а. с. 1511543, совмещающая достоинства
ПЕЙ
34
Рис. 2.6. АВО с внешней (а) н внутренней (б) рециркуляцией
воздуха; с рециркуляцией по а. с. 1511543 (и).
35
2
jh
ни
аппаратов двух типов, рециркуляция воздуха в аппарате предла-
гаемой конструкции осуществляется в объеме диффузора при пере-
мещении вентилятора по направлению к теплообменной секции.
Аппараты с рециркуляцией, как правило, оснащают подогрева-
телем воздуха для подогрева трубного пучка перед запуском в
зимнее время.
При проектировании и эксплуатации аппаратов с рецирку-
ляцией воздуха следует принимать во внимание условия работы
электродвигателя и вентилятора при повышенных температурах
воздуха. Чрезмерно теплый воздух может вызвать пересыхание
обмоток, вытекание смазки подшипников, сократить срок службы
приводных ремней и лопастей вентиляторов.
ни
in
ни
2.2. Конструкции и технические характеристики
основных узлов ТВО
По конструкции поверхности теплообмена ТВО являются
трубчатыми аппаратами, не имеющими в традиционном понятии
корпуса. Трубный пучок прямоугольного фронтального сечения не
имеет герметизации межтрубного пространства, устанавливаются
лишь боковые стенки, равные длине труб. Высота стенок зависит
от глубины пучка по направлению движения воздуха. На рис. 2.7
показаны основные элементы теплообменной секции: трубный пу-
чок с дистанционирующими элементами, которые препятствуют
нарушению геометрии пучка в результате прогиба труб. Ко:
пучка заделаны (закреплены) в трубных досках камер, которые пред-
назначены для распределения продукта по трубам. Одна из камер
жестко соединяется с боковыми стенками, вторая — имеет подвиж-
ное соединение, что обеспечивает компенсацию удлинения труб
при нагреве. Боковые стенки, служащие для организации потока
воздуха, соединенные балками, образуют несущую раму
теплообменной секции. Балки рекомендуется устанавливать в
среднем через 1,5 м по длине труб. В горизонтально расположенных
секциях, как правило, предусматривают конструктивный уклон труб
порядка 1:100 для удаления продукта при остановке и воды при
Строповые устройства для транспортировки и монтажа секций
обычно располагают на трубных досках камер, либо на боковых стенках.
В большинстве случаев применения ТВО теплоотдача со
стороны воздуха значительно хуже, чем со стороны продукта, что
шя;
36
Рис. 2.7. Теплообменная секция
требует увеличения наружной поверхности труб в 5-20 раз. Это
достигается применением оребренных труб. Для характеристики
увеличения наружной поверхности принято использовать
коэффициент оребрения <р, определяемый отношением поверхности
оребренной трубы к поверхности трубы по основанию ребер. Из-
вестно множество способов получения оребренных труб с различ-
ными параметрами ребер, но наибольшее распространение получило
поперечновинтовое оребрение, которое позволяет максимально
развить площадь поверхности теплообмена в результате уменьше-
ния шага и тол
hi
шы ребер или увеличения их высоты при постоян-
ных прочих размерах оребрения. В первом варианте площадь
поверхности увеличивается в неизменном конструктивном объеме,
Развитие площади теплообмена в результате увеличения высоты
ребер сопровождается ростом конструктивного объема. На практи-
ке развитие площади теплообмена осуществляется применением
частого расположения ребер, высота которых удовлетворяет тепло-
вой эффективности и энергетической целесообразности для конк-
ретного диапазона режима эксплуатации аппарата. При этом сле-
дует иметь в виду, что ии
инн
ie высокие и тонкие ребра в условиях
реальной эксплуатации склонны к смина
ПИЗ
и сводят на нет дос-
тоинство высокоребристых труб. Поперечновинтовое оребрение
получают методом накатки и навивки.
В зарубежной практике также нашли применение трубы оваль-
ного сечения с насадными ребрами в виде прямоугольных пластин.
Трубы такого типа сложны в изготовле
ТПТ
1, но за счет формы
несущей трубы обладают высокой жесткостью, препятствующей
провисанию труб, а трубные пучки из овальных труб имеют меньшее
аэродинамическое сопротивление. Насадка ребер с разным шагом
позволяет легко изменять коэффициент оребрения труб и
оптимизировать трубные пучки, компонуя ряды труб с разными
коэффициентами оребрения.
Трубный пучок состоит, как правило, из 4, 6 или 8 рядов
оребренных труб. Известны исключительные случаи применения
двенадцатирядных пучков. Увеличение числа рядов труб свыше
восьми ограничивается чрезмерной толщиной стенок, обеспечи-
вающих прочность и жесткость распределения камер, а также
необходимостью периодической очистки оребренной поверхности
труб.
Более высокая температура труб последних рядов, по ходу
воздуха, в многорядных пучках может привести к нарушению
38
крепления труб в решетках, вследствие различного термическо!
удлинения.
Трубы в пучке расположены либо классически с шагом тр]
по равностороннему треугольнику, либо с увеличенным поперечнь
шагом. Конфигурация с боль
in
IM шагом в горизонтальном напра
лении дает возможность в значительной мере уменьшить потер
напора на стороне воздуха.
Предпочтительная ширина теплообменных секций — 100
1500, 2000, 2500, 3000 мм. В случае необходимости можно выл
скать сек
ни
I с другими размерами по ширине. Максимально
технически целесообразная длина теплообменных секций равг
12 м.
Удельная металлоемкость поверхности теплообмена аппараг
составляет до 40 % металлоемкости аппарата. Остающиеся 60 (
удельной металлоемкости приходятся на трубные решетки, крыш*
с патрубками или камеры, коллекторы, сборные конструкци
включающие в себя вентиляторное оборудование. Величи!
данной составляющей в определяющей мере зависит <
инженерных конструктивных решений, базирующихся i
новейших достижениях технологии машиностроения.
На практике это реализуется в непрерывном стремлении
увеличению длины теплообмег
с труб в секции. В результа!
I Slfll
возрастает площадь теплообмена и масса труб при неизменной м<
таллоемкости основных элементов аппарата.
Увеличение длины труб при неизменных конструктивны
характеристиках сек
на:
сопровождается повышением аппаратно
тепловой мощности в связи с увеличением площади теплообмен;
Плотность отводимого теплового потока на е
массы металл
ГИШШ
оребренной поверхности не изменяется, тепловая эффективное!
трубного пучка остается неизменной.
Трубы длиной 10,12, 18 м, применяемые в зарубежных коне
рукциях аппаратов, что следует из анализа проспектов по АВ’
фирм «Крезо-Луар», «Спиро-Жиль», «Бронсверк», «ГЕА» (Ге]
мания), имеют низкую жесткость и устойчивость, для них характе]
ны значительные прогибы в вертикальной плоскости; это способе
вует зацеплению ребер труб смежных рядов, нарушению равноме]
пости проходного сечения для воздуха. Ухудшаются гидродиш
мические условия обтекания трубного пучка, и не исключен
вероятность снижения теплоаэродинамических характеристи
АВО против расчетных.
39
Таким образом, снижение металлоемкости АВО путем уве-
личения длины труб без вмешательства в процесс интенсивности
теплообмена приближается к предельным техническим возмож-
ностям.
ни
Конструкция камер трубных пучков в первую очередь опре-
деляется рабочим давлением, а также свойствами охлаждаемого
продукта, определяющими регулярность очистки трубного про-
странства, степень герметизации, необходимость плакировки кон-
тактирующей с продуктом поверхности камер.
Камеры разъемной конструкции, составные части которых
соединяются при помощи шпилек с гайками, позволяют легко
производить плакировку и периодическую очистку камеры, предо-
ставляют больше возможностей для организации многоходовых
пучков, упрощают крепление труб в трубных решетках вальцовкой
и сваркой. Но при этом требуются дополнительная механическая
обработка поверхностей сопряжения и применение прокладок, что
не позволяет обеспечить высокую степень герметичности и
использовать камеры при больших давлениях и под вакуумом.
Камеры неразъемной конструкции, части которых сое;
h:i;
ены
сваркой, имеют большую прочность и герметичность, не требуют
дополнительной механической обработки. В боль
tit;i
астве случаев,
при отсутствии специальных требований, могут быть рекомендованы
как наиболее универсальные.
В зависимости от рабочего давления охлаждаемой среды
камеры можно подразделить на четыре основных гру
пи
Камеры оболочкового типа (рис. 2.8), образуемые труб-
ной доской и частью цилиндрической обечайки, целесообразно
Рис. 2.8. Камеры
оболочкового типа.
а — разъемная; б — сварная.
40
применять до давления 1,0 МПа и при работе под вакуумом
например, в конденсаторах энергетических установок.
Камеры со съемной крь
hi»;
юй в различных вариантах приме
няют до давления 6,3 МПа. Камеры с плоской крышкой (рис. 2.9, а
сложнее в изготовлении, но позволяют производить демонтаж
крышки без отсоединения от технологических трубопроводов
Объемные
крь
пн*
1 камер (рис. 2.9, б) могут быть выполнены литым!
заодно со штуцерами, к фланцам которых присоединяют технологи
ческие трубопроводы.
Рис. 2.9. Камеры разъемного
типа.
а - с плоской крышкой: б - с объемной
крышкой.
iniiinLiiiiiiiiiuii
iniiiiiwiiiniini:i
1 «I • I . 1
tiiiiiiiiiiniiniiii.il
SXtjrir!??!!::- ин-•]
IIIIIIUlinilHUHl.d
•illimilllllllliniji
Неразъемные камеры (рис. 2.10) применяют до давленш
10,0 МПа. Камеры выполняют в виде коробчатой конструкцш
сваркой штампованных проф
CCiij
илей или плоских листов. Напротш
каждой трубы на противолежащей стороне камеры предусмотренс
резьбовое отверстие, закрытое пробкой с прокладкой. Это отвер
стие предназначено для развальцовки труб, а также для осмотра i
Рис. 2.10. Камеры
неразъемного типа.
а — штампосварная: б - сварная.
lilillltlllllllHI
II1IIIIIII1IUIIII
ttiiiiimiinii
lllllilllllillll
iiiiiiiiiiiiiii
41
очистки трубного пространства. На рис. 2.11 показана пробка, при
меняемая с трубами диаметром 25 мм.
Рис. 2.11. Пробка.
Для организации многоходовых пучков в камерах устанавливают
перегородки. В камерах разъемной конструкции перегородки
шин
толщиной 6^8 мм, как правило, приваривают к крышке. Перегородки
можно располагать горизонтально, при этом максимальное число
ходов равно числу рядов, или наклонно, увеличивая число ходов. В
некоторых случаях целесообразно предусматривать пучки с разным
числом труб по ходам.
В
камерах неразъемной конструк
ни:
перегородки распола-
гаются только горизонтально и привариваются к трубной доске и
передней стенке. Перегородки в этом случае воспринимают нагрузку
от внутреннего давления, и их толщина определяется расчетом на
прочность. Значительная толщина перегородки может потребовать
корректировки шага расположения труб. Часто устанавливают пере-
городки только для обеспечения
ости камер, при этом в пере-
•32Е
городках предусматривают отверстия для перетока охлаждаемого
продукта. Суммарное сечение отверстий должно не менее чем на 20 %
?а перегород кой. По краям сплошных
перегородок также предусматривают отверстия диаметром 8-10 мм
|1<н
1НЯ
для полного слива продукта.
Если в многоходовых пучках температура охлаждаемого
продукта, разделенного перегородкой, отличается более чем на
100 °C, камеры выполняют разрезными.
42
Камеры коллекторного типа (рис. 2.12)
применяют до давления 32,0 МПа. Трубы ходов
в этом случае соединяют, как правило, при
помощи трубчатых колен, а максимальное
число ходов равно числу труб.
Для удаления воздуха и слива продукта из
трубного пространства в верхней и нижней
части камер размещают штуцера или отверстия,
закрываемые пробками.
Крепление труб в трубных решетках аппа-
ратов возду
hi;
ого охлаждения выполняется в
соответствии с ОСТ 26-02-1015-85. Для креп-
ления труб 0 25 и 0 38 мм в трубных решет-
ках секций с разъемными камерами на давление
до 6,3 МПа и неразъемными камерами на дав-
ПН11Ш1
'ftHIHHH'
Hbiaiti i l
iiiiiiiiiiiiii
inilliilillll
Рис. 2.12. Камеры
коллекторного типа.
ление до 14,0 МПа следует применять два ви-
да соединений: вальцовочные (тип Р4 по ОСТ
26-02-1015—85) согласно рис. 2.13, а; комбинированные, получае-
мые сваркой труб с трубными решетками с последующей разваль-
цовкой.
Соединение труб с трубными решетками сваркой без разваль-
цовки не допускается.
Рис. 2.13. Соединение труб с решеткой: вальцовочное (а) и
комбинированное (б).
43
Тип сварки труб с трубными решетками, применяемый в
комбинированном соединении Cl по ОСТ 26-02-1015-85, см. на
рис. 2.13, б.
Характеристики диаметров отверстий приведены в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Характеристики диаметров отверстий
Номинальный наружный диаметр трубы, мм 25 38
Класс точности соединения труба—трубная решетка 2 3 4 3
Предельный наруж ный диаметр трубы Наибольший demMX, не более 25,20 25,30 25,45 38,40
Наименьший d.®*0, не менее 24t80 24,70 24,55 37,60
Номинальный диаметр трубного отверстия dp 25,25 25,35 38,45
Наибольший пре- дельный диаметр трубного отверстия dpm.x 25,38 25,48 25,63 38,76
dp®** доп. 5 % для 2, 10 %, для 3, 15 % для 4 классов точности, не более 25,46 25,56 25,71 38,85
Наименьший предельный диаметр трубного отверстия dp™1*0 25,20 32,20
Диаметральный за- зор между трубой и трубным отвер- стием Наибольший Дт,х 0,83 0,93 1,08 1,16
Наименьший Д“*п 0,05
Длина развальцовки I (рис. 2.13, а) определяется расстоянием
евой плоскости трубной решетки до конца цилиндрической
части ролика развальцовочного инструмента. Длина развальцовки
должна быть не менее 1^ = 19 мм для трубной решетки до 30 мм
и не менее = 26 мм для трубной решетки свыше 30 мм. Допус-
кается развальцовка труб на всю толщину трубной решетки на
расстояние не менее 2+3 мм.
1™* <, 1 Н - 2+3, где /°"1 — номинальная длина развальцовки,
мм. Допускаемые отклонения длины развальцовки I и Z™ не должны
быть более +3 мм.
В вальцовочных соединениях трубы должны выступать над по-
верхностью трубной решетки в пределах размера А (рис. 2.13, а):
2+3 мм для секций с разъемными камерами; 1+8 мм для секций со
ни
штампованными и сварными камерами.
В комбинированных соединениях трубы должны выступать
над поверхностью трубной решетки не менее чем на 0,5 мм.
44
Допустимое отклонение величины вылета труб не должно бы
более +2 мм.
Виды и объем контроля качества развальцовки труб долже
соответствовать ОСТ 26-17-01-83. Виды и объем kohtpoj
качества сварки труб с трубными решетками должны соотве
ствовать требованиям технической документации, утверждение
в установленном порядке. 2-й класс точности соединения труб
трубной решеткой позволяет обеспечить IV класс герметичност
3 и 4-й — V класс герметичности по РТМ 26-370-80.
Для изготовления деталей секции должны применяться материал
обеспечивающие их надежную работу в течение расчетного cpoi
службы с учетом заданных условий эксплуатации. Материалы i
химическому составу и механическим свойствам должн
удовлетворять требованиям государственных стандартов, технически
условиям и ОСТ 26-291-94. При выборе материалов для изготовлен]
деталей секции, работающих под давлением, должны учитывать:
расчетное давление; температура стенки (минимальная отрицательн
и максимальная положительная); состав (содержание отдельнь
компонентов и примесей) и характер среды (коррозионно-активны
взрывоопасный, токсичный и т. п.); технологические свойст
(свариваемость, коррозионная стойкость и коррозионно-механическ
прочность). Материалы, применяемые при изготовлении работают
под давлением основных деталей и сборочных единиц секции,
соответствующее им условное обозначение материального исполнен]
секции приведены в табл. 2.2. Примеры применения материальна
исполнении приведены в табл. 2.3.
Система подачи воздуха (рис. 2.14) состоит из диффузора
коллектора 2, в цилиндрической части которого располагается к
лесо вентилятора. В коллекторах вентиляторов большого диамет]
предусматривают съемные элементы 3, обеспечивающие демонтз
лопастей.
Диффузор способствует выравниванию поля скоростей воздуг
ного потока и увеличению статистической составляющей напор
что обеспечивает рост эффективности теплообмена. Диффузоры
теоретически оптимальным углом раскрытия увеличивают габариз
и металлоемкость аппарата. При проектировании целесообраз!
высоту диффузора принимать (0,44-0,7)0, где D — диаметр коле»
вентилятора.
При верхнем расположении вентилятора высота конфузо]
может приниматься меньшей. В современных конструкциях час
45
Таблица 2.2
О\
Материальное исполнение секции Условное давление, МПа Рабочая температура в секции, °C Материал
Теплообменных труб Сварных камер, крышек в трубных решетках Кры тек
Несущих Оребрения
Б1 0.6; 1,6; 2,5; 6,3 От -40 до +300 Сталь 10 или 20 (ГОСТ 550-75, ГОСТ 8731-87, ГОСТ 8733-87) Алюминиевая труба АД1 (ГОСТ 18475-82) (заготовка) Сталь 16ГС или 09Г2С или 10Г2С1 (ГОСТ 5520-79) Сталь 20Л или 25Л (ГОСТ 977-88 и ТУ 26-02-19-75)
Б2.1 Сталь 15Х5М, Х8 (ГОСТ 550-75) Сталь 12Х18Н10Т, 08Х18Н10Т или 08Х22Н6Т (ГОСТ 9941—81)
Б2 Сталь 15Х5М, (ГОСТ 7350-77, ТУ 14-1-2657-79) Сталь 20Х5МЛ или 20Х5ТЛ (ГОСТ 977-88 и ТУ 26-02-19-75)
БЗ Сталь 12Х18Н10Т или 08Х22Н6Т (ГОСТ 7350-77, ТУ 14.1-394-75 ТУ 14-1-2676-79) Сталь 10Х18Н9ТЛ (ГОСТ 977-88 и ТУ 26-02-19-75)
БЭЛ Сталь 08Х22Н6Т (ГОСТ 9941-81) Сталь 08Х22Н6Т (ГОСТ 7350-77) Сталь 20ГМЛ**,*** 20ЮЧЛ**,*** ОСТ 26-07-402-83
Б4 Сталь 10Х17Н13М2Т (ГОСТ 9941-81) Сталь 10Х17Н13М2Т, 12Х18Н10Т, 08Х22Н6Т, (ГОСТ 7350-77, ТУ 14-1-2657-79) Сталь 10Х18Н9ТЛ (ГОСТ 977-88 и ТУ 26-02-19-75)
Б4.1 0,6; 1,6; 2,5; 6,3 от -40 до 4-300 Сталь 08Х21Н6М2Т ТУ 14-3-1905-93
Б5 от -40 до +250 Латунь ЛАМш 77-2-0,05 (ГОСТ 21646-76)
Б5.1 Латунь ЛАМш 77-2-0,05 (ГОСТ 21646-76)
М1А 0,6; 1,6 от -40 до +150 Алюминиевая труба АД1 ГОСТ 18475-82 (заготовка)
Алюминиевая труба АД1 (ГОСТ 18475-82) (заготовка) Сталь 08Х21Н6М2Т* 08Х22Н6Т* (ГОСТ 7350-77) Сталь 20ГМЛ**,*** 20ЮЧЛ**,*** (ОСТ 26-07-402-83)
Сталь 16ГС* (ГОСТ 5520-79) с плакирующим слоем из латуни ЛО62-1 или Л63 (ГОСТ 15527-70) Сталь 20Л или 25Л (ГОСТ 977-88, ТУ 26-02-19-75)
Сталь 09Г2С*, 10Г2С1 категории 7* (ГОСТ 5520-79, с наплавкой латунью) 20ЮЧЛ** с металлиза- цией латунью внутрен- них поверхностей с последующим покры- тием бакелитовым ла- ком или сталь 20ГМЛ**,*** (ОСТ 26-07-402-83)
Сталь 09Г2С, 10Г2С1 категории 7* (ГОСТ 5520-79) 20ЮЧЛ**,*** 10ГМЛ**/** (ОСТ 26-07-402-83)
Алюминий АМг5* или АМгб* (ГОСТ 17237-71) Сталь 2QJI или 25Л (ГОСТ 977-88, ТУ 26-02-19-75)
* Только для камер разъемной конструкции.
** Отливки подлежат проверке на ударную вязкость при температуре -50°С, при этом ударная вязкость должна быть не менее 80 Дж/см2.
*** Прибавка на коррозию должна приниматься не менее 4 мм.
Примечания: 1. Требование к материалам, виды объема испытаний и требуемые состояния поставки должны удовлетворять ОСТ 26-291-94.
2. Применение стали марки 20ЮЧЛ производится в нормализованном состоянии (нормализация плюс отпуск) по технической документации.
Таблица 2.3
Области применения материальных исполнений
Материал исполнения секций Материал труб (несущий) Рекомендуемые области применения (среды)
Б1 Сталь 10 и 20 Некоррозионные и слабокоррозионные среды Углеводородные среды без агрессивной водной фазы, содержащей сероводород и соляную кислоту. Щелочные среды крепостью до 100% при темпе- ратуре до 50 СС. Для углеводородистых сред без сероводорода до температуры 400 °C, а при со- держаниях H2S до 0,01% при температуре до 260 ° С Прочие среды нейтрального и основного харак тера — с пониженной агрессивностью Среды, используемые в газовой промышленнос- ти, например, газ (в об. %): метая — 98,63; этан — 0,12; пропан — 0,02; бутан — 0,1; углекислота — 1,01; азот — 0,12. Масло — 22Л Среды, используемые в установках гидроочист- ки дизельных топлив с блоком моноэтаноламино- вой очистки, например: — стабильное дизельное топливо (при темпера- туре до 120 °C); — 15 % раствор МЭА с содержанием H2S до 35 г/л (при температуре до 65 °C); — 15 % регенерированный раствор МЭА с со- держанием H2S до 35 г/л (при температуре до 65 °C) Среды, используемые в установках подготовки и переработки нефти, например: — при переработке малосернистых нефтей для охлаждения нефтепродуктов; — независимо от типа перерабатываемой нефти для охлаждения керосина, дизтоплива, мазута, ва- куумных дистиллатов, отгонов стабилизационной колонны и отгонов колонны вторичной перегонки бензина
Б2 Стали Х8, 15Х5М Сталь 15Х5М Углеводородные среды, содержащие активные формы сернистых соединений (сероводород, низко- молекулярные меркаптаны), при температуре выше 260 °C при содержании активной серы >0,01 % Среды, используемые в установках гидроочистки дизельных топлив с блоком МЭА-очистки, напри- мер, водородсодержащий газ с содержанием Н2 до 90 об. %; H2S до Зоб. %; гидрогенизат с содер- жанием серы до 0,2 вес.%; влага
БЗ Сталь О8Х18Н1ОТ 10Х18Н10Т Углеводородные среды с содержанием серово- дорода свыше 0,01 %. Агрессивные среды процес- сов селективной очистки масел с применением фенола, регенерации диэтиленгликоля и моноэта- ноламина и др. Сероводород и прочие агрессивные среды, не содержащие соляную кислоту и хлориды, при 3<рН^13. Агрессивные среды производств СЖК и СЖС
48
Продолжение табл. 2
Материал исполнения секций Материал груб (несущий) Рекомендуемые области применения (среды)
Б3.1 Сталь 08Х22Н6Т Те же, что н для стали марки 08Х18Н10Т, до температуры 300 °C при несколько более выс кон тенденции сред вызывать коррозионное ра трее кивание. Среды, используемые в установка подготовки и первичной переработки нефти, на ример: — бензин, водяной пар, содержание серы д< 0,06 %; H2S 0,005+0,01 %, следы НС1 при темпер туре до 160 °C; — вода с содержанием солей до 200 мг/л П] температуре до 140 °C; — газы разложения при переработке сервис тых нефтей при температуре стенок 130 °C
Б4 Сталь 10Х17Н13М2Т Те же, что и для стали 08Х22Н6Т до темпер туры 550 °C, при несколько менее высокой тенде ции сред вызывать коррозионное растрескиван
Б4.1 Сталь 08Х21Н6М2Т Водные среды повышенной агрессивности с е большим содержанием хлоридов, углеводородн сероводородные среды с температурой до 300' Среды производств СЖК и СЖС, повышенн агрессивности сер но-кислотные среды
Б5 Латунь ЛАМш 77-2-0,05 Нестабильный бензиновый дистиллят первичн перегонки нефти (верхний погон атмосферно-i куумных установок), содержащий активные фор» сернистых соединений (сероводород, низкомолев лярные меркаптаны), хлористый водород и вод при температуре 250 °C Среды, применяемые в установке гидроочистки l зельных топлив с блоком МЭА-очистки, напрнме — пары бензина, водяной пар, углеводородн! газ с содержанием Н2 До 10 об. %, H2S до 9 об. Среды, применяемые в установке подготовк и первичной переработки нефти, например: — бензин, водяной пар, содержание серы д 0,06 % H2S 0,005+0,01 %, хлориды, следы НС1; — среды при переработке: а) высокосернист! нефтей: б) сернистых нефтей при температуре стенок труб 130 °C и выше
М1А Алюминиевый сплав АД1 Углеводородные среды, содержащие акгивш формы сернистых соединений (сероводород, я> комолекулярные меркаптаны) и водную фа: не содержащую соляную и других кислот, щелоч (4,5<рН<8,5) при температурах охлаждаемого конденсируемого продукта до 150 °C. Среды, используемые в газовой промышление ти, например, газ (об. %): метан — 98,63; этан 0,12; пропан — 0,02; бутан — 0,1; углекислота 1,01; азот — 0,12. Масло — 22Л
49
Рис. 2.14. Система подачи воздуха.
используют более технологичные коробчатые конструкции подвода
(отвода) охлаждающего воздуха. Для равномерного распределения
воздуха по фронтальному сечег
секций следует выдерживать
отношение 1,8 < Гфр / F < 2,6, где F^, F — площади фронтального
сечения перед секциями и проходного сечения вентилятора.
Правильный выбор высоты диффузора устраняет вредное влия»
ние на распределение потока воздуха, вносимое втулкой колеса
вентилятора. При близком расположении колеса к теплообменной
50
секции часть теплообменной поверхности затеняется втулкой
попадает в зону пониженных скоростей воздуха, а периферийна
часть площади теплообмена обтекается воздухом повышение
скорости, создаваемой концами лопастей.
ниш
Диффузоры изготовляют из листов металла толщиной 2-3 mi
При наличии двух и более вентиляторов диффузоры следует ра
делять между собой для предотвращения рециркуляции воздуха.
Коллекторы аппаратов нагнетательного типа, как правил
имеют конический участок, обеспечиваю
ПИН
более плавный вхс
потока воздуха.
Число вентиляторов в ТВО зависит от его ширины и длин
труб. При длине труб, близкой к ширине аппарата, числ
устанавливаемых вентиляторов равно этому отношеа
Рекомендуемые сочетания размеров элементов АВО приведен
в табл. 2.4.
Таблица 2 Размеры элементов, мм
в л- С L К D Н. не более
для вентиляторов нагнетательного типа для вентиляторов вытяжного типа
1000 1 1000 1500 1 От 800 до 1000 1850 3500
3000 2
1500 11500 3000 2; 3
4000 3; 4
2000 1 2000 2000 1 От 1000 до 1600 3000 4000
4000 2; 3
3000 21500 3000 4; 6 От 800 до 1000 1850 5000
4000 6; 8
3000 1 От 2000 до 2800 3650 6000
6000 2
4000 31800 4000 1 От 2000 до 3600 5000 8000
8000 2
12000 3
2-2000 4000 1
8000 2
12000 3
6000 41500 3-2000 4-1500 3-2000 23000 6000 4 От 2000 до 2800 3650 8000
9000 6
6000 1 От 4000 до 5000 5700 9000
12000 2
Примечания: 1. В — ширина аппарата; С — ширина секции; L -
длина трубы; D — диаметр вентилятора; Н — высота аппарата; К — чис.
вентиляторов; п — число секций. 2. Размеры В и И на АВО с рециркуляцш
охлаждающего воздуха не распространяются.
51
Основные типы приводов аппаратов нагнетательного типа при-
ведены на рис. 2.15, аппаратов вытяжного типа — на рис. 2.16.
Рис. 2.15. Приводы аппаратов нагнетательного типа.
а — прямой; б -- клиноременной; в — редуктор с парахтельными валами; г — редуктор с перпендикулярными
вазами.
52
г
Рис. 2.16. Приводы аппаратов вытяжного типа.
а - прямой; б — клиноременной; в — редуктор с параллельными ватами; г - редуктор с перпендикулярными
валами.
53
Прямой привод при установке колеса вентилятора непосред-
ственно на вал электродвигателя наиболее прост в изготовлении и
эксплуатации и может применяться с электродвигателями любой
мощности. Ограничение на применение накладывается расчетной
частотой вращения вентилятора, а для аппаратов вытяжного ти-
па — температурой перемещаемого воздуха. Для стандартных асин-
хронных электродвигателей диаметр колеса не превышает 1600 мм,
а мощность 15 кВт. Для привода отечественных вентиляторов
диаметром 2,8 и 5 м выпускаются специальные тихоходные элект-
родвигатели типа ВАСО2 (рис.2.17), устанавливаемые на собствен-
ном фундаменте. Основные параметры ВАСО2 приведены в
табл. 2.5.
Рис. 2.17. Электродвигатели типа ВАСО2.
о — мощностью 22 и 30 кВт; б — мощностью 37, 55 и 75 кВт.
54
Таблица 2.5
Параметры ВАСО2
Тип двигателя При номинальной нагрузке пуск ном М пуск ном 1 М тих М ном
Номинальная мощность. кВт Частота вращения, при частоте сети 50 Гц, об/мин кпд. % COS ф Скольже- ния, %
ВАСО2-22-14 22 428,6 89,7 0,73 1.5 5,0 1,0 2,2
ВАСО2-30-14 30 90,3 0,75 1,5 5,0 1,0 2^
ВАСО2-37-14 37 89,0 0,65 1,6 4,5 0,8 2,4
ВАСО2-55-14 55 250,0 91,0 0,66 1.6 5,0 0,8 2,4
ВАСО2-75-14 75 92,0 0,68 1.6 5,0 0,8 2,1
Клиноременная передача позволяет использовать более лег-
кие высокооборотаые двигатели мощностью до 25 кВт и нашла
широкое применение в аппаратах зарубежного производства. Огра-
ничение по применев
ПШ
накладывается сложностью монтажа,
небольшим сроком службы приводных ремней, агрессивностью воз-
действия и температурой окружающей среды. Для взрывоопасных
производств применяют ремни в антистатическом исполнении.
Редукторные приводы
не имеют ограничений по
мощности и позволяют вы-
нести электродвигатель за
пределы потока теплого воз-
духа. К недостаткам редук-
торных приводов относятся
сложность изготовления и
большие потери мощности.
Для аппаратов вытяжного
типа с непосредственным
приводом вентилятора пред-
ложена конструкция по
а. с. 1793166 (рис. 2.18), в
которой опора электродви-
гателя выполнена полой и
одновременно играет роль
воздуховода. Под действием
разрежения, создаваемого
Рис. 2.18. Аппарат вытяжного типа с
системой охлаждения электродвигателя.
Поток воздуха: а — нагретого; б холодного
вентилятором аппарата, холодный воздух просасывается через воз-
духовод, обеспечивая охлаждение электродвигателя, находящегося
в зоне, которая омывается воздухом, нагретым в теплообменных
секи
55
Параметры асинхронных взрывоза
шин
ценных двигателей серий
АИМР160 и АИМР180, предназначенных для работы в качестве
привода стационарных маи
и механизмов во взрывоопасных
производствах химической, газовой, нефтеперерабатывающей и
других отраслях промышленности, приведены в табл, 2.6. Габа-
ритные установочные и присоединительные размеры даны на
рис. 2.19 и в табл. 2.7.
185
2fO
Рис. 2.19. Габаритные установочные и присоединительные размеры
двигателей АИМР 160 (а), 180 (б).
56
Таблица 2.
Параметры АИМР160 и АИМР180
Тип двигателя Номинальная мощность. кВт При номинальной нагрузке I пуск J иом М ПУСК \д ном V пн М но
Часки а вращения, при частоте сети 50 Гц. об/мин кпд, % cos ф Скольже- ния, %
АИМР160 S2 15,0 3000 89,5 0,88 2,6 6,5 ’ 2,1 2,4
АИМР160 М2 18,0 3000 90,5 0,88 2,6 7,0 2,5 2,8
АИМР180 S2 22,0 3000 91,0 0,89 2,5 6,9 2,5 3,0
АИМР180 М2 30,0 3000 91,5 0,90 2,5 6,9 2,4 2,8
АИМР160 S4 15,0 1500 90,0 0,85 2,5 6,8 2,2 2,5
АИМР160 М4 18,5 1500 90,5 0,84 2,6 6.5 2,6 2,5
АИМР180 S4 22,0 1500 91,2 0,85 2,0 6,5 2,2 2,5
АИМР180 М4 30,0 1500 91,5 0,88 2,0 6,4 2,4 2,6
АИМР160 S6 11,0 1000 88,0 0,83 2,4 6,5 2,0 2,5
АИМР160 Мб 15,0 1000 88,0 0,83 2,6 6,5 2,0 2,4
АИМР180 Мб 18,5 1000 89,5 0,83 2,5 5,7 2,0 2,3
АИМР160 S8 7,5 750 85,0 0,70 2,6 5,5 2,2 2,8
АИМР160 М8 11,0 750 86,0 0,72 2,6 5,0 2,0 2,2
АИМР180 М8 15,0 750 87,0 0,72 2,5 6,0 2,1 2,2
Подогреватели
аппаратов воздушного охлаждения предна:
начены для предварительного подогрева воздуха, поступающего
теплообменные секции с целью предупреждения замерзани
продукта в холодный период года. Подогреватели выполняют в вш
однорй
IISI
ых теплообменных секций, в трубное пространство коп
рых подают пар или другой теплоноситель. В аппаратах зарубежно!
производства также применяют электрические подогревател!
выполненные в виде сек]
ни:
из трубчатых электрических натре
вателей с наружным оребрением.
Конструктивно подогреватель совмещают с системой подач
воздуха (рис. 2.20) либо выполняют в виде первого ряда теплоо(
менной секции. При выборе режима работы вентилятора необхе
димо учитывать потери напора в подогревателе.
Увлажнители используются только для снятия пиковых нагр;
зок в жаркое время года, так как постоянное использование увлаз
нителя приводит к интенсивной коррозии аппарата. При впрыск
воды в поток воздуха опа испаряется, понижая температуру возду?
до температуры мокрого термометра.
57
Размеры АИМР160
Тип двигателя Габаритные размеры, мм. не более
J24 J30 <30 7 33 bi
АИМ, АИМР160 S2 350 350 690 807 12 12 42
АИМ, АИМР160 М2 730 847
АИМ, АИМР160 S4 690 807 14 48
АИМ, АИМР160 М4 730 847
АИМ, АИМР160 S6 690 807
АИМ, АИМР160 Мб 730 847
АИМ, АИМР160 S8 690 807
АИМ, АИМР160 М8 730 847
АИМ, АИМР180 S2 400 400 700 820 14
АИМ, АИМР180 М2 750 870
АИМ, АИМР180 S4 700 820 16 55
АИМ, АИМР180 М4 750 870
АИМ, АИМР180 Мб
АИМ, АИМР180 М8
Примечания:!. Габаритные размеры Ьп и Л31 даны на рис. 2.19;
На рис. 2.21 показана конструкция увлажнителя дня АВО с
вентилятором диаметром 2,8 м. Увлажнитель выполнен в виде
кольцевого коллектора из отдельных секций 7 и 2 со штуцером 4
для ввода распыляемой воды к форсункам 3 с внутренним
завихрителем 5 и соплом 6. Сек
ни
я соединяются между собой с
помощью дюритовых втулок 5, хомутов 7, стягиваемых болтом с
гайкой. Давление воды, подаваемой к форсункам, 1^2 МПа. Снижение
температуры воздуха связано с временем испарения воды, которое
зависит от расположения увлажнителя. Увлажнитель, как правило,
устанавливают в диффузоре непосредственно за вентилятором. При
установке увлажнителя перед колесом вентилятора время испарения
увеличивается почти в 2 раза. Основное требование к форсункам
заключается в &
мальном потреблении дорогостоящей химически
очищенной воды для охлаждения воздуха. Неправильно подобрав
58
Таблица 2."
АИМР180
Установочные и присоединительные размеры, мм Масса, кг. не более
d2 </20 J24 d25 *1 h2 k5 Аб ho hl Z31
42 300 350 250 8 8 45 45 178 218 108 160
210 250 175
9 51,5 178 218 168
210 250 190
178 218 170
210 250 195
178 218 170
210 250 195
48 350 400 300 9 51,5 203 243 121 210
241 281 245
10 59 203 243 223
241 281 255
245
245
2» То же, для установочных и присоединительных размеров Л, Л10, Л35, ^ю-
режим работы форсунок увлажнителя приводит к забиванш
межреберного пространства труб пучка неиспарившимися каплям]
воды и, как следствие, — к снижению интенсивности теплообмена
Жалюзийные решетки (рис. 2.22) применяют для регулировали
работы аппаратов в режиме естественной конвекции и для пере
распределения потоков воздуха в аппаратах с рециркуляцией
Использование жалюзийных решеток для регулирования расход
воздуха в основном режиме нецелесообразно из-за неоправданное
перерасхода энергии на привод вентилятора.
Изменение угла наклона лопаток жалюзи осуществляю
вручную или дистанционно при помощи приводов. На рис. 2.2
показан пневматический мембранный исполнительный механизм
рычажной системой, используемый в качестве привода лопато
жалюзи. Механизм работает по принципу компенсации усилш
Ill'll
59
Рис. 2.20. Подогреватель воздуха.
развиваемых мембраной и пружиной. Сжатый воздух поступает в
рабочую полость механизма и воздействует на мембрану, жесткий
центр которой совместно со штоком перемещается на величину,
пропорциональную входному сигналу. Для более точного регули-
рования исполнительные механизмы комплектуются позицио-
нерами пневматического или электрического действия.
2.3. Вентиляторы ТВО
Вентиляторы служат для прокачивания через межтрубное про-
странство теплообменных секций окружающего воздуха. Невысокая
плотность воздуха требует для отвода теплоты от охлаждаемого
продукта значительных его количеств при небольших статических
напорах. Этим требованиям отвечают осевые вентиляторы, что и
предопределило их применение в ТВО.
60
Рис , 2/21. Увлажнитель воздуха.
61
6
Рис. 2.22. Жалюзийная решетка.
1 — рама; 2 — лопатка; 3 — тяга; 4 — пневмопривод; 5 — позиционер; 6 — ручной дублер.
Основным элементом осевого вентилятора является рабочее
колесо (рис. 2.24), состоящее из втулки и лопастей, закрепленных
на ней под углом к плоскости вращения. Размеры применяемых
вентиляторов зависят от вели*
гл я
ы секций, требуемой произво-
дительности, и их диаметры, как правило, в диапазоне от 0,8 до
7,0 м. Число оборотов вентилятора лимитирует окружная скорость
концов лопастей, которая из-за требований по снижению уровня
шумов составляет 50-70 м/с. Скорость конца лопасти также опре-
деляет прочность, надежность и срок службы вентилятора.
Лопасти вентиляторов малых диаметров имеют фикси-
рованный угол установки. Лопасти вентиляторов больших диаметров
крепятся с возможностью изменения угла установки вручную при
остановленном вентиляторе или автоматически при помощи уста-
новленных на втулке пневмоприводе®, аналогичных по конструкции
62
Рис. 2.23. Пневматический мембранный исполнительный
механизм МИМ К-200-121.
приводам жалюзи. Плоские лопасти изготовляют из стальных или
алюминиевых листов. Для предотвращения искрообразования при
аварийном касании лопастью коллектора стальные лопасти снаб-
жаются алюминиевыми пластинами, закрепляемыми на конце
63
Рис. 2.24. Колесо вентилятора.
1 — втулка; 2 — лопасть; 3 - пневмопривод.
лопасти. Объемные лопасти выполняют комбинированными:
несущий стержень из стали, профилированная обшивка из
алюк
ня. Широкое применение нашли объемные лопасти из
композитных материалов. Втулки выполняют преимущественно из
стальных листов или литыми.
Параметры вентилятора принимаются по рабочим характе-
ристикам, которыми называют зависимости полного напора Н,
полезной мощности N вентилятора и коэффициента полезного дей-
ствия т| от его производительности V при постоянной частоте вра-
щения и угле установки лопаете а. Характеристики вентиляторов
строятся для нормальных условий при температуре воздуха 20 °C
и давлениц 1,013 МПа. Это необходимо иметь в виду при соот-
ветствующих расчетах мощности привода и тепловом расчете ТВО.
Полный напор, определяемый по аэродинамическим характе-
ристикам вентиляторов, включает в себя статический и динами-
1Н!К
ческий напоры.
На рис. 2.25 приведены характеристики вентиляторов диамет-
ром 2,8 м, на рис. 2.26 — вентиляторов диаметром 5,0 м. Пример
характеристики вентилятора зарубежного производства [1] дан на
рис. 2.27.
64
Nh.KBr
Рис. 2.25. Характеристики вентиляторов.
а— УК-2М-2.8.
3 Бессонный А.Н. н др.
65
66
вентиляторов.
в — СТ-28 «Супер Тайфун».
3’
67
68
кВт F
tr
50 f-t-i--------
*.-..... * -- 11 4—4— — -.♦ 4 -JL—.1-JU, 4
200 300 400 500 600 vIG3,^
вентиляторов.
6 — Т-50-4 «Торнадо».
69
в
N.. кВт
LT
300 400 500 600 700 800 vtO3,^
Piic. 2.26. Характеристики вентиляторов.
в — «Торнадо».
70
Рис. 2.27. Характеристика вентилятора Т-50-4 зарубежного производств
2.4. Конструкции и технические характеристики ТВО
общего назначения
В разделе приведены общие сведения и технические дани
стандартизованных АВО общего назначения [2]. Стандартизован!]
АВО общего назначения (конденсаторы и холодильники) предн
начены для конденсации и охлаждения паро-, газообразных и Ж1
ких сред с вязкостью на выходе до 51Q-5 м2/с, температурой от -
до +300 °C, давлением 6,4 МПа. Применяются в технологическ
процессах нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химич
кой, газовой и других отраслей промышленности. Аппараты пр
назначены для установки в районах с сейсмичностью до 7 бал;
(СНиП 11-7-81) и скоростным напором ветра по IV географич
кому району (СНиП 2.01.07-85). По требованию потребителя ап
раты изготавливаются с металлической конструкцией, предназ
ченной для установки аппаратов в районах с сейсмичностью
9 баллов и скоростным напором ветра по V географическому райе
71
Вид климатического исполнения аппаратов УХЛ1 и Т по ГОСТ
15150-69. По согласова
с заказчиком аппараты могут быть изго-
товлены из материалов (ОСТ 26-291-87) для умеренного климата.
Аппараты должны эксплуатироваться при температурах и давле-
ниях теплоносителя, соответствующих указанным в ОСТ 26-21-01-96.
Допускается применение аппаратов на условное давление ру > 2,5 МПа
и для работы под вакуумом [остаточное явление до 666,6 Па (5 мм
рт. ст.)]. По требованию заказчика аппараты поставляются с допол-
нительными сборочными единицами: комплектом жалюзи с ручным
или пневматическим приводом, увлажнителями воздуха, комплектом
подогревателя воздуха.
Аппараты возду
ин
ого охлаждения малопоточные АВМ пред-
назначены для конденсации и охлаждения паро-, газообразных и
жидких сред в различных производствах. Аппарат состоит из одной
секции, собранной из биметаллических труб, обдуваемых потоком
воздуха, который нагнетается осевым вентилятором. Климатическое
исполнение аппаратов УХЛ и Т. Отдельно в виде запасных частей
изготовляются секции с крышками и крепежными деталями и труб-
ные пучки без крышек и крепежа.
Техническая характеристика АВМ
Коэффициент оребрения
Давление условное, МПа
Число рядов труб в секции
Число ходов по трубам
Длина труб, м
Поверхность теплообмена
по оребренным трубам, м2
Диаметр колес вентилятора, мм
Электродвигатель:
тип
мощность, кВт
количество
9: 20
0,6; 1,6: 2,5: 4; 6,3
4: 6: 8
1; 2: 3; 4; 6: 8
1,5: 3,0
105-775
800
4AM100S4
3
1, 2
Общий вид аппаратов типа АВМ с длиной труб 1,5 м дан на
рис. 2.28. На рис. 2.29 показан вертикальный аппарат с длиной труб
3,0 м.
Аппараты возду
еюго охлаждения горизонтальные 1АВГ
состоят из двух трубных сек
й, составленных из оребренных
Ш1
биметаллических труб. Секции расположены горизонтально и
72
Рис. 2.28. Аппараты типа ABM с длиной труб 1,5 м.
а — вертикальный; б — горизонтальный.
монтируются на металлической конструкции. Привод с колесом
вентилятора размешается на отдельной раме.
Техническая характеристика 1АВГ
Коэффициент оребрения 9; 20
Давление условное, МПа 0,6; 1,6; 2,5; 4; 6,3
Количество Теплообменных секций 2
Число рядов труб в секции 4; 6
73
1560
Рис. 2.29. Вертикальные аппараты типа АВМ с длиной
труб 3 м.
Длина труб, м
Поверхность теплообмена, м2
Диаметр колеса вентилятора, мм
Электр одви гател ь:
тип
мощность, кВт
количество
4; 8
848- 4766
2800
ВАСО2-22-14Л; ВАСО2-30-14ХЛ
22; 30
1; 2
Общий вид аппарата 1АВГ с длиной труб 4 и 8 м приведен на
рис. 2.30.
Аппараты воздушного охлаждения зигзагообразные 1АВЗ
предназначены для охлаждения и конденсации газо-, парообразных
и жидких продуктов нефтеперерабатывающей, нефтехимической
и смежных отраслей промышленности. Аппарат состоит из шести
трубных секций, составленных из оребренных биметаллических
труб. Отличительная особенность аппарата 1АВЗ — расположение
74
Рис. 2.30. Аппарат воздушного охлаждения типа 1АВГ.
Длина труб: а — 4 и; б — & и.
трубных секций в форме «зигзага» под острым углом друг к другу
на горизонтальной опорной металлической конструкции. На
отдельной раме размещается привод с колесом вентилятора.
Техническая характеристика 1АВЗ
Коэффициент оребрения 9: 20
Давление условное, МПа 0,6; 1,6; 2,5; 4; 6,3
Количество теплообменных секций
Число рядов труб в секции
Длина труб, м
Поверхность теплообмена, м2
Диаметр колеса вентилятора, мм
Эл е ктрод ви гате л ь:
тип
мощность, кВт
количество
6
4; 6
6
2250- 6150
5000
ВАСО2-37-24; ВАСО2-75-24
37; 75
75
fU6
лиа 4
M nvn
Рис. 2.31. Аппарат воздушного охлаждения 1АВЗ.
76
Общий вид аппарата типа 1АВЗ показан на рис. 2.31.
Аппараты воздушного охлаждения зигзагообразные 1АВЗ-
состоят из шести трубных секции, составленных из оребренных
биметаллических труб. Секции расположены в форме «зигзага»
под острым углом друг к другу горизонтальной опорной металли-
ческой конструкции. На отдельной раме размещается привод
колесом вентилятора.
Техническая характеристика 1АВЗ-Д
Коэффициент оребрения 9; 20
Давление условное, МПа 0,6: 1,6; 2,5; 4; 6,3
Количество теплообменных секций 6
Число рядов труб в секции 4; 6
Длина труб, м 8
Поверхность теплообмена, м2 3000 - 8400
Диаметр колеса вентилятора, мм 2800
Электродвигатель:
тип ВАСО2-22- 14ХЛ; ВАСО2-30-14ХЛ
мощность, кВт 22; 30
количество 2
Общий вид аппарата 1АВЗ-Д показан на рис. 2.32.
Аппараты воздушного охлаждения в блочно-модульно -
исполнении АВО-БМ предназначены для конденсации и охлаждения
паро-, газообразных и жидких сред в технологических процессах
нефтеперерабатывающей, нефтехимической и других отраслях
промышленности. Аппарат состоит из теплообменной и вентиля-
торной секций и опорной металлоконструкции. Конструкция
аппаратов предусматривает возможность организации режимов
охлаждения с рециркуляцией воздуха. При компоновке аппаратов
в блоки аппараты могут быть установлены на общую опорную
металлоконструкцию.
Техническая характеристика АВО-БМ
Температура продукта на входе
в аппарат, °C, не более 300
Давление условное, МПа 6,3
Диаметр несущих теплообменных труб, мм 25 х 2
Коэффициент оребрения условный 20
Продольный шаг труб в пучке, мм 50
Диаметр штуцеров входа и выхода
продукта условный, мм
77
6090
A
Рис. 2.32. Аппарат воздушного охлаждения 1АВЗ-Д.
78
(по требованию Заказчика возможна
поставка с другими диаметрами и
количеством штуцеров) 150
Диаметр колеса вентилятора, мм 1600
Тип электродвигателя АИМР 160 М8; АИМР 180 М8
Мощность номинальная, кВт II: 15
Частота вращения синхронная, мин;1 750
Материальное исполнение тепло-
обменных секций (теплообменные
секции исполнения Б5.1
изготавливаются на условное давление
ру =4 МПа) Б1. Б2, БЗ, Б4. Б5.1
Аппараты предназначены для работы на открытом воздухе в
районах со скоростным напором ветра по III географическому
району, с сейсмичностью до 7 баллов. Климатическое исполнение
аппаратов У, УХЛ, Т. Масса аппаратов с рециркуляцией воздуха
может отличаться от массы, приведенной в табл. 2.8, на 30 %
сторону увеличения.
Таблица 2.8
Длина теп- лообмен ной трубы, м Число рядов Число ходов Поперечн ый шаг труб, мм Число труб в аппарате Площадь поверх- ности тепло- , т оомена, м“ л. мм мм Масса аппарата кг. не бо
4 4 1 2 4 84 94 595 . 4280 4320 6100
75 106 670
70 114 720
64 124 780
6 1 2 3 6 84 141 890 4380 4420 6900
75 159 1000
70 171 1075
64 186 1170
8 1 2 4 8 ...84 188 1185 4480 4520 7700
75 212 1355
70 228 1440
64 248 1565
6 4 1 2 4 84 94 895 4280 4340 8600
75 106 1005
70 114 1080
64 124 1175
6 1 2 3 6 84 141 1340 4380 4440 9800
75 159 1510
70 171 1620
64 186 1765
8 1 2 4 8 84 188 1785 4480 4540 1100
75 212 2010
70 228 2165
64 248 2355
79
Продолжение табл. 2.8
Длина теп- лообменной трубы, м Число рядов Число ходов Поперечный шаг труб, мм Число труб в аппарате Площадь поверх- ности тепло- обмена, м^ h, мм h j, мм Масса аппарата, кг, не более
8 4 1 2 4 84 94 1195 4280 4360 11000
75 106 1345
70 114 1445
64 124 1575
6 1 2 3 6 84 141 1790 4380 4460 12500
75 159 2015
70 171 2165
64 186 2360
8 1 2 4 8 84 188 2385 4480 4560 14000
75 212 2690
70 228 2895
64 248 3150
12 4 1 2 4 84 94 1795 4280 4400 16000
75 106 2020
70 114 2175
64 124 2365
6 1 2 3 6 84 141 2690 4380 4500 18000
75 159 3035
70 171 3255
64 186 3550
8 1 2 4 8 84 188 3590 4480 4600 20500
75 212 4045
70 228 4350
64 248 4860
Пример условного обозначения аппарата воздушного охлаж-
дения АВО-БМ с площадью поверхности теплообмена 1185 м2, дли-
ной труб 4, количеством рядов 8, двухходового, материального
исполнения Б1, в климатическом исполнении УХЛ, мощностью
электродвигателей 11 кВт: АВО-БМ 1185-4-8-2-Б1-УХЛ-11; то же
с рециркуляцией воздуха: АВО-БМ 1185-4-8-2-Б1-УХЛ-11-Р.
Основные технические характеристики приведены в табл. 2.8;
габаритные и присоединительные размеры на рис. 2.33-2.36.
2.5. Конструкция и технические характеристики ТВО
специального назначения
Теплообменники воздушного охлаждения специального наз-
начения разрабатываются в привязке к конкретным технологичес-
ким схемам, их использование в других целях, как правило, нецеле-
сообразно. В разделе приведены наиболее характерные предста-
вители аппаратов выпускаемых серийно [3].
80
ДЛЯ АПТАРАТОЕ С ЧЕТНЬН числам ХОДОВ
4IS0 нах
ДЛЯ АППАРАТОВ С НЕЧЕТНЫМ ЧСЛОМ ХОДОВ
план рлспаложвчия опор •умдамента
saao
Рис. 2.33. АВО-БМ с длиной труб 4 м.
ДЛЯ АППАРАТОВ С ЧЕТНХ ЧС/ЮМ ХОДОВ
$
21ва
ПЛАН РАСПОЛОЖЕНИЯ ОПОР «НДАМЕНТа
2.34, АВО-БМ с длиной труб б м.
81
ДЛЯ АППАРАТОВ С ЧЕТНОМ ЧИСЛОМ ХОД»
в&50 мах
00
100
ДЛЯ АППАРАТОВ С НЕОСТРЫМ ЧИСЛОМ ХОДОВ
1940
7640
ОС
ДЛЯ АППАРАТОВ С ЧЕТНЫМ ^ИСЛОН ХОДОВ
15850 мах
ДЛЯ АППАРАТОВ С НЕЧЕТНЫМ ЧИСЛОМ ХОДОВ
13050 мох
ПЛАН РАСПОЛОЖЕНИЯ ОПОР ФУНДАМЕНТА
Рис. 2.36. АВО-БМ с длиной труб 12 м.
ПАЮ
Рис, 2.37. Аппарат воздушного охлаждения 2АВГ-75 (100).
Аппараты воздуг
II!
ого охлаждения природного газа с кол-
лекторами входа и выхода продукта 2АВГ-75(100) (рис. 2.37) пред-
назначены для охлаждения газа на компрессорных станциях ма-
гистральных газопроводов. Аппарат состоит из горизонтально
расположенных секций коллекторного типа, собранных из ореб-
ренных биметаллических труб, которые обдуваются потоком воз-
духа, нагнетаемого снизу осевыми вентиляторами с приводами от
тихоходных электродвигателей.
Материал теплообменных труб: внутренних — сталь 10 или
20; оребрения — алюминии АД1.
Техническая характеристика 2АВГ-75(1ОО)
Плошадь поверхности теплообмена
по оребренным трубам, м2
Коэффициент оребрения
Давление (расчетное), МПа:
в аппарате 2АВГ-75
в аппарате 2АВГ-100
Количество теплообменных секций
Количество рядов труб в секции
Число ходов по трубам
Количество труб
Длина оребренных труб, мм
Диаметр колеса вентилятора, мм
Электродвигатель:
тип
МОЩНОСТЬ, кВт
количество
исполнение по взрывозащите
9930
20
7,5
10
3
6
1
528
12000
5000
ВАСО-16-14-24
37
2
ВЗТ4 ВУ1
84
Габаритные размеры, мм 2АВГ-75
2АВГ-100
Масса, т 2АВГ-75
2АВГ-100
12820 х 6380 х 4890
12820 х 6380 х 4930
41
41,7
Аппарат воздушного охлаждения АВГ-160 (рис. 2.38) пред-
назначен для охлаждения природного газа и Конденсации жид]
углеводородов.
Рис. 2.38. Аппарат
воздушного охлаж-
дения АВГ-160.
Аппарат состоит из горизонтально расположенных секций кол-
лекторного типа, собранных из оребренных биметаллических труб
которые обдуваются потоком воздуха, нагнетаемого снизу осевых
вентиляторами с приводами от тихоходных электродвигателей.
Материал теплообменных труб: внутренних — сталь
12Х18Н10Т; оребрения — алюминий АД1.
Техническая характеристика АВГ-160
Площадь поверхности теплообмена
по оребренным трубам, м2 7920
Коэффициент оребрения 14,6
Рабочее давление, МПа До 17
Количество теплообменных секций 4
Количество рядов труб в секции 6
Число ходов по трубам 3
Длина оребренных труб, мм 8000
Диаметр колеса вентилятора, мм 2800
Электродвигатель:
тип ВАСО-37
мощность, кВт 37
85
количество
исполнение по взрывозащите
Габаритные размеры, мм
Масса, т
4
ВЗТ4 ВУ1
9050 х 9470 х 5380
45,6
Блок аппаратов воздушного охлаждения АВГ-320СМ
(рис. 2.39) предназначен для охлаждения циркуляционного газа и
конденсации метанола после колонны в агрегате синтеза метанола.
Рис. 2.39. Аппарат воздушного охлаждения АВГ-32ОСМ.
Блок состоит из аппаратов АВГ-320СМ и коллекторной об-
вязки. Каждый аппарат состоит из двух горизонтально распо-
ложенных секций коллекторного типа, собранных из оребренных
биметаллических труб, которые обдуваются потоком воздуха, наг-
нетаемого снизу осевыми вентиляторами с приводами от
тихоходных электродвигателей.
Материал теплообменных труб: внутренних — сталь 12Х18Н10Т
(четыре ряда со стороны входа продукта), сталь 20 или сталь 12Х18Н10Т
(четыре ряда со стороны выхода продукта), оребрения — алюминий
АД1.
Техническая характеристика АВГ-320СМ
Площадь поверхности теплообмена
по оребренным трубам, м2 9600
Коэффициент оребрения 14,6
Рабочее давление, МПа 32
Количество теплообменных секций 4
Количество оребренных труб в секции 252
Количество рядов труб в секции 8
86
Число ходов по трубам
Длина оребренных труб, мм
Диаметр колеса вентилятора, мм
Электродвигатель:
тип
мощность, кВт
количество
исполнение по взрывозащите
Габаритные размеры, мм
Масса, т
4
8000
2800
ВАСО-37
37
4
ВЗТ4 ВУ1
9750 х 9950 х 4960
70
Аппарат воздушного охлаждения высоковязких продуктов
АВГ-ВВП (рис. 2.40) предназначен для охлаждения высоковязких
продуктов вязкостью на выходе 21СН м2/с.
Рис. 2.40, Аппарат
воздушного охлаж-
дения АВГ-ВВП.
Секции аппарата, собранные из оребренных навитых труб
обдуваются потоком воздуха, нагнетаемого снизу осевыми венти-
ляторами с приводами от тихоходных электродвигателей. Для лик
видации возможного чрезвычайного застывания, а также для интен
сификации теплоотдачи высоковязких продуктов в оребренные
трубы вставлен змеевик, в который подается горячая вода или пар
Материал теплообменных труб: внутренних — сталь 10 или
сталь 20; оребрения — стальная лента марки 08 КП или сталь 20.
87
Техническая характеристика АВГ-ВВП
Площадь поверхности теплообмена
по оребренным трубам, м2
Коэффициент оребрения
Рабочее давление, МПа
Количество теплообменных секций
Количество рядов труб в секции
Длина оребренных труб, мм
Количество потоков в аппарате
Диаметр колеса вентилятора, мм
Электродвигатель:
тип
мощность, кВт
количество
исполнение по взрывозащите
Габаритные размеры, мм
Масса аппарата, т, в зависимости
от давления, МПа
0,6
1.6
2,5
4
6.3
660
5,55
0,6; 1,6; 2,5; 4; 6,3
3
4
4000
9
2800
ВАСО-ЗО
30
1
ВЗТ4 ВУ1
5080 х 4530 х 4025
15.9
16,7
18,3
19,3
19,8
1293
Рис. 2.41. Аппарат воздушного
охлаждения АВОГ-1.
Аппарат воздушного ох-
лаждения АВОГ-1 (рис. 2.41)
предназначен для охлаждения
коксового газа.
Аппарат шатрового типа;
состоит из секций, собранных
из оребренных биметалли-
ческих труб, которые обду-
ваются потоком воздуха, наг-
нетаемого снизу осевыми вен-
тиляторами с приводами от
тихоходных электродвига-
телей.
Материал теплообменных
труб: внутренних — сталь 10
или сталь 20; оребрения —
алюминии АД1.
88
Техническая характеристика АВОГ-1
Площадь поверхности теплообмена
по оребренным трубам, м2
Коэффициент оребрения
Рабочее давление, МПа
Количество теплообменных секций
Количество рядов труб в секции
Число ходов по трубам
Длина оребренных труб, мм
Диаметр колеса вентилятора, мм
Электродви гатель:
тип
мощность, кВт
количество
исполнение по взрывозащите
Габаритные размеры, мм
Масса, т
8020
7,8
0,09
6
8
1
8000
5000
ВАСО 16-34-24
90
1
ВЗТ4 ВУ1
7950 х 6000 х 9495
51
2.6. Типы и технология производства оребренных
труб АВО*
Оребренные трубы — основной конструктивный элемент аппа-
рата воздушного охлаждения (АВО), определяющий эффективность
его работы, металлоемкость и стоимость.
В производстве теплообменной аппаратуры применяются раз-
личные по элементам конструкции типы оребренных труб. Трубы
могут иметь винтовые или продольные ребра, которые могут распо-
лагаться не только на наружной стороне трубы, но и на внутренней.
Рассматривая основные типы труб, применяемые во всех про-
мышленно развитых странах, производящих АВО, можно выделить
две основные группы типов труб (рис. 2.42), отличающихся по
процессам их изготовления: трубы с винтовыми ребрами, сформи-
рованными в процессе поперечновинтового накатывания; трубы с
ребрами, изготовленными из ленты.
Выбор типа оребренных труб определяется многими факто-
рами, зависящими от условий эксплуатации АВО и технологических
возможностей производства.
*В написании раздела 2.6 принимали участие инж. Пономарев А.Л.,
инж.Текучев Н.В.
89
Конструкция трубы
я
&
я
а.
и
Е
S
Примерные области
применения
III
IV
250 АВО, охладители масла в энергети- ческих установ- ках.
250 АВО, для жидких, вязких сред, сухие градирни (патент Р.Ф. N?1016003A)
350 АВО, теплоэлек тронагреватели, охладители вторич- ного контура в атомных реакторах
250 АВО для маги- стральных газо- проводов
Конденсаторы,
холодильники для
компрессоров
АВО
I
Рис. 2.42. Типы оребренных труб.
На предприятиях-изготовителях АВО в настоящее время в про-
изводстве труб для аппаратов формообразование ребер осущест-
вляется в основном методом поперечновинтового накатывания,
разработанным и внедренным ВНИИМетмашем в 60-е годы. Ореб-
рение же лентой пока не превышает 10-15 % объема производства.
90
Процесс оребрения методом поперечновинтового накатывания
имеет высокую производительность, хорошо поддается механизации
и автоматизации и позволяет, при соблюдении технологических
требований, механически плотно соединить между собой в процессе
накатывания несущую и наружную трубы. При этом монолитное
оребрение защищает несущую трубу и тем самым повышает устой
чивость ее к атмосферной коррозии в процессе эксплуатации.
Реализация метода характеризуется применением сложного
накатного инструмента сборной конструкции. Поэтому очевидна
необходимость последовательного совершенствования и развития
процессов оребрения, инструмента и оборудования [4, 5].
Главным показателем эффективное™ оребренных труб являет-
ся коэффициент теплоотдачи.
Поперечное расположение ребер относительно оси трубы
обеспечивает максимально развитую поверхность теплообмена за
счет уменьшения шага ребер и их толщины. Поэтому задачи интен-
сификации теплообмена решались в основном созданием оребрен-
ных труб повышенного коэффициента оребрения.
Сравнительный анализ оребренных труб (табл. 2.9), изготов-
ленных различными методами, показывает, что у труб с KLM-реб-
рами самая низкая металлоемкость.
Таблица 2.9
Сравнительная характеристика труб
Наименование параметра Труба с заватьцо- ваниыми ребрами Труба с KLM- ребрами Труба с накатан- ными ребрами
Коэффициент оребрения 22 22 20
Шаг оребрения, мм 2,5 2,5 2,5
Средняя толщина ребра, мм 0,33 0,33 0,735
Расчетный расход алюминия на 1 м оребренной трубы, кг 0,707 0,800 1,5
Металлоемкость 1 м ореб- ренной трубы, кг 2,097 1,93 2,65
Диаметр и толщина стенки несущей трубы, мм 25 х 2,5 25 х 2,0 25 х 2,0
Для повышения тепловой эффективности иногда применяют
разрезку ребер. Существующие способы продольной разрезки ребер
фрезами и дисковыми ножами требуют дополнительного оборудо-
вания, повышают трудоемкость изготовления труб. Наиболее
технологичен способ разрезки и отгибки вершин ребер одно-
временно с их формообразованием. Так, при накатке ребер фрезы
91
устанавливаются на прокатных валках, при навивке — непо-
средственно за узлом формирования ребер.
Рассматривая приведенный далеко не полный перечень типов
труб, можно заметить, что качество их, определяемое эффектив-
ностью, зависит и от конструкции, и от уровня технологии. Самая
эффективная в эксплуатации труба (тип 1П) (см. рис. 2.42) будет иметь
более низкие показатели, чем любой другой тип, если процесс нс
обеспечивает надежного механического соединения ребер с трубой.
Тип I будет не эффективен, если процесс не обеспечивает надежное
обжатие наружной алюминиевой трубы на несущей и т. п.
Иными словами конструкция трубы и процесс оребрения имеют
взаимосвязь, в которой доминирует процесс, его освоенность,
оснащенность.
Общие принципы теории процесса поперечновинтового нака-
тывания ребер на длинномерных трубах разработаны ВНИИМет-
машем и внедрены в 60-х годах в производстве труб для аппаратов
воздушного охлаждения и постоянно совершенствуется [б].
На практике принято считать, что такие трубы по параметрам
оребрения можно условно разделить на два типа: трубы с высокими
и тонкими ребрами; трубы с низкими ребрами.
Отличаются такие трубы друг от друга высотой ребер, отноше-
нием высоты ребра Л, мм, к шагу 5, мм, или обобщающим
показателем — коэффициентом оребрения.
Так, если при осевом накатывании крепежных резьб отно-
шение h/s = 0,866, при накатывании монометаллических медных
труб с низкими ребрами h/s = 1,25, при накатывании монометал-
лических алюминиевых труб маслоохладителей отношение h/s = 1,6,
то у труб с высокими ребрами отношение h/s = 5 и более.
Изготовление длинномерных труб с профилем, характери-
зующим отношение h/s > 1,25, происходит в более сложных
технологических условиях. Поэтому трубы с высокими ребрами
при h/s > 1,25 изготавливаются либо на оправке, либо из сборной
биметаллической заготовки (наружная труба из алюминия, внут-
ренняя — стальная или латунная). Трубы с низкими ребрами при
отношении h/s < 1,25 изготавливают, как правило, без оправки из
различных цветных и черных металлов.
Приведенные материалы отражают промышленный опыт из-
готовления оребренных биметаллических труб методом попе-
речновинтового накатывания на Таллиннском машиностроитель-
ном заводе им. Лауристина, Борисоглебском заводе «Химмаш»,
92
Бугульминском механическом заводе, а также результаты экспе-
риментальных исследовании во ВНИИПТхимпефтеаппаратуре
накопленные данные, полученные при отработке процесса ореб-
рения в промышленных условиях. В настоящее время изготавливав -
оребренные трубы с различными коэффициентами оребрения -
9; 14,6; 20.
Порядок изготовления биметаллических оребренных труб
последовательность выполнения операции, условия эксплуатации
оборудования, инструмента, методы контроля геометрических
параметров оребренных труб регламентируется на указанных
заводах СТП и технологическими инструкциями.
Качество оребренных труб, изготавливаемых на станах ХПРТ
должно соответствовать требованиям ОСТ 26-02-1309-90. Гео-
метрические параметры оребренных труб приведены в табл. 2.10
Таблица 2.10
Геометрические параметры оребренных труб
Коэффициент оребрения Наружным диаметр, мм Высота ребра, мм Количество ребер на 1 м погонной длины Длина трубы, мм
9 49^ 10,5±О,5 286±5 До 12000
14,6 5б+;-’ 14±О,5 333±5 До 12000
20 57:?.'/ 15±0,4 400±5 До 12000
22 57±0,5 15±0,4 435 - 10 До 12000
Технологический процесс изготовления оребренных тру-
(рис. 2.43) состоит из трех основных этапов: 1) подготовка и сборка
биметаллической заготовки; 2) накатывание ребер на трубах; 3) об-
точка концов оребренных труб.
Инструменты, оборудование, приспособления, используемые
при изготовлении оребренных труб, показаны в табл. 2.11.
Таблица 2.11.
Оборудование, инструменты, оснастка, применяемые
при изготовлении оребренных труб
Наименование операции Наименование оборудования Модель Наименование инстру- мента, оснастки Обозначение стандарта
Резка сталь- ных труб в размер Станок для резки труб Специальный, заводского исполнения Отрезной абразив- ный круг 400 х 4 х 32 14А-40-НСТЗБУ80 м/с 2 кл. ГОСТ 21963-82
93
Продолжение табл. 2.11
Наименование операции Наименование оборудования Модель Наименование инстру- мента. оснастки Обозначение стандарта
Зачистка и сборка труб Механизи- рованная линия ско- ростной за- чистки и сборки труб Специальная Иглофреза 0165 СТП 0351-76
Накатыва- Стан холод- ХПРТ-12-28, Комплект роликов Инструмент
ние ребер на трубах ной прокат- ки ребрис- тых труб ХПРТ-22-28 накатывания ребер на трубах специальный
Обточка Станок для Специальный Установка для по-
концов обточки дачи труб Специальная
труб концов труб Приспособление Резец Специальное Специальный
Сборка и Верстак для Специальный Ключ гаечный
ремонт на- катных ро- ликов сборки на- катных дис- ков специальный -
Накатывание винтовых ребер на алюминиевых трубах
(рис. 2.44) сопровождается следующими движениями: вращением
инструмента; вращением изделия за счет сил трения с инструмен-
том; осевым перемещением изделия.
Исходная заготовка — биметаллическая труба, состоящая из на-
ружной алюминиевой 1 и внутренней стальной или латунной 2, по-
дается в рабочую зону, где сборным инструментом 3 из отдельных на-
катных дисков 4 осуществляется формирование профиля изделия 5.
Комплект инструмента состоит из трех ппук сборных роликов,
расположенных под углом 120° и развернутых относительно оси
изделия под углом перекрещивания ц. Ролики имеют кольцевые
витки (диски), радиально сведены и настроены со смещением по
оси на 1/3 шага.
Осевое перемещение изделия возникает в результате разворота
роликов на угол перекрещивания, количественно зависит от пара-
метров оребрения и частоты вращения заготовки и определяет про-
изводительность процесса. Процесс осуществляется при значитель-
ных скоростях, создающих аксиальное перемещение трубы до 7 м/мин
и сопровождается осевой вытяжкой заготовки.
94
Стальные
Алюминиевые
Рис. 2.43, Технологическая схема изготовления биметал-
лических оребренных труб.
Формирование профиля винтовых поверхностей ребер в таком
процессе определяется пластическими свойствами и сопротивлением
деформации материала заготовки — алюминия [7].
В качестве исходной биметаллической заготовки применяются
трубы: наружная горячепрессованная из алюминия марки АД1 по
ТУ1-3-67-77, внутренняя из стали или латуни различных марок.
Основные геометрические параметры и требования, предъяв-
ляемые к ним для наружных труб, даны в табл. 2.12, для внутренних -
в табл. 2.13.
95
л
Рис. 2.44. Кинематическая схема процесса накатывания спиральных ребер
на теплообменных трубах.
d3 — наружный диаметр заготовки алюминиевой трубы; dCJ — наружный диаметр стальной трубы; £>н —
наружный диаметр накатного инструмента; Ц — угол перекрещивания осей детали и инструмента.
Таблица 2.12
Основные геометрические параметры наружных алюминиевых
труб и требования, предъявляемые к ним
Коэффициент Номинальный Основные размеры и их предельные отклонения, мм
оребрения размер труб Внутренний Наружный Толщина
ТРУ® диаметр диаметр стенки
9 36 X 4,8 26,4±0,4 36±0,4 4,8±0,4
37 х 5,3 26,4±0,4 37±0,4 5,3±0,4
14,6 37 х 5,3 26,4±0,4 37±0,4 5,3-1-0,4
38 х 5,8 26,4±0,4 38±0,4 5,8+0,4
20 37 х 5,3 26,4±0,4 37±0,4 5,3±О,4
96
Продолжение табл. 2.12
Коэффициент оребрения труб Номинальный размер труб Основные размеры и их предельные отклонения
Внутренний диаметр Наружный диаметр Толщина стенки
20 38 х 5,8 26,4±0.4 38±0,4 5,8±0,4
39 х 6,3 26,4±0,4 39±0,4 6,3±0,4
22 38 х 5,8 26,4*0,4 38±0,4 5,8±0,4
39 х 6,3 26,4±0,4 39±0,4 6,3±0,4
Таблица 2.13
Основные геометрические параметры внутренних стальных,
латунных труб биметаллической заготовки и допускаемые
отклонения основных размеров
Марка материала Наружный диаметр труб, мм Толщина стенки, мм Допуск на длину трубы, мм Допускаемая кривизна труб, мм/м ПО1 длины
Номинальный размер Допускаемое отклонение Номинал Допускаемое отклонение
Сталь 10, 20 Сталь 12Х18Н10Т, 25 ±0,3 2 2,5 ±0,2 ±0,25 + 10 1,5
10Х17Н13М2Т, 08Х22Н6Т, 08Х21Н6М2Т Латунь 25 ±0,4 2 2,5 +0,25 -0,3 +0,3 -0,38 + 15 1,0
ЛАМш 77-2-0,05 25 -0,24 2 ±0,2 + 5 5
Процесс формирования ребер на теплообменных трубах осу
ществляется на станах для холодной поперечновинтовой прокатки
модели ХПРТ-12-28 или ХПРТ 22-28, разработанных и изготов
ленных Алма-Атинским заводом тяжелого машиностроения.
Техническая характеристика станов ХПРТ
1. Заготовка:
несущая труба — материал.............................. Сталь, латунь
диаметр наружный, мм............................ 20...25
наружная труба — материал......................Сплав алюминия
наибольший наружный диаметр, мм..................40
толщина стенки, мм................................. 5...8
2. Готовая оребренная труба:
диаметр по основанию ребер, мм ... ..................... 22...28
высота ребер, мм.................................До 15
шаг ребер, мм.................................... 2,2...5
длина, мм.........................................До 12000
3. Валки прокатные:
наружный диаметр инструмента, мм .......................... 128
4 Бессонный А.Н. и др.
97
наибольшее давление металла, кгс....... ..... . 4000
крутящий момент, кгсм............................ 26
частота вращения, об/мин .............. 300...800
допустимый угол поворота..........................0...60
4. Главный привод:
двигатель постоянного тока, мощность. кВт ...... 80
частота вращения, об/мин....................... 1500
регулирование частоты вращения .......... Бесступенчатое
5. Производительность........,........................ До 7 м/мин
Накатной инструмент имеет сборную на специальной втулке
конструкцию (рис. 2.45) и состоит из отдельных дисков (рис. 2.46),
Рис, 2.45. Сборный накатной ролик.
В — ширина накатного диска; а — участок заборного конуса; б - - калибрующий
участок; L — габаритный размер длины.
образующих заборный и калибрующий участки. Накатные диски
изготавливают, как правило, из листовой стали 30ХГСА ГОСТ
19903-74. Формирование профиля ребра происходит за счез
перемещения металла заготовки (алюминия) в зазор между дисками.
98
&/<?Д
М i:2.5
Рис. 2.46. Накатной диск.
Параметр Диапазон изменения
J+0’03 110 130
eft10' 1 10°
Р±10' 5 20°
R 0.4 0,9
В 2.3-32
Условия нагруженности инструмента в работе зависят от вытес-
няемых объемов.
Оптимальной конструкцией заборной части сборных роликов
можно считать, если исходить из условия равенства работ дефор-
маций от витка к витку по суммарной длине роликов комплекта с
учетом упрочнения [8].
Профиль калибрующих витков негативно отражает профиль
впадин накатываемых ребер.
В основу метода расчета можно посоветовать брать рекомен-
дации по проектированию инструментов [9] с учетом специфики
схемы формирования ребра.
Величина угла перекрещивания осей роликов и заготовки яв-
ляется важным технологическим параметром, изменение которого
приводит к изменению линейной скорости перемещения оребренной
трубы и размера шага винтовой поверхности.
Угол перекрещивания осей инструмента и заготовки опреде
ляется по формуле:
99
ц = arctg^iAW)],
где s — шаг между ребрами; i — число заходов; d диаметр
оребренной трубы.
Рекомендуемое оптимальное значение угла ц находится в
пределах: дня ср = 14,6 ц = ГЗО’ - 2°; ср = 20 ц = Г - 1°30.
С точки зрения улучшения условий захвата заготовки пред-
почтительно принимать большее значение утла циз рекомендуемых.
Установка роликов на угол ц свыше рекомендуемого приведет
к искажению профиля и возникновению дополнительных осевых
нагрузок на диски калибрующего участка.
Оси всех трех накатных роликов комплекта должны быть по-
вернуты на одинаковый угол перекрещивания осей ц.
Накатные ролики комплекта устанавливаются на соответ-
ствующие посадочные валы со смещением по оси друг относительно
друга на (l/3)s\ считая началом отсчета ролик с номером 1.
При накатывании ребер на трубах для смазки и охлаждения
накатных роликов применяется водная жировая эмульсия на основе
синтетического жира с эмульгатором стеарокс-6 и добавкой жиро-
мола, а также водная эмульсия на основе кислот шерстного жира.
Порядок приготовления, хранения компонентов, контроль ка-
чества, правила эксплуатации и техники безопасности, как правило,
соответствуют специальным заводским инструкциям.
Проводимые ранее ВНИИПТхимнефтеалпаратурой работы [ 10,
11] в области поиска путей повышения качества труб и их тепловой
эффективности позволили создать конструктивно-технологический
вариант исполнения такой трубы с интенсификаторами на стальной
внутренней трубе [12], а ВНИИнефтемаш оценили, что тепловая
эффективность таких труб увеличивается в 1,6 раза.
Способ получения таких труб заключается в том (рис. 2.47),
что до соединения биметаллической заготовки на наружной поверх-
ности внутренней стальной трубы I по всей длине наносится вин-
товая или кольцевая канавка комплектом накатных роликов из 3
штук таким образом, чтобы на внутренней поверхности этой трубы
получились выступы 4, образуя кольцевые или винтовые интенсифи-
каторы. _
После сборки наружной трубы 2 и внутренней / осуществляет-
ся формирование ребер на наружной алюминиевой трубе методом
поперечновинтового накатывания на стане ХПРТ комплектом накат-
ного инструмента 3. Оребренные трубы повышенной тепловой эф-
фективности показаны на рис. 2.42, тип II.
100
5
jlffllL
Pile. 2.47. Технологическая схема изготовления
биметаллических труб с учетом наружного и
внутреннего оребрения.
Технологический процесс состоит из следующих операций:
1) накатывание винтовых или кольцевых интенсификаторов
на внутренней несущей трубе с шагом до 7 мм, на стане ХПРТ
специальным комплектом инструмента;
2) сборка несущей стальной и наружной алюминиевой труб в
биметаллическую заготовку;
3) оребрение биметаллической заготовки на станах ХПРТ с
коэффициентом оребрения 20 или 14,6 (в зависимости от типа
АВО);
4) отрезка оребренных труб в заданный по чертежу размер и
обточка гладких концов труб.
В 1976 г. ВНИИПТхимнефтеаппаратурой на основе комплекс-
ных исследований совместно с организациями Минстанкопрома
впервые в СССР были созданы и внедрены процесс, оборудование
101
и инструмент для оребрения труб алюминиевой лентой методом ее
навивки в предварительно накатанную на специальной трубе
канавку с последующей завальцовкой.
Процесс позволил освоить производство труб для АВО с коэф
фициентом оребрения ср = 22.
Дальнейшее развитие процесса и оборудования нашло отраже -
ние в создании и внедрении автоматизированной линии.
Анализ известных процессов и оборудования для оребрения
труб показывает, что процесс оребрения труб лентой, хотя и усту-
пает по производительности методу оребрения поперечновинтовым
накатыванием, но более экономичен, поэтому ВНИИПТхимнефте-
аппаратура продолжает вести работы по совершенствованию этого
процесса [13, 14].
Усовершенствование технологии привело к следующей схеме
оребрения (рис. 2.48).
Рис. 2.48. Кинематическая схема процесса оребрения
труб методом навивки лентой.
На трубе 1 накатные ролики 2 наказывают винтовые канавки,
одновременно придавая трубе вращательное и поступательное вдоль
оси движения. Прямая лента 3, проходя через лентонаправляющее
устройство 4, попадает в узел формирования ребер тарелки 5 и
шпинделя 6. Формообразование ребер осуществляется за счет пере-
менной по высоте сечения ленты степени обжатия, зависящей от
параметров взаимной установки тарелки 5 и шпинделя 6. Осадка
ленты в канавку и завальцовка ее материалом несущей трубы произ-
водится закатным роликом 7. Для вращения и осевой подачи трубы
при оребрении конечного участка трубы применяется устройство
дополнительного привода 8.
102
Оребрение труб с KLM-ребрами производится по такой же
технологической схеме. В связи со спецификой KLM-ребер подвер-
гаются переделке следующие узлы:
— накатные ролики 2 — для накатывания продольных рисок
на трубе 7;
— лентонаправляющее устройство 4 — для отгибки полки на
ленте;
— прижимное устройство 7 — для прижима полки к трубе до
затекания металла ленты в риски на наружной поверхности трубы.
Промышленные образцы линии для оребрения труб лентой
имеют следующие технические характеристики:
шаг оребрения, мм
диаметр оребренной трубы, мм
коэффициент оребрения
производительность, м/мин
сечение ленты, мм
материал ленты
трубы сечением, мм
длина труб, м
2,3...2,5
57 * 1 >°
3' - о, 5
20...22
3...3.5
18 х (0,4...0,5)
АД1М, А5М, А7М
ГОСТ 13726-78
25±О,3 х 2
До 12
Материал несущей трубы выбирается в зависимости от условии
эксплуатации. Требования к трубе в пределах ГОСТ 8734-75.
Линия работает в полуавтоматическом режиме: вручную произ
водится укладка труб в исходную позицию и выгрузка оребренных
труб, остальные операции выполняются автоматически.
В линии предусмотрена возможность разрезки ребер в процесс
се навивки устройством 9. На лабораторных и промышленных уста-
новках можно изготовить оребренные трубы с KLM-ребрами со
следующими параметрами:
Наружный диаметр
несущей трубы, мм 16 20 20 20 25 25 25
Наружный диаметр оребренной трубы, мм 41 53 53 48 58 58 52
Шаг оребрения, мм 3 2,5 5 5 2,5 5 5
Коэффициент оребрения 15 24 11,6 9,1 22,1 1 1,6 9
Такие трубы можно производить на действующем оборудова
нии, выполняя некоторые замены рабочих инструментов станка.
Параллельно с ВНИИПТхимнефтеаппарагурой проводилась
работа по созданию оборудования для оребрения труб лентой
коллективом ЭНИКМАШ.
103
В оборудовании, разработанном и изготовленном ЭНИКМ АШем,
применен способ формирования спиральных ребер за счет изгиба
на ребро ленты, зажатой в зазоре, образованном между торцом
вращающегося инструмента — шпинделя и поверхностью непод-
вижного формообразующего фланца. Этот способ обеспечивает
получение более жесткого, по сравнению с прокатанным из ленты,
ребра, но требует высокой точности размеров диаметра трубы, тол-
щины ленты и не допускает на ленте пятен оксидов. Для обеспечения
устойчивости процесса оребрения применяется калибровка труб
по наружному диаметру и строгий отбор лент по толщине.
Выявленные технологические и конструктивные преимущества
типа оребренных труб методом навивки лентой по сравнению с
накатанными ребрами не являются достаточными для аргументи-
рованного определения границ и областей их применения в ТВО
из-за отсутствия всесторонних данных по теплоотдаче [15].
Глава третья
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ
ТЕПЛОАЭРОДИНАМИЧЕСКОГО И ГИДРАВЛИЧЕСКОГО
РАСЧЕТОВ ТВО
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
В — ширина теплообменной секции в свету, м
с — удельная теплоемкость, кДж/(кг-К)
d — наружный диаметр ребра, м; влагосодержание
воздуха, г/кг. с. в.
dQ — диаметр трубы у основания ребра, м
d} — внутренний диаметр трубы, м
F — площадь поверхности теплообмена, площадь
поверхности оребрения, м2
f — площадь проходного сечения, м2
Н — полный напор вентилятора, Па
А — высота ребра, м; энтальпия, кДж/кг
I — теплосодержание воздуха, кДж/кг. с. в.
к — коэффициент теплопередачи трубы, отнесенный к
полной площади поверхности оребрения, Вт/(м2 К)
L — отрезная длина оребренной трубы, м; массовый
расход составляющей, кг/с
I — длина пути теплоносителя, м
N — потребляемая мощность, кВт
п — число перекрестных ходов; число труб в одном
поперечном ряде, шт.
р — давление, Па; температурный коэффициент
Q — тепловой поток, кВт
q — плотность теплового потока, кВт/м2
R — термическое контактное сопротивление (ТКС),
термическое сопротивление загрязнений, м2 К/Вт;
температурный коэффициент
$1 — поперечный шаг труб в пучке, м
$ — шаг ребра, м
Г', г", t — температура теплоносителя на входе, выходе,
средняя температура, °C
V — объемный расход, м3/с, м3/ч, нм3/ч
105
w — скорость теплоносителя внутри труб, скорость
воздуха в узком проходном сечении пучка, м/с
а — приведенный коэффициент теплоотдачи от
оребрения к воздуху, Вт/(м2-К)
ос' — то же, с учетом ТКС, Вт/(м2К)
ocj — коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны
трубы, Вт/(м2-К)
[3 — угол установки лопастей, градус
А — средняя толщина ребра, м
5 — толщина стенки, толщина трубной решетки, м
Лр — перепад давления, потеря давления. Па
Afcp — средний температурный напор, °C
е — поправочный коэффициент
v — коэффициент кинематической вязкости. м2/с
— коэффициент сопротивления
р — плотность, кг/м3
ср — коэффициент оребрения грубы
— коэффициент местного сопротивления;
коэффициент увеличения поверхности оребрешы
грубы
Rej = — число Рейнольдса охлаждаемого энергоносителя
Ей = Арури2 — число Эйлера для воздуха.
3.1. Тепловой расчет
При проектировании теплообменника различают тепловой
конструкторский и тепловой поверочный расчеты. Цель теплово] о
конструкторского расчета — определение площади поверхности
теплообмена с целью последующей разработки новой конструкции
аппарата или подбора его из выпускаемых промышленностью
стандартизованных или нормализованных типов на исходные
данные. Цель теплового поверочного расчета — по нзвесиюп
площади теплообменной поверхности аппарата определение
переданного теплового потока, конечных температур тепло-
носителей и их параметров в Предположении заранее выбранной к
использованию конструкции теплообменника со всеми техни-
ческими характеристиками.
Тепловой расчет ТВО, являющихся рекуперативным! поверх-
носшыми аппаратами, состоит из совместною решения уравнении
теплового баланса и теплопередачи.
106
Уравнение теплового баланса. Тепловой поток, iicjx: даваемый
в ТВО, определяется из уравнения теплового баланса. При
стандартом тепловом решении для теплообмешшков непрерывного
действия уравнение теплового баланса в общем виде можно записать
21 = 22 + 2поТ, (3.1)
21 — количество теплоты, отданной охлаждаемым энергоносителем;
Q2 — количество теплоты, воспринятой охлаждающим воздухом;
2пот — потеря теплоты в окружающую среду.
Уравнение (3.1) перепишем в виде
Q = Gin = 0.2,
(3.2)
где Q — тепловой поток (количество теплоты), передаваемый по-
верхностью теплообмена воздуху; г| « 0,98...0.99 — коэффициент
тепловых потерь.
Поверхность 1всрдой стенки, через которую осуществляется
теплообмен, называется поверхностью теплообмена пли поверхно-
стью охлаждения (па1рсва).
Конкретный вид уравнения теплового баланса зависит от ко-
личества участвующих в тешюобмене теплоносителей, их фазностп
и происходящих фазовых превращений.
Дня двух теплоносителей, не меняющих агрегатного состояния
в процессе теплообмена, уравнение имеет вид
Q = GicKfi - 1"^ = G2c2(f2 - 6), (3.3)
где Gb G2 — массовые расходы; с2 — удельные теплоемкости;
г'ь и f2, г"2 — соответственно температуры охлаждаемою энер-
гоносителя и охлаждающего воздуха на входе и выходе из аппарата.
Здесь и в дальнейшем индекс «1» относится к охлаждаемому
энергоносителю, а индекс «2» — к охлаждающему воздуху.
При изменении агрегатного состояния охлаждаемого энергоно-
сителя, например, происходит конденсация паров аммиака, уравне-
ние баланса записывается в виде
Q = Gj(/f! - h"^ = G2c2(t,,2 ~ 6), (3.4)
где //[, h'\ — энтальпия пара на входе в аппарат и конденсата пара
на выходе из него.
При охлаждешш и конденсации парогазовых смесей, например,
продуктов перегонки нефти, уравнение баланса записывается в
форме [1]
Q = [L^ - h"0 - АСкскгк]Л = G2c2(r2 - 6), (3.5)
107
где L\ — массовый расход неконденсирующейся составляющей паро-
газовой смеси; h'\, h'\ — энтальпии парогазовой смеси на входе в
аппарат и выходе из него, отнесенные к 1 кг неконденсирующегося
газа. Их рассчитывают по уравнению
/? = /7ГЛТ + hfJX„,
(3.6)
где /?г, /?„ — энтальпии газа и пара; .vr = Gr/L\ — массовая доля газа
в смеси; хп = GJL{ — массовая доля пара в смеси; AGK, гк, ск —
количество конденсата, температура и удельная теплоемкость на
выходе из аппарата.
Количество выпавшего конденсата при охлаждении парогазо-
вых смесей определяют по уравнению материального баланса
AGK = Li(.v'i -V'l), (3.7)
где У ь У*! — массовые доли пара в газе на входе и выходе из аппа-
рата.
Массовые и объемный Vрасходы теплоносителя связаны фор-
мулой
G = Vp, (3.8)
где р — плотность теплоносителя.
Уравнение теплопередачи. Для постоянного коэффициента
теплопередачи по всей поверхности теплообмена уравнение
принимает вид
Q = kFMcp, (3.9)
где к — коэффициент теплопередачи; Агср — средний температур-
ный напор.
Уравнение (3.9) можно представить в форме
Q = qF, (3.10)
где q — плотность теплового потока в аппарате.
Из уравнения (3.9) получаем расчетную площадь поверхности
теплообмена
F = Q/kSicp. (3.11)
В случае сильного изменения коэффициента теплопередачи и
температурного напора по длине теплообменной поверхности ее
разбивают на несколько участков, в пределах которых считают kt и
Агср; постоянными, и далее, используя уравпегшя теплового баланса
и теплопередачи, вычисляют для каждого участка F,. Общая расчет-
пая площадь теплообмена F = ^2 % , где п — количество учасгков.
1
108
Коэффициент теплопередачи биметаллических оребренных
труб. Коэффициент теплопередачи в ТВО может быть отнесена к
различной поверхности теплообмена трубы: полной поверхности
оребрения, поверхности гладкой трубы с диаметром dQ по основанию
ребер, внутренней поверхности несущей трубы диаметром d .
Поэтому его численные значения будут разными и, как следствие,
расчетная площадь поверхности теплообмена из уравнения (3.11)»
также будет разной. Об этом необходимо помнить при выполнении
конструкторского расчета ТВО.
Коэффициент теплопередачи биметаллической трубы, отне-
сенный к полной площади F поверхности оребрения [2] (рис. 3.1, а)
(± + Ф41п4+Лк +.^> + ‘Y1
\а. dx 2/. dy к d 2Л d a J
11 V 1 1 Pl а И
(3.12)
где ои — коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны трубы
а — приведенный коэффициент теплоотдачи от оребрения к
воздуху, отнесенный к полной поверхности оребрения; лСт -
коэффициент теплопроводности материала стенки несущей трубы;
ла — коэффициент теплопроводности алюминия или сплавов, из
которого выполнена ребристая оболочка; RK — термическое
контактное сопротивление; dH — наружный диаметр несущей
Рис. 3.1. Схема изменения температур по сечению биметаллической (а) и
монометаллической (б) оребренных труб.
109
трубы; dK — диаметр контактирования поверхности несущей трубы
и ребристой оболочки. Обычно dK = dH. Толщины стенок 5СТ несущей
трубы и ребристой оболочки 5а малы по сравнению с их диаметрами.
В таких случаях с погрешностью, не превышающей 1...3 %, при
расчетах можно пользоваться упрощенной формулой:
Ц d} Лст d} к dK za dH а)
(3.13)
где 5СТ = 0,5(4- 4); Sa = 0,5(4 - 4)-
Для приварных ребер, навитых или насадных с последующей
пайкой или горячим цинкованием поверхности оребрения, меха-
нический контакт считается совершенным. Трубу можно рассмат-
ривать как монометаллическую (рис. 3.1, б), коэффициент теплопе-
редачи которой, отнесенный к полной площади поверхности
оребрения, можно подсчитывать по формулам:
к =
уоц d} 2ХСТ d} uj
(3.14)
1 Ф4 +5ст<Р4 + 1
уоц d} Хст dx а)
(3.15)
Коэффициент теплопередачи биметаллической трубы меньше,
чем монометаллической.
У труб с навитыми завальцованными в канавку ребрашт на
несущей трубе ребристая оболочка в строгом понимании отсут-
ствует. Наружная поверхность несущей трубы не покрыта
алюминиевой оболочкой. Поэтому коэффициент теплопередачи
вычисляется по формулам (3.12) или (3.13) при
условии(ф4/24)/41) = 0 и (ба//-а)(ф4/^н) = 0. Для этих
же труб значения ТКС в виде Ак, как правило, включаются в
термическое сопротивление приведенной теплоотдачи от
оребрения к воздуху 1/ос'. Тогда коэффициент теплопередачи трубы,
отнесенный к полной поверхности оребрения, вычисляется по
одной из формул:
к =
1 ф4 + ф4 |п 4 + * j
<0^ d} 2ХСТ dx a')
(3.16)
no
k J 1 чЧ + 8СТ чЧ + 1
d} Хст d} a'J
(3.17)
Коэффициент теплопередачи биметаллической трубы при
учете влияния загрязнений с внутренней и наружной стороны
оребрения запишется применительно к (3.13) в виде
+ — + 7?
(3.18)
где R&1, RH — термическое сопротивление загрязнений с внутренней
и наружной стороны трубы, значения которого для различных
охлаждаемых энергоносителей даны в приложении.
По аналогии с формулой (3.18) могут быть преобразованы и
остальные формулы для к при необходимости учета загрязнений.
При отсутствии значений /?вн, RH производят ориентировочный рас-
чет коэффициента теплопередачи загрязненной трубы
к3 = кт\3,
(3.19)
где г|3 ~ 0,75 ... 0,9 — поправочный коэффициент па влияние заг-
рязнений; к — коэффициент теплопередачи для трубы с чистыми
поверхностями.
Коэффициент теплопередачи биметаллической трубы, попереч-
ное сечение у ребра или одновременно ребра и трубы отличается
от круглого, например, эллиптические оребренные трубы, вычис-
ляется по формуле
и для монометаллической оребренной трубы подобной формы
(3.21)
где Fi — площадь внутренней поверхности несущей трубы; —
площадь поверхности зоны контактирования оребрешы с несущей
поверхностью. В формулах (3.20) и (3.21) коэффициент теплопере-
дачи отнесен к полной площади F поверхности оребрения.
ill
Температура внутренней поверхности стенки несущей трубы
(3.22)
где Т = F/Fi — коэффициент увеличения площади оребрения.
Температура наружной поверхности стенки ребристой обо-
лочки у основания ребра для биметаллической трубы
ст2
(3.23)
Для определения средней температуры контактируемых по-
верхностей по диаметру dn = dK целесообразно пользоваться приб-
лиженной формулой
К ~ Ст2+ Fk \ *
(3.24)
При вынужденном движении воздуха в ТВО тепло отводится
совместно конвекцией и теплопроводностью. Отвод теплоты излуче-
нием незначителен. Коэффициент теплоотдачи tip излучением значи-
тельно меньше а, т. е. Ор « а и значение ар при расчетах к можно
не учитывать.
В случае свободной конвекции воздуха оср сравнимо сап это
должно быть учтено при вычислешш к путем подстановки в соответ-
ствующие формулы суммы (а + ар). В таком режиме отвода тепла
а представляет приведенный коэффициент теплоотдачи от ребер
к воздуху для свободноконвективного движения.
Коэффициент оребрения трубы Круглыми шайбовыми или спи-
ральными ребрами с учетом площади торцов вычисляется как
(3.25)
В наших дальнейших расчетах значения ср вычислены по (3.25).
Значения коэффициента оребрения трубы без учета площади
поверхности торцов ребер
(3.26)
112
В отраслевой методике [3] расчета АВО значения ср вычисля-
лись по (3.26).
В заключение приведем ориентировочные значения коэффи-
циента теплопередачи для отдельных процессов: охлаждение бен-
зина, керосина, дизельного топлива, соответственно к = 35...40;
25...35; 25...27 Вт/(м2К), охлаждение и конденсация водяного пара
к =53-55 Вт/(м2К).
Выбор расчетной начальной температуры воздуха. Отраслевая
методика [3] расчета при круглогодичной эксплуатации ТВО реко-
мендует выбирать в качестве расчетной среднюю температуру сухо-
го воздуха гв в 13 ч наиболее жаркого месяца в году. Снижение
расчетной температуры приводит к уменьшению производитель-
ности технологических установок, в состав которых включены Т^О.
Однако чрезмерное завышение расчетной температуры вызывает
рост капитальных затрат из-за увеличения площади теплообмена
теплопередающих секций.
В течение года температура воздуха может превышать темпе-
ратуру гв. Поэтому для практических расчетов рекомендованы [2]
более высокие значения расчетной температуры, определяемые по
формуле
J 2 = + 0,25(fB max — гв), (3x27)
где Гв max — максимальная температура воздуха в данной географи-
ческой местности, °C.
Согласно [4] за расчетную начальную температуру воздуха
следует принимать температуру на 2...3 °C выше средней июльской
температуры. Значения температур fB, Гв тах приведены в таб^. 1
приложения для различных местностей.
Конечную температуру воздуха г"2 принимают на 10... 15 °C
выше конечной температуры f'i охлаждаемого энергоносителя, но
пе более 60 °C. Однако при известных значениях теплового потока
Q, типоразмере вентилятора с аэродинамической (напорной) харак-
теристикой, совместной рабочей точке вентилятора и теплооб-
менных секций конечная температура г"2 может быть рассчитана
через подогрев Af2 охлаждающего воздуха, °C:
Аг2 = Q/(V2p2c2), (3,28)
где V2 — объемный расход воздуха при его средней температуре в
ТВО.
Тогда
fM2 — fz2 + Аг2.
(3.29)
из
Физические свойства воздуха рг, с2 выбираются при его сред-
ней температуре t2 = 0,5(r'2 +
Для проверки эффективности круглогодичной работы ТВО
необходимо выполнять тепловой расчет также и для наименьшей
возможной температуры зимнего времени.
Средний температурный напор. В ТВО наибольшее рас-
пространение получили перекрестно-точная схема движения
теплоносителей с общим противоточным направлением потоков и
перекрестно-смешанная. Во всех схемах без исключения охлаждаю-
щий воздух движется поперек теплообменных труб в межтрубном
пространстве секций однократным током. Наличие спиральных
ребер на трубах препятствует перемешиванию воздуха в меж-
трубном пространстве и увеличивает температурный напор.
Охлаждаемый теплоноситель перемешивается в распределительных
камерах или в переходных коленах из секции в секцию, а при движе-
нии в параллельных трубах хода смешение отсутствует. Этот тепло-
носитель является также неперемешивающимся.
Средний температурный напор при прямотоке (рис. 3.2, а) и
противотоке (рис. 3.2, б) в процессе теплообмена без изменения
агрегатного состояния теплоносителей рассчитывают как среднело-
гарифмический:
= ЧгЧ =_Ч1Ч
Л 2,31g(A/6/A/M)
(3.30)
где -Ч — бульшая и меньшая разности температур по концам
аппарата.
Рис. 3.2. Распределение температур вдоль поверхности теплообмена при
прямотоке (а) п противотоке (б).
114
Для прямотока ДГб = 6 - ^2, Д*м = Л - 6; для противотока в
схемах ТВО, как правило, ДГб = f\- Г 2, = fx -1'2, но возможно
и отступление от этого правила. Основное преимущество противо-
тока перед прямотоком заключается в достижении конечной тем-
пературы нагреваемого теплоносителя Г2 большей конечной темпе-
ратуры Г1 охлаждаемого теплоносителя.
Формула (3.30) действительна и для случая, когда один из тепло-
носителей меняет агрегатное состояние, например, водяной пар
Рис. 3.3. Распределение температур вдоль поверхности теплообмена при
изменении агрегатного состояния охлаждаемого энергоносителя (а) и при
охлаждении и последующем изменении агрегатного состояния
энергоносителя (б).
или пар аммиака конденсируется (рис. 3.3, а) с постоянной темпе-
ратурой гк. Тогда расчет среднего температурного напора выпол-
няют как
(3.31)
и величина его не зависит от направления (схемы) движения
теплоносителей. В случае Дгб/Дгм 4,5 вместо формулы (3.30) с
ошибкой не более 3 % можно использовать формулу
дгл = 0,5(Дгб + ДГм) - о, 1(ДГб - А*м).
(3.32)
Если же ДГо/А^м 1,8, среднелогарифмический температурный
напор может быть вычислен как среднеарифметический:
Дгл = 0,5(Дгб + Дгм). (3.33)
115
Для перекрестно-точных и других более сложных схем движе-
ния теплоносителей средний температурный напор
At ср — Л^ЛДфОТ^Д/ >
(3.34)
где Дгл, прот — среднелогарифмический температурный напор, под-
считанный по (3.30) в предположении противоточной схемы движе-
ния теплоносителей; — поправочный коэффициент, учитываю-
щий влияние отклонения схемы движения теплоносителей от
противотока, зависящий от безразмерных температурных парамет-
ров Р и R. Следовательно, = f(P, R)
(3.35) R = vi- <3-36>
4'2 Ц ~ *2
При числе перекрестных ходов п > 1 охлаждаемого энергоно-
сителя с общим противоточным движением потоков поправочный
коэффициент вычисляется [3] по выражению
Д/, л—1 z 1 \
п=1 4
(3.37)
Значения ед/, и== i приведены на рис. 3.4.
Для перекрестно-смешанных схем, встречаемых в ТВО, значе-
ния коэффициентов еЛ/ даны на рис. 3.5.
Если в ТВО поступает перегретый пар температуры г'ь кото-
рый в нем изобарически охлаждается до температуры конденсации
Рис. 3.4. График поправочного коэффициента для
однократного перекрестного тока с неперемешивающими
теплоносителями в межтрубном и трубном пространствах.
116
a
в
Рис. 3.5. Поправочные коэффициенты к расчету среднего
температурного напора для перекрестно-смешанных схем движения
теплоносителей.
а — число ходов по трубному пространству 2; б — то же, число ходов 3; в — для трехсекционного
аппарата и числом ходов по трубному пространству 2 в каждой секции.
117
tK и конденсируется (рис. 3.3, б), то указанным процессам
соответствуют температурные зоны /, //. Температурные напоры и
коэффициенты теплопередачи в зонах /, // моГут значительно
различаться, и расчет поверхности теплообмена ТВО необходимо
производить раздельно, вычисляя к/, кц и по (3.30), по (3.31).
3.2. Гидравлический расчет
Целью гидравлического расчета является определение потери
давления охлаждаемого энергоносителя по трубному пространству,
затрат мощности на его перемещение и диаметра патрубков для
ввода и вывода энергоносителя из теплообменной секции.
Гидравлическое сопротивление ТВО в большей мере опреде-
ляется потерями давления на трение и в местных сопротивлениях,
зависит от конструкции теплообменника. В общем виде гидравли-
ческое сопротивление при движении энергоносителя внутри груб
и каналов может быть выражено уравнением
Др]=^Дртр+Дрм+Дру. (3.38)
Потери давления на трение возникают при безотрывном
движении потока внутри гладких труб (каналов) и рассчитываются
по формуле Дарси, Па:
- о
(3.39)
где £ — коэффициент трения; L — длина трубы в теплообменной
секции, м; р — плотность энергоносителя по его средней тем-
пературе, кг/м3; и1 — скорость среды в трубе, м/с; d3 —
эквивалентный диаметр канала, м
d3 = 4//П, (3.40)
где f— проходное сечение канала, м2; П — смоченный периметр
канала, м.
Для круглых труб d3 = d\ — внутреннем}7 диаметру трубы.
Для последовательно соединенных в ТВО теплообменных
секций в количестве zc и числе ходов энергоносителя в секции
суммарное сопротивление трения, Па, составит
(3.41)
118
где еш — коэффициент, увеличивающий влияние шероховатости
стенок и равный:
для падких труб — латунных, медных,
алюминиевых, свинцовых....................... 1,0
то же — новых стальных труб........... 1,11
» » — старых стальных труб............... 1,56
» » — новых клепаных стальных труб.......... 1,4
Влияние шероховатости стенок проявляется в развитом
турбулентном режиме Rei > 104 движения энергоносителя.
В ламинарной области Rei < 2200 движения энергоносителя
шероховатость стенок не влияет на сопротивление, поэтому еш = 1,0
При параллельном соединении теплообменных секций в
ТВО, Па
= (3.42)
Потери давления от местных сопротивлений, обусловленных
внезапным сужением или расширением проходного сечения с
изменением направления движения потока, при входе потока в
трубы и выходе из них, вычисляются по формуле, Па
. рн“
APM=VEr
(3.43)
где Т — коэффициент местного сопротивления, отнесенный к ско-
рости w энергоносителя в трубах. Суммарные потери давления
энергоносителя от местных сопротивлений, Па,
(3.44)
Значение % зависит от природы местного сопротивления и
назначается по табл. 3.1.
Таблица 3.1.
Значения коэффициентов местных сопротивлений в теплообменниках
Характер местных сопротивлений
Входная н выходная камера теплообменника
Поворот на 180° между ходами теплообменника (секции)
или секциями
Поворот на 180° через колено в секционных аппаратах
Поворот на 180° около перегородки в межтрубном пространстве
1,5
2,5
2,0
1,5
119
Продолжение табл. 3.1
Характер местных сопротивлении
Поворот на 180°в U-образной трубке
Огибание перегородок, поддерживающих трубки
Вход в межтрубное пространство
Выход из межтрубного пространства
Вход потока в трубы с острыми краями
Вход потока в трубы с закруглен ными краями
Выход потока из труб
0,5
0,5
1,5
1,0
0,5
0,1
1,0
Местные сопротивления являются суммой отдельных сопро-
тивлений, возникающих при движении энергоносителя по тракту
теплообменных секций в ТВО.
При охлаждении (нагревании) энергоносителя появляются
потери давления от ускорения потока, вызываемые изменением
плотности и скорости его. Сопротивление от ускорения, Па
I
Ап = Рн’2 П 4S)
АрУ 273+г, 2 ’ (3’45)
где — средняя плотность энергоносителя, кг/м3;
/1 = 0,5(f i + f"i) — средняя температура, °C. Величина Дру может
быть значительной при большом изменении температуры энер-
гоносителя.
Пример 3.1. Определить местные потери давления по трубному простран-
ству охлаждаемого керосина от = 104 °C до r"t = 43 °C, движущегося со
скоростью h’j = 1,47 м/с внутри новых стальных труб. Для охлаждения керосина
применен ТВО горизонтального исполнения, трехсекционный, шестпходовой
в пределах секции. Секции соединены последовательно по направлению движе-
ния керосина.
Решение. Средняя температура энергоносителя = 0,5(г\ + r"t) =
= 0,5(104 + 43) = 73,5 °C.
По данным [3] при = 73,5 °C находим р1 = 800 кг/м3. Согласно условию
задачи сс = 3: = 6. Коэффициент шероховатости для новых стальных труб
— 1,11.
Схема шестиходовой теплообменной секции представлена на рис. 3.6,
где проставлены по тракту движения керосина коэффициенты Т, местных
сопротивлений, численные значения которых приняли по табл. 3.1.
Коэффициент сопротивления при входе керосина в камеру секции
= 1,5: то же, входа керосина в трубы с острыми краями Т2 = 0,5; то же,
выхода керосина из труб Т3 = 1,0; то же, поворота керосина на 180° из
одного хода в другой в камере = 2,5; то же, при выходе керосина из
камеры Т5 = 1.5; коэффициент поворота на 180е при переходе керосина из
120
дход керосина £ = 4i м
""'"Переход керосина
S следующую секцию
Рис. 3.6. Схема к гидравлическому расчету ТВО.
одной секции в другую через колено Т6 = 2,0.
Местные потери давления керосина в одной секции (рис. 3.6) составят,
Па,
,2
VM.c,=(V1+6v2 +6'ИJ +5V4+V5) 2 =
, . 800-1,47"
= (1,5+60,5+6-1,0+5-2,5+1,5)---— = 21177.
2
Суммарные местные потери давления керосина в ТВО, Па
2 п
ЕДРм=ЛР«.еЛ+2У6£1^=21177-3+2-2^^=66988.
Диаметры патрубков теплообменной секции рассчитывают по скорости
энергоносителя в патрубке, значения которой даются в табл. 3.2.
121
Таблица 3.2
Рекомендуемые скорости энергоносителей в патрубках
Среда W, м/с Среда W, м/с
Маловязкне теплоносители (вода, керосин, бензин) Вязкие теплоносители 1...3 Пар насыщенный Пар: перегретый 40...60 60...90
(масла) Газы под давлением (до десятков МПа) 0,2...! 15...3O разреженный 9O...2OO
Скорость теплоносителя в патрубке принимают обычно примерно равной
скорости в трубах. Расчетный диаметр патрубка вычисляют по уравнению
неразрывности
G| =APi’*i,
гае единицы измерения: — кг/с: р, — кг/м3: и-, — м/с.
Площадь внутреннего поперечного сечения патрубка, м2
А = Gi/piWp
(3.47)
Расчетный внутренний диаметр патрубка
rfp= 74А/« •
(3.48)
По 4рЛ. принимают ближайшее значение условного прохода Dy (внутрен-
ний диаметр) по ГОСТ 15122-79 или ГОСТ 12815-80.
Мощность насоса для преодоления гидравлического сопротивления ТВО,
кВт,
.Vj = G| • ,
(3.49)
гае G| — кг/с: -Vi — Па; р, — кг/м3; т|н — к. и. д. насоса, принимаемый по его
каталожным данным.
33. Аэродинамический расчет
Аэродинамическое сопротивление ТВО представляет потери
давления охлаждающего воздуха, равные
Др2 = Дрп + Ару + АРс- (3.50)
При поперечном обтекании пучков труб сопротивление
рассматривают как сумму последовательно включенных местных
сопротивлений от внезапного сужения и расширения потока воздуха
при движении его по межтрубному пространству z-рядного пакета.
Поэтому расчетную формулу можно записать как, Па,
122
2 2
Ари=^м=^Чо^. <3-51>
где — коэффициент сопротивления пучка; |о = — коэффи-
циент сопротивления, отнесенный к одному поперечному ряду груб;
р — плотность охлаждающего воздуха при его средней температуре
в пучке, кг/м3; w — скорость воздуха в проходном сечении, по
которому вычисляли значения 5 или Ей в соответствующих
расчетных уравнениях, м/с.
Учитывая, что Ей = Дрп/pw2, выражение (3.51) запишем в виде,
Па,
Дрп = Eupw2 = Euozpw2, (3.52)
где Euo = Eu/z — число Эйлера, отнесенное к одному поперечному
ряду труб пучка.
Как видно из сравнения (3.51) и (3.52), связь между и Ей
устанавливается соотношениями
£ = 2Еи или = 2Еио. (3.53)
Численные значения с или Ей вычисляются по критериальным
зависимостям вида z, = /(Re) или Eu = /(Re) для компоновочных
параметров пучка и геометрических размеров оребренных труб
проектируемого ТВО. Приводимые в технической литературе эти
зависимости, как правило, соответствуют изометрическим условиям
движения воздуха.
В пучках труб стандартизованных ТВО скорость воздуха w
отнесена к сжатому поперечному сечению теплообменной секции.
В табл. 3.3 приведены значения шюшади фронтального сечения Др
перед секциями ТВО, необходимые для вычисления vv.
Таблица 3.3
Площадь фронтального сечения перед теплообменными секциями
Тип аппарата Отрезная длина трубы L м м2, при коэффициенте оребрения грубы <р
фж 9,0 ф ж 14,6
ЛВМ 1,5 1,73 1,65
3,0 3,46 3,3
АВГ 4,0 14,65 14,6
8,0 30,2 30,3
123
Для ТВО других типов значение Др может быть вычислено по
формуле
Др = zcB(L - 28р), (3.54)
где 8Р — толщина трубной решетки, применяемая по табл. 3.4; В —
ширина теплообменной секции в свету, равная В = s}n; — попе-
речный шаг труб в пучке; п — число труб в поперечном ряде, шт.
Таблица 3.4
Зависимость толщины решетки 8р, мм, от давления в
трубном пространстве
Число рядов Труб. Z р, МПа
0,6 1,0 1,6 2,5 4,0 6,4
4 20 25 32 39 50 62
6 25 32 39 50 62 78
8 30 39 50 60 76 96
В результате нагревания охлаждающего воздуха появляется
дополнительное сопротивление от ускорения потока Дру, вызывае-
мое изменением плотности и скорости воздуха. Потери давления
вследствие ускорения воздуха, Па
Др
= ри-2
у 273+г2 2
(3.55)
ТВО по межтрубному пространству сообщается с атмосферой,
вследствие чего необходимо учитывать сопротивление самотяги Дрс
из-за разности плотностей воздуха в теплообменных секциях и
окружающей среде. Потери давления от самотяги, Па,
АРс = (Р - Ро)Н, (3.56)
где ро — плотность окружающей атмосферы, кг/м3; Н — разница
уровней входа и выхода воздуха в ТВО, м.
В ТВО охлаждающий воздух движется восходящим потоком,
поэтому сопротивление Дрс следует вводить в формулу (3.50) с
отрицательным знаком. В случае нисходящего потока воздуха соп-
ротивление Дрс является дополнительным сопротивлением.
В процессе выполнения аэродинамического расчета наиболее
часто встречается два варианта.
В первом — известными являются тип ТВО, конструктивное
исполнение его со всеми геометрическими характеристиками,
124
массовый расход воздуха и его температуры. Расчет потери давления
по (3.50) не вызывает затруднений. Такой вариант имеет место при
модернизации или реконструкции аппарата.
Во втором варианте, встречающемся при новом проектиро-
вании ТВО, заданы массовый расход охлаждаемого энергоносителя и
температуры на входе в теплообменник и на выходе из него, тогда
как для воздушной части известна лишь начальная температура.
Конечная температура и массовый расход воздуха являются объект-
том поиска.
По данным предварительной проработки выбран тип вентиля-
тора, который предлагается установить в ТВО для совместной ра-
боты с теплообменными секциями, параметры которых также про-
работаны и являются известными. Для выбранного, вентилятора по
каталожным данным или данным заводов-изготовителей находят
аэродинамические характеристики Н = /(V, |3), Лв~ /(V, р) и
TV = /(V, Р), которые приводятся для нормальных условий (темпера-
тура воздуха 20 °C и барометрическое давление 760 мм рт. ст.=
= 101308 Па).
Для нормальных условий, используя соответствующее крите-
риальное уравнение Eu = /(Re) для параметров оребренных труб
секций и принятых значений скорости воздуха wb w2, w3, вычисляют
статический перепад давления воздуха на пучке Дрп секций. При
этих же значениях скорости определяют расход воздуха V через
ТВО, в итоге получается зависимость Дрп = /(У) для установленных
в ТВО секций. Характеристику Дрп = /(У) совмещают с аэродина-
мической характеристикой вентилятора Н = ДУ, Р). В точках пере-
сечения кривых получаются рабочие точки, однозначно определяю-
пще параметры работы вентилятора Н, V, N и г|в при нормальных
условиях. Расход воздуха через ТВО вычисляют, м3/ч,
У, = 3600/фрУ w,-, (3.57
где w, = wb- w2; w3, и соответственно У, = Ур, У2; У3; % — коэф-
фициент загромождения поперечного сечения секции (пучка) для
прохода воздуха.
Рабочий расход воздуха через секции ТВО, м3/ч,
Ур = Урн.у/р , (3.58)
где У — объемный расход воздуха в совместной точке работы венти-
лятора и секций, м3/ч; рн.у.— плотность воздуха при нормальных
125
условиях, кг/м3; р— плотность воздуха при средней температуре
его в секциях, кг/м3.
Объемный расход воздуха через вентилятор, м3/ч,
Vp = Урн.у/р, (3.59)
где р = fl! 2) — плотность воздуха при его входной температуре t'2
для нижнего расположения вентилятора, кг/м3.
Далее по известному Ур вычисляется скорость воздуха w в
узком сечении пучка секций, и по формулам (3.51) или (3.52) опреде-
ляют потерю статического давления воздуха на пучке Арп. Значения
Дру и Дрс рассчитывают соответственно по формулам (3.55) или
(3.56).
Если в аэродинамической характеристике вентилятора
Н =Ж р) полный напор включает статическую и динамическую
составляющие Н = Нст + Нд, то в точке совместной работы вентиля-
тора и секций Др'п = Дрп + ДРд = Н* Па. Численное значение Др'п
при рабочих температурных условиях составит, Па,
Др'п = Яр/рн.у., (3.60)
где р = flt2), кг/м3. Дальнейший расчет общей потери давления возду-
ха не претерпевает изменений.
Потребляемая вентилятором мощность, кВт,
Ур(лр2-ард)
36001000т], *
(3.61)
где Vp — м3/ч; &р2 — потери давления воздуха по (3.50), Па;
Дрд - 40...60 Па [5] — динамический напор воздуха в проходном се-
чении вентилятора. Значения qB принимаются из кривой qB = flV, р)
для рабочей точки для заданного угла установки лопастей вен-
тилятора р = const. Для ориентировочных расчетов qB - 0,6...0,7.
В случае включения значения Дрд в Др'п, а следовательно и в
Дрг, при расчете N по (3.61) необходимо принимать Дрд = 0.
Мощность, потребляемая электродвигателем вентилятора, кВт,
№зл = ЛУПпПэл, (3.62)
где п„, Лал — соответственно к.п.д. привода и электродвигателя.
При непосредственной посадке колеса вентилятора на вал
двигателя т|п = 1,0; при посадке колеса вентилятора на собственный
вал, соединяемый с валом электродвигателя муфтой, qn = 0,95; при
126
клиноременном приводе т]п = 0,94...0,96; при редукторном приводе
Пп = 0,87...0,98.
Ориентировочно можно принимать Пэл * 0,88...0,95.
Мощность привода
Nn = *Лэл, (3.63)
где к3 — коэффициент запаса мощности. Для нерегулируемой мощ-
ности двигателя, например, в аппаратах АВМ, следует назначать
к3 = 1,25. Для вентиляторов с регулируемыми лопастями
к3* 1,1...!,15.
По значению Nn подбирается электродвигатель установочной
мощности WycT.
Коэффициент использования установочной мощности
пи = NJNycr. (3.64)
3.4. Увлажнение воздуха
Увлажнение воздуха применяется для понижения его
температуры до расчетной г'2 на входе в теплообменные секции.
Этот процесс используется кратковременно, в основном, в летний
период эксплуатации с помощью увлажнителя, монтируемого непо-
средственно за колесом вентилятора при входе воздуха в диффузор.
В противном случае могут резко увеличиться коррозия или отло-
жения на поверхности оребренных труб.
Расчет увлажнения выполняется по I - d-диаграмме влажного
воздуха. Процесс изменения состояния воздуха протекает при
постоянном теплосодержании по линии 1 = const.
На / - d-диаграмме отыскивается точка 0, соответствующая тем-
пературе гв окружающего атмосферного воздуха и относительной
влажности его <р0. Влагосодержанию воздуха (г/кг с.в.) будет соот-
ветствовать значение d0, а его теплосодержание определится/0.
После впрыскивания воды температура понизится до f2, а состояние
воздуха определится точкой 2, полученной в результате пересечения
изотермы f2 = const с линией /о = const. Влагосодержание воздуха
в точке 2 будет d2 и оно возрастет на Ad = d2 - d0. Тогда расход
воды GB, кг/ч, на увлажнение воздуха G2, кг/ч, определится по
формуле
2~и0
1000
(3.65)
127
Пределом охлаждения воздуха является температура гм по
смоченному термометру. В проектных расчетах, если температура
воды на увлажнение неизвестна, то ее следует принимать равной
температуре Гм [3]. Расчет по (3.65) предполагает адиабатическое
испарение воды.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Промышленные теплообменные процессы и установки: Учебник для
вузов / А.И. Бакластов, В.А. Горбенко, ОЛ. Данилов и др. М.: Энергоатомиздат,
1986. — 328 с.
2. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты
оребренных теплообменников воздушного охлаждения. — СПб.: Энерго-
атомиздат, 1992. — 280 с.
3. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного
охлаждения. — М.: ВНИИнефтемаш, 1971. — 102 с.
4. Машины и аппараты химических производств: Примеры и задачи /
И.В. Доманский, В.П. Исаков, Г.М. Островский и др.: Под общей ред. В.Н. Со-
колова — Л.: Машиностроение, 1982. — 384 с.
5. Справочник по теплообменникам: В 2-х т. Т. 2 / Пер. с англ, под ред.
О.Г. Мартыненко и др. — М.: Энергоатомиздат, 1987. — 352 с.
Глава четвертая
ТЕПЛООТДАЧА И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СОПРОТИВЛЕ-
НИЯ ПРИ ДВИЖЕНИИ ОДНОФАЗНЫХ ТЕПЛОНОСИТЕ-
ЛЕЙ ВНУТРИ ТРУБ И КАНАЛОВ
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
А, В, С — константы безразмерные
а — коэффициент температуропроводности, м2/с
С — жесткость воды, мгэкв/л
ср — теплоемкость, дж/(кг-К)
DB — внутренний диаметр трубы, м
DK — диаметр кривизны капала, м
Dmax — максимальный диаметр овальной трубы, м
DH — наружный диаметр трубы, внутренний диаметр
кольцевого канала, м
Do — наружный диаметр кольцевого канала, м
d3 — диаметр кольцевых диафрагм внутри труб, м
dn — диаметр кольцевых канавок на наружной
поверхности трубы, м
d3 — эквивалентный диаметр канала, м
е* — безразмерная высота турбулизатора
Gr — число Грасгофа
g — ускорение свободного падения, м/с2
h — высота кольцевых диафрагм, глубина кольцевых
канавок, м
Л*- — безразмерная высота турбулизатора
К — коэффициент, безразмерный
Ki — линейный коэффициент теплопередачи,
Вт/(мК)
Къ = £MNuc — параметр интенсивности подвода тепла,
безразмерный
к — показатель степени
I — длина канала, м
/д — длина динамического начального участка, м
/т — длина термического начального участка, м
/* = — характерный размер, м
Nu — число Нуссельта
5 Бессонный А.Н. и др.
129
n, Mp,*nc, n^, ии — показатели степени
p — давление, Н/м2
Др — перепад давлений, Н/м2
Ре — число Пекле
R- — число Прандтля
Qw = — безразмерная плотность теплового потока на
стенке
q — плотность теплового потока, Вт/м2
qw — плотность теплового потока на стенке, Вт/м2
R3 — термическое сопротивление слоя загрязнений,
м2К/Вт
г — радиус, м
г — теплота парообразования, Дж/кг
— внутренний диаметр кольцевого канала, м
г2 — наружный диаметр кольцевого канала, м
Ra — число Релея
Re — число Рейнольдса
ReKp— критическое число Рейнольдса
Re} — число Рейнольдса, при котором начинается
интенсификация теплообмена в каналах
Re2, Re* — число Рейнольдса, при котором Nu/Nurjl
стабилизируется
Re* — приведенное число Рейнольдса для описания
процесса кипения
5 — шаг закрутки трубы или ленты, м
t — шаг размещения турбулизаторов, м
Т — температура, К
— температура на входе, К
Т = 0,5(Tw + Те) — средняя между Tw и Те температура, К
ДТ — температурный напор, К
V — объем, м3
w — среднерасходная скорость, м/с
Wj — скорость на входе в канал, м/с
х — расстояние от входа, м
_ х 1 v х 1
1 --------; л -
DB Re J Re,
в 3
— безразмерные расстояния от входа
у — расстояние от стенки
У — безразмерное расстояние от стенки
130
— коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2К)
— коэффициент объемного расширения, 1/К
_5 — коэффициент безразмерный
А — отношение средней высоты бугорков
шероховатости к диаметру трубы
е£ — поправка на начальный участок, безразмерная
— коэффициент турбулентной
температуропроводности, м2/с
8т — коэффициент турбулентной вязкости, м2/с
®awl, ®aw2 — безразмерные адиабатные температуры
внутренней и наружной стенок кольцевого
канала
— коэффициент теплопроводности, В т/м -К
ц — коэффициент динамической вязкости, Н с/м2
v — коэффициент кинематической вязкости, м2/с
§ — коэффициент гидравлического сопротивления,
безразмерный
— средний коэффициент гидравлического
сопротивления, безразмерный
"р — средняя плотность, кг/м3
ри> — средняя массовая скорость, кг/(м2-с)
ст — коэффициент поверхностного натяжения, Н/м
т — время, ч
— время конца процесса, ч
tw — касательное напряжение на стенке, Н/м2
Ф(л7Рв) — функция, безразмерная
x\)-TJTl — температурный фактор
= TJT\ — безразмерная температура стенки
1 1 __Z*
ИНДЕКСЫ:
а
в
вх
— адиабатная стенка
— внутренняя стенка трубы
— вход
вых— выход
1Л
д
ж
3
— гладкая стенка
— динамический
— жидкость
— загрязнение
131
зак — закрутка
кр — критическое
л — ламинарный
н — наружная стенка трубы
н — несимметричный нагрев (для кольцевого канала)
п — пар
т — тепловой
т — турбулентный
тр— труба
э — эквивалентный
в — поток
с — изотермическое течение
— эквивалентный диаметр (является определяющим
в соответствующем критерии подобия)
шах — максимум
min — минимум
5 — на линии насыщения
w — стенка
о — ось трубы
1 — внутренняя поверхность кольцевого канала
2 — наружная поверхность кольцевого канала
оо — стабилизированное течение.
4.1. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при
течении газов и жидкостей в гладких трубах
В настоящем параграфе приведены рекомендации для расчета
теплообмена и гидравлического сопротивления при однофазном
течении в трубах газов и жидкостей с переменными теплофи-
зическими свойствами на начальном и стабилизированном участках.
Более подробные сведения о данной проблеме для ламинарных
течений изложены в работах [1, 2, 5], для турбулентных — [2-5].
4.1. L Гидравлическое сопротивление при изотермическом
течении теплоносителя
Местный коэффициент сопротивления трения
£ = -Здр/дхДри'2/2Z)Bj , (4.1)
где 8 — доля продольного градиента давления dpldx, расходуемая
на трение и формирование профиля скорости; Р — средняя
132
плотность жидкости, отнесенная к среднемассовой температуре
потока Ть и давлению р в сечении х.
Если трубопровод достаточно длинный, то начиная с неко-
торого расстояния от входа, течение можно считать гидравличес-
ки стабилизированным. Для ламинарного изотермического стаби-
лизированного течения коэффициент сопротивления трения (при
Re < 2300)
с. = 64/Re,
(4.2)
где Re = wDJv —число Рейнольдса.
При изотермическом турбулентном стабилизированном тече-
нии в гладких трубах:
при 5103 < Re < 105
? = 0,3164/Re0’25; (4.3)
при Re > 105 [6]
? = 1/( 1,821gRe - 1,64)2.
(4.4)
Формулы для гидравлического сопротивления шероховатых
труб приведены в [7].
Для технических труб с неравномерной шероховатостью при
стабилизированном турбулентном течении (Re > 2090(1/д )0’0635)
коэффициент гидравлического сопротивления определяется по
формуле Колбрука - Уайта [7]
(4.5)
или по приближенной формуле Альтшуля [8]
„ /— , \0,25
= 0,1 ЦД 4- 68/Re) .
(4.6)
На начальном участке трубы профиль скорости перестраи-
вается от входного до стабилизированного. Если жидкость посту-
пает в трубу из достаточно большого объема, а входные кромки
трубы скруглены, то распределение скорости во входном участке
будет равномерным. Затем профиль скорости перестраивается до
стабилизированного на расстоянии /д, называемом гидроди-
намическим начальным участком. Обычно /д определяют как рассто-
яние, на котором осевая скорость отличается не более чем на 1 %
133
от осевой скорости стабилизированного течения. Для ламинарно-
го течения
/д/Ов = 0,065Re. (4.7)
Местный коэффициент сопротивления трения на участке гид-
родинамической стабилизации при Ху < 0,001 [1]
/ \ -°’5
£ • Re = 6,87 ——
(4.8)
Средний коэффициент сопротивления трения для участка от
входа до рассматриваемого сечения Xi = (x/DB)( 1/Re) определяется
при Xi < 0,001
fir
£ Re=13,74 —-
(4.9)
Re и £Re соответственно приХ1~>1 и Х1~>0,1 стремятся к посто-
янному значению, отвечающему стабилизированному течению, при-
чем коэффициент § с точностью до 1 % принимает постоянное
значение при х = /д, а | — на расстоянии порядка 40/д.
При х > /д потери давления в трубе составят
(4.10)
где § определяется для стабилизированного течения по формуле
(4.2); 4х=/д — средний коэффициент сопротивления трения для
участка х = /д; К— коэффициент, равный 1,12.
При турбулентном течении длина /д зависит от условий на
входе. При равномерном про^
иле скорости на входе в начале тру-
бы до расстояния [9]:
(х/Пв)кр = 2105/Re (4.11)
— развивается ламинарный гидродинамический пограничный слой,
затем после перехода в турбулентный режим течения стабилизиро-
ванное значение коэффициента § наступает на расстоянии
/д/Ов = 4,5105/Re.
(4.12)
Формулы (4.11) и (4.12) справедливы при плавном входе
для 104< Re < 5104. Наличие возмущений в потоке на входе
134
(острые кромку) приводит к уменьшению длины начального
участка. Потерн давления на начальном участке с плавным вхо-
дом при x/Z)B < (x/Z)B)Kp определяются зависимостью (4.8) для ла-
минарного движения.
При Re > 5* 104 с ламинарным режимом течения мала в срав-
нении с /д длиной гидродинамического начального участка [9]:
/д/£>в = O^Re0^5,
(4.13)
а местное значение £ приближенно равно
= O,88(x/DB/Re^)-oa5. (4. ]4)
Потери давления при турбулентном течении при х > 1Д опре-
деляются по формуле (4.10), где коэффициент К = 1,55 для входа с
острой кромкой и слабо зависит от Re; при плавном входе К = 1,66
для Re > 2104.
4.1.2. Теплообмен и сопротивление трения
при неизотермическом гидродинамически стабилизированном
течении теплоносителя
Рассмотрим вначале конвективный теплообмен для жидкос-
тей с постоянными свойствами. Коэффициент теплоотдачи
а = qJ(Tw - Ть\ (4.15)
где qw плотность теплового потока на стенке; Тн, — температу-
ра стенки, Ть — среднемассовая температура потока. В этом слу-
чае а определяется для ламинарного течения из соотношений [
Nuoo = 4,36 для qw = const; (4.16)
Nut» = 3,66 для = const. (4.17)
Для турбулентного течения при Re = 104...5• 106, Рг = 0,5...20
согласно [10]
NUq0 5=_________________(%/8)Re-Pr________
1,07+900/Re-0,63(1+10Pr)+l2,7-JVS(Рг2/3-1) ’ (4.18)
где определяется по формуле (4.3) или (4.4).
Переменность теплофизических свойств существенно влияет
на теплоотдачу и гидравлическое сопротивление. Для газов влия-
ние переменности свойств обычно учитывается введением в рас-
четные зависимости температурного фактора Т = TJTb- Результате
135
расчетов Б.С. Петухова и В.Н. Попова [11] для турбулентного тече-
ния воздуха и водорода в интервале температур = 300...2000 К,
TJTb = 1...4 при нагревании и TJTb = 0,37... 1 при охлаждении удов-
летворительно обобщаются зависимостями:
5 = 5СТ\ Nu = NucT", (4.19)
где 5с, Nuc — коэффициент сопротивления трения и число Нус-
сельта, определенные при постоянных физических свойствах со-
ответственно по формулам (4.3), (4.4) и (4.18); к — 0,52 ип — 0,5
при нагревании; к = - 0,38 и п = - 1/3 при охлаждении.
Приведенные расчетные зависимости хорошо согласуются с
экспериментальными данными при нагревании газов и хуже — при
охлаждении. Согласно экспериментальным данным [12] темпера-
турный фактор в случае охлаждения газов не влияет на теплоотда-
чу и гидравлическое сопротивление (т. е. к = 0, п = 0).
Для нагревания газовых теплоносителей при турбулентном
гидродинамическом стабилизированном течении наиболее широ-
кие диапазоны по Refe и TJTb охватывает эмпирическая зависи-
мость [13]
NUj, = 0,023 Re®’8 Pr®’4(7’„/7b)-(0’57'1’59'D‘A), (4.20)
обобщающая опытные данные для водорода, азота и гелия при
TJTb = 1Д...23; x/Z)B = 2...252; Reh = 7500... 1,3-107; Ти, = 63...3130 К.
При охлаждении газов данные по местной теплоотдаче в диа-
пазоне Refe = 2-103...6-105; TJTb = 0,14...0,84; х/£)в = 0,85...91 обоб-
щены формулой для случая гидродинамической стабилизации по-
тока [12]
Nuh = 0,021 Re*8 eL ,
(4.21)
где поправка на начальный участок для x/De = 0,85...50
-0,167
ег
= 3,115 Re
(4.22)
При x/D* > 50, = 1.
Зависимости (4.20) и (4.21) получены в опытах с одно- и двух-
атомными газами, для которых зависимости вязкости и теплопро-
водности от температурного фактора близки. Полученные данные
для трех- и четырехатомных газов показывают, что характер зави-
симости теплоотдачи от температурного фактора для разных газов
136
неодинаков. Для многоатомных газов эта зависимость гораздо сла-
бее, чем для одно- и двухатомных.
Б.С. Петухов и В.А. Курганов [2, 10] получили обобщающие
расчетные формулы, справедливые для газов с различным характе-
ром зависимости теплофизических свойств от температуры:
1де ро, Хо, Цо, ср — значения р, Л, ц, ср при некоторой фикси-
рованной температуре Т$\ нр; прч пе — постоянные, зависящие
oi природы газа и интервала температур. В большинстве случаев
Нр = “ К
Если задана температура стенки Tw = const (граничное усло-
вие 1 рода), обобщающая зависимость для местной теплоотдачи
Nu/> = Re/,; Pi/,; VPU>; лс), (4.24)
в случае qw - const (граничное условие II рода) безразмерная темпе-
ратура стенки и Nu определяются зависимостью (4.25)
Ти, = <р(х/£)в; Re/,; Pi/,; Qvv; ис).
(4.25)
Здесь = TJT\ — безразмерная температура стенки; Qw = qwD
— безразмерная плотность теплового потока; Т\ — темпера-
тура газа на входе.
На основании анализа опытных данных при нагревании шес-
ти газов (Ат; Н2; N2; воздух; СО2; NH3) в работе [10] для граничных
условий I рода получена расчетная формула:
Nufc=Nu
О,53+Ф(л/О,)1ё^“-
(4.26)
где Ф(х/Ов) = 0,11; 0,24; 0,38; 0,55; 0,73; 0,89; 1,02; 1,13; 1,21
1,27; 1,50 для х/1)в = 10; 20; 30; 40; 50; 60; 70; 80; 90; 100 и со
соответственно; Nuc — число Нуссельта, определяемое по форму-
лам при постоянных теплофизических свойствах. Формула (4.26)
справедлива при Re/,> 7-Ю3; ^Дрю < 0,006...0,007; Ч\. < 4.
Обобщающая зависимость для граничных условий II рода имеет
вид [14]
Nil/, = Nucexp{-#/,[aq>(x/DB) + HpO](x/DB)7C/,]}, (4.27)
137
где я = 0,53-^их-|мс;<р(л/^в)=---1-ехр[-хД10Пв)];
Kh — параметр интенсивности подвода тепла, Kb = 2w-/NuCB.
Формула (4.27), записанная в виде
= 1 + К»ехр(№р + ИцФ1О, (4.28)
позволяет рассчитать температуру стенки по заданным qWf DB, pw,
Ть. Для одноатомных газов а = 0,30; = 0,67; для двухатомных —
а = 0,26 и = 0,70; для СО2 — 0,09 и 0,77; для водяного пара
(373...1200 К) — 0,013 и 1,18; для NH3 — 0,04 и 0,92; для СЬЦ
(300... 1200 К) — 0,097 и 0,71 соответственно. Формулы (4.27) и
(4.28) справедливы при <7и>/(рн’ < 0,085.
Расчет Nuc производят по формуле [10]
Nuc = EzNUoo , (4.29)
где Nu^ определяют по формуле (4.18). Поправка на термический
начальный участок при гидродинамической стабилизации потока
для (хНХ) > 0,1; Рг = 0,65...1; Re = 4-103...5-105 согласно работе [10]
£
-0,17x/DB
tz •
(4.30)
На рис. 4.1 приведена зависимость Nu//Nuc от параметра Qn
по уравнению (4.27) для различных газов. Там же показаны кривые
(штриховые линии), соответствующие постоянным значениям 4\v,
рассчитанные по уравнению (4.28). Кривые для многоатомных га-
зов при Qw > 0 или Ч\, > 1 расположены выше, чем для одно7 и
двухатомных. Это объясняется тем, что коэффициенты теплопро-
водности многоатомных газов гораздо сильнее увеличиваются с
ростом температуры, чем одно- и двухатомные. При охлаждении
газа (Qw <0и?й< 1) для одно- и двухатомных газов переменность
свойств слабо влияет на теплообмен, что согласуется с экспери-
ментальными данными (например, [12]), а для многоатомных ниже,
чем для изотермического течения.
При ламинарном стабилизированном течении газов в канале
и при отсутствии естественной конвекции влияние переменности
138
и/
Рис. 4.1. Зависимость теплоотдачи при течении различных газов
с переносным свойством от параметра Qw (расчет по уравне-
нию (4.27) при л/Рв=60) [2].
физических свойств качественно такое же, как и при турбулент-
ном режиме. Согласно данным, приведенным в работе [15], тепло-
отдача и сопротивление трения в этом случае воздуха и водорода
обобщены следующими зависимостями:
Nu
Nuc
- 1
(4.31)
ь
где В, С, и, к — константы: при нагревании водорода В = 0,0065,
п = 5; С = 0,23; к = 3/2; при нагревании воздуха В - 0,29; п = 3;
С = 0,23; к = 3/2; при охлаждении водорода и воздуха В = 0,065;
л = 1; С=0,36;£ = 1.
Nuc и сс определяются по формулам (4.16) и (4.2) соответ-
ственно. Число Nu и £, входящие в уравнения (4.19) и (4.31),
определяют по средней температуре теплоносителя Ть. Более
точные расчетные зависимости, определяющие теплообмен и со-
противление трения при ламинарном течении газа с переменными
свойствами при параболическом и однородном профиле скорости
на входе, приведены в работе [15] для постоянной температуры
стенки и в работе [16] для постоянной плотности теплового
потока на стенке.
139
У капельных неметаллических жидкостей, для которых
Рг, < 100, влияние переменности физических свойств при турбу-
лентном гидродинамическом стабилизированном течении учиты-
вается безразмерным параметром (Рг^/Рги), т. е.
Nufc
(4.32)
где Prw; Рг,— числа Прандтля, определенные при температуре стенки
Tw и среднемассовой температуре теплоносителя Тъ\ п = 0,25 при
охлаждении (7\, < Ть) и п = 0,11 при нагревании (Ти > Tb)\ Nu^
определяется по формуле (4.29) [2].
Уравнение (4.32) справедливо в пределах изменения от
0,08 до 40, Re, = 104^-1,25-105, Рг, = 2-И40. Коэффициент сопро-
тивления трения в этом случае обобщается зависимостью
(4.33)
где Ци., ц, — коэффициенты динамической вязкости, определенные
при температуре стенки Tw и средней температуре теплоносителя
Тъ\ к - 0,23 Рг, °’25 — при охлаждении жидкости и к = 0,14 — при
нагревании жидкости; сс определяется по формуле (4.3) или (4.4).
Уравнение (4.33) справедливо для Re, = К^тЗ-Ю5, Рг, = 1,3-2-10;
Pw/Ць = 0,3-ь2.
Распространенное в инженерной практике уравнение М.А. Ми-
хеева [ 18] для турбулентного течения в трубе
Nu, = 0,021 Re^8 Pr”’43(Pr,/PrH,)°’25
(4.34)
можно рекомендовать только для расчета охлаждения капельных
жидкостей.
При Рг, = 0,54-5 наряду с формулой (4.18) удовлетворительные
результаты дает формула Нуссельта—Крауссольда [17]:
Nu«, = 0,023 Re^’8 Pr°’4.
(4.35)
Для случая ламинарного стабилизированного течения капель-
ных жидкостей при отсутствии естественной конвекции результа-
ты расчетов и опытов по теплоотдаче и гидравлическому сопро-
тивлению обобщаются зависимостями:
Nu, = Nuc(pH/p,)0’25 (pw/p,)«; ^с{ 1 + 1]}, (4.36)
140
где Nuc и сс — число Нуссельта и коэффициент сопротивления
трения при изотермических условиях, определяемые по формулам
(4.16) и (4.2); Ри-, рь — плотности жидкости, определенные по тем-
пературе стенки Tw и средней температуре жидкости Тъ.
Согласно [1] постоянные А и, к для воды и масла типа МС-20
будут: п = - 0,13 для нагревания воды и масла (МС-20) и п = - 0,Н
для охлаждения воды и масла (МС-20); к = 0,38; А - 1,38 для нагре-
вания и охлаждения масла и нагревания воды; к = 0,016, А = 38,8
для охлаждения воды.
Теплообмен в области перехода от ламинарного режима тече-
ния к турбулентному [14]. Возможность перехода от ламинарного
режима течения к турбулентному и структура потока в трубе зави-
сят от целого ряда факторов: числа Рейнольдса, степени возмуще-
ния потока на входе, условий входа (плавный вход, острая кром-
ка), длины трубы, направления и величины теплового потока, меха-
нических вибраций. Экспериментально установлено, что при
Re < 1900 любые возмущения на входе в гладкую трубу, какими бы
интенсивными они не были, затухают, т. е. ReKpl = 1900 является
минимальным числом Рейнольдса, при котором возможен рассмат-
риваемый переход. При Re > ReKpi на входных участках трубы со-
храняется ламинарный пограничный слой, независимо от условий
на входе, причем с ростом Re начало перехода смещается ко вхо-
ду. Ламинарный пограничный слой сохраняется на входе до опре-
деленного числа ReKp2. Если Re > ReKp2, то на входе в трубу сразу
образуется турбулентный пограничный слой. Для входа с острой
кромкой ReKp2 = 2-104, для плавного входа — ReKp2 = (1^-2)-105. Дня
ReKpl < Re < ReKp2 характерна перемежаемость течения, представ-
ляющая собой чередование участков с ламинарной и турбулентной
структурой. Причиной перемежаемости является потеря устойчи-
вости ламинарного течения, т. е. возникновение и развитие турбу-
лентных пробок внутри ламинарного потока. Между этими проб-
ками режим течения сохраняется ламинарным. Смена ламинарно-
го и турбулентного состояний происходит через неравномерные
промежутки времени.
Для характеристики течения в области перехода использует-
ся коэффициент перемежаемости со, показывающий, какую часть
времени в данном сечении трубы существует турбулентное тече-
ние. При со = 0 структура потока, как правило, ламинарная, при
со = 1 — полностью турбулентная. В области перемежаемости
0 < со < 1.
141
На рис. 4.2 приведена зависимость со от расстояния от входа
x/DB для различных чисел Re. Очевидно, что перемежаемость тече-
ния должна обуславливать колебания во времени местного коэф-
фициента теплоотдачи. При подводе тепла при Tw = const это при-
водит к колебаниям местного теплового потока, а при qw = const —
к колебаниям температуры стенки. Эти колебания являются след-
ствием чередования условий теплосъема, соответствующих прохож-
дению участков с ламинарной и турбулентной С1руктурами. Мак-
симум температуры стенки соответствует ламинарному течению,
минимум — турбулентному. Колебания возникают при Re = 2000.
По мере роста Re увеличиваются амплитуда и частота колебаний
температуры стенки, причем изменение температуры стенки во
времени принимает симметричный характер относительно макси-
мумов (минимумов) температуры. При Re > 2400 амплитуда коле-
баний температуры стенки заметно уменьшается.
Рис. 4.2. Зависимость коэффициента перемежаемости в трубе от расстоя-
ния от входа x/DB для различных Re.
На рис. 4.3 представлены зависимости отношений максималь-
ных и минимальных температурных напоров АТтах / ATi™ от числа
Рейнольдса для различных х/£>в. По мере приближения к началу
обогрева амплитуды колебаний уменьшаются, причем максимум
амплитуд смещается в сторону больших Re.
В случае бесконечно тонкой стенки амплитуды колебаний ее
температуры будут максимальными. Они определяются из соотно-
шения коэффициентов теплоотдачи
ATmax/ATmin = АТл/АТт = = Nu/Nu^ (4.37)
142
где индекс «т» соответствует
турбулентному режиму тече-
ния, а индекс «л» — ламинар-
ному.
При Re = 2400 отноше-
ние (4.37) равно примерно 3
для x/DK = 73. При конечной
толщине стенки АТтах/ДТ^ц
уменьшается по сравнению с
(4.37). Таким образом, в пе-
реходной области чисел Рей-
нольдса наблюдается неус-
тойчивость локальных коэф-
фициентов теплоотдачи по
времени. Амплитуда и часто-
та колебаний коэффициента
теплоотдачи зависят от чис-
Рис. 4.3. Зависимость отношения
максимального и минимального
перепадов в трубе в области пере-
межаемости от числа Re для
различных x/DB.
ла Рейнольдса и расстояния от входа в трубу. Амплитуды колеба-
ний локальных коэффициентов теплоотдачи следует оценивать по
Nuth Мил, полученным по соответствующим зависимостям при за-
данном Re. На рис. 4.4 заштрихована зона возможных изменении
локальных чисел Nu для переходной области. Более определенных
оценок чисел Nu для переходной области получить невозможно
Частота колебаний лежит в пределах 0-5 Гц.
Рис. 4.4. Зона возможных
изменений локальных чисел
Nu для переходной области.
143
4.1.3. Расчет коэффициента теплоотдачи на начальном участке
канала
Начальный участок канала характеризуется тем, что в нем
динамический и тепловой пограничные слои потока жидкости еще
не сомкнулись, т. е. происходит формирование профилей скорос-
ти и температур. В этих условиях коэффициенты теплоотдачи и
гидравлического сопротивления являются функцией расстояния оз
входного сечения капала.
Рассмотрим вначале случай тепловой стабилизации потока,
т. е. будем считать, что динамические пограничные слои сомкнулись,
и имеет место динамическая стабилизация потока. Практически
это соответствует случаю, когда начало обогрева (или охлаждения)
капала совпадает с моментом наступления гидродинамической
стабилизации. В этом случае, если свойства жидкости постоянны,
профиль скорости по длине канала не изменяется, а профиль
температуры формируется на длине /т.
При ламинарном течении /т зависит от граничных условий на
стенке трубы. Если длину тепловой стабилизации /т определить из
условия Nux=/t = l,01Niioo, то при qw = const значение /т будет со-
гласно работе [1] определяться уравнением
/Ж = 0,07 Ре. (4.38)
Значения коэффициентов теплоотдачи при ламинарном ре-
жиме течения для случая, когда задана постоянная плотность теп-
лового потока qw (граничное условие II рода) или постоянная тем-
пература стенки Tw (граничное условие I рода), между собой не
совпадают как на участке стабилизации, так и за штм. При Tw = const
значения Nu меньше. Длина участка тепловой стабилизации при
Tw = const согласно работе [16] определяется уравнением
Ш>в = 0,055 Ре. (4.39)
Из последнего уравнения следует, что тепловая стабилизация
при Tw = const наступает раньше, чем при qw = const.
В случае малых значений приведенной длины (1/Рс)(л7/)в) удобно
использовать следующие приближенные интерполяционные зави-
симости [16], которые дают удовлетворительную точность для
практических расчетов:
для qw = const
144
при — —-
F Ре DB
4,36 при Т ~ > 0,037;
< 0,037,
(4.40)
ДЛЯ Tw = const
(4.41)
Приведенные выше выражения дня расчета коэффициентов
теплоотдачи, строго говоря, справедливы для жидкостей, у кото-
рых физические свойства не зависят от температуры. Практически
это соответствует таким режимам теплообмена, при которых пере-
пад температур в потоке невелик. Если перепад температур в по-
токе жидкости значителен, то изменение физических свойств с
температурой оказывает существенное влияние на поля скорости
и температуры, и для расчета теплообмена используются получен-
ные экспериментально зависимости.
Экспериментальное измерение теплоотдачи при ламинарном
течении воды и масла в трубах при qw = const проведено М.А. Ми-
хеевым, С.С. Филимоновым, Б.А. Хрусталевыми Ма Тун-Цзе [1].
Полученные данные удовлетворительно подтверждаются аналити-
ческими расчетами и обобщаются зависимостью
(4.42)
Чтобы приближенно учесть зависимость ли а от температуры, зна-
чения этих параметров в выражениях для Nu и Ре определяются
при температуре Т = 0,5(7^ + Tw). Уравнение (4.42) охватывает
область значений Re < 2300, (1/Pe)(x/DB) < 0,4 и 0,04 < 1 и
145
справедливо для гидродинамически стабилизированного течения при
нагревании жидкостей (вязкость которых убывает с температурой).
Подробные экспериментальные исследования теплоотдачи при
вязкостном течении масла в трубах и Tw = const проведены Б.С. Пе-
туховым, Е.А. Краснощековым и Л.Д. Нольде [1]. Результаты экс-
периментов в этом случае обобщаются уравнением
Nu = l,03
(4.43)
W
Уравнение (4.43) справедливо в области значений (1 /Pe)(v/Z)B) <
<0,01 и 0,07 < Ци/рь < 1500 как при постоянной, так и при пере-
менной по длине температуре стенки.
Если вход жидкости в канал совпадает с началом обогрева
(или охлаждения), то процесс теплообмена протекает в гидродина-
мическом начальном участке, т. е. при изменении профиля скорос-
ти по длине канала.
В зависимости от числа Рг толщина теплового пограничного
слоя может быть больше (при Рг < 1) и меньше (при Рг > 1) толщи-
ны динамического пограничного слоя. При Рг = 1 эти толщины
приблизительно одинаковы.
Приведенные длины теплового и гидродинамического началь-
ных участков (1/Ре)(/Д7в) и (l/Re)(/a/DB) при ламинарном режиме
течения имеют приблизительно одинаковые численные значения (во
всяком случае, одного и того же порядка). Приравнивая эти вели-
чины, находим /т = Рг/д.
В зависимости от числа Рг возможны три характерных слу-
чая: 1) Рг » 1, /т > /д; 2) Рг « 1; /т« /д; 3) Рг = 1; /т = /д.
В первом случае профиль скорости почти по всей длине теп-
лового участка близок к стабилизированному, так как /т» /д. Сле-
довательно, если длина канала /» /т, то расчет теплоотдачи с из-
вестным приближением можно проводить по уравнениям для гид-
родинамически стабилизированного течения.
Во втором случае при /д » /т приближенно можно считать,
что по всей длине теплового начального участка профиль скорос-
ти близок к однородному.
Во всех других случаях при расчете теплообмена необходимо
учитывать изменение профиля скорости по длине.
Приближенный теоретический анализ и результаты экспери-
ментов для ламинарного гидродинамически нестабилизированного
146
течения жидкостей подробно приведены в работе [1]. Результаты
расчетов и экспериментов, проведенных на воде и масле при вяз-
костном ламинарном течении, удовлетворительно обобщаются за-
висимостью
Nu = l,31e
(4.44)
где
Физические свойства жидкости в этом уравнении для чисел
Nu, Re и Ре определяются при температуре Т - 0,5(Tw + Ть). Урав-
нение (4.44) охватывает всю область течения, включая ту его часть,
на протяжении которой происходит формирование профиля ско-
рости, и справедливо в диапазоне параметров
10-4 < ТА <0,064; 0,7<Рг< 1000 и Re < 2300.
ре DB
В случае турбулентного режима течения в условиях гидроди-
намической стабилизации потока длина участка тепловой стаби-
лизации при течении газов примерно соответствует 1Д)а = 20...30.
Результаты опытов по определению коэффициента локальной
теплоотдачи при турбулентном течении капельной жидкости (воды)
и при наличии гидродинамической стабилизации потока на входе
согласно работе [9] удовлетворительно обобщаются зависимостью
Nu = Nu_(14-0,5—
\ X J
(4.45)
где Nuoo— стабилизированное значение числа Nu вдали от входа,
определяемое по уравнению (4.36).
Длина участка тепловой стабилизации при турбулентном те-
чении капельных жидкостей примерно соответствует l/D* = 10... 16
Полученное опытным путем уравнение (4.45), строго говоря
справедливо для случая = const, однако, как показывают расчеты
и эксперименты, проведенные в других условиях (например, при
Tw = const), влияние характера из енения теплового потока по длине
канала в большинстве практических случаев при турбулентном
147
режиме течения незначительное. Если турбулентный поток на входе
в канал гидродинамически не стабилизирован, развитие динамичес-
кого пограничного слоя будет существенно зависеть от условий вхо-
да. При плавном входе вначале образуется ламинарный пограничный
слой, который затем переходит в турбулентный. Если жидкость
втекает в канал с острыми кромками, ламинарный пограничный
слой практически разрушается вследствие образования на входе
вихрей, Nu монотонно уменьшается и стремится к своему стаби-
лизированному значению.
Согласно экспериментам, проведенным на воде [9] в условиях
нагревания и qw = const, теплоотдача на начальном участке цилинд-
рического канала с острой кромкой на входе обобщается зависи-
мостью
Nufe
= l+£if^£+0,06Re“’25
(4.46)
где NUoo — стабилизированное значение вдали от входа, определяе-
мое по уравнению (4.32).
4.1.4. Теплообмен в трубах при совместном влиянии свободной и
вынужденной конвекции
Все вышеприведенные зависимости относятся к случаю чисто
вынужденного течения в трубах. Однако, если плотность жидкости
по сечению трубы неоднородна, то на основное течение, обуслов-
ленное перепадом давлений, накладывается свободно-конвектив-
ное движение, возникающее под действием архимедовых сил [2, 4].
Если архимедовы силы, силы вязкости или инерции, действующие
в потоке, соизмеримы, что возможно при турбулентном течении,
то такое течение называется вязкостно-инерционно-гравитацион-
ным (согласно терминологии, введенной Б.С. Петуховым [2]). При
ламинарном течении силы инерции малы по сравнению с архиме-
довыми силами и силами вязкости. В этом случае течение называ-
ется вязкостно-гравитационным, а величина свободной конвекции
на теплообмен определяется числом Релея Ra и углом между на-
правлением вектора скорости на входе в канал и направлением
вектора силы тяжести.
При одинаковом направлении векторов вынуждешюй скорости
течения и подъемной силы (нагревание жидкости при ее течении
снизу вверх или охлаждение жидкости при ее течении сверху вниз
148
в вертикальной трубе) под действием подъемных сил скорость
жидкости вблизи стенки возрастает, а в ядре потока — уменьша-
ется, если сравнить те же точки трубы при изотермическом тече-
нии. Вследствие этого с ростом Ra профиль скорости сначала ста-
новится более заполненным, потом по оси трубы возникает мини-
мум, а между осью и стенкой — максимум скорости. При Ra/Pe
(или Gr/Re) = 486 скорость на оси становится равной нулю. При
дальнейшем росте Ra/Pe вблизи оси возникает течение, направлен-
ное в противоположную сторону от направления пристеночного
течения.
В [17] рекомендуется теплообмен в случае влияния вынужден-
ного и термогравитационного сечений представлять зависимостя-
ми вида
(4.47)
так, чтобы Ra -> 0, функция /2-> 0, где Ra = ^£>вРДТ/(у«) ;
ДТ = Tw - Ты ; где Ты — температура на входе в канал. При
Ra/(x/DB) < 1,5-104 влияние свободной конвекции на вынужденное
ламинарное течение несущественно. При Ra/(T/DB) > 1,5-104,
(4.48)
где ос0 — коэффициент теплоотдачи при данном значении Pex/DB и
Ra = 0.
При противоположном направлении векторов вынужденной
скорости течения и подъемной силы (охлаждение жидкости при ее
течении снизу вверх или нагревании жидкости при ее течении сверху
вниз в вертикальной трубе) под действием подъемных сил скорость
жидкости вблизи стенки уменьшается, а в ядре потока возрастает,
если сравнить те же точки трубы при изотермическом течении. С
ростом Ra/Pe (или Gr/Re) появляется точка перегиба, градиент ско-
рости у стенки уменьшается и при Gr/Re = 200 становится равным
нулю. Дальнейшее увеличение Gr/Re приводит к возникновению у
стенки течения, противоположного по направлению течения в ядре.
Вязкостно-гравитационное течение с таким профилем неустойчи-
во. С ростом Ra в пристенной области возникают вихри, а затем
течение становится турбулентным.
149
Согласно [17], экспериментальные данные показывают, что в
облаете 1,5-103 < Ra < 1,2-107 и 250 < Re < 2104 течение прибли-
жается к турбулентному, и теплообмен описывается эмпирической
зависимостью
Nufc =0,037Refc0,75Prft
(4.49)
где при нагревании (Тн > Ть) п = ОД 1, а при охлаждении жидкости
(Tw < Ть)п = 0,25. В качестве определяющей Ть берется средняя по
длине температура.
В горизонтальной трубе смешанная конвекция может приво-
дить к существенному различию температур по периметру грубы.
Суммарное движение жидкости схематично можно представить как
движение, происходящее по двум винтовым линиям с противопо-
ложным направлением вращения. При нагревании жидкости мак-
симум скорости сдвигается вниз, теплоотдача неравномерна по
окружности: внизу она больше, чем вверху. Эта неравномерность
увеличивается с ростом приведенной длины (1/Pe)(.r/DB).
Согласно [17], относительное изменение среднею коэффици-
ента теплоотдачи приближенно описывается формулой
сх/осо = [1 + (Ra/Rao)]0’045,
(4.50)
где Ran =5103-— при 1 <1,7-10 3 и Ra0 = 1,8 • 104 +
0 a7Db Ре и
/ \1,7
+55 РеМ при ^>1,7-10’3.
V / DJ Ре
x/D
При , т. е. в условиях стабилизации теплоотдачи
ot/oc0 = [1 + 0,095(Ra-10-4)4]0045.
(4.51)
Для среднего по длине коэффициента гидравлического сопро-
тивления рекомендуется зависимость
= 1 + 0,16-10“3VrT,
(4.52)
где — значение, соответствующее Ra = 0; поправка на неизотер-
мичность вводится в виде (ц^р^)0’14.
150
При неоднородном распределении плотности в потоке жид-
кости не только при ламинарном, но и при турбулентном движе-
нии могут быть режимы течения с существенным влиянием архи-
медовых сил (вязкостно-инерционно-гравитационный режим тече-
ния). При одном и том же значении Gr влияния архимедовых сил
сказывается тем сильнее, чем меньше Re. На рис. 4.5 показаны (по
данным А.Ф. Полякова) границы начала влияния архимедовых сил
на теплоотдачу в вертикальной обогреваемой трубе (7) при подъ-
емном движении и в горизонтальной трубе (2). Показанные кривые
соответствуют значениям Gr*, при которых изменение числа Nu
превышает 1 % от его значения при турбулентном течении.
Рис. 4.5. Границы начала влияния архимедовых сил на теплоотдачу при тур-
булентном течении в вертикальной трубе при подъемном движении (7) и в
горизонтальной трубе (2).
а — Рг = 0,7; б - Рг = 5; в — Рг -> 0; г — Рг = 3.
4.2. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при
течении газов и жидкостей в кольцевых каналах с гладкими
стенками
4.2.1. Ламинарное течение
Коэффициент гидравлического сопротивления, определяемый
по формуле
(4.53)
находится из соотношения для гидродинамически стабилизирован-
ного потока:
(4.54)
151
где Re^ = wdjv, d3 - 2(r2 - r*i); r2, n — радиусы наружной и внут-
ренней поверхностей кольцевого канала. Значения ^Re^ = 74, 68;
80,11; 86,27; 89,87; 92,15; 94,71; 95,15; 95,92; 96 соответственно
для п/г2 = 0,001; 0,01; 0,05; 0,1; 0,2; 0,4; 0,6; 0,8; 1 fl, 3].
По данным [19] приведенная длина гидродинамического на-
чального участка /д определяется при изотермическом течении как
такое значение X = ——у-, при котором максимальная скорость
отличается не более, чем на 1 % от максимальной скорости ста-
билизированного течения. Значения X = 0,0205; 0,0174; 0,0145;
0,0117; 0,0105; 0,0100 соответственно для г}/г2 = 0,02; 0,05; 0,1;
0,25; 0,50; 1,0.
Падение давления в начальном участке кольцевой трубы со-
гласно [20] определяется по уравнению
Р\~Р
O,5pwj2
(4.55)
3
где Wj — скорость на входе в канал; £ определяется по формуле
(4.54) для стабилизированного течения; К(Х) — функция, учиты-
вающая изменение кинетической энергии потока и дополнитель-
ную затрату энергии на течение в начальном участке по сравнению
со стабилизированным течением. Зависимость К(Х) приведена на
рис. 4.6. При X = 0 К(Х) = 0, и при X -> оо К стремится к постоян-
ному значению, зависящему только от rjr2.
В кольцевом канале теплообмен может осуществляться через
одну или обе стенки. Различными могут быть граничные условия на
теплопередающей поверхности (например, Tw = const, qw = const).
Простейшим случаем является теплообмен при гидродинамичес-
кой и тепловой стабилизациях потока, постоянной температуре
одной из стенок канала и теплоизоляции другой [1]. Для этого слу-
чая получены зависимости NuiH00 и Nu2hoo от rdr2, где индекс«оо»
означает предельное значение числа Nu (при х оо), а индекс «н» —
несимметричный нагрев. При rjr2 - 1 (соответствует случаю плос-
кой щели) Nuihod = Nu2hoo = 4,86. С уменьшением rjr2 NuiH00 растет, а
при Г]/г2 -> 0 NuiHO0 -> оо, Nu2ho0 уменьшается и при г}/г2 -> 0 стре-
мится к Nu2hoo = 3,66, как для круглой трубы. Получены интерполя-
ционные уравнения [21]:
Nu1H00 = 3,96 + 0,9(г!/г2)-°’95 при г\1г2 > 0,2; (4.56)
152
ri/r2 = 0,001
Рис. 4.6.
Зависимость К от X—----------при различных значениях
Re , d
cL э
Г1/г2 (пунктиром справа показаны ^(°°) )•
Nu2Hoo= 4,03ехр(0,185п/г2) при rjr2 > 0,15. (4.57)
Соотношения (4.56) и (4.57) справедливы для стабилизиро-
ванного теплообмена. Если поток на входе в участок обогрева гид-
родинамически стабилизирован, но распределение температуры на
входе в него однородно, то теплоотдача по длине канала будет
падать.
153
Б.С. Петуховым и Л.И. Ройзеном [22] изучен стабилизирован-
ный теплообмен при заданных постоянных тепловых потоках qw\ и
qw2 на внутренней и наружной стенках (при qw\^qW2) и получены
формулы:
ыи -_______________________.
10° 1 + NulH»0awl«o(?w2/9wJ ’
(4.58)
Мц —_____________2н°о___
200 1 + Nu2HOQ0aw2oo(W^ ’
где
Nuihoo = WMi - 7^i)X]; Nu2hoo = qwidJ[(TW2 ~ Ты АГ,
0awloo ~ (2аи1 Ты^КЦуЫ^з) > ®аи2со (Taw2 ” ГМ)Шы<4)
— числа Нуссельта и адиабатные температуры стенок при несим-
метричном нагреве, когда qw\ - 0 или q^ = 0. Соотношения (4.58)
справедливы как для ламинарного, так и для турбулентного режи-
мов течения.
Значения NuiHO0 и Nu2hoo в зависимости от п/г2 приведены на
рис. 4.7, а на рис. 4.8 значения ©aH-ioo и 0ан2оо.
Рис. 4.7. Зависимости Nu1H00 и Nu2hoo при одно-
стороннем обогреве от при qw = const.
Рис. 4.8. Зависимости
®анТ« И ®aw2°o ^]/^2*
154
4.2.2. Турбулентное течение
По данным Уилсона и Медуэлла [28], Брайтона и Джонса [24],
коэффициент сопротивления кольцевых каналов в диапазоне
Re = 4000...320000 зависит только от Re и для Г\1г2 > 0,0625 не
зависит от отношения радиусов канала.
При определении по эквивалентному диаметру £ для кольце-
вых каналов на 1... 10 % выше, чем для гладкой трубы, и удовлетво-
рительно описываются зависимостью
£, = 0,348Re“0’25. (4.59)
Донне и Меервальд [25] обнаружили слабую зависимость £ оз
Г1/г2 для кольцевых каналов. Дня канала с гi/r2 = 0,472 коэффици-
ент сопротивления на 5 % выше, чем для канала с Г\1г2 - 0,78. В
этом диапазоне Г1/г2 и при Re = 2-104...2-105 Донне и Меервальдом
рекомендуется обобщающая зависимость
§ = 0,246 (1 - ri/r2)°’1Re-°’22. (4.60)
В.И. Субботин и П.А. Ушаков [26] предлагают зависимость
(4.61)
дающую максимум при г\1г2 = 0,15. Для практических расче-
тов в диапазоне 0,01 < г\1г2 < 0,8 можно ограничиться упрощенной
зависимостью (4.59).
Формула (4.59), так же как и зависимости (4.60) и (4.61), опи-
сывает данные для изометрического течения. Донне и Меервальд
исследовали § при нагревании воздуха в кольцевых каналах. В диа-
пазоне изменения температурного фактора Т^/Ть- 1 ...2,7 опытные
данные удовлетворительно обобщаются формулой (4.59), если в
качестве определяющей в Re принять температуру обогреваемой
стенки Tw, т. е. ReH, = 2(г2 - ri)vv/vw.
Рассмотрим теплообмен в области тепловой и гидравличес-
кой стабилизации. Б.С. Петухов и Л.И. Роузен [22] путем обработ-
ки наиболее надежных опытных данных [28 - 30] получили уравне-
ния для коэффициентов теплоотдачи и адиабатических темпера-
тур стенок при течении газа в трубах кольцевого сечения и обо-
грева одной из стенок канала. Обработка для каждого кольцево-
го канала опытных данных в виде зависимостей чисел Нуссельта
155
от числа Re показала, что NuiH00 для г\1г2 > 0,2 и Nu2hoo для всех
каналов пропорциональны Re0’8. Для труб с rjr2 = 0,0718 и 0,143
NU1H00 пропорционален соответственно Re°>76 и Re0’78. На рис. 4.9
показаны зависимости Nu1HOO/Nuipoo и Ni^hoo/Nutpoo от rjr2, где
Nuipoo = 0,0186Re0’8 (4.62)
— стабилизированная теплоотдача в трубе при Рг = 0,7 с использо-
ванием эквивалентного диаметра; Nu1HO0 и Nu2hoo — предельные зна-
чения чисел Нуссельта при обогреве внутренней или наружной стен-
ки, определяемые по формулам (4.58).
Рис. 4.9. Стабилизированные числа NuH00 в кольцевых каналах в зависимости
от гх1г2.
Опытные значения по данным [25, 28 - 30]: темные точки —Nu1H0O; светлые точки — Nu2hoo; Л - — по
уравнениям (4.64) и (4.63) соответственно; 3 — Nu2hoo по данным [30]; 4, 5 — Nu2h<» при Re > 3 • 104 и
Re = 104 по данным [30] (теоретический расчет).
Обобщающие зависимости имеют вид (рис. 4.9)
NumJNihpoo = 0,86(г2/г1)°>16С; (4.63)
Nu2h =1-0, ^(п/гг)0’6, (4-64)
/ / _\ 0,6
где ^ = 1+7,5 -L--— при Г1/г2 < 0,2; Q = 1 при Г\1г2 > 0,2; £ —
V Re у
поправка, учитывающая, что показатель степени у числа Re может
быть меньше 0,8.
Ранее уравнение (4.63) рекомендовалось в пределах
0,7 < ri/r2 < 1, а (4.64) — в пределах 0 < ri/r2 < 1. Сопоставление
формулы (4.63) с полученными позднее данными для кольцевых ка-
налов с Т\1т2 = 0,0322; 0,0625 и 0,1 (см. рис. 4.9) показало, что
156
пределы ее применения можно расширить до rjr2 0,0322. На
рис. 4.9 приведены также результаты теоретического расчета теп-
лоотдачи по данным Кейса и Люинга. Они хорошо согласуются с
опытными данными, за исключением области при Re < 3-104, в ко-
торой расположены выше опытных данных. Формулы (4.63) и (4.64),
используемые совместно с (4.62), были получены обобщением опыт-
ных данных при нагревании воздуха и при значениях температур-
ного фактора TJTb, близких к 1. Донне и Меервальд, основываясь
на собственных экспериментах при обогреве внутренней стенки,
рекомендуют в диапазоне TJTb- 1...2,7 и Re& = 2 104...1,8 105 при
расчете теплообмена вводить поправку (TJTbY{}29.
Уравнения (4.63) и (4.64) справедливы в диапазоне 104 < Re <
< ЗЮ5; lld3 = 40... 122 и при Рг а 0,7.
Для расчета теплообмена жидкостей Б.С. Петухов и Л .И. Рой-
зен [32] рекомендуют зависимости:
Nu^Nu^ [1 - <p(Pr)](r2/r1)w(Pr)Q (4.65)
Nu^oo/Nu^ = 1 - <p(Pr)(r1/r2)0’6, (4.66)
/_ Ч 0,45
где ф(Рг) = ——— ; л(Рг) = 0,16Рг-0’15; Q определяется по зависи-
мости (4.63).
Уравнение (4.65) справедливо для 0,03 < rjr2< 1, уравнение
(4.66) — для 0 <rjr2< 1. Оба уравнения справедливы для
104 < Re < 106 и 0,7 < Рг < 100. Предельные значения числа Нуссель-
та для круглой трубы определяются по уравнению (4.18).
Можно использовать для расчета средней теплоотдачи на внут-
ренней стенке при одностороннем нагреве капельных жидкостей
формулу, полученную В.П. Исаченко и Н.М. Галиным [33]
Nu1Hfc =0,017 Re°’8 Pr^Pr^/PrJ (r2/rj (4.67)
для Re^ = КН.-.З-Ю5; rjr2 = 0,0715...0,83; l/d3 = 48...460, где в каче-
стве определяющей температуры Ть используется среднемассовая
температура жидкости.
Предельные адиабатические температуры стенок ®auioo и
©aw2oo, определяемые по соотношениям (4.58), изменяются обрат-
но пропорционально Re°>88 при всех значениях rjr2. На рис. 4.10
показаны зависимости ©awioo-Re0’88 и ©avV2oo-Re0’88 от rjr2. Опытные
данные для всех значений r\tr2 хорошо описываются уравнениями
157
Рис. 4.10. Предельные значения безразмерной адиабатной температуры
стенки ©ан,1с0 и в кольцевых каналах в зависимости от rj/r2.
J и П — опытные значения по данным [29]: 1, 2 — по уравнениям (4.68) и (4.69); 3, 4 — результаты
теоретического расчета по данным [30].
©awlo0 = 32,0[0, 16(п/г2)2 - l]Re-^8; (4.68)
(4,69)
Уравнения (4.68) и (4.69) справедливы для 0,07 < < 1;
104 < Re < 3-105 и Рта 0,7. Для расчета адиабатической температуры
стенки при течении жидкости в диапазоне Рг - 0,5... 100 была
получена формула
©аи.1о0 = 22[0,27(п/г2) - lJRe~°’87Pr0’18, (4.70)
аппроксимирующая результаты теоретического расчета Кейса и
Люинга [30].
Уравнения (4.68), (4.69) позволяют рассчитывать теплоотдачу
и адиабатические температуры стенок при одностороннем обо-
греве тепловой и гидродинамической стабилизации потока. В слу-
чае теплообмена через обе стенки канала при произвольном соот-
ношении тепловых потоков на них коэффициенты теплоотдачи на
внутренней и наружной стенках рассчитываются по формулам (4.58)
с использованием уравнений (4.63) — (4.69) для получения NuiH0C,
NU2hco, ®awloo9 ®аи’2оо«
158
Местная теплоотдача при турбулентном течении газа в кана-
тах кольцевого сечения экспериментально исследована для случая
гидродинамической стабилизации потока [34]. С увеличением от-
носительного расстояния от начала обогреваемого участка x/d3
местные значения Nuihh Nu2hh адиабатических температур стенок
0awl и 0аи/2 приближаются к постоянным по длине (предельным)
значениям Nu1H00, Nu2ho0, ©awioo, 0аи-2а - Качественно характер изме-
нения местной теплоотдачи по длине в кольцевых каналах такой
же, как и в круглой трубе, Однако численные значения NuH/NuHOo
для кольцевых каналов при тех же x/d3 выше, чем для трубы, кроме
значения Nuih/Nuiho0 для канала ri/r2 = 0,0718. Зависимость Nubl/NuHl/. от
Re для кольцевых каналов является слабой, как и в трубе.
Результаты экспериментов по теплообмену при односторон-
нем обогреве как внутренней, так и наружной стенки были ап-
проксимированы уравнениями [34]
/ / / \0’4/ / \0’2
Nu1H/ Nu1H00 = 0,86 + ОД </э /х) (Г] /гг) ;
/ / , \°>4Г / , \0,37
Nu2h/ Nu2hoo = 0,86 + 0,54(d3 /х) 1 + 0,48^ /г2)
>(4.71)
Уравнения (4.71) справедливы для NuiH при 0,02 < ri/r2 < 1 и
для Nu2h при 0 < ri/r2 < 1 в пределах 1 <x/d3 < lj/d3. Длина термичес-
кого начального участка
Мб/Э= 15(1 + 1,2^). (4.72)
Для каналов с г}/г2 = 0,8... 1,0 длина термического начального
участка приблизительно в 2 раза больше, чем для круглой трубы.
Данные по теплообмену в начальном участке круглой трубы
были обобщены уравнением [34]
Nu^/Nu^oo = 0,86 + 0,54(Z)B/x)°>4, (4.73)
справедливым при 1 < x/DB < IJD^. Если под длиной термического
начального участка понимать расстояние, на котором Nu достига-
ет значения, равного l,03Nuoo, то для круглой трубы /т приблизи-
тельно равна 15£)ви слабо зависит от Re (при Re = 1,5-104 /т= 14Z)B,
при Re = 3-105/т= 16Z)B).
Предельные числа Нуссельта Nu1H00 и Nu2ho0 рассчитываются
по уравнениям (4.63), (4.64), а предельные числа для круглых труб
Nu-rpoo — по (4.18).
159
Адиабатические температуры стенок ГаН] и Taw2 вблизи входа
в трубу остаются неизменными и равными температуре газа на входе.
Затем по длине канала температуры Tawl и Taw2 увеличиваются и
начиная с некоторого расстояния изменяются линейно по длине
(при постоянной по длине плотности теплового потока). Выраже-
ния для безразмерных адиабатических температур стенок на тер-
мическом начальном участке получаются из уравнения теплового
баланса для элемента потока:
(4.74)
(4.75)
где Ре = wdja.
Безразмерные адиабатические температуры стенок на участ-
ках с линейным изменением Taw\ и Taw2, т. е. предельные значения
0au-iоо и 0aw2oo определяются по уравнениям (4.68) и (4.69).
Длина термического начального участка для безразмерных
адиабатических температур, которая может не совпадать с длиной
термического начального участка для чисел Nu, была найдена из
условия
0aw=0awoo/l,O3. (4.76)
Подставляя выражения (4.74) и (4.68) или (4.75) в уравнение
(4.76), можно получить для газов (Рг = 0,7)
IM = 5,4Re°’12(l + Г1/г22)[ 1 - 0,16(ri/r2)2]. (4.77)
Длина термического начального участка для адиабатических
температур растет при увеличении Re и rjr2.
4.2.3. Теплоотдача при двухстороннем обогреве
Если в кольцевом канале заданы плотности теплового потока на
обеих стенках qw] и gu2, теплоотдача рассчитывается по формулам,
аналогичным (4.58), где Nut = ; Nu? = ~r..
\Т^-ТьУ (т^-тЛ
Nuih и Nu2h определяются по выражению (4.71) для термического
начального участка и по формулам (4.63) -— (4.66) для области с
160
наступившей тепловой стабилизацией; 0awi и 0avv2 рассчитывают-
ся по формулам (4.74) и (4.75) для термического начального участ-
ка, по (4.68) и (4.69) — для области со стабилизацией адиабатичес-
кой температуры стенки.
Из соотношения, аналогичного (4.58), но записанного для не-
стабилизированного теплообмена, следует, что
NU1 _ NU1JL )9awlooNuiHoo
Nul« NtW 4^2/?J)0aH.lNulH
(4.78)
При qw2 = 0 - Nui/Nuioo= Nu1H/NuiHO0 и длина термического на-
чального участка определяется по формулам (4.74), а при qwl = О
соотношение (4.78) принимает вид Nu]/Nula = 0awioo/0awi и длина
термического начального участка определяется по выражению
(4.77), как для адиабатической температуры стенки. Если qw} и qn2
не равны нулю, длина термического начального участка, определяе-
мая, как и для одностороннего нагрева, из условия Nui/Nula. > 1,03,
будет меньше значений, рассчитываемых по формуле (4.72) или
(4.77) для крайних случаев. При некоторых значениях rjr2 и A
число Nu в начальном участке может быть меньше предельного
значения.
4.3. Эффективные методы интенсификации теплообмена
в трубах и кольцевых каналах
К теплообменникам предъявляются требования по компакт-
ности, габаритам и массе. При заданных значениях тепловой мощ-
ности, расходов теплоносителей и гидравлических сопротивлений
можно уменьшить габариты и массу аппаратов за счет увеличения
коэффициентов теплопередачи или за счет более плотной компо-
новки (уменьшение диаметров труб, расстояния между трубами).
Уменьшение диаметра труб и расстояния между ними ограничива-
ется технологическими требованиями, поэтому практически воз-
можности этого пути исчерпаны. Остается один путь уменьшения
габаритных размеров и массы аппаратов — интенсификация теп-
лообмена.
Известны различные методы интенсификации теплообмена [35].
Среди них видное место занимают различные способы закрутки
потока в трубах с помощью различного рода винтовых вставок
(закрученные ленты, шнеки) на всей длине трубы или на ее части,
6 Бессонный А.Н. и др.
161
тангенциального подвода теплоносителя в трубу, лопаточных за-
вихрителей, расположенных на входе или периодически. С целью
интенсификации используются криволинейные каналы (змеевико-
вые, спиральные). В качестве метода интенсификации теплообме-
на в ряде случаев может быть использовано наложение на вынуж-
денное течение колебаний давления или расхода. При наличии в
канале акустического резонанса теплоотдача существенно увели-
чивается в зоне пучности скорости стоячей волны. При этом заметно
возрастает и средняя теплоотдача [36].
Однако наиболее реальным и доступным путем интенсифика-
ции теплообмена является искусственная турбулизация потока [37].
Именно этот наиболее эффективный путь интенсификации тепло-
обмена рассмотрен в данном разделе. Также рассмотрен метод
интенсификации с помощью закрутки потока [38, 39].
4.3.1. Искусственная турбулизация потока в трубах
Искусственная турбулизация потока рассматривается как наи-
более просто осуществляемый и высокоэффективный метод ин-
тенсификации теплообмена, так как она позволяет при умеренном
росте гидравлического сопротивления получить значительное уве-
личение коэффициента теплоотдачи. Описанный метод интенси-
фикации выбран в результате детального изучения структуры тур-
булентного течения в каналах.
На рис. 4.11 показано распределение вдоль радиуса трубы
безразмерных температур О, скорости w/w0, плотности теплового
потока q/qw, массовой скорости pw/powo и коэффициента турбу-
лентного переноса импульса sT/v.
Так как
Нх+рс/Х -
а коэффициент теплоотдачи
а = qJ(Tw - Ть),
где среднемассовая температура потока
(4.79)
(4.80)
(4.81)
г0
Tb = j pcpTwrdr /
о
то нетрудно заключить, что наибольшее влияние на а окажет уве-
личение в непосредственной близости от стенки. В пристенном
162
i о,д 0,6 о,* r/r0
Рис. 4.11. Распределение вдоль радиуса трубы безразмерных температур 0,
скорости и’/и’о, плотности теплового потока q!q„, массовой скорости ри’/(рои’о)
и коэффициента турбулентного переноса импульса srv при течении в трубе
воздуха с Rew =l,3104; Рг = 0,71 [40].
1 — нагревание воздуха при Гч. = 1 000 К, Та = 154 К; 2 — охлаждение воздуха при Tw = 300 К, Тв = 902 К;
3 — изотермическое течение.
слое толщиной (0,05...0,1) г0 среднее значение коэффициента тур-
булентной температуропроводности не превышает 10 % от мак-
симального при данном Re, а тепловой поток близок к максималь-
ному. Поэтому в пристенном слое толщиной (0,5...0,1)г0 или
у+ = — — = 60...160 срабатывается 60...70 % располагаемого
v у р
температурного напора. Чем больше число Прандтля, тем на более
узкий слой целесообразно воздействовать.
Следовательно, наибольшего эффекта в интенсификации теп-
лоотдачи можно добиться, увеличивая &q именно в пристенных сло-
ях, соизмеримых с упомянутыми. В то же время ясно, что дополни-
тельная турбулизация ядра потока (где &q велико, a q « qw) мало
увеличит теплоотдачу, хотя и приведет к большому росту гидрав-
лических потерь. Эффективным методом интенсификации тепло-
отдачи является создание в пристенной области отрывных зон.
Наилучшие результаты получаются при дискретной турбулизации
163
6*
потока на стенках каналов, причем источники турбулентных вих-
рей — плавно очерченные выступы или канавки с высотой поряд-
ка у+ = 50... 150. Они не должны быть расположены слишком час-
то (t/h = 5... 10, где t — шаг; h — высота турбулизатора), гак как
при этом турбулентные пульсации, возникающие за турбулизато-
ром, не успеют заметно затухнуть на пути к следующему турбули-
затору и будут диффундировать в ядро, увеличивая интенсивность
пульсаций. Подобное явление имеет место в шероховатых трубах
и ведет к значительному росту гидравлических потерь при незна-
чительном увеличении теплоотдачи.
Если же увеличить расстояние между турбулизаторами, до-
полнительно возникшие в зоне вихрей или при их периодическом
разрушении турбулентные пульсации переносятся основным пото-
ком близко к стенке, увеличивая практически только около
стенки. Поэтому интенсификация теплоотдачи будет достигнута
ценой минимальных гидравлических потерь. При слишком боль-
шом (t/h > 50... 100) расстоянии между турбулизаторами дополни-
тельная турбулентность успевает достаточно заметно затухнуть на
некотором расстоянии от турбулизатора, а остальной участок ка-
нала до следующего турбулизатора будет мало отличаться по струк-
туре потока от гладкого канала.
Максимальные значения увеличения теплоотдачи Nu/NurjI и
гидравлического сопротивления ^гл достигаются при t/h 10, при-
чем максимум Nu/NurjI слабо зависит от формы турбулизатора, а
максимум g/^гл сильно от нее зависит. Он минимален при плавной
форме турбулизаторов.
Проведенный анализ позволил научно обосновать рациональ-
ный выбор метода интенсификации теплообмена в каналах любо-
го поперечного сечения, разработать способы его реализации. Для
трубчатых теплообменных аппаратов в результате исследований
[37] предложен следующий метод интенсификации теплообмена.
На наружную поверхность теплообменной трубы накаткой нано-
сятся периодически расположенные кольцевые канавки (рис. 4.12).
При этом на внутренней поверхности груб образуются кольцевые
диафрагмы с плавной конфигурацией. Образующиеся диафрагмы и
кольцевые канавки турбулизируют поток в пристенном слое и обес-
печивают интенсификацию теплообмена как снаружи, так и внутри
труб. При этом не увеличивается наружный диаметр, что позволяет
использовать эти трубы в тесных пучках труб и не менять сущест-
вующую технологию сборки трубчатых теплообменных аппаратов.
164
Рис. 4.12. Продольный разрез трубки с поперечными канавками на наруж-
ной стороне и плавно очерченными выступами внутри.
Данные поверхности теплообмена применимы для трубчатых теп-
лообменных аппаратов, работающих на газах и жидкостях, а так-
же при кипении и конденсации теплоносителей. Естественно, что
приведенные в настоящем разделе результаты по интенсификации
теплообмена внутри труб справедливы и при другой технологии
изготовления кольцевых диафрагм при обеспечении той же их гео-
метрии.
Увеличение коэффициентов теплоотдачи и гидравлического
сопротивления в трубах с кольцевыми диафрагмами по сравнению
с гладкой трубой удобно учитывать отношениями Nu/NurjI и
при одинаковых числах Re, где индекс «гл» относится к гладкой
трубе. При определении коэффициентов теплоотдачи в трубах с
кольцевыми диафрагмами и в каналах с кольцевыми канавками
увеличение поверхности теплообмена не учитывалось, т. е. плот-
ность теплового потока определялась по поверхности гладкой тру-
бы. При определении Re и коэффициента гидравлического сопро-
тивления скорость потока определялась по проходному сечению
гладких каналов.
Были найдены оптимальные параметры турбулизаторов. Отрыв-
ные зоны, как источники вихревых структур, формируют неустойчи-
вость вязкостных течений, расширяя тем самым переходную область
(Re = 2000...5000), в которой достигаются наиболее эффективные
соотношения между ростом коэффициентов теплоотдачи и гидравли-
ческого сопротивления (Nu/Nura = 2,88 при = 2,85). На основе
выявленного механизма взаимодействия искусственных турбулизато-
ров с потоком в области перехода и слаборазвитой турбулентности
установлено, что рациональная интенсификация достигается в этих
условиях при достаточно больших высотах диафрагм (dJD* = 0,92)
при оптимальном шаге f/Z)B = 1 (см. рис. 4.12).
165
В области развитого турбулентного течения наиболее эф-
фективные результаты достигаются при невысоких диафрагмах
(dJD* = 0,94), при меньшем шаге (f/DB = 0,25...0,5). На рис. 4.13
показано изменение Nu/Nu„ и с/сгл в
Рис. 4.13. Изменение Nu/NurJT и 5Дгл в
зависимости от dJDK и z/Z)B ятя Re =
= 4105 при течении в трубах воздуха.
зависимости от czb/zjb и
для Re = 4105. С ростом
высоты диафрагм (с умень-
шением dB/DB) отношение
Nu/NurjI вначале возрастает
резко, а затем рост тепло-
отдачи стабилизируется.
Гидравлическое сопротив-
ление с ростом высоты диа-
фрагм возрастает вначале
плавно, а затем резко. В об-
ласти малых высот диа-
фрагм №/Z)B = 0,96...0,993)
имеется диапазон измене-
ния и f/DB), в кото-
ром рост теплоотдачи равен
росту гидравлического со-
противления или опережает
его, т. е. Nu/NurjI > §/§гл.
Значение dJD^ при
котором Nu/NurjI =
падает с ростом Re и уве-
личением r/DB. При боль-
ших djl\ Nu/Nur l > £/сгл, а
при меньпшх — Nu/NurjI < ^гл (рис. 4.13). Отношение Nu/NurJI =
-Ц/^гл при f/DB = 0,25 увеличивается с ростом Re, достигая значения,
равного двум при Re = 4105. При f/Z)B= 1 Nu/Nurl = §/£гл падает с
ростом Re и достигает 1,78 при Re = 2-104 (рис. 4.14). Опережаю-
щий рост теплоотдачи реализуется при dJD^> 1,077 - 0,011g Re -
- (1,3731gRe + 9,01)exp[5,52(f/Z)B- 0,25)]- 1(H.
Это соотношение справедливо для t/DK = 0,25-ь 1, Re = 2- lO4^
-ь4105. Таким образом, проведенные авторами [37] эксперименталь-
ные исследования и теоретический анализ структуры турбулент-
ных течений в каналах и отрывной зоне как источника увеличе-
ния турбулентности в потоке позволили обнаружить признанную
166
Nu/Nuju
Рис. 4.14. Зависимости dJDB и Nu/NurjI = %/%гл от Re для различных t/DB при
течении воздуха в трубе.
1-3 — t/Du = 0,25; 0,5; 1 соответственно; сплошная линия — dJDB\ штриховая — Nu/Num - &/^гп.
в качестве научного открытия неизвестную ранее закономерность
изменения теплоотдачи на стенках каналов с дискретной турбули-
зацией потока при вынужденной конвекции, заключающуюся в том,
что в определенном диапазоне размеров и расположений турбу-
лизаторов рост теплоотдачи больше роста гидравлического сопро-
тивления по сравнению с аналогичным гладким каналом [41]. Ис-
пользование практически реализуемого соотношения Nu/NurjI >
>§/?тл позволяет при заданных значениях тепловой мощности и гид-
равлического сопротивления теплообменника уменьшить не толь-
ко объем аппарата, но и площадь его поперечного сечения.
Эффективность данного способа была оценена по методике,
изложенной в [37], в зависимости от параметров накатки dB!DB и
f/DB. С уменьшением dBIDB отношение объемов V7Vrl проходит че-
рез минимум, как показано на рис. 4.15, а. При t/DB = 0,5 и 0,25
минимум объема теплообменника имеет место при dBIDB = 0,92, а
при t/DB = 1 при dB/DB = 0,9. Эффективность интенсификации воз-
растает с ростом Re. Как видно из рис. 4.15, а, применение интен-
сификации позволяет уменьшить объем аппарата примерно в 2 раза.
Значительный эффект наблюдается в переходной области. Как
видно из рис. 4.15, б, где представлены зависимости V/VTJl от dBIDB
при t/DB = 0,5, объем аппарата может быть уменьшен в 2,5 раза.
167
Рис. 4.15. Зависимость изменения объема теплообменного аппарата от dJD*.
а — при различных t/DB и Re (1 -- Re = 4-104): 2 — Re = 4-10-; 3 - 5 — t/DB = 0,25; 0.5; 1; 6 - при
t/DB - 0,5 в переходной области и различных Re (/ - 4 — Re = 2510: 3160; 3980; 5000)
Ниже приведены расчетные рекомендации.
1. Опытные данные по средней теплоотдаче при нагревании и
охлаждении газов обобщаются следующими зависимостями:
для dJDH - 0,88. J),98; t!D^ 0,25...0,8
(4.82)
168
для dB/DB= 0,38...0,98; r/Z)B= 0,8...2,5
для dB/DB= 0,9...0,97; f/DB= О,5...1О
lgRe^-4,6^
7,45 J
(4.84)
В уравнениях (4.82) и (4.83) Re/, определяется по среднемас-
совой температуре потока, а в (4.84) Rew определяется по средней
температуре стенки.
В формулах (4.82) — (4.84) NurjI находится по следующим за-
висимостям:
NurjI = 0,0207 Re°’8Pr0’45, (4.85)
где определяющая температура — средняя по длине трубы темпе-
ратура стенки;
при охлаждении газов
NurjI = 0,0192 Re°’8Pr°’43, (4.86)
где определяющая температура — средняя по длине температура
стенки, или
Nura = 0,018 Re0’8 (4.87)
при определяющей температуре — среднемассовой по длине тру-
бы. Формулы (4.82) — (4.84) справедливы в диапазоне чисел
Re = 104...4 105.
2. Средняя теплоотдача для капельных жидкостей при
r/DB = 0,5, dJD* > 0,94 (Re > Re*):
Nu/NurJI = [100(1 — 6?B/DB)]0’445. (4.88)
Здесь Nur;i берется по формуле
NurjI = 0,0216Re°’8Pr0’445,
(4.89)
где определяющая температура — среднемассовая по длине трубы.
169
Значение Re*, при котором рост Nu/NurjI с увеличением Re
прекращается, определяется по соотношению
Re*
3150
(4.90)
3. Данные по коэффициентам гидравлического сопротивле-
ния обобщаются с точностью ±12 % в диапазоне Re = 104...4 105
следующими зависимостями:
для dB/DR = 0,90...0,097 и t/DB - 0,5... 10
(4.91)
для dB!DB - 0,88...0,98 и f/Z)B = 0,5
lg Re-4,6
3,4Re/105+6
20,9 1-
(4.92)
для dB/DB = 0,90...0,98 и t/DB = 0,25
(4.93)
В формуле (4.91) £гл определяется по следующей зависи-
мости:
= 0,316 (
ГЛ Re0.254(^J
(4.94)
где п = 0,14 для нагревания газов, п = 0 для охлаждения газов; п - 1/3
для нагревания жидкостей.
В формулах (4.92) и (4.93) сгл определяется по зависимости
сгл = 0,185 Re-Ч
(4.95)
полученной при изотермическом течении и в условиях охлаждения
газа.
170
4. Влияние неизотермичности потока на коэффициент гид-
равлического сопротивления в трубах с турбулизаторами иное, чем
в гладких. Для накатанных труб зависимость показателя степени
при отношении от высоты диафрагмы при шаге r/DB =0,5
можно обобщить соотношением
И/Ио = (W4 (4.96)
где по = 1/3 — показатель степени для гладкой трубы.
С уменьшением шага накатки влияние неизотермичности
уменьшается и закон сопротивления приближается к автомодель-
ному. При dJDb = 0,94 зависимость п от шага выглядит так:
п / По = 10
0,369 , i \
----- 1,217-lg—
t/D* I Dj
(4.97)
Таким образом, в общем случае коэффициент гидравлическо-
го сопротивления при неизотермическом турбулентном течении
жидкостей в трубах с искусственными турбулизаторами можно
представить в виде
(4.98)
или
(4.99)
где £/£огл t/DB, Re) согласно зависимостям (4.91) — (4.93);
и/д?о t/DB) можно определить как произведение (4.96) на
(4.97).
5. В табл. 4.1 приведены опытные данные по с/сгл и Nu/Nuri,
по которым можно производить практические расчеты интенси-
фикации теплообмена при течении жидкостей в трубах, а в
табл. 4.2 — при течении газов в трубах.
4.3.2. Интенсификация теплообмена в кольцевых каналах за
счет искусственной турбулизации потока
Искусственная турбулизация потока может быть успешно ис-
пользована и для интенсификации теплообмена при течении теп-
лоносителя в кольцевых каналах. В рассматриваемых кольцевых
171
Интенсификация теплообмена в трубах
Обозначение трубы Re
1580 2000 2510 3160 3980 5000 6300 7950
1 а 0,96 1,07 1,34 1,19 1,11 1,10 1,10 1,10
б 1,07 1,12 1,08 1,10 1,12 1,12 1,14 1,15
2 а 0,94 1,00 1,34 1,19 1,10 1,13 1,10 1,20
б 1,00 1,00 1,23 1,22 1,27 1,32 1,37 1,41
3 а 1,00 1,07 1,40 1,34 1,34 1,43 1,55 1,65
б 1,05 1,07 1,44 1,41 1,53 1,72 1,83 1,97
4 а 1,03 1,00 1,50 1,88 2,00 2,08 2,12 2,17
б 1,12 1,15 1,83 2,14 2,42 2,75 3,00 3,26
5 а 1,00 2,88 3,52 2,93 2,60 2,43 2,33 2,27
б 1,62 2,85 4,55 4,50 4,95 5,43 5,78 6,11
6 а 0,94 1,41 2,06 2,05 1,99 1,93 1,90 1,85
б 1,26 1,48 2,01 1,95 2,09 2,28 2,42 2,55
7 а 0,96 0,84 1,47 1,47 1,43 1,46 1,50 1,50
б 1,00 1,05 1,24 1,17 1,24 1,32 1,40 1,48
8 а 0,73 0,81 1,03 1,14 1,13 1,14 1,15 1,19
б 1,05 1,07 1,25 1,16 1,17 1,23 1,27 1,32
9 а — 0,91 1,12 1,00 1,00 1,00 1,00 1,04
б 1,05 1,05 1,12 1,07 1,08. 1,13 1,18 1,21
1 0 а 1,00 1,00 0,93 1,00 1,01 1,02 1,02 1,06
б 1,00 1,00 1,16 1,07 1,12 1,16 1,18 1,19
1 1 0,040 0,032 0,034 0,039 0,038 0,036 0,034 0,033
П р и м е ч а н и е. 1 — dJDB - 0,983; t/DB = 0,496; 2 — 0,966; 0,498; 3 —
0,946; 0,998; 8 — 0,944; 1,987; 9 — 0,942; 3,989; 10 — 0,967; 0,994; 11 —
каналах в теплообмене участвует внутренняя труба. Для интенси-
фикации теплообмена используются кольцевые канавки или коль-
цевые ребра. Так же как и при расчете интенсификации теплооб-
мена в трубах, при определении эквивалентного диаметра, омыва-
емого периметра и площади проходного сечения кольцевого кана-
ла наличие канавок или ребер не учитывается. Коэффициент теп-
лоотдачи относится к поверхности гладкой трубы. За определяющую
172
Таблица 4/
при течении в них капельных жидкостей (Рг = 2...50)
Re
10000 12600 15800 20000 25100 31600 39800 50000 63000
1,11 1,19 1,25 1,26 1,29 1,31 1,35 1,36 1,37
1,17 1,18 1,19 1,19 1,20 1,216 1,23 1,23 1,24
1,28 1,35 1,43 1,52 1,61 1,63 1,64 1,65 1,65
1,48 1,53 1,59 1,65 1,73 1,77 1,81 1,84 1,88
1,87 1,98 2,10 2,17 2,17 2,17 2,17 2,17 2,17
2,10 2,21 2,32 2,38 2,42 2,51 2,58 2,63 2,70
2.20 2,26 2,27 2,27 2,27 2,27 2,27 2,27 2,27
3,48 3,65 3,82 4,00 4,18 4,40 4,62 4,82 5,55
2,27 2,28 2,29 2,30 2,30 2,30 2,30 2,30 2,30
6,52 6,94 7,34 7,80 8,26 8,78 9,32 9,84 10,45
1,85 1,83 1,80 1,75 1,70 1,65 1,59 1,53 1,40
2,70 2,82 2,96 3,07 3,16 3,24 3,32 3,39 3,46
1,60 1,62 1,63 1,63 1,63 1,58 1,55 1,39 1,42
1,58 1,70 1,74 1,78 1,79 1,81 1,83 1,85 1,87
1,22 1,26 1,29 1,32 1,33 1,34 1,33 1,31 1,29
1,38 1,45 1,50 1,51 1,52 1,54 1,56 1,57 1,58
1,08 1,15 1,17 1,20 1,18 1,16 1,15 1,12 1,10
1,25 1,27 1,28 1,30 1,31 1,32 1,33 1,34 1,36
1,07 1,14 1,19 1,23 1,27 1,26 1,23 1,19 1,14
1,22 1,24 1,26 1,28 1,30 1,33 1,35 1,37 1,40
0,030 0,029 0,027 0,026 0,024 0,023 0,022 0,021 0,019
0,943; 0,497; 4 — 0,922; 0, 523: 5 — 0,875; 0,496; 6 — 0,912; 0,992; 7 -
гладкая; а — Nu/NurjI: б — <^/£гл.
температуру принимается средняя температура потока, за определя-
ющий размер — эквивалентный диаметр.
Кольцевые канавки (рис. 4.16) при их продольном обтекании
интенсифицируют теплообмен, однако эффект зависит от числа
Рейнольдса. При Re < Rej и ламинарном обтекании канавки запол-
нены неподвижным теплоносителем и не влияют на теплоотдачу и
гидравлические сопротивления. При Re > Re! в канале появляются
173
Таблица 4.2
Отношения Nu/Nurn и в зависимости от Re и полученные в
трубах на воздухе
d в Re = 104 Re = 2-104 Re = 4-1 (Г Re = 10s Re = 210s Re = 44 0s
D В а б а б а б а б а б а б
t/D . = 0,25
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
0,99 1,28 1,45 1,30 1,36 1,32 1,32 1,35 1,20 1,37 1,20 1,38 1,17
0,98 1,55 1,88 1,55 1,72 1,60 1,72 1,62 1,62 1,70 1,60 1,75 1,50
0,97 1,80 2,36 1,80 2,20 1,85 2,20 1,88 2,15 1,95 2,08 2,05 2,05
0,96 1,98 2,84 2,00 2,76 2,08 2,74 2,10 2,68 2,15 2,74 2,25 2,70
0,95 2,14 3,28 2,20 3,30 2,28 3,35 2,28 3,32 2,37 3,40 2,45 3,50
0,94 2,30 3,80 2,35 3,85 2,43 4,10 2,43 4,15 2,56 4,20 2,63 4,45
0,93 2,43 4,20 2,50 4,36 2,58 4,86 2,58 5,20 2,68 5,15 2,79 5,45
0,92 2,54 4,70 2,64 5,00 2,68 5,66 2,70 6,24 2,78 6,18 2,92 6,60
0,91 2,60 5,20 2,75 5,60 2,77 6,40 2,78 7,35 2,84 7,40 3,00 7,80
0,90 2,65 5,80 2,80 6,30 2,80 7,16 2,82 8,22 2,88 8,80 3,08 9,08
0,89 2,65 6,32 2,85 7,10 2,80 8,10 2,82 9,20 2,92 10,30 3,12 10,56
0,88 — — 2,87 — 2,80 — 2,82 — 2,96 — 3,16 —
t/L >в = 0,5
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
0,99 1,23 1,34 1,28 1,12 1,22 1,16 1,25 1,20 1,28 1,20 1,32 1,08
0,98 1,50 1,68 1,52 1,40 1,45 1,40 1,48 1,48 1,55 1,45 1,61 1,37
0,97 1,70 2,04 1,75 1,70 1,65 1,80 1,71 1,84 1,80 1,88 1,88 1,73
0,96 1,88 2,40 1,92 2,10 1,86 2,30 1,92 2,36 2,04 2,50 2,10 2,25
0,95 2,05 2,90 2,08 2,90 2,06 3,04 2,12 3,05 2,21 3,22 2,28 2,97
0,94 2,20 3,45 2,26 3,60 2,24 3,80 2,22 3,90 2,38 4,08 2,45 3,81
0,93 2,32 4,00 2,40 4,50 2,38 4,60 2,37 5,00 2,50 4,92 2,61 4,80
0,92 2,40 4,70 2,54 5,30 2,50 5.45 2,49 6,16 2,61 5,90 2,74 5,78
0,90 2,54 6,30 2,69 7,20 2,68 7,28 2,67 8,56 2,77 8,13 2,92 8,30
0,89 2,58 7,30 2,70 8,20 2,70 8,50 2,70 9,90 2,81 9,65 2,98 9,80
0,88 2,58 8,50 2,72 9,23 2,70 10,1 2,70 11,50 2,85 10,50 3,00 11,60
t/L = 1,1 3
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
0,99 1,13 1,05 1,13 1.07 1,15 1,08 1,15 1,11 1,16 1,07 1,12 1,08
0,98 1,27 1,10 1,25 1,15 1,30 1,16 1,34 1,27 1,40 1,28 1,28 1,20
0,97 1,41 1,15 1,40 1,20 1,45 1,27 1,54 1,45 1,55 1,53 1,43 1,40
0,96 1,57 1,25 1,55 1,30 1,61 1,50 1,70 1,72 1,70 1,85 1,60 1,65
0,95 1,69 1,40 1,65 1,46 1,73 1,82 1,85 2,02 1,82 2,20 1,75 1,95
0,94 1,81 1,80 1,82 1,72 1,86 2,30 1,97 2,39 1,96 2,61 1,90 2,40
0,93 1,93 2,44 1,95 2,08 1,98 2,94 2,05 2,85 2,08 3,07 2,08 2,90
0,92 2,06 3,05 2,09 2,80 2,13 3,50 2,21 3,45 2,20 3,52 2,21 3,40
0,91 2,17 3,72 2,21 3,76 2,23 4,30 2,32 4,38 2,32 4,04 2,35 4,13
0,90 2,27 4,52 2,38 4,80 2,35 5,50 2,41 5,60 2,40 4,76 2,47 4,08
0,89 2,38 5,62 2,48 5,90 2,45 6,90 2,52 6,80 2,50 5,80 2,57 6,20
0,88 2,48 7,00 2,60 7,39 2,58 8,25 2,60 8,30 2,60 7,20 2,66 7,43
0,87 2,54 10,00 2,70 9,95 2,66 10,00 2,67 10,00 2,68 9,50 2,71 9,00
0,86 2,62 — 2,81 — 2,75 — 2,72 — 2,75 — 2,80 —
П р и м знание. а — Nu/Nurn; б - - ГЛ’
174
турбулентные пробки и интенсификация теплообмена возрастает с
ростом Re. При Re > Re2 влияние канавок на рост теплоотдачи пере-
стает зависеть от Re. При реальных величинах глубина канавок и
интенсификация теплообмена в кольцевых каналах Nu/Nuri = 1,3-г-1,6
для отношений наружного и внутреннего диаметров кольцевых ка-
налов Dq/Dh = г2/Г1 = 1,13...1,45.
t
Рис. 4.16. Продольное се-
чение кольцевого канала с
канавками на внутренней
поверхности.
ESSSSSSSSSSSSSSSSSS
Теплообмен и гидравлическое сопротивление при течении
газов и жидкости с Рг < 10 в кольцевых каналах с канавками на
внутренней трубе при hJd3- 0...0Д; t/d-3- 0,25...2; Re = 103...105 обоб-
щаются следующими зависимостями:
при Re < Re!
Nu/NurjI = 1;
(4.100)
при Rei < Re < Re2
Nu 1 i П A lgRe“lgRel
----=1+0,0 —
Чл lgRe2-lgRe1
при Re2 < Re < 105
при Re < 3,1 IO3
при Re = 3,1 IO3...2-104
h A ( t
1-exp -35,8— 1-0,35—
V A/Jv d:
(4.101)
(4.102)
(4.103)
175
L=l+< 7,55 —(lgRe-3,5)-0,035sin fl-22,44
,T П \
® (1,4 - 0,488? I d3);
при Re = 2104...10s
(4.104)
xsin I 1 — 22,44
Л Я 1,4-0,488?/?/J.
\ 3 /
(4.105)
Как видно из (4.100) - (4.102), при Re < Re! накатка не влияет
на теплоотдачу, а при Re > Re2 интенсификация не зависит от Re.
Можно для Rei и Re2 использовать следующие зависимости:
Rei = (3,6 - 33,87г/б/э)1СН;
Re2 = (4,7 - 18,85/z/d3)-104
(4.106)
(4.107)
В формулах (4.100) - (4.107) h — глубина канавки; d3 — эквива-
лентный диаметр кольцевого капала; I — таг размещения канавок.
Значение Nuri в (4.100) - (4.102) определяется по зависимос-
ти (4.63), £гл — по (4.59).
В табл. 4.3 приведены данные по Nu/Nurl и §/^гл в зависимос-
ти от Re, hld3, tld3, по которым можно производить практические
расчеты.
Приведенные выше данные по Nu/NuTJI справедливы для газов
и жидкостей с Рг < 10. При течении в кольцевых каналах жидкос-
тей с большими числами Рг интенсификация теплообмена несколько
снижается. Для Рг^ = 47 4- 60 Nu/Nuri меньше, чем в табл. 4.3 и по
формулам (4.101), (4.102), на 10- 12 %.
При использовании для интенсификации теплообмена коль-
цевых ребер необходимо отметить следующее. Интенсификация
1еплообмена в кольцевых каналах достигается в основном двумя
путями: развитием поверхности теплообмена и турбулизацией по-
тока.
Второй путь интенсификации потока не требует существен-
ного увеличения наружного диаметра труб и поэтому применим в
любых кольцевых каналах, в том числе и с малыми DJDn. Изготов-
176
ление турбулизаторов на наружной поверхности труб не связано
со значительными технологическими трудностями. Наиболее рас-
пространены турбулизаторы в виде колец из проволоки, надетых
па гладкую трубу, проволочных спиралей, намотанных на трубу,
или в виде прямоугольной или треугольной нарезки (отдельные
кольца или спирали) (рис. 4.17).
ZZZZZZZZZZZZZZZZZZZZZ/
7777777777777777777777,
а
Рис. 4.17. Схема турбулизаторов в кольцевом канале.
а — в виде колец из проволоки, надетых на гладкую трубу; б — в виде прямоугольной нарезки;
в — в виде треугольной нарезки.
Некоторые результаты работ по интенсификации теплооб-
мена в кольцевых каналах этими турбулизаторами представлены
на рис. 4.18. Отношения Nu/NurH и §/£гл получены при одинако-
вых расходах теплоносителей через кольцевой канал или числах
Рейнольдса. Коэффициент теплоотдачи для оребренных поверх-
ностей отнесен к поверхности неоребренной трубы. При сравне-
нии было принято, что диаметр гладкой трубы равен диаметру
грубы, несущей оребрение DH. Скорость потока определялась по
сечению канала, которое было бы при отсутствии оребрения, т. е.
по сечению площадью (tc/4)^Do - £)„) (см. рис. 4.17). Эквивалент-
ный диаметр d} = Dq- Du.
Результаты большинства работ сравнительно близки друг к
другу. Интенсификация теплоотдачи увеличивается с ростом числа
Рейнольдса, максимальная величина ее составляет 2...2,5 при росте
гидравлического сопротивления в 2,7...5 раз.
177
Таблица 4.3
Отношения Nu/Nurjl и £/£,гл в зависимости от Re, hid^ t/d-$ для кольцевых каналов с поперечными канавками
178
*4 з Re = 4 1(Г 4 Re = 1(Г Re = 4 г -io 4 Re = 4 -KT Re = 10$
Nu/ Num Nu/Nurn ^гл Nu/Nunr ^ni Nu/Nupn №л Nu/Nupj
0,03 1,000 1,000 1,000 1,107 r/d3 = 0,25 1,000 1,194 1,000 1,317 1,000 1,405
0,04 1,000 1,0252 1,000 1,179 1,000 1,295 1,417 1,394 1,417 1,473
0,05 1,000 1,066 1,000 1,258 1,000 1,403 1,456 1,465 1,456 1,530
0.06 1,000 1,098 1,000 1,329 1,143 1,503 1,483 1,543 1,483 1,601
0,07 1,000 1,113 1,000 1,381 1,242 1,585 1,503 1,636 1,503 1,705
0,08 1,000 1,106 1,000 1,413 1,327 1,645 1,516 1,745 1,516 1,848
0,09 1,000 1,086 1,000 1,431 1,399 1,693 1,526 1,861 1,526 2,013
t/d3 = 0,5
0,03 1,000 1,000 1,000 1,096 1,000 1,175 1,000 1,287 1,000 1,366
0,04 1,000 1,023 1,000 1,162 1,000 1,267 1,377 1,356 1,377 1,428
0,05 1,000 1,060 1,000 1,233 1,029 1,365 1,412 1,421 1,412 1,479
0,06 1,000 1,089 1,000 1,298 1,130 1,455 1,437 1,491 1,437 1,543
0,07 1,000 1,102 1,000 1,345 1,219 1,529 1,455 1,576 1,455 1,638
0,08 1,000 1,095 1,000 1,373 1,296 1,584 1,467 1,673 1,467 1,767
0,09 1,000 1,078 1,000 1,390 1,361 1,627 1,475 1,781 1,475 1,916
179
t!d3 = 0,75
0,03 1,000 0,993 1,000 1,086 1,000 1,167 1,000 1,256 1,000 1,328
0,04 1,000 1,020 1,000 1,145 1,000 1,239 1,318 1,318 1,377 1,383
0,05 1,000 1,053 1,000 1,209 1,026 1,326 1,369 1,376 1,369 1,429
0,06 1,000 1,080 1,000 1,266 1,116 1,407 1,391 1,439 1,391 1,486
0,07 1,000 1,091 1,000 1,309 1,196 1,473 1,406 1,514 1,406 1,571
0,08 1,000 1,085 1,000 1,334 1,265 1,522 1,417 1,602 1,417 1,686
0,09 1,000 1,069 1,000 1,349 1,323 1,561 1,425 1,698 1,425 1,819
Hd3 = 1,00
0,03 1,000 0,994 1,000 1,076 1,000 1,138 1,000 1,226 1,000 1,286
0,04 1,000 1,018 1,000 1,128 1,000 1,210 1,297 1,281 1,297 1,338
0,05 1,000 1,047 1,000 1,184 1,023 1,288 1,325 1,332 1,325 1,378
0,06 1,000 1,070 1,000 1,235 1,102 1,359 1,344 1,388 1,344 1,429
0,07 1,000 1,080 1,000 1,272 1,172 1,417 1,538 1,454 1,358 1,501
0,08 1,000 1,075 1,000 1,295 1,233 1,460 1,368 1,531 1,368 1,606
0,09 1,000 1,061 1,000 1,308 1,285 1,494 1,374 1,616 1,374 1,723
t/d3 = 1,25
0,03 1,000 0,995 1,000 1,000 1,000 1,120 1,000 1,196 1,000 1,250
0,04 1,000 1,016 1,000 1,111 1,000 1,182 1,257 1,243 1,257 1,293
0,05 1,000 1,041 1,000 1,160 1,020 1,249 1,281 1,288 1,281 1,328
0,06 1,000 1,061 1,000 1,203 1,088 1,311 1,298 1,336 1,298 1,372
0,07 1,000 1,069 1,000 1,236 1,149 1,361 1,310 1,393 1,310 1,436
0,08 1,000 1,065 1,000 1,255 1,202 1,399 1,318 1,460 1,318 1,524
f/*>гл
1 2 3 Ч 5 О 8 10 20 30 40 t/h
Рис. 4.18. Влияние параметра tih на интенсификацию теплоотдачи (о) и гид-
равлическое сопротивление {б) в кольцевых каналах для точеных турбулиза-
торов при Re = 105 на воздухе.
1 - 4 — данные Фиерппейна и Рампфа дтя прямоугольных ребер при hld9-= 0,0492; 0,0328; 0,0164; 0,0082
соответственно [42]; 5-7 — данные Шериффа, Гамлея, Франса для прямоугольных ребер при hld9 =
= 0,005, 0,010; 0,020 соответственно [43]; S- 12 -— данные П.И. Пучкова и О.С. Виноградова для тре-
угольных ребер при h/ds = 0,0185; 0,0450; 0,0815; 0,0973; 0,183 соответственно [44]; 13 — данные Брауэра
для прямоугольных ребер при hld9 = 0,0375 [45]; 14-15 — данные Ю.В. Вилемаса и В.М.Шимониса для
прямоугольных ребер при hldv- 0,0028; 0,0074; 0,0130; 0,0210 и для закругленных трапециевидных ребер
при h!d9 = 0,0028; 0,055 [46].
180
На рис. 4.18 отношения Nu/Nurn и §/§гл даны в зависимости от
относительного шага размещения турбулизаторов t/h при постоян-
ных значениях относительной высоты турбулизаторов h/d3 в каче-
стве параметра. При постоянном h/d3 зависимость Nu/Nuri от t/h
имеет максимум, несколько смещающийся в сторону меньших t/h
при увеличении h/d3. Дня h/d^ = 0,01...0,016 максимум Nu/Nu™ име-
ет место при t/h = 10, а для h/d. = 0,03 — при t/h = 5. Отношения
коэффициентов гидравлических сопротивлений £/£гл при постоян-
ных h/d3 также имеют максимум, тем больший, чем больше h/d3, и
соответствующий t/h = 10.
При тех же h/d3 и t/h проволочные турбулизаторы дают не-
сколько меньшую интенсификацию теплообмена. Объясняется это
наличием контактного сопротивления между проволочным ореб-
рением и трубками. Этим же можно объяснить слабое влияние h/d3
на Nu/NurjI (в диапазоне h/d3 = 0,02...0,04). С ростом h/d3 (увеличе-
нием диаметра проволоки, идущей на изготовление оребрения) уве-
личивается как турбулизация потока, так и поверхность трубы,
лежащая под проволокой и занятая застойными зонами. Каналы с
прямоугольным и треугольным оребрением имеют более высокое
гидравлическое сопротивление, чем каналы с проволочным ореб-
рением.
Таким образом, применение поперечного оребрения позволя-
ет существенно интенсифицировать теплоотдачу в кольцевых ка-
налах при умеренном росте гидравлического сопротивления. Вы-
бор оптимальной геометрии оребрения зависит от конкретных
условий, однако можно отметить, что геометрические размеры
оребрения следует выбирать таким образом, чтобы отношение шага
турбулизаторов к их высоте было близко к 10, отношение высоты
турбулизатора к эквивалентному диаметру в пределах 0,01...0,02
для проволочного оребрения и 0,01...0,03 дня точеных прямоуголь-
ных и треугольных ребер.
В связи с изложенным представляет интерес более подробно
рассмотреть работу Шериффа и Гамлея [47], в которой интенси-
фикация теплообмена исследовалась при постоянном t/h = 10 в диа-
пазоне h/d^ — 0,001...0,02 для проволочного оребрения. Результать
по ^гл были пересчитаны на внутреннюю поверхность каналов.
Шерифф и Гамлей представили данные по теппообмену
преобразованные к внутренней поверхности канала, в зависимости
от безразмерной высоты турбулизаторов
181
= , (4.108)
э иэ
где tw1 — касательное напряжение на внутренней поверхности ка-
нала с турбулизаторами; £ — коэффициент гидравлического со-
противления канала; и d:A — коэффициент гидравлического со-
противления и эквивалентный диаметр части канала, находящейся
между внутренней стенкой и сечением с нулевым касательным на-
пряжением.
Интенсификация теплообмена для различных h/d3 однозначно
определяется величиной е+. Nu/Nu(1 возрастает с ее ростом до
е+= 100 и при дальнейшем ее росте не изменяется (Nu/NurJ1 = 2,3).
Этот факт согласуется с результатами по интенсификации тепло-
обмена в трубах. Число Стантона St в зависимости от имеет мак-
симум, соответствующий е+=35. При е+ < 35 рост теплоотдачи при
увеличении высоты турбулизаторов превышает рост , а при
е+ > 35, наоборот, отстает от роста . Поэтому высота турбу-
лизаторов, соответствующая е+ = 35, является оптимальной для ин-
тенсификации теплообмена. При этом получается большая интен-
сификация теплообмена, примерно в 2 раза. При дальнейшем росте
е+ незначительное увеличение интенсификации теплообмена
сопровождается существенным ростом гидравлического сопротив-
ления.
Чтобы сравнить безразмерную высоту турбулизаторов с тол-
щинами ламинарного и переходного слоев, более правильно ее
определять по касательному напряжению для гладкой стенки:
Л+ =b/!Z7P =^Re^rA1 /8^ = |кеД^8 , (4.109)
э э
где |гл и ^1ГЛ соответственно коэффициенты гидравлического со-
противления для гладкого канала и для части канала, находящегося
между внутренней гладкой стенкой и сечением с нулевым каса-
тельным напряжением. Согласно [37]
^1ГЛ = 0,3164 Re-<W(1,1 + O,1Do/Dh), (4.110)
тогда
h+ = (й / ) Re0’875 ^0,0395(1,1 + O,lDo / D„) . (4.111)
182
На рис. 4.19 представлены зависимости Nu/Nurn и §/§гл от
h+ для различных высот турбулизаторов. Числа Нуссельта
определены обычным путем, а коэффициенты сопротивления
приведены к внутренней части канала. Точки получены по
сглаженным кривым при округленных значениях чисел
Рейнольдса. Для всех высот турбулизаторов интенсификация
теплоотдачи одинаково зависит от h+. При h+ = 2...25 отношение
Nu/Nuir увеличивается с ростом h+, а при h+> 25 Nu/Nur i = const
Таким образом, интенсификация теплообмена перестает
возрастать, когда турбулизаторы начинают выходить за пределы
ламинарного и переходного слоев. Гидравлическое сопротивле-
ние каналов не определяется однозначно величиной h+ и увели-
чивается с ростом h/d3.
Рис. 4.19. Зависимости Nu/NurJT и ^гаот А+ по данным [47]
при t/h = 10.
1 - 6 — hJ<k = 0,001; 0,0025; 0,005; 0,01; 0,0142; 0,02.
183
Приведенные на рис. 4.19 данные по теплообмену обобщают-
ся зависимостями:
Nu/NurjI = 10°346ig^-o,i65 ддя h+ = 3...25 (4.112)
и Nu/NurjI = 2,08 для /?+ > 25. (4.113)
Для расчета теплоотдачи и гидравлического сопротивления в
кольцевых каналах с прямоугольными и трапециевидными закруг-
ленными ребрами на внутренней стенке при нагревании газа можно
использовать полученные в [46] зависимости, обобщающие опыт-
ные данные для Re = S-KF-S-IO5; TJTb = 1...3; hld3 = 0,0028...0,021;
t/h = 10; Do/DH = 0,4. При Re < Re2 (область частичного проявления
шероховатости) интенсивность теплоотдачи существенно зависит
от относительной высота ребер hld3, и для определения теплоотдачи
при hld3 > 0,0025 получена зависимость для обеих форм ребер
Nu = (0,0053 + 0,14W3)Re0’95 + lhld* Рг0’6 (TJTb)\ (4.114)
В зоне полного проявления шероховатости (Re > Re2) тепло-
отдача практически не зависит ни от формы элементов, ни от их
относительной высоты и для ее определения рекомендуется зави-
симость
Nu = 0,029Re°’84Pr0’6(TH/7)?)".
(4.115)
Показатель степени в обоих уравнениях учитывает влияние
переменных свойств газа на теплообмен. Он зависит от Re, hld3 и
относительной длины канала x!d3 (опыты проведены для x!d3 < 85) и
обобщается зависимостью
п = -(о,29 + 0,03?’^) Re’24A/‘,’(l-e'°’I6jt/‘,>). (4.116)
Число Рейнольдса Re2 перехода с учетом влияния относитель-
ной высоты ребер и температурного фактора при hid3 < 0,005 оп-
ределяется зависимостью
Re?=exp 12,2-126й/дГ 4-0,95 —-1
V 2Ь
Гидравлическое сопротивление в каналах с прямоугольной и
закругленной трапецеидальной формами элементов шероховатости
в зонах частичного и полного ее проявления можно определить по
зависимостям:
184
£ = (0,053 + 1,85/z/J3)Re-°’07;
(4.118)
£ = (0,063 + 5Ш)Ке-°’п
(4.119)
соответственно. Данные для гладкого кольцевого канала описыва-
ются при этом зависимостью (4.59) [6].
4.3.3. Рекомендации по выбору оптимальных параметров
турбулизаторов применительно к теплообменным аппаратам
различного назначения
Теплообменные аппараты с одн
•Пн
зными теплоносителями
Для данных теплообменников оптимальными параметрами на-
катки внутри труб будут: глубина накатки dJD^ = 0,93...0,95,
шаг tlD* = 0,25...0,5. Если потери давления внутри труб не лимити-
руются, то глубина накатки может быть увеличена до = 0,9С,
Испарительные теплообменные аппараты. При течении ох-
лаждаемых однофазных жидкостей внутри труб оптимальные
параметры накатки примерно те же, что и для теплообменных
аппаратов с однофазными теплоносителями: dJD^ = 0,93...0,95,
r/DB = 0,25...0,5.
При течении однофазных жидкостей снаружи труб глубина
накатки можно увеличить до dJD^ = 0,9 при тех же шагах. Рост
теплоотдачи внутри труб за счет накатки можно не учитывать при
пузырьковом кипении. При продольном обтекании межтрубного
пространства учитываются рекомендации разд. 4.3.2.
Конденсаторы. В рассматриваемых трубчатых конденсаторах
охладитель течет внутри труб, а конденсация идет снаружи труб.
Оптимальные параметры накатки снаружи труб dJDu - 0,9...0,91,
t/Du = 0,3...0,35; R/Du = 0,5, где R — радиус закругления выступаю-
щих частей труб.
Для расчета ос/осгл при конденсации на горизонтальных тру-
бах используется зависимость [37]
°с/°1гл= 2,469(1 - Я/£>н)(1 - 0,379f/DH)exp[3,65(l - d„/DH)], (4.120)
справедливая для dHIDn = 0,89...0,95; t/DH = 0,283...0,37; R/Da = 0,5... 1,
Данные для гладкой трубы удовлетворительно согласуются с зави-
симостью
агл = 0,728^3жр^2/[цн.(Т;-7;)Он] , (4.121)
полученной для пленочной конденсации неподвижного пара на
185
горизонтальной трубе. Входящие в (4.121) значения коэффициен-
тов теплопроводности Хж, динамической вязкости цж, плотности
рж определяется по температуре Т5.
Следует отметить, что в трубах с кольцевыми канавками и
диафрагмами внутри при их использовании в конденсаторах ко-
эффициент теплоотдачи внутри увеличивается в 2,5...3 раза по срав-
нению с гладкой трубой, а снаружи — в 1,8...2,65 раза, причем тем
больше, чем больше глубина канавок, чем меньше их шаг и радиус
закругления выступающих частей труб R (рис. 4.20). Поэтому ко-
эффициент теплопередачи при использовании данных труб увели-
чивается в 2...2,2 раза.
Рис. 4.20. Эскиз трубы,
используемой при конден-
сации теплоносителя на
наружной поверхности.
Интенсификация теплообмена в кольцевом канале. При ис-
пользовании в кольцевых каналах труб с кольцевыми попере-
чными канавками и однофазном течении теплоносителя в этих
каналах величины Nu/NurjI и §/^гл определяются по формулам
(4.100) - (4.107) или табл. 4.3 в зависимости от hld^ t/d3 и Re.
При проведении расчетов необходимо учитывать, что обычно
на применяемых в теплообменниках трубах dJD^ получается
примерно на 0,02...0,03 меньше, чем dJDB4 т. е. оптимальному
для течения внутри труб отношению dB!DB = 0,93...0,95 соответ-
ствует dJDn = 0,9...0,92, а используемая при отсутствии ограни-
чений по перепаду давлений внутри труб величина отношения
dJDB = 0,9 соответствует dJDn = 0,88.
4. ЗА. Типовые размеры турбулизаторов на трубах
С целью унификации труб с кольцевыми турбулизаторами
рекомендуется 3 типовых размера турбулизаторов: 1) dJDB = 0,935;
r/DB = 0,5; 2) JB/Z)B = 0,910; r/DB = 0,5; 3) dB/DB = 0,910; t!DB = 1.
186
Рекомендации для расчета теплообмена и гидравлического
сопротивления в аппаратах с трубами с dJD* = 0,935 и t/DB = 0,5.
Настоящий типоразмер турбулизаторов рекомендуется: 1) для теп-
лообменных аппаратов с однофазными теплоносителями внутри
труб, если режим течения турбулентный (Re > 10000) и потери
давления внутри труб лимитируются; 2) для трубчатых конденса-
торов, в которых охладитель течет внутри труб, а конденсация
происходит на наружной поверхности труб; 3) для испарительных
аппаратов, в которых греющая среда течет внутри труб, а кипение
идет на наружной поверхности труб; 4) для испарительных аппа-
ратов, в которых греющей средой является конденсирующийся пар,
протекающий снаружи труб.
Выбранные параметры турбулизаторов внутри труб в сред-
нем соответствуют следующим параметрам кольцевых канавок
снаружи труб: dJDn = 0,91; f/DH = 0,33. Дня данных параметров в
данном разделе приведены рекомендации для расчета теплообмена
и гидравлического сопротивления в межтрубном пространстве. В
случае отклонения размеров кольцевых канавок от приведенных
необходимые рекомендации для расчета Nu и приведены выше.
При течении газов внутри труб увеличение теплоотдачи
Nu/NurJI = 2,26; 2,33; 2,31; 2,29; 2,44; 2,53 и гидравлического со-
противления £/£гл= 3,72; 4,05; 4,20; 4,45; 4,50; 4,30 для Re = 104;
2Ч04; 4И04; 105; 2*105; 4*105 соответственно. При течении
жидкостей внутри труб увеличение теплоотдачи Nu/Nur4 = 1,85;
2,20; 2,20; 2,20 для Re = 104; 2-104; 4104; 105 соответственно.
Значения ф^гл для изотермического течения определяются по
данным, приведенным выше. Для неизотермического течения зна-
чения ^гл определяются по формуле
^гл = (Ш(Ш0’06, (4.122)
где до/^огл — изотермическое значение ^га, определяемое по выше-
приведенным данным.
Для конденсаторов при пленочной конденсации на наружной
поверхности труб при их горизонтальном расположении увеличе-
ние теплоотдачи определяется по данным: ос/агл = 2,63; 2,56; 2,49;
2,41; 2,34; 2,27 для соответственно RJDn = 0,5; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9; 1,0.
Для испарительных аппаратов, в которых кипение идет на
наружной поверхности трубы, увеличение теплоотдачи снаружи труб
принимается на 15...20 %. Для испарительных аппаратов, в которых
кипение идет на внутренней поверхности труб, увеличение
187
теплоотдачи за счет турбулизаторов при пузырьковом кипении не
учитывается, а при поверхностном кипении интенсификация теп-
лоотдачи определяется по формуле [37]
а/агл = 1,35 - 0,041 ос7/оси,, (4.123)
где осгл, oiH>, aq определяются по формулам
ocrjI/ocw = (4ocw + oQ/(5ocw - oQ; (4.124)
Nuj, = = 0,023 Re®’8 Рг»°’4(Ргь/Рги.)°’°6; (4.125)
Nu* = = 0,125 Re°’68 Рг"3, (4.126)
где оск — коэффициент теплоотдачи, определяемый по формулам
конвективного теплообмена однофазной жидкости; — коэф-
фициент теплоотдачи, выполняемый по зависимостям для пузырь-
кового кипения; Re* = g/*/(rpnVx); /* = ^жРж^ТУСфп)2- Значения уж,
Ср*, А.ж, Ргж находятся для жидкости при температуре насыщения
Т5. Здесь q — плотность теплового потока на стенке, г — теплота
парообразования, ст — коэффициент поверхностного натяжения.
Формула (4.124) рекомендуется при 0,5 <o^/uw <2. Если осуосн, < 0,5,
то теплоотдача определяется вынужденным течением и осгл = оси..
При > 2 теплоотдача определяется кипением и осгл = а^.
Рекомендации для расчета теплообмена и гидравлического
сопротивления в аппаратах с трубами с dJDB = 0,91; t/DB = 0,5.
Настоящий типоразмер турбулизаторов рекомендуется: 1) для теп-
лообменных аппаратов с однофазными теплоносителями внутри
труб, если режим течения турбулентный (Re > 104) и потери давле-
ния внутри труб не лимитируются; 2) для испарительных аппара-
тов, в которых греющая среда течет снаружи груб, а кипение идет
на внутренней поверхности труб.
Выбранные параметры турбулизаторов внутри труб в сред-
нем соответствуют следующим параметрам кольцевых канавок
снаружи труб: dn/Dn = 0,89; t/Dn = 0,33. Для данных параметров в
разделе 4.3.2 приведены рекомендации для расчета теплообмена и
гидравлического сопротивления в межтрубном пространстве. В
случае отклонения размеров кольцевых канавок от приведенных
необходимые рекомендации для расчета Nu и приведены выше.
При течении газов внутри труб увеличение теплоотдачи
и гидравлического сопротивления определяется по данным:
188
Nu/NurjI = 2,47; 2,51; 2,59; 2,58; 2,69; 2,83 и ^гл = 5,50; 6,2
6,37; 7,36; 7,02; 7,04 для Re = 104; 2-104; 4-Ю5; 105; 2105; 4405;
соответственно.
При течении жидкостей внутри труб увеличение теплоотдачи
определяется по данным: Nu/Nurl = 2,2; 2,3; 2,3; 2,4 для Re = 104;
2-104; 4-104; 105.
Значения §/^гл для изотермического течения приведены вьпп
Для неизотермического течения ^/^гЛ определяется по формул
^гл = (^ОгЛ)(^Ш°’°288,
(4.127)
где ^(Догл — изотермическое значение £/£гл.
Для испарительных аппаратов, в которых кипение идет на
внутренней поверхности труб, рост теплоотдачи внутри труб за
счет турбулизаторов можно не учитывать при пузырьковом кипе-
нии. При поверхностном кипении внутри труб интенсификации
теплоотдачи определяется по формуле
ос/осгл = 1,42 - 0,04oc^/ocw, (4.128)
где осгл, au,, aq определяются по формулам (4.124) - (4.126).
Рекомендации для расчета теплообмена и гидравлического
сопротивления в аппаратах с трубами с dJD* - 0,91; t/Dv =
Настоящий типоразмер турбулизаторов рекомендуется для тепло-
обменников, в которых внутри труб течет однофазный теплоноси-
тель в переходной области течения (Re = 2000... 10000).
Выбранные параметры турбулизаторов внутри труб в сред-
нем соответствуют следующим параметрам кольцевых канавок
снаружи труб: dJDn = 0,89; t/DH = 0,67. Для данных параметров
разделе 4.3.3 приведены расчетные рекомендации.
Увеличение теплоотдачи и гидравлического сопротивления
определяется по данным: Nu/NurJI = 0,94; 1,41; 2,06; 2,05; 1,99;
1,93; 1,90; 1,85; 1,95; и ? = 0,0504; 0,0474; 0,0684; 0,0761; 0,0794;
0,0821; 0,0843; 0,0842; 0,081 при Re = 1580; 2000; 2510; 3160;
3980; 5000; 6300; 7950; 10000 соответственно.
Значения NurjI вычисляются по формуле [37]
Мигл = 0,1 l(Re2/3 ~ 125)Рг°’445, (4.129)
где определяющим является средняя по длине трубы температура
жидкости.
189
4.3.5. Интенсификация теплообмена в трубах с помощью
закрутки потока
Закрутка потока является одним из эффективных и сравни-
тельно несложно реализуемых способов интенсификации тепло-
обмена в трубах. Обычно различают местную и непрерывную за-
крутку потока [39].
При местной закрутке потока на входе в трубу устанавлива-
ется закручивающее устройство, благодаря которому в потоке воз-
никает тангенциальная составляющая скорости. Из-за вращатель-
ного движения возникают центробежные массовые силы, которые
оттесняют поток жидкости к поверхности трубы и вызывают уве-
личение осевой скорости в периферийной части потока и умень-
шение вблизи оси трубы. Перестройка профиля осевой скорости
приводит к появлению радиальной составляющей скорости.
Частицы жидкости, образующие закрученный поток, движут-
ся по спиральным траекториям, поскольку пристенная область
течения обтекает внутреннюю стенку. В этом случае в пристеноч-
ной области возникают так называемые вихри Тейлора — Гертле-
ра, интенсифицирующие тепло- и массообменпые процессы, а в
самом потоке существенно изменяются характеристики турбулент-
ности.
Местная закрутка потока может осуществляться с помощью
лопаточных, ленточных и шнековых завихрителей или путем тан-
генциального подвода теплоносителя в трубу. При этом закрутка
потока по мере удаления от входа в трубу уменьшается. Поэтому
такие устройства эффективны только для сравнительно коротких
каналов длиной не более 10... 15 диаметров трубы, и в обычных
трубчатых теплообменных аппаратах не применяются. Для этих
аппаратов характерны длины труб порядка 50 - 200 диаметров, и
для эффективной интенсификации теплообмена в них использует-
ся непрерывная закрутка потока. Выполнена она может быть с
помощью устанавливаемых внутри трубы ленточных или шнеко-
вых завихрителей (рис. 4.21) или с помощью закрутки самой тру-
бы, т. е. заменой круглой на витую (рис. 4.22).
Наибольшее распространение получило использование лен-
точных завихрителей (из-за простоты их изготовления), располо-
женных по всей длине труб. В этом случае закрутка потока по
длине трубы не уменьшается. Наиболее эффективная закрутка
при этом реализуется, если лента вставлена в трубу практически
190
Рис. 4.22. Витая труба.
без зазора. Дополнительный эффект в этом случае заключается в
том, что винтовая вставка увеличивает поверхность теплообмена
и воспринятое ею тепло посредством теплопроводности передает-
ся в стенку трубы. Приведем полученные В.К. Щукиным [39] реко-
мендации для расчета гидравлического сопротивления и теплоот-
дачи. При небольшой интенсивности теплоотдачи, характерной для
течения в трубах газов, и достаточно хорошем контакте ленты со
стенкой тепловой поток от ленты к стенке трубы не превышает
10 - 20 % от теплового потока от теплоносителя к стенке. Для жид-
костей эффект влияния оребрения значительно меньше.
В трубах с ленточными завихрителями наблюдаются три ре-
жима течения: ламинарный, ламинарный с макровихрями и турбу-
лентный с макровихрями. Граница между первым и вторым режи-
мами определяется
I— ( V
Re j кп = 11,6= 11,6. 0,5 + ~ --
э Р V я2 VdJ ’
V " **
(4.130)
х 2
S
где D = 0,5+-~\ ~
к —2 П
£>в — диаметр кривизны канала, образо-
ванного стенками трубы и скрученной лентой, 5 — шаг одного
витка ленты. Переход от второго режима к третьему определяется
(2D У’16
Re . vn = 389001—^-1 +2300 .
(4.131)
191
В (4.130) и (4.131), так же как и в последующих формулах
Re^ = wdjv, где среднерасходная скорость w определена по ре-
альному проходному сечению канала, d3 — его эквивалентный диа-
метр.
Коэффициент гидравлического сопротивления для участка
трубы с закрученной лентой, учитывающий потери давления на
трение и на создание вторичных течений Др, равен
(4.132)
При ламинарном течении с макровихрями
Z х 0,263
к 6,34 [ Da 1 25,6
~ ReJJ'47* IDK) + f • (4.133)
Эта формула получена для sID* = 5...22, Re^ ^DB/DK =
= 50...8 103.
При турбулентном течении с макровихрями для s/I)P> = 5,3...26,
Re^(DB/DK)2 = 500.. .1,6-103, коэффициент гидравлического сопро-
тивления
(4.134)
а для s/Dv = 3,58...5; Re^OVAD2 = 260... 6103
(4.135)
Формулы (4.134) и (4.135) справедливы для Re^, изменяюще-
гося от Re^Kp до Re^ = 5,9-104.
При гидравлическом расчете теплообменного аппарата кро-
ме Др, определенного по (4.132), необходимо учесть потери давле-
ния на сужение и расширение потока при входе Дрвх и выходе
Дрвых из участка трубы с винтовым завихрителем, а также потери
давления на сообщение потоку вращательного движения Дрчак,
которое равно
АРзак
(4.136)
Рекомендации для расчета Дрвх и Дрвых изложены в работе [7].
192
Теплоотдача при ламинарном течении с макровихрями
рассчитывается по формуле
/ \ 0,135
NuM = 0,3 Re О’6 Рг?'43| ^-|
bd3 b (nJ
(4.137)
где NuMs = adJXb. Формула (4.137) справедлива при s/D3 = 5...22,
ReMJz)fc/Z)K=15O...81O3.
Теплоотдача при турбулентном течении с макровихрями для
газов обобщается зависимостью
Nu4 = 0,079Re”;74 Prf’43^^.)0’575^./^)0’11, (4.138)
а для капельных жидкостей — зависимостью
NuMs = 0,079 Re“J4 Prf’43 (ц./ц„)°’36(DB/Dk)°’И. (4.139)
Эти зависимости справедливы для s/D^ = 3,58...26
КеМэ(^в/£>к)2 = 0,25...6,З Ю3 и ReMa от Re^Kp до 5,9-104.
Дня расчета теплоотдачи и гидравлического сопротивления в
витых трубах используются проведенные в [38] обобщающие ре-
комендации. Витые трубы имеют овальный профиль (рис. 4.22)
Гидравлическое сопротивление внутри витых труб обобщается за-
висимостью
0J1 (
Re0,2
0,27 z \ 0,67
- 0,008 A
VoJ
(4.140)
а теплоотдача при течении в трубе воздуха
Nuh =0,072Re0’76 Prf’4(Tw./Tj"(^/DK)°’16, (4.141)
где Niifc и Re^ определяется по эквивалентному диаметру витой трубы
7 Бессонный А.Н. и др.
193
и = 0,17-0,27-10~5
-109,6
(4.142)
I — длина трубы, 5 — шаг закрутки трубы.
Формулы (4.140) - (4.142) справедливы при s/Dmax = 6,2... 12,2
(^max — максимальный диаметр овальной трубы), Re^ = 7 - lO3...^ 105;
Reb(dz/DK)2 = 1,5...500; l/d3 > 30; TJTb = 1,08... 1,9. Можно также
использовать более простые зависимости [49]
^гл = 1 +3,237(5/Dmax)-o^i; (4.143)
Nu/NurjI = 1 + 0,547(j/Dmax)-°>8\ (4.144)
справедливые для s/DmaK > 6,2; Re^ = 6 103...105; TJTb = l...l,55.
Здесь cr;1 и NurJi относятся к незакрученной трубе овального про-
филя; практически они совпадают с данными для круглой трубы.
Необходимо отметить, что закрутка потока обеспечивает ме-
нее эффективную интенсификацию теплоотдачи в трубах, чем коль-
цевые турбулизаторы. Например, в витых трубах для s/D^ = 6,2... 12,2
рост теплоотдачи в 1,2... 1,4 раза сопровождается ростом сопро-
тивления в 1,3...1,8 раза. Примерно такие же результаты дает при-
менение ленточных завихрителей. Для получения заметной интен-
сификации рекомендуются небольшие шаги закрутки sld3 и s/Dmax,
порядка 3...5.
4.3.6. Расчет влияния солеотложений на уменьшение
коэффициента теплоотдачи в теплообменных аппаратах с
интенсификацией теплообмена
Борьба с солеотложением на поверхностях теплообмена яв-
ляется серьезной проблемой при эксплуатации теплообменных
аппаратов. Использование в качестве охлаждающей среды воды,
содержащей соли временной жесткости, приводит к выпадению их
в осадок на поверхностях теплообмена при повышении темпера-
туры охлаждающей воды. Поэтому при разработке конструкции
высокоэффективных холодильников и конденсаторов с водяным
охлаждением необходимо наряду с интенсификацией процессов
теплоотдачи обеспечить предотвращение или снижение интенсив-
ности роста солеотложения на поверхности теплообмена.
Термическое сопротивление отложений зависит от таких фак-
торов, как солевой и ионный состав охлаждающей воды и кон-
центрации в ней солей, тепловая нагрузка на поверхности нагрева,
194
температура и скорость движения жидкости, свойства материала
поверхности нагрева. Перечисленные факторы определяют состав
и структуру образующейся накипи, интенсивность процесса соле-
отложений, характер увеличения термического сопротивления слоя
накипи.
Как показали исследования [37, 48], применение турбулиза-
торов на поверхности труб и закрутка потока позволяют значи-
тельно уменьшить солеотложения в теплообменниках, причем тер -
мическое сопротивление загрязнений R3 на этих поверхностях в
отличие от гладких носит асимптотический характер, когда Я3 че-
рез некоторое время от начала процесса становится независимым
от времени. Только при таком характере изменения R3 имеется
практическая возможность работы теплообменника длительное
время без специальных мероприятий по очистке от загрязнений
(естественно, при приемлемой величине R3 при времени т -> оо)
Проведенные эксперименты [37, 48] как раз подтвердили возмож-
ность получения такой зависимости А3(т) на внутренней и наруж-
ной поверхностях труб с кольцевыми турбулизаторами и на внут-
ренней поверхности витых труб. Солеотложения на поверхностях
этих труб в 3...5 раз меньше, чем на гладких, и через 100 - 150 ч
выходят на постоянное значение, что свидетельствует о прекраще-
нии роста слоя солеотложений.
Эксперименты [37, 48], проведенные при нагревании в тру-
бах и кольцевых каналах воды с повышенным содержанием солей
временной жесткости (бикарбонат кальция), были обобщены сле-
дующими зависимостями:
1) для труб с кольцевыми диафрагмами при dJDa = 0,91...0,94
t/DK = 0,25...0,5; Re^ = (4...25)-102 3; карбоиазной жесткости воды
С = 5...20 мгэкв/л; времени работы = 250 ч
Z \ 0,129 z ч 0,701 z ч
R3 = ll,8/Re;0’29C°’214L- Ш 0,062+0,0012 Л; (4.145)
2) для витых труб при s/Dmax - 6,2... 12,2; Re^ = (3,2...25)103
С = 5...20 мгэкв/л, Тоо= 360 ч
Z ч 0,236 Z ч 0,447
R3=0,204Re^’227C°’36 -т- --- ; (4.146)
W х щах 7
3) для кольцевых каналов с кольцевыми канавками при
dn!Dn = 0,88...0,96; t/Da = 0,24...0,75; h/d. = 0,032...0,096;
195
tJd3 - 0,4...1,2, скорости воды w = 0,05...1,82 м/с, жесткости
С < 20 мгэкв/л, времени = 300 ч
2,640 Г / —О179и \
R3=-----l-exp -o,45w 0129^т
(4.147)
В формулах (4.145) - (4.147) R3 имеет единицы измерения
м2 К/Вт. Коэффициент гидравлического сопротивления £ опреде-
ляется по зависимостям (4.103) - (4.105) или по табл. 4.3. Формулы
(4.145) - (4.146) получены при температуре стенки Tw = 50... 107 °C.
При наличии слоя солеотложений линейный коэффициент
теплопередачи определяется из соотношения
(4.148)
при отложении на внутренней поверхности труб и из соотношения
— = +-i_ In_JL +_Г + -_Л__
К/ aBDB 2Xw DB DH aHDH
(4.149)
при отложении на наружной поверхности труб, где <хв и осн — ко-
эффициенты теплоотдачи внутри и снаружи труб, — коэффи-
циент теплопроводности материала труб.
Так как солеотложения уменьшаются с ростом высоты коль-
цевых диафрагм или кольцевых канавок и с уменьшением шага их
размещений, при их наличии оптимальными будут более высокие
диафрагмы, более глубокие канавки, размещаемые с меныпим ша-
гом, чем при отсутствии отложений. На наружной поверхности
труб оптимальные периметры турбулизаторов = 0,90...0,92;
t!Dn= 0,25...0,35; внутри труб dJD*= 0,91...0,93; t!D* = 0,25...0,5.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Петухов Б.С. Теплообмен и сопротивление при ламинарном течении
Жидкости в трубах. — М.: Энергия, 1967. — 412 с.
2. Петухов Б.С., Генин Л.Г, Ковалев С.А. Теплообмен в ядерных энерге-
тических установках: Учебное пособие для вузов. — М.: Энергоатомиздат,
1986. — 472 с.
3. Теплообмен в энергетических установках космических аппаратов /
Б.М. Галилейский, Ю.И. Данилов, Г.А. Дрейцер, В.К. Кошкин. — М.: Маши-
ностроение, 1975. — 272 с.
4. Дрейцер Г.А. Основы конвективного теплообмена в каналах: Учебное
Пособие. — М.: Изд. МАИ, 1989. — 84 с.
196
5. Дрейцер Г.А., Кхчьминов Н.Л. I'nc'iri paioipciui и ох на ж дсп им |рубо-
проводов. — М.: Maiiuiiioc iporniic, 19//. I2K с.
6. Филипенко Г. К. I njipmviirici кос coiipoiпнпиис iрубопроводов. «Теп-
лоэнергетика», 1954, N« ‘I, г. IS 21.
7. Идельчик И.Е. Справочник ио iидравлическим coiipoiиннепиям.
М.: Энергия, 1975. — 559 с.
8. Алътшуль А.Д. Гидравлические сопротивления. — М.: Наука, 1970.
216 с.
9. Филимонов С.С., Хрусталев Б.А. Исследование теплообмена и гидрав-
лического сопротивления при турбулентном движении воды в трубах с раз-
личными условиями входа / Сб. «Тепло- и массоперенос», — М.: ГЭИ, 1960,
т. III, с. 414 - 424.
10. Петухов Б.С., Курганов В.А., Гладунцов А.И. Теплообмен в трубах
при турбулентном течении газов с переменными свойствами / Сб. «Тепло-
массоперенос». — Минск, ИТМО АН СССР, 1972, т. I, ч. II, с. 117-127.
11. Петухов Б.С., Попов В.Н. Теоретический расчет теплообмена и со-
противления трения при турбулентном течении в трубах несжимаемой жид-
кости с переменными физическими свойствами. — Теплофизика высоких
температур (ТВТ), 1963. т. I, с. 85-101.
12. Экспериментальное исследование местной теплоотдачи и гидравличес-
кого сопротивления при охлаждении газа в трубе / Н.И. Артамонов, Ю.И. Да-
нилов, Г.А. Дрейцер, Э.К. Калинин. — ТВТ, 1970, т. 8, №6, с. 1228 - 1238.
13. Taylor M.F. The correlation of local heat transfer coefficients for sin-
gle-phase turbulent flow of hydrogen in tubes with temperature ratios to 2
NASA TND- 4332, 1968.
14. Курганов B.A., Петухов Б.С. Анализ и обобщение опытных данных
по теплоотдаче в трубах при турбулентном течении газов с переменными
физическими свойствами. — ТВТ, 1974, т. 12, №2, с. 304 - 315.
15. Виленский В.Д., Петухов Б.С., Харин Б.Е. Теплообмен и сопротивле-
ние в круглой трубе при ламинарном течении газа с переменными свойства-
ми, II. Результаты расчета при постоянной температуре стенки. — ТВТ, 1967.
т. 8, № 4, с. 817-827.
16. То же, III. Результаты расчета при постоянной плотности теплового
потока на стенке. — ТВТ, 1971, т. 9, № 3, с. 563-570.
17. Кутателадзе С. С. Теплопередача и гидродинамическое сопротивле-
ние: Справочное пособие. — М.: Энергоатомиздат, 1990. — 367 с.
18. Михеев М.А. Основы теплопередачи. — М.: Госэнергонздат, 1956.
19. Heaton H.S., Reynolds IV.С., Kays W.M. Heat transfer in annular passag-
es. Simultaneous development of velocity and temperature fields in laminar
flow. — Int. J. Heat and Mass Transfer, 1964, v. 7, p. 763 - 781.
20. Sparrow E.M., Lin S.N. The development laminar flow and pressure
drop in the entrance region of annular ducts. Trans. ASME, Ser. D, Journal
Basis Engeneering, 1964, v. 86, № 4, p. 827 - 833.
21. Hertmann H. Warmeubergang bei laminarer Stromung durch Ringsp
te. — Chem. Ing. Technik, 1961, 35, Jahrgang, Heft. 1.
22. Петухов Б.С, Ройзен Л.И. Теплообмен в трубах кольцевого сече-
ния.— ИФЖ, 1963, т. 6, № 3, с. 3- И.
23. Уилсон Н., Медуэлл Д. Анализ теплоотдачи для полностью развитого
турбулентного потока в концентрических кольцевых каналах. Тр. амер, о
197
инж.-мех. (рус, пер.). Сер. С. Теплопередача. М.: Мир, 1968, т. 90, № 1,
с. 44-51.
24. Brighton J. A., Jones J. В. Fully developed turbulent flow in annuli.
Trans. ASME, Ser. D, Journal of Basis Engineering, 1964. v. 86, №4, p. 835- 844.
25. Donne M.D., Meerwald E. Experimental local heat transfer and average
friction coefficients for subsonic turbulent flow of air in an annulus at high
temperatures. — Int. J. Heat and Mass Transfer, 1966, v. 9, p. 1361 - 1376.
26. Субботин В.И., Ушаков П.А. Приближенные расчеты гидравлических
характеристик турбулентного потока жидкости в кольцевых каналах. ТВТ,
1972, т. 10, № 5, с. 1025 - 1030.
27. Петухов Б.С., Ройзен Л.И. Обобщенные зависимости для теплоотда-
чи при турбулентном течении газа в трубах кольцевого сечения. — ТВТ,
1964, т. 2, № 1, с. 78-81.
28. Дорощук В.Е., Фрид Ф.П. Исследование теплоотдачи в кольцевых
каналах / Сб.«Теплообмен при высоких тепловых нагрузках и других специ-
альных условиях». — М.: Госэнергоиздат, 1959, с. 101-112.
29. Петухов Б.С., Ройзен Л.И. Экспериментальное исследование тепло-
обмена при турбулентном течении газа в трубах кольцевого сечения. — ТВТ,
1963, т. 1, № 3, с. 416- 424.
30. Kays М., Leung Е. J. Heat transfer in annular passages. — Hydrody-
namicaaly developed turbulent flop with arbitrary prescribed heat flux. — Int. J.
Heat and Mass Transfer, 1963, v. 6, p. 537-557.
31. Crookston R.B., Rothfus R.R., Kernode R.I. Turbulent heat transfer in
annuli with small cores. — Int J. Heat and Mass Transfer, 1968, v. 11, p. 415 -426.
32. Петухов Б.С., Ройзен Л.И. Обобщенные зависимости для теплоотда-
чи в трубах кольцевого сечения. — ТВТ, 1974, т. 12, № 3, с. 565 -569.
33. Исаченко В.П., Галин Н.М. Теплоотдача при турбулентном движении
жидкости в кольцевом канале. — Изв. вузов. Энергетика, 1965, № 6, с. 68-73.
34. Петухов Б.С., Ройзен Л.И. Теплоотдача при турбулентном течении
газа в трубах кольцевого сечения. — Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт,
1967, № 1, с. 103 - 112.
35. Интенсификация теплообмена. Успехи теплопередачи, т. 2 / Ю.В. Виле-
мас, Г.И. Воронин, Б.В. Дзюбенко и др. — Вильнюс, Мокслас, 1988. — 188 с.
36. Галицейский Б.М, Рыжов Ю.А., Якуш Е.В. Тепловые и гидравлические
процессы в колеблющихся потоках. — М.: Машиностроение, 1977. — 256 с.
37. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. Интенсификация теплообмена
в каналах. — М.: Машиностроение, 1990. — 208 с.
38. Теплообмен и гидродинамика в каналах сложной формы / Ю. И.
Данилов, Б. В. Дзюбенко, Г. А. Дрейцер, Л. А. Ашмантас. — М.: Машино-
строение, 1986. — 200 с.
39. Щукин В.К. Теплообмен и гидродинамика внутренних потоков в
полях массовых сил. — М.: Машиностроение, 1980. — 240 с.
40. Petukhov B.S. Heat transfer and friction in turbulent pipe flow with
variable physical properties. — Advances in Heat Transfer, v. 6, 1970, New
York, London, Academic Press, p. 503 - 564.
41. Диплом на научное открытие № 242 СССР. Закономерность измене-
ния теплоотдачи на стенках каналов с дискретной турбулизацией потока при
вынужденной конвекции / Э.К. Калинин, Г.А. Дрейцер, С.А. Ярхо и др. И
Открытия. Изобретения. 1981, N? 35.
198
42. Fuerstein G., Rampf H. Der Einflub rechteckiger Rauhig Keitcn auf c
Warmubergang und den Druckabfall in turbulent Ringskaltstromung. — Warn
und Stoffubertragung, 1969, Bd. 2, s. 19-30.
43. Sheriff N., Gumley P., France J. Heat transfer characteristics of rouj
ened surfaces. — Reactor Group U.K. Atomic Energy Authority Rept., 19(
№ 447(R7), 24 p.
44. Пучков П.И., Виноградов O.C. Исследование теплоотдачи и гидравли-
ческого сопротивления кольцевых каналов с теплопередающей внутренней
поверхностью. — Теплоэнергетика, 1964, № 10, с. 62 - 65.
45. Brauer Н. Stromungawicaratand und Warveubergang bei Ringapall
mit rauhen Kernrohr. — Atomkernenergie, 1961, 4, s. 152 - 166; 5, s. 207-2j
46. Вилемас Ю., Шимонис В., Адомайтис И. — Э. Интенсификация теп-
лообмена в газоохлаждаемых каналах. — Вильнюс, Мокслас, 1989. — 258
47. Sheriff N., Gumley Р. Heat transfer and friction properties of surface
with discrete roughnesses. — Int. J. Heat and Mass Transfer, 169, 1966, v.
№ 12, p. 1298- 1313.
48. Дрейцер Г.А. Исследование солеотложений при течении воды с по-
вышенной карбонатной жидкостью в каналах с дискретными турбулизатора-
ми. — Теплоэнергетика, 1996, № 3, с. 30- 35.
49. Парамонов Н.В. Исследование интенсификации теплообмена в про-
фильных трубах / Сб.«Тепло- и массообмен между потоками и поверхностя-
ми», 1980, с. 62 - 65.
Глава пятая
ТЕПЛООТДАЧА И АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВ
ЛЕНИЕ ПОПЕРЕЧНО-ОБТЕКАЕМЫХ ПУЧКОВ ОРЕБ-
РЕННЫХ ТРУБ ТВО
УСЛОВНЕЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
с, с2, с' — константы
dH — наружный диаметр несущей трубы, м
d — наружный диаметр ребра, м
Е — коэффициент эффективности ребра
/т, — глубина завальцовки ребра, глубина бороздок, м
т — показатель степени
Уо — удельная мощность на перемещение воздуха через
межтрубное пространство пучка, Вт/м2
п — показатель степени, число ребер, шт./м
w — скорость воздуха в наименьшем сжатом сечении
пучка, м/с
z — число поперечных рядов в пучке
ос, ак — средние приведенный и конвективный коэффи-
циенты теплоотдачи с воздуппюй стороны, отне-
сенные к полной наружной площади поверхности
оребрения трубы, Вт/(м2 К)
ос' — средний приведенный коэффициент теплоотдачи
по воздушной стороне с учетом тепловой
проводимости контакта, Вт/(м2 К)
th — гиперболический тангенс
Р — коэффициент формы пучка, конструктивный
параметр пучка
Др — перепад давления, Па
л, лр — коэффициент теплопроводности воздуха (газа),
теплопроводности ребра, Вт/(м-К)
v — коэффициент кинематической вязкости воздуха
(газа), м2/с
р — плотность воздуха, кг/м3
с>} = S}/d, с>2 = S2ld, с>2' = S2'/d — относительные шаги разбивки
труб в пучке
ср — коэффициент оребрения трубы
200
Ч7 — коэффициент неравномерности распределения
местной тснлоо|дачи по поверхности ребра; угол
атаки потоком труб пучка, i радуг
Re = wdj\' — число Рейнольдса воздуха или газа
Nu = ocJ0/X — число Нуссслыа воздуха
Рг = \'1а — число Праши ля воздуха или газа
Остальные обозначения в тексте соответствуют обозначени-
ям главы 3.
5.1. Шахматные пучки круглых труб со спиральными
накатными и навитыми ребрами
Средний конвективный коэффициеш leiuiooiдачи при попе-
речном обтекании воздухом шахматных пучков iруб с накатны-
ми, навитыми завалыюванными, KLM-ребрами, L- ребрами, а 1акже
шайбовыми и спиралыю-ленгочными ребрами, отнесенный к пол-
ной площади поверхности оребрения определяется с погрешнос-
тью ±15 % из обобщенного критериального уравнения 11, 2|:
л / 7 \ «-54 z , . о, 14
<хк =0,132* Re0-7’, (5.1)
где (3 = (^ - d$) I (S2' - do) — коэффициент формы пучка; т = 0,53
0,019ср; Re = ws/v, w — скорость воздуха в наименьшем про-
ходном сечении пучка, м/с. Пределы применения уравнения (5.1)
по параметрам: Re = 150...85000; р = 0,46...2,61; /?/л’ = 0,4...6,4;
do/s = 2,88...16,1; у = 1...5,7° [3, 4].
Угол подъема спиральной линии ребра определяется как
= arctg пр s
/ (nd) ,
(5.2)
где /?р — число заходов ребра.
Значения поправочного коэффициента cz на число попере-
чных рядов в пучке по направлению движения воздуха принима-
ются по данным исследования [5] следующими: при z = 2 cz = 0,91;
z = 3 cz = 0,98; z = 4 cz = 0,99; z = 5 cz = 0,995; z Z 6 cz = 1.0. Зна-
чения поправочного коэффициента на угол атаки Ч' потоком
воздуха оребренных трубок пучка принимаю гея следующими |6|
7]: при Ч7 = 90° = 1,0; Ч7 = 80° = 1,035; Ч' = 70° ст = 1,037
Ч7 = 60° = 1,167; Ч7 = 50° = 1,055.
201
Для расчета среднего конвективного коэффициента теплоот-
дачи и расширенном диапазоне изменения параметров ребра и
компоновочных харакгеристик шахматного пучка при поперечном
перпендикулярном (ЧИ = 90°) омывании газовым потоком труб со
всеми типами круглых ребер ТВО, включая и приварное спираль-
ное оребрение, можно применять методику [8, 9]:
ак = 1,13 -- c7cs Re” Рг0’33
^0
где и = 0,7 + 0,08У + 0,005<р; Y= thX; Х = J-^-2;
5^2 ф
Re = wdn/v; с, = (1,36 - У) (-1-1- -0,014].
и 5 < ф+8 7
Величина cz определяется из выражений:
при 5i/52 < 2, z < 8
сг = 3,15г0’05 -2,5;
cz = 1,0, г >8;
при 5i/52 2, г < 8
cz = 3,5г0’03 - 2,72;
cz = 1,0, z > 8.
В качестве расчетной принимается скорость газов в наимень-
шем проходном сечении пучка. Формулу (5.3) можно использовать
в области Re = 51О3...2-1О5; ср = 1,2...39,0; Sx/dQ = 1,7...6,5; S2/
= 1,3...9,5; Si/52 = 0,3...5,2, а расхождение между опытными
(экспериментальными) и расчетными значениями чисел Нуссельта
не превышает для 90 % пучков ±15%. При определении по (5.3)
теплоотдачи воздушного потока, что характерно для ТВО, следует
принимать Рг ~ 0,7.
Физические свойства воздуха и газов в (5.1), (5.3) определяют-
ся при средней температуре потока в пучке. Приведенный коэф-
фициент теплоотдачи от оребрения к газовому потоку, отнесен-
ный к полной наружной площади поверхности теплопередачи,
вычисляется по соотношению [10, И]
\ Г Г J
(5.4)
где F = Fp + Гтр; Fp = F6 + FT; F^ — полная наружная площадь по-
верхности оребрения, площадь поверхности ребер, площадь
202
поверхности гладкой трубы, незанятой ребрами, обычно вычисля-
ется на 1 м длины; F6, FT— площади боковой поверхности и торцов
ребер; Е — коэффициент эффективности ребра; ц — коэффици-
ент профиля поперечного сечения ребра.
Для труб с круглыми шайбовыми и спиральными ребрами
значения площадей участков трубы, м2/м, будут
F6 = 0,5лп(бР - Jo2); FT = ил</Д, F^ = л<70( 1 - иД).
Число ребер на 1 м трубы, шт., п = 1/5.
Средняя толщина ребра Д = 0,5(Д] + Д2), где Дь Д2 — толщина
ребра у вершины и основания в случае трапецеидального
поперечного сечения.
Для круглых шайбовых и спиральных ребер постоянной тол-
щины коэффициент Е находится в зависимости от параметров
mh - h^j2aK I Хр • А и J/Jo по рис. 5.1, а. Для этих же ребер ко-
эффициент ц = 1.
Для круглых ребер трапецеидального поперечного сечения
значения Е определяются также по рис. 5.1, я, а коэффициент ц,
Рис. 5.1. Коэффициент эффективности круглых поперечных ребер прямоуголь-
ного профиля (а) и значения поправочного коэффициента ц, учитывающего из-
менения толщины трапециевидных ребер (б).
203
учитывающий влияние уширения ребра к основанию, находи1ся по
рис. 5.1, б в зависимости от параметров mh и ^А]/А? .В парамет-
ре mh величина лр — коэффициент теплопроводное!и макрнала
ребра.
Разница в эффективности ребер различного профиля попере-
чного сечения при mh < 1 составляет менее 10 %. Для ребер труб
ТВО рабочий диапазон mh * 0,3...0,8, поэтому для применяемых па
практике толщин ребер не имеет смысла искать энергетически
оптимальный их профиль. Коэффициент неравномерности тепло-
отдачи по поверхности круглого ребра при mh = 0,1 ...3,7 вычисля-
ется по формуле [10]
Т = 1 - 0,058m/i. (5.5)
По данным наших исследований [1] сопротивление шахмат-
ных пучков труб ТВО со спиральными накатными, навитыми за-
вальцованными, KLM-ребрами, L-ребрами с разбросом опытных
значений ±20 % обобщается нормативной зависимостью [10] для
расчета аэродинамического сопротивления котельных установок
из труб с шайбовыми и спирально-ленточными ребрами, включая и
приварные, проверенной в расширенном диапазоне определяющих
параметров [2]:
/ \ 0,3
£=5,4c:c'z(±) Re-0’25
(5.6)
где £ = 2Ap/pw2 = 2Eu - коэффициент сопротивления пучка;
’ w - скорость воздуха в наименьшем (поперечном или
диагональном) проходном сечении пучка, м/с; d3 - эквивалентный
диаметр наименьшего проходного сечения.
Зависимость (5.6) охватывает опытные данные в интервале
Re = (1,5... 180)-103, l/d3 = 0,15... 13,0 и проверена в области изме-
нения абсолютных значений геометрических параметров ТВО, мм:
Si = 28...133; S2 = 25,9...НО; d = 13,6...105; h = 2...35;
5 = 2,325...13,3; А = 0,22...2,55; ср = 2,24...26,68; ир = 1...3
(у = 1°2'...2°50'). Число Эйлера на один поперечный ряд пучка сле-
дует вычислять Euo = Eu/z.
Значения поправочного коэффициента с/на малорядность
204
пучка принимаются по [1, 5J следующими: при z = 1 с/ = 1,23; z = 2
с/= 1,18; z = 3 с/= 1,08; z = 4 с/= 1,02; с/= 1,0 при z > 5. Для
труб с навитыми ребрами с/= 1,0.
Поправочный коэффициент су'на угол атаки потоком ореб-
ренных трубок пучка принимается следующим [6, 7]: при Т = 90°
= 1,0; Т = 80° ст' = 1,079; Т = 70° ст' = 1,188; Т = 60°
1,60; У = 50°с>/= 2,0.
Увеличение числа заходов спирального накатного угла от 1 до
3 не приводит к росту аэродинамического сопротивления пучка
[3]. Сопротивление наклонных оребренных пучков больше по срав-
нению с пучком при перпендикулярном обгекании потоком груб.
В шахматном пучке имеется два сжатых проходных сечения:
одно располагается по фронту пучка в поперечном направлении,
второе складывается из двух диагональных сечений при рассмот-
рении трубной ячейки с шагом
Коэффициент загромождения сжатого поперечного и диаго-
нального сечений пучка из труб со спиральными ребрами
. 1 ( , , 2h&\
хФр = 1-51’1й,о+^; (5.7)
Хд
4ЛЛ
(5.8)
Если хфр < Хш то наименьшим проходным сечением пучка
является фронтальное поперечное, и эквивалентный диаметр его
будет
<L
-2ЙД /(2h + s).
(5.9)
В случае ХфР > Хд, наименьшим проходным сечением являет-
ся диагональное и d3 рассчитывается по (5.9), при подстановке
вместо Si диагонального шага S2' пучка. Пучки с таким сечением
относят к группе «стесненных», обычно у них коэффициент фор-
мы Р > 2.
Линейный определяющий размер в числе Re формулы (5.6)
для труб со спиральными и шайбовыми ребрами [10]
I = (FTp / F)d0 + (fp / F)^0,785(rf2 - J2).
(5.10)
205
Исследование [12] показывает, что дня стесненных пучков с
[3 > 2,4 расчетные значения сопротивления пучка по формуле (5.6)
оказываются завышенными на 15...22 % по сравнению с опытными.
Расчет сопротивления по (5.6) очень тесных пучков с относитель-
ными шагами cjj = SJd = 1,014...1,05 и ст2 = S2/d = 0,88...0,91 повы-
шенной компактности П > 450 м2/м3 занижает его в среднем на
20 % по сравнению с опытными данными.
Обобщение опытных данных в узком диапазоне изменения
геометрических и возможных эксплуатационных режимных пара-
метров для отдельных конструктивных типов оребрешгых труб ТВО
позволяет заметно повысить точность расчетных зависимостей.
Приводимые ниже подобные зависимости для теплоотдачи получе-
ны методом локального теплового моделирования и для определе-
ния коэффициента теплоотдачи, соответствующего реальным ус-
ловиям теплообмена в пучках аппаратов, необходимо вычисленные
значения сх умножить на поправочный коэффициент сл.
Средний приведенный коэффициент теплоотдачи при перпен-
дикулярном обтекании воздухом шахматных пучков труб с нави-
тыми завальцованными, KLM и L-ребрами из алюминиевой ленты
вычисляется с погрешностью ±8 % по уравнению [1]
а = 0,356 Ас.°’5pm Re0’61 ,
(5.11)
которое действительно в интервале Re = wd^/v = (3...25)-103; h/s =
= 3,78...6,3; p= l...l,25; Д = 0,22...0,3 мм; ср = 13,5...22; J^57mm;
= 25 мм. Показатель m определяется по рекомендациям к урав-
нению (5.1). Значения cz принимаются следующими: при z = 2
cz = 0,96; z = 3 cz = 0,98; z > 4 cz = 1,0.
Аэродинамическое сопротивление этих пучков с погрешнос-
тью ±8 % удовлетворяет критериальному уравнению [1]
/о \ -2/„ х 0,5/ х 0,56
Ен = 3,45с Л-М 4 Г Re"0’3, (5.12)
которое справедливо в диапазоне Re = wdjv = (3...25)-103; S}/d =
= 1,035... 1,26; S2/d = 0,896...0,982; cp = 13,5...22; h/s = 3,78...6,3. Зна-
чение c~ =1,0 для всех z > 1,0.
В табл. 5.1 приведены компоновочные характеристики и
коэффициенты критериального уравнения (5.14) шахматных
206
шестирядных пучков труб dx/ix$xA = 57x 16х 2,53 х 0,3 мм с за-
вальцованными на глубину hi » 0,3 мм спиральными алюминиевы-
ми ребрами с ср = 22. Оребрение выполнено на трубах
dH = do = 25 мм из углеродистой стали.
Таблица 5.1
Характеристики пучков с <р = 22
Параметр Номер пучка
1 II ill IV V
51, мм 59,0 64,7 82,0 102,0 64,7
5г, мм 51,1 51,1 51,1 25,9 56,0
5г', мм 59,0 60,4 65,5 50,0 64,7
₽ 1,0 U7 1,4 2,27 1,0
С1 83,16 72,60 55,0 73,92 64,24
Средний приведенный коэффициент теплоотдачи с включе-
нием тепловой проводимости контакта завальцованного ребра в
перпендикулярном потоке воздуха пучков I...V описывается урав-
нением [1]
а'= 0,348- В0’1 Re0’5,
do
(5.13)
а аэродинамическое сопротивление этих пучков подчиняется урав-
нению
Eu = q Re’0,34.
(5.14)
Теплоаэродинамические характеристики шахматных четырех-
рядного VI и восьмирядного VII пучков из этих же труб (р = 22 в
шагах пучка V определяются из уравнения (5.14) сопротивления, а
теплоотдача как
а' = с' Re0’5
^0
(5.15)
Для z = 4 с - 0,338; сх = 42,24, а для z = 8 с = 0,347; q = 77,88.
Уравнения (5.13)-(5.15) действительны для чисел Re = w<7o/v =
= (2,5...25)-103. В качестве характерной в числах Re и Ен зависимос-
тей (5.11) - (5.15) принимается скорость воздуха в сжатом поперечном
сечении пучка, а физические свойства воздуха здесь и в последующих
расчетных соотношениях выбираются по его средней температуре.
207
Шахматные шестирядные пучки VIII...XII (табл. 5.2) собраны
из труб с навитыми на шлифованную наружную поверхность алю-
миниевыми L-ребрами со следующими параметрами: А —
= 56,45 х 15,3 х 2,5 х 0,22 мм; ср = 20,59; dQ = 25,85 мм;
JH = 24,85 мм; В — dxhx sx Д = 56,39 х 15,2 х 2,8 х 0,22 мм;
ср = 18,3; = 25,99 мм; JH = 24,99 мм.
Пучки VIII...IX собирались из труб с параметрами А, а пучки
X...XII - с параметрами В. Средний приведенный коэффициент
теплоотдачи и аэродинамическое сопротивление этих пучков труб
с L-ребрами в перпендикулярном потоке воздуха обобщаются урав-
нениями [13]
а = с —Re”, (5.16) Eu = q Re’p, (5.17)
d0
где Re = wdjv = (3...25) 103, а значения постоянных с, сь лир при-
ведены в табл. 5.2.
Таблица 5.2
Характеристики пучков труб с L-ребрами
Параметр Номер пучка
VIII LX X XI хп
Sp ММ 59,0 64,7 59,0 64,7 64,7
52, ММ 51,1 51,1 51,1 56,1 51,1
5\', ММ 59,0 60,4 59,0 64,7 60,4
р 1,0 1,2 1,0 1,0 1,12
с 0,218 0,126 0,263 0,263 0,158
п 0,582 0,647 0,565 0,565 0,633
С1 109,37 98,63 91,72 58,85 92,74
р 0,364 0,371 0,361 0,333 0,375
Технология изготовления труб с L-ребрами сопровождается
замасливанием поверхности оребрения в виде тонкой пленки, а
также наличием его в контактной зоне полки ребра с наружной
поверхностью несущей трубы. Наличие масляной пленки на реб-
рах не сказывается на интенсивности теплоотдачи к воздуху. Уда-
ление масла с контактной зоны снижает коэффициент теплопере-
дачи трубы на 3 %.
В табл. 5.3 приведены параметры шахматных шестирядных
пучков XIII...XV из труб с алюминиевыми навитыми спиральными
208
KLM-ребрами dx/ix5xA = 56,215 x 15,207 x 2,325 x 0,25 мм;
= 25,8 mm; cp = 21,92; JH = 24,8 мм; глубина продольных бороз-
док на наружной поверхности несущей трубы hi « 0,14...0,17 мм;
шаг бороздок 51 = 0,6 мм и пучков XVI...XVII из груб с KLM-реб-
рами Jx/?x5xA = 55,8 х 15,0 х 2,3 х 0,25 мм; Jo = 25,8 мм;
ср = 21,75; JH = 25,0 мм; hi ~ 0,17 мм; Si = 1,1 мм. Несущая груба
изготовлена из углеродистой стали.
Таблица 5.3
Характеристики пучков труб с KLM-ребрами
Параметр Номер пучка
ХШ XIV XV XVI XVII*
Sj = S2', мм 59,0 63,5 64,7 63,5 66,4
мм 51,1 55,0 56,1 55,0 55,0
с’ 0,233 0,232 0,232 0,169 0,137
п 0,552 0,552 0,552 0,59 0,61
ci 144,8 111,79 97,0 95,5 68,1
Р 0,409 0,392 0,384 0,37 0,34
*Для пучка XVII 52к= 64,24 мм.
Средний приведенный коэффициент теплоотдачи пучков с
учетом тепловой проводимости контакта
a' =c'^Re". (5.18)
Приведется средняя теплоотдача пучков XIII...XV в перпен-
дикулярном потоке воздуха
а = 0,136-^ Re0,626. (5.19)
Аэродинамическое сопротивление пучков XIII...XVII обобща-
ется уравнением (5.17), в котором значения ст и р, а также с'ипв
(5.18) принимаются по табл. 5.3. Уравнения для KLM-ребер дейст-
вительны в интервале Re = wJo/v = (2,5...20)-103.
Теплоэнергетически целесообразно развивать площадь меха-
нического контакта KLM-ребер с поверхностью несущей трубы в
направлении увеличения глубины профильных продольных бороз-
док на ней при уменьшении их количества по окружности трубы.
209
Средняя теплоотдача шахматных шестирядных пучков
XVIII...XX труб с накатными алюминиевыми ребрами d х h х
х 5 х А = 49 х 10,5 х 3,5 х 0,75 мм; ср = 9,4; = 28 мм; = 25 мм
в перпендикулярном потоке воздуха обобщается зависимостью
[14]
а = 0,099--Re0,68
d0
(5.20)
Аэродинамическое сопротивление этих пучков подчиняется
уравнению (5.17), в котором для пучка XVIII — Sj = S2 = 52 мм;
С1 = 51,1;р = 0,3; XIX — Sj = S2' = 58 мм; Ci = 31,4; р = 0,26; XX —
u>i — S2 — 64 мм; С\ — 24,3; р — 0,24.
Теплоаэродинамические характеристики шахматных, шести-
рядных пучков XXL..XXIV равносторонней компоновки труб с на-
катанными алюминиевыми ребрами dx/ixsxA =
= 56,9 х 13,6 х 2,94 х 0,65 мм; ср = 14,7; = 29,6 мм; dH = 25 мм,
нормализованные параметры которых 56,0 х 14,0 х 3,0 х 0,85 мм;
ср = 15,23, обобщаются с погрешностью ±3,5 % зависимостями [1]
(5.21)
/ с \ -1 / с \ -°’5
Ей = 58,36 р) f^-1 Re-0’32.
\dJ \d J
(5.22)
Значения шагов в пучках были соответственно Si = S2 = 58,0;
59,0; 63,5; 64,7 мм, a S2 = 0,866Sb
Для расчета средней теплоотдачи и сопротивления шахмат-
ных шестирядных пучков XXV...XXVIII равносторонней компоновки
в поперечном потоке воздуха Т = 90° из труб с накатными алюми-
ниевыми ребрами dx/ixsxA = 57,17 х 15,19 х 2,44 х 0,5 мм;
ср = 20,73; dH = 25 мм, нормализованные параметры которых
57 х 15,2 х 2,5 х 0,5 мм; ср = 20,4, можно воспользоваться форму-
лой (5.22), подставляя вместо 58,36 величину 78,25 и уравнением
а = 0,082 -Re0’68 .
^0
(5.23)
Шаги в пучках оставались неизменными и соответствовали
шагам пучков XXI...XXIV. Профиль ребра состоял из основания
210
с усеченной трапецией, переходящей в прямоугольное сечение на
периферии, и профилировался накатными дисками ВНИИПТХНА.
Исследования показали [13], что замена ребра с профилем ВНИ-
ИПТХНА на трапецеидальный профиль со средней толщиной 0,6 мм
сопровождается одновременным ростом теплоотдачи и сопротив-
ления пучка: при Re = 10000 соответственно в 1,1 и 1,06 раза.
Трапецеидальный профиль формируется накатным инструментом
ВНИИМЕТМАШ. Однако на 1 м трубы расход металла на оребре-
ние ВНИИПТХНА составляет 2,68 кг по сравнению с 2,84 кг для
ВНИИМЕТМАШ, уменьшение равно 6 %.
Расчеты показывают, что при одинаковых затратах мощности
No = idem на перемещение воздуха через межтрубное пространст-
во пучка коэффициент теплоотдачи труб с трапецеидальной фор-
мой сечения ребра лишь на 5,4 % больше теплоотдачи ребер про-
филя ВНИИПТХНА. Проведенное сопоставление энергетической
эффективности шахматных пучков по экспериментам [10] полнос-
тью согласуется с полученными результатами. При No = idem при-
веденный коэффициент теплоотдачи трапецеидального ребра в
1,087 раза, а конвективный в 1,07 раза больше соответствующих
коэффициентов для ребра прямоугольного сечения. Следователь-
но, поперечный профиль ребра не играет решающей роли в по-
вышении энергетической эффективпости ребристых труб ТВО.
Форму его следует выбирать исключительно по технологическим
условиям процесса оребрения.
Уравнения (5.16) - (5.23) действительны в области чисел
Re = wdolv = (3,0...25)-103, а скорость воздуха w вычисляется по
сжатому поперечному сечению пучка.
Оребрение трубы с увеличенным диаметром dH = 38 мм при
толщине стенки 2,5 мм применяются в ТВО для охлаждения вяз-
ких теплоносителей. В работе [15] выполнены исследования шес-
гирядных пучков в перпендикулярном потоке воздуха из таких
труб с накатными алюминиевыми ребрами d х h х А =
= 70 х 14,5 х 0,75 мм; и переменным шагом ребер: 5 = 2,56 мм
ср = 16,2; 5 = 2,7 мм ср = 15,8; 5 = 3,06 мм ср = 14,3; 5 = 3,56 мм
ср = 11,9. Шага разбивки труб в решетках = S2' = 76,0 мм,
S2 = 65,8 мм. Опытные данные обобщились критериальными урав-
нениями
. Z , х-0,63
/Л 'УП Г I I ГЛ 0 68
а = 0,275—J Re 100 ; (5.24)
211
Fin = 17,32 f---'
\5-Д/
0,51
Re’0'28 ,
(5.25)
в которых h/(s A) = 7,61...5,35; Re = (10...50)-103. Теплотехничес-
ки нецелесообразно применение труб с шагом ребра 5 < 2,7 мм.
Увеличение поперечного шага Si от 76 до 82 мм при S2 =
= 65,8 мм = const повышает теплоотдачу на 3,5 % с уменьшением
сопротивления на 5 %. Однако увеличение продольного шага S2 от
65,8 до 82 мм при постоянном Si = 76 мм ухудшает теплоотдачу на
3,7 % при неизменном сопротивлении. Энергетически целесооб-
разно в ТВО применение разбивки труб по вершинам равнобед-
ренного треугольника вместо треугольной равносторонней.
В ТВО перед теплообменными секциями иногда устанавлива-
ют подогреватель воздуха для запщты от замерзания охлаждаемого
продукта в первых рядах при низких температурах окружающего
воздуха. Подогреватель конструктивно выполнен в виде одноряд-
ного пучка биметаллических ребристых труб.
Теплоотдача однорядного пучка труб с накатанными на dH = 25 мм
алюминиевыми ребрами нормализованных параметров, соответст-
вующих ср = 15,23 в поперечном потоке воздуха в интервале
Si = 58,0...64,7 мм
а = 0,194—Re0’58.
^0
(5.26)
Теплоаэродинамические характеристики однорядного пуч-
ка труб с накатными на dH = 25 мм алюминиевыми ребрами нор-
мализованных параметров с ф = 20,4 в потоке воздуха для
Si = 58,0...70 мм будут
а = 0,14-^ Re0,6;
^0
Ей = <?! Re~0,28 ,
(5.27)
(5.28)
где Ci = 9,39 и Si = 58 мм, Q = 8,49 и Si = 64 мм, Ci = 7,24 и Si =
= 70 мм.
Зависимости (5.26) - (5.28) охватывают интервал Re = wdjv =
= (З...ЗО)1О3, а скорость воздуха принимается в поперечном сжа-
том сечении пучка.
212
Дня однорядного пучка труб с накатными на dH = 25 мм алю-
миниевыми ребрами rfx /1х 5 х А = 49,0 х 10,5 х 3,5 х 0,75 мм;
Ф = 9,4; при 5*1 = 52 мм теплоотдача вычисляется по (5.27) при за-
мене 0,14 на 0,169, а сопротивление поперечному потоку воздуха
[5]
Ей = 4,30 Re-0’22,
(5.29)
которые распространяются на Re = (2...50) 103.
При равенстве поперечного и диагонального сжатых сечений
возникает геометрическая равнопроходность трубного пучка, при
которой скорости воздуха в обоих сечениях одинаковы и макси-
мальны по сравнению со скоростями воздуха любых других сече-
ний трубного пучка. Равнопроходности удовлетворяет условие
Хфр = Хд- Равнопроходность пучка при известных геометрических
параметрах ребер и трубы реализуется рядом сопряженных значе-
ний поперечного Si и среднедиагонального У2 шагов. Значение одно-
го из шагов при заданном значении другого определяют из равен-
ства коэффициентов загромождения по (5.7) и (5.8) рассматривае-
мых сечений.
Исследование [16] равнопроходных пучков из труб
J х /? х 5 х А = 47,9 х 9,2 х 3,26 х 0,9 мм; ф = 8,58; dH = 25 мм с на-
катными алюминиевыми ребрами показало, что при Nq = idem ко-
эффициенты этих пучков на 3...20 % меньше коэффициентов теп-
лоотдачи пучка с тесным равносторонним расположением ореб-
ренных труб. Относительная габаритная характеристика равнопро-
ходных пучков также уступает этому параметру тесных пучков.
Однако равнопроходные пучки целесообразно применять в аппа-
ратах с ограниченными потерями воздуха.
Опытные значения теплоотдачи и сопротивления этих пучков
удовлетворительно согласуются с расчетными по обобщенным урав-
нениям (5.1), (5.3) и (5.6).
Теплоотдача оребренных труб и пучков зависит от теплопро-
водности ребер и теплопроводности воздушного (газового) пото-
ка, омывающего ребра. Для установления этой зависимости нами
опытные данные [17; 10] по приведенным коэффициентам тепло-
отдачи были обработаны через симплекс Хор/Хов. На рис. 5.2 по-
строена в логарифмической сетке функциональная зависимость
Nu = /(X /Хов) при Re = 2104. В числах Nu значения приведенных
коэффициентов теплоотдачи отнесены к площади поверхности глад-
кой трубы диаметром dG, а значения Хор, Хов — коэффициентов
213
Рис. 5.2. Зависимость теплоотдачи шахматных пучков от теплопроводности
ребер.
По данным [17]: 1, 2, 3 — углеродистая сталь, латунь, медь, ф = 12,6; 4, 5 — углеродистая сталь, латунь,
ф = 7,45; по данным [10]: 6-10 — нержавеющая сталь, углеродистая сталь, магний, алюминий, медь,
ф = 6,9.
теплопроводности ребра и воздуха — приняты при температуре
0 °C. Получено, что приведенная теплоотдача при прочих равных
условиях (Re = const, Хов = const) увеличивается с ростом тепло-
проводности ребер согласно NuGx)^^-^//-^)0’11. Использование этой
связи позволяет пересчитывать приведенные коэффициенты теп-
лоотдачи а или ос', полученные, например, экспериментально для
алюминиевых труб, на другой материал. Замена ребер из сплавов
AD1M или AD1 на медные увеличивает теплоотдачу лишь на 8 %
при возрастании массы ребер в 3,2 раза. С учетом влияния стои-
мости материала, коррозионной устойчивости, пластических
свойств для ребер труб ТВО целесообразно применять алюминий
и его сплавы.
В работе [18] исследовано влияние изменения высоты алюми-
ниевых ребер, накатанных на стальной трубе dH = 25 мм, парамет-
ры которых d0 х 5 = 28 х 2,96 мм при переменных h х А =
= 14 х 0,75; 12 х 0,85; 10,1 х 0,95; 8,2 х 1,0 мм соответственно с
ср = 15,23; 12,85; 10,5; 8,4, на теплоаэродинамические характерис-
тики шахматных шестирядных пучков в потоке воздуха. Вследст-
вие h = оосг наружный диаметр ребра d = do + h был также перемен-
ным. Все четыре пучка имели одинаковые значения относительных
шагов Hi = су2' = 1,035; ст2 = 0,897. С увеличением высоты ребра теп-
лоотдача уменьшается, сопротивление пучка возрастает и обобща-
ются зависимостями
-0,25
а = 0,0653 —
Re0’7 ;
(5.30)
h
214
(5.31)
/ , \
Ей = 63,94 4 Re-0,28
(5.32)
которые действительны для указанных значений абсолютных
параметров или безразмерных симплексов h/dQ = 0,5...0,297;
h/s = 4,73...2,77 и Re = (5,5...36)10з.
По сложившемуся мнению [1, 10, 11], допускаемой нижней
границей коэффициента эффективности ребра является Е = 0,7...0,8,
которая считается энергетически и технико-экономически целе-
сообразной для труб с разными параметрами и формами ребер.
Принимая Е = 0,8, для геометрических параметров исследованных
труб при h = оосг установлено, что для 5 ~ 3,0 мм, Д = 0,75 мм и
применяемого в ТВО для оребрения алюминиевого сплава AD1M
оптимальная высота ребра /?0 ® 18... 19 мм.
На рис. 5.3 изображена схема компоновки оребренных труб
в зигзагообразном пучке, разработанном в работе [19]. Конструк-
ция получается из шахматного пучка с равносторонней компонов-
кой труб = S2 путем преобразования поперечных рядов в зигза-
гообразные. Трубы 2 каждого поперечного ряда смещаются по про-
дольной оси в направлении движения воздуха на величину е отно-
сительно труб 1. Компоновочные характеристики пучка
-е2 , угол при вершине равнобедренного треугольни-
ка принимает значение
р = 180° - arccos-^- + arcsin
(5.33)
Ширина пучка по фронту в сечении перед трубами
(5.34)
где i — число труб в поперечном ряду.
215
Рис. 5.3. Зигзагообразный пучок.
1, 2 — оребренные трубы; I - IV — поперечные ряды оребренных, труб.
Относительное уменьшение ширины зигзагообразного пучка
по сравнению с шахматным равносторонним
е
arccos —
(5.35)
Зигзагообразный пучок сжимается с боковых сторон в «гар-
мошку», увеличивается площадь сжатого проходного сечения при
одновременном уменьшении фронтального. Это обеспечит большее
проходное сечение по воздуху на единицу входного фронтального
сечения, что в итоге позволяет удовлетворить невысокие допускае-
мые значения перепада давления воздуха с уменьшенными габарита-
ми подводящих и отводящих поток конфузорно-диффузорных уст-
ройств.
216
В зигзагообразных пучках отмечается интенсификация теп-
лоотдачи с одновременным повышением сопротивления пучка, од-
нако существует область значений e/S2, в которой прирост тепло-
отдачи опережает увеличение сопротивления по сравнению с рав-
носторонним исходным пучком. Для четырехрядного пучка с S2 = 52
мм из труб с накатными алюминиевыми ребрами dxhxsxA=
= 49,5 х 10,7 х 3,38 х 0,8 мм; dH = 25 мм; ср = 9,91, отмываемых по-
перечным Т = 90° потоком воздуха, целесообразные значения
е - 5... 10 мм, для которых
а = 0,115— Re0’67 , (5.36) Ей = 46,7 Re032. (5.37)
б/0
Для четырехрядного пучка с S2 = 64 мм из труб идентичного
конструктивного типа d* h * sx А = 55,85 х 15,0 х 2,56 х 0,75 мм; dH =
= 25 мм; ср = 19,91, область оптимальных значений e/S2 « 0,15...0,20,
при этом
а = 0,102-Re0’65, (5.38) Ей = 78,65 Re~0’4. (5.39)
dQ
При No - idem коэффициенты теплоотдачи зигзагообразного
пучка на 16 % больше теплоотдачи исходного шахматного пучка.
Уравнения (5.36) - (5.39) действительны в интервале Re = wdo/v =
" (1,5...30)-103, а скорость воздуха рассчитывается по минимально-
му сжатому проходному сечению пучка.
В ТВО высокого давления камерного исполнения из-за огра-
ничений величины гиба труб, по технологическим и компоновоч-
ным требованиям, образуются разрывы в межтрубпом пространст-
ве по глубине пучка (рис. 5.4). Конструктивно они разделяют базо-
вый пучок симметрично на два последовательно установленных
пучка, в каждом из которых z/2 рядов труб. Характеристикой раз-
рыва является его длина /р, кратная шагу S2 трубного пучка. Сред-
няя теплоотдача и сопротивление пучка с разрывом
аР - сра, (5.40) Eup = срЕи, (5.41)
где ос и Ей определяются по формулам для базового пучка из этих
труб в предположении отсутствия разрыва. Значения поправочных
коэффициентов ср и ср' назначаются по рис. 5.5 и 5.6, которые
построены по экспериментальным исследованиям [20, 21] шахмат-
217
Рис. 5.4. Схема четырехрядного базового (а) и шахматного пучка (б) с разрывом.
Рис. 5.5. Поправочный коэффициент к средней теплоотдаче
пучков с разрывом.
7, 2, 3 — /рЛ2 = 2, 3, 4.
ных пучков c>i = <52' = 1Л 35 из труб d = 57 мм, ср = 22 с навитыми
завальцованными алюминиевыми ребрами, а также пучков [22]
а1 = ст2' = 1,145 из труб d = 56,5 мм, ср = 16,9 с накатными ребра-
ми. Теплоотдача и сопротивление пучка с разрывом меньше соот-
ветствующих значений базового пучка без разрыва. При Nq = idem
коэффициенты теплоотдачи оср меньше ос, тепловая эффективность
пучков с разрывом ниже базовых.
218
Рис. 5.6. Поправочный коэффициент к сопротивлению пучков
с разрывом.
/, 2, 3 — lp/s2 = 2, 3, 4.
Рис. 5.7. Влияние относительной величины разрыва в пучке при
Re = 10000 на изменение поправочных коэффициентов к тепло-
отдаче и сопротивлению.
На рис. 5.7 даны значения ср и ср' для наиболее употребимого
пучка в ТВО с z = 6 рядами для разных величин относительного
разрыва. В горизонтальных и наклонных теплообменных секциях
ТВО оребренные трубы удерживаются в фиксированном положе-
нии относительно друг друга дистанционными прокладками из алю-
миния, устанавливаемыми с шагом 5П по длине пучка. Применяются
прокладки волнообразного профиля шириной Z? = 37 мм, а толщина
прокладки в тесных пучках А = S2’- d. Установлено [23], что про-
кладки применяемой ширины не влияют на теплоотдачу пучка, но
увеличивают сопротивление на 13 %, уменьшение b до 13,5 мм
при Sn = const (Sn/b « 29) понизило сопротивление до значения, со-
ответствующего пучку без прокладок. Таким образом, при Sn!b>
219
> 30 влияние прокладок на теплоаэродинамические характеристи-
ки пучка не сказывается.
Приведенные выше расчетные уравнения соответствуют услови-
ям полного теплового моделирования теплоотдачи (5.1) и (5.3) или
локальному тепловому моделированию, которое положено в основу
получения всех остальных уравнений подобия по теплоотдаче.
При локальном моделировании отклонение от требований
теории подобия в основном проявляется в том, что теплообмен во
всех трубах или элементах системы происходит неодновременно
[24]. При локальном моделировании процесс теплоотдачи лишь в
том случае полностью совпадает с процессом, происходящим в
реальном теплообменнике, если в последнем устанавливается
одинаковая температура потока, набегающего на конкретный ряд
груб, т. е. если происходит хорошее перемешивание пограничных
слоев, отрывающихся от впереди стоящих труб с основным пото-
ком. А это зависит от компоновочных характеристик пучка и чис-
ла Re. В тесных пучках пограничные слои не успевают перемеши-
ваться и локальный метод моделирования приводит к погрешнос-
тям в определении теплоотдачи. Но локальное моделирование зна-
чительно проще полного и получило более широкое применение.
Отмеченный недостаток устраняется введением [1] относительных
поправок, позволяющих по коэффициентам теплоотдачи, получен-
ным локальным методом теплового моделирования, определить
коэффициенты теплоотдачи, соответствующие полному моделиро-
ванию.
Поправочный коэффициент для метода локального моделиро-
вания теплоотдачи шахматных пучков с различным числом рядов с
погрешностью ±8 % описывается формулой
сл =(Re/103)a 10*, (5.42)
где а = - 0,074 - 0,058г + 0,03k2- О,ООЗг3; b = 0,139 + 0,054г -
- 0,04г2 + 0,0032г3.
Если г = 1,2, то (5.42) принимает более простой вид
/ 4\а
сл =1,161 Re/104 ,
где а = -0,074 -0,058г + 0,03 k2.
Формула (5.42) действительна для г = 1...6, где Re = wdjv =
= (3...25М03 и Q) = су2' = 1,035.
220
Поправочный коэффициент для метода локального теплового
моделирования многорядных шахматных пучков (г > 4^, учитываю-
щий влияние шагов труб в пучке, вычисляется с погрешностью ±8%
по выражению
с' = Nun / Nun = + с ,
J i 1* JI X
(5.43)
где а = -0,01 -0,41 (Re/104) + 0,2(Re/104)2; b = 0,12-0,06(Re/l(X) -
-0,02(Re/104)2; с = 0,69 + 0,54(Re/104)-0,25(Re/104)2; Nun, Nu. —
соответственно числа Нуссельта при полном и локальном тепло-
вом моделировании теплоотдачи.
Формула (5.43) действительна в диапазоне изменения парамет-
ров Re = m/q/v = (3...25) 103, Qj = Sx/d = 1,035... 1,44; ст2 = S2/d =
= 0,788...1,23.
Дня многорядных шахматных пучков труб в случае выхода пара-
метров пучка и числа Re за границы применимости (5.43) можно
воспользоваться данными [10], которые аппроксимированы [1] рас-
четной формулой
с = 0,97--—Re”
Л / 1 \п
|4104^
(5.44)
где п = 0,071 -0,045(а-2,56)(6-2,2); а = SJd^ b = S2ld^.
Формула (5.44) действительна в интервале Re = lO^.AlO4;
=(l,95...3)Jo;^ = (l,2...3Xo.
Установлено, что для четырехрядного пучка при обоих спо-
собах моделирования теплоотдача одинакова. При меньшем чис-
ле рядов локальное моделирование занижает теплоотдачу, а при
большем завышает по сравнению с теплоотдачей пучка, иссле-
дованной полным моделированием, обеспечивающим надежные ре-
i зулы аты.
i :
5,2. Шахматные пучки труб с круглыми литыми ребрами
Конструкция труб, технология изготовления их способом ли-
тья под давлением [25] и теплоаэродинамические характеристики
пучков разработаны и исследованы Одесским технологическим
институтом холодильной промышленности. Эти трубы избавлены
от основного недостатка, присущего биметаллическому оребре-
нию, а именно между несущей трубой и ребрами нет воздушной
221
прослойки, так как расплавленный алюминий или его сплавы за-
полняют поры наружной поверхности несущей трубы, выдавливая
воздух. Поэтому механическое соединение ребристой алюминие-
вой оболочки с поверхностью несущей трубы можно рассматри-
вать как гомогенное, для которого термическое контактное со-
противление (ТКС) Лк = 0[м2-К/Вт].
В работе [26] приводятся данные исследования локальным теп-
ловым моделированием пучков труб с круглыми алюминиевыми по-
перечными литыми ребрами d*h* s = 105 х 35 х 6 мм; А] = 1,5 мм;
А2 = 2,5 мм; А = 2 мм; d0 = 35 мм; dH = 32 мм, из которых собира-
лись четырех- и восьмирядные пучки с шагами Si х 52 = 110 х 95;
110x110; 125 х 95 мм. Всего изучено 6 пучков. Обобщенные урав-
нения с погрешностью ±10 %, характеризующие среднюю приве-
денную теплоотдачу и сопротивление шахматных пучков, имеют
вид
a = 0,l^ Re°’6f^| ’
X ^0 X X X
Z X 1,3 ,
_ ~ — 0 331 -^11 5
Ей = 2,7z Re ’ 3 -- -•
(5.45)
(5.46)
в которых Re = wdjv, w — скорость воздуха в сжатом попере-
чном сечении пучка, м/с. Эквивалентный диаметр сжатого сечения
пучка авторы [26] вычисляли по формуле
(5.47)
Опыты проведены в интервале значений SJdo = 3,1...3,6; S2/dQ =
= 2,7...3,1; Re = 1,1-10э...9,4-10з.
Авторами [27] изучены пучки труб локальным тепловым моде-
лированием с алюминиевыми литыми ребрами d х h х 5 =
= 80 х 26 х 4 мм; do = 28 мм; dn = 25 мм; А = 1,3 мм в поперечном
потоке воздуха. Количество поперечных рядов z = 6 и 8. Средняя
приведенная теплоотдача пучков 1, II рассчитывается по (5.16), а
сопротивление
222
Eu = c2z Re p
(5.48)
Геометрические характеристики пучков I, II и постоянные
уравнений подобия даются в табл. 5.4.
Таблица 5.4
Характеристики пучков труб с литыми ребрами
Номер пучка мм 52, мм ci п С2 р
I '82 70 0,109 0,67 7,63 0,31
II 110 60 0,084 0,72 8,71 0,31
За линейный размер в числах Re и Nu принят диаметр do
по основанию ребра, а скорость воздуха вычисляется по сжато-
му поперечному сечению пучка. Интервал по числу
Re = (5...25)-103.
В критериях подобия этого раздела физические парамет-
ры воздуха находились по его средней температуре в пучке.
Метод литья под давлением позволяет получить биметал-
лические трубы с практически любым коэффициентом оребре-
ния. Получаемая толщина литого ребра значительно более тре-
буемой по теплоэнергетическим и коррозионным условиям, а
также технической прочности. Трубы нашли некоторое приме-
нение при реконструкции технологических установок химичес-
кой промышленности в качестве аммиачных конденсаторов с
воздушным охлаждением и воздухоохладителей в холодильных
установках.
5.3. Шахматные пучки труб с эллиптическим
оребрением
В ТВО зарубежного производства наряду с круглоребристы-
ми поверхностями применяются поверхности удобообтекаемого
профиля, в частности, эллиптические ребристые трубы. В основе
применения труб обтекаемого поперечного профиля заключается
стремление снизить аэродинамическое сопротивление потоку
вследствие уменьшения ширины отрывной рециркуляционной зоны
в корме, более эффективно перераспределять площадь ребер пу-
тем переноса ее основной части на боковые участки трубы, где
223
Рис. 5.8. Схема расположе-
ния овальных оребренных
труб в шахматном пучке.
местные коэффициенты теплоотдачи выше, и создавать более ком-
пактные конструкции из-за использования (рис. 5.8) меньших значе-
нии поперечного шага Si по сравнению с этим параметром пучков
круглоребристых труб.
Фирма Бальке-Дюрр концерна Дойче Бабкок (Германия)
изготавливает ТВО для конденсации отработавшего водяного
пара паровых турбин из эллиптических стальных труб
а х Ь = 30 х 14, 36 х 14, 55 х 18 мм (а - большая ось эллипса, b -
малая ось), на которые наматывается в виде спирали стальная
лента и осуществляет последующее горячее цинкование труб.
Толщина цинкового покрытия составляет 50...70 мкм.
Фирма ГЕА (Германия) также изготавливает ТВО из несу-
щих эллиптических стальных труб с насаженными на них штам-
пованными стальными ребрами прямоугольного сечения
63 х 32 мм, имеющими конический воротник у основания, за-
тем осуществляется горячее цинкование.
Для новых отечественных энергоблоков АЭС и ТЭС раз-
рабатываются системы охлаждения конденсаторов турбин с
применением «сухих» градирен, включающие замкнутый во-
дяной контур с теплообменниками, охлаждаемыми воздухом.
Для получения теплогидравлических характеристик пуч-
ков оребренных труб овального профиля в НПО ЦКТИ им.
И.И. Ползунова выполнены исследования [28] четырехрядных
шахматных компоновок, геометрические характеристики ко-
торых представлены в табл. 5.5.
224
Таблица 5.5
Характеристики пучков оребренных труб овального профиля
№ пучка Параметры труб и ребер, мм Шаги труб, V к S2, мм со р
I Круглые трубы: da = 26; h = 13; s - 3; Д - 0,5; Ф - 14,1 54 х 50 9,92 0,31
II III IV VI VII VIII IX Овальные трубы: а х b - 36 х 14 h = 10; 5 = 3; А= 0,5; ф = 10,2 36 х 50 36 х 56 36 х 62 48 х 46 48 х 52 48 х 58 62 х 30 62 х 36 62 х 42 21,8 21,8 21,8 21,8 13,0 13,0 9,0 6,62 2,62 0,43 0,43 0,43 0,43 0,4 0,4 0,34 0,33 0,26
XI XII Овальные трубы: а х b = 55x18; h - 13; 5 = 3; А = 0,5; ф = 12 46 х 72 80 х 41 206 84,7 0,59 0,53
Авторы не указывают материал ребер, но предположительно
это была стальная лента. Соединение ребер с несущей стальной
трубой выполнено горячим цинкованием.
Теплоотдача исследовалась локальным тепловым моделирова-
нием. Приведенный коэффициент теплоотдачи пучка круглореб-
ристых труб I и его сопротивление на один поперечный ряд для
воздуха
/ \ 05 /
a=O,54y(^J ’ . (5.49) Eu0=9,92^J , (5.50)
где I - линейный размер по (5.10).
Приведенный коэффициент теплоотдачи пучков овальных труб
II...X в поперечном газовом потоке с точностью ±13 % подчиняет-
ся зависимости
1 / ,\0,45
_ X Г и7 1 0,33
а = 0,71 — — Рг ’ ;
I \ V /
(5.51)
8 Бессонный А.Н. и др.
225
пучка XI
- Z 0,45
а=0,93—(—) Pr0’33;
I \ V J
(5.52)
пучка XII
z x 0,44
a = 0,85-f—) Pr0’33.
Z V v)
Для овальных ребристых труб в (5.51) - (5.53) линейный раз-
мер
(5.54)
где Fp - площадь поверхности ребер без учета торцов, м2/м; п —
количество ребер на 1 м трубы. Остальные обозначения (5.54) со-
ответствуют формуле (5.4) и наиболее просто вычисляются для эл-
липтических (овальных) труб и ребер по зависимостям [29].
Сопротивление одного ряда пучков II...XII
значения с0 и р даны в табл. 5.5.
Скорость воздуха в (5.49) - (5.55) определялась в сжатом се-
чении пучка, движение его осуществлялось вдоль большой оси эл-
липса. Физические свойства воздуха определялись при средней тем-
пературе его в пучке. Уравнения действительны в области
Re = (3...100)-103.
Приведенная теплоотдача в условиях полного теплового мо-
делирования и сопротивление восьмирядного шахматного пучка
из эллиптических медных несущих труб, оребренных медными на-
саженными прямоугольными ребрами, при движении воздуха в на-
правлении большой оси эллипса описываются критериальными
уравнениями [30]
a=0,103— Re0’665 (5.56) Eu = 192Re~0’461, (5.57)
ь
где Re = wb/v; b - мидель трубки или малая ось эллипса. Уравнение
(5.56) охватывает Re = 6-103...2,3-104, а (5.57)-Re = б-Ю^ЛЗ-Ю4.
226
Пучок собирался из несущих труб а х b = 38,75 х 13,5 мм с
размерами пластин 57 х 28 мм, толщиной А = 0,5 мм и шагом
5 = 2,7 мм; (р = 11,4. Трубки размещались в решетках пучка с ша-
гом 51 х S2 = 58 х 29 мм.
В работе [31] представлены опытные данные по шахмат-
ным пучкам в поперечном потоке воздуха круглых стальных труб
<7Н = 25 мм, оребренных методом литья под давлением алюминие-
выми эллиптическими ребрами. Параметры ребер и пучков сооб-
щаются в табл. 5.6.
Таблица 5.6
Характеристики пучков круглых труб с эллиптическими ребрами
№ пучка Параметры ребер, мм Шаги груб S1 * S2, мм ci п С2 р
XIII Круглые трубы с круглыми ребрами: d = 80; h = 26: т = 4:
Л, = 0,6; = 2: dQ = 'll 82x70 0,109 0,67 7,63 0,31
XIV Круглые трубы с эллип- 82 х 52 0,126 0,68 6,00 0,27
XV тическими ребрами: 82 х 68 0,138 0,64 3,18 0,26
XVI 11 11 11 ГЧ> К У я я й о •— - • •I- # «и ~ II 56 х 80 0,088 0,67 2,93 0,22
*В числителе приведена высота ребра по большей оси эллипса, в знаме-
нателе — по меньшей.
Теплоотдача исследовалась локальным тепловым моделирова-
нием. Пучки компоновались с z = 6 и 8. Пучок XIII из круглореб-
ристых труб изучен для сравнения. В пучке XIV трубы ориентиро-
ваны малой осью эллипса по направлению потока воздуха, а в пуч-
ках XV, XVI трубы переориентированы большой осью эллипса по
направлению движения воздуха. Результаты показали, что теплоот-
дача пучков XV, XVI ниже на 30...56 % по сравнению с теплоотда-
чей пучка XIV.
Средние приведенные коэффициенты теплоотдачи пучков
XIII...XVI обобщаются (5.16), а сопротивление — уравнением (5.48),
постоянные которых принимаются из табл. 5.6.
В качестве определяющих параметров выбраны скорость воз-
духа в наименьшем проходном сечении пучка, а в числах Nu и Re
диаметр трубы d0. Область использования полученных уравнений
Re = (5...20) 103. Точность опытов составила 4...8 %.
227
8
Рис. 5.9. Поперечное сечение
биметаллической трубы с бисег-
ментной формой ребер.
Таким образом, применение биметаллических круглых труб с
эллиптической формой ребер при ориентации меньшей оси эллип-
са в пучке труб вдоль потока воздуха улучшает энергомассовые
показатели ТВО. Последующие исследования показали технологи-
ческую целесообразность изменения формы эллиптического ребра
на бисегментную (рис. 5.9). Бисегментные ребра изготовлены ли-
тьем алюминия под давлением. Шаг ребер 5 = 5 мм; Ai = 0,6 мм;
Л2 - 1,8 мм; б?о - 23 мм. При исследовании [32] шестирядных шах-
матных пучков (табл. 5.7) из указанных труб использовался метод
локального теплового моделирования.
Таблица 5.7
Характеристики пучков круглых труб с бисегментными ребрами
Параметр Номер пучка
XVII Х\1П XIX XX XXI
5р мм 72 72 72 72 72
$2, мм 35 40 45 55 65
ci 0,214 —— 0,12 0,073 ——
п 0,64 0,70 0,75 —
С2 0,9 0,71 0,66 0,80 0,53
Р 0,082 0,076 0,069 0,09 0,054
Движение воздуха осуществлялось вдоль малой оси бисегмент-
ного ребра. Приведенные коэффициенты теплоотдачи пучков
XVII...XXI подчиняются уравнению (5.16), а сопротивление — (5.48).
Постоянные этих критериальных уравнений приведены в табл. 5.7.
228
В числах подобия Nu, Re, Ей физические параметры воздуха при-
нимались по температуре набегающего потока. За определяющие
в числах подобия были выбраны скорость воздуха в сжатом сече-
нии пучка и диаметр трубы по основанию ребер.
Опытами охвачен диапазон по Re = (3...14)-103. Увеличение
S2 > 55...65 мм не имеет смысла, так как мало влияет на аэродина-
мику, но приводит к снижению коэффициента компактности пуч-
ка труб и необоснованному увеличению его габаритов.
5.4. Круглые оребренные трубы в условиях свободной
конвекции
Системы охлаждения энергоносителей, оборудованные ТВО,
можно эксплуатировать либо в режиме отключенного вентилято-
ра, либо в режиме периодического включения вентиляторов ТВО.
Эксплуатация ТВО на номинальном тепловом режиме при посто-
янно отключенных вентиляторах возможна лишь при достаточно
низких температурах атмосферного воздуха. Опыт эксплуатации
ТВО типа АВГ подтверждает [33] возможность работы в таком
режиме при температурах воздуха ниже -15...-20 °C. Для опреде-
ления начальных температур воздуха, при которых обеспечивает-
ся ТВО требуемый теплосъем в режиме свободной конвекции, не-
обходимы расчетные зависимости для оребренных пучков тепло-
обменных секций в этих условиях.
Зависимости по расчету теплоотдачи при свободной кон-
векции в пучке оребренных труб ТВО в доступных научных ис-
точниках [34, 35] отсутствуют, а лишь известно ограниченное
число публикаций [36 - 38], относящихся к свободно-конвек-
тивной теплоотдаче одиночных ребристых труб и однорядных
пучков.
Критериальные уравнения для расчета конвективного коэф-
фициента теплоотдачи в условиях свободной конвекции воздуха
для одиночных оребренных труб любого материального исполне-
ния [36] следующие:
горизонтальное расположение трубы под углом Ч' - 0° к потоку
Nu' = 20,5(сг-1(гЧ ’ Ш Ш . (5.58)
229
наклонное расположение трубы под углом Т = 45°
Nu' = 16,04
0,265
Gr-10 j
(5.59)
где Nu' = ;
Gr = — - гЛ av = -ЯДК - конвективный
v2 V к
(поверхностный) коэффициент теплоотдачи; Р - коэффициент объ-
емного расширения воздуха, 1/К; 0 - средняя температура воздуха
перед трубой, °C; Q - суммарный тепловой поток, отводимый гру-
бой, Вт; Qjt - лучистый тепловой поток, отведенный оребренной
трубой, Вт; F - полная площадь поверхности оребренной трубы,
м2. Средняя температура теплоотдающей поверхности оребренной
трубы
где Го - средняя температура поверхности трубы у основания ре-
бер. Среднеповерхностная температура ребра
ip = G + E(to - ri)- (5.61)
Для алюминиевых ребер ТВО при свободной конвекции мож-
но принимать Е~0,94...0,99. В качестве определяющей температу-
ры в зависимостях (5.58) и (5.59) принята средняя поверхностная
температура F, по которой выбираются физические свойства воз-
духа. Указанные зависимости действительны для Gr =
= (0,244... 1,529)-106; h/dQ = 0,139...1,05; s/dQ = 1,34...0,735.
Средний приведенный коэффициент теплоотдачи для спираль-
но навитых стальных ребер толщиной А - 1 мм на горизонталь-
ную одиночную трубу do = 38...57 мм в потоке воздуха
Nu' = 4,54 Gr'-10"5 р
\ \ sJ \ 8
(5.62)
где Nu' = ocs/X; Gr' = P^3(f- 0)/v2; ос = (Q - Q^IFfa - 0. Физические
свойства воздуха в (5.62) принимаются по средней температуре
пограничного слоя
tm = О,5(го +0).
230
Уравнение (5.61) охватывает интервал Gr' = (0,1 ...0,58)’ 105;
his = 1,2...2; djs = 1,9...4,75; Zo = 100, 200 °C.
Применение алюминиевых ребер увеличивает коэффициент
теплоотдачи в среднем на 4 %. Однорядные пучки из биметалли-
ческих труб б/н - 25 мм с накатанными алюминиевыми ребрами
dx/zxsxA = 56xl4x3x 0,75 мм; d$ = 28 мм; (р = 15,23 стандар-
тизованных ТВО в потоке воздуха исследованы полным моделиро-
ванием с горизонтальным расположением Чу = 0° и под углом
Т = 45° к горизонтали в работе [38]. Одиночные цилиндры этих
же параметров изучались в [37].
Критериальные уравнения средней приведенной теплоотдачи
однорядных пучков в воздушном потоке
Nu = cRa",
(5.63)
где Ra = Gr-Pr — число Релея; Nu = осб/о/Х; Gr = р^о3(7о - ^i)/v2;
Pr » 0,7. Физические свойства воздуха принимались по средней
температуре пограничного слоя tm. Постоянные сип представле-
ны в табл. 5.8.
Таблица 5.8
Значения сип
Шаг 4х --- 0° 4х = 45°
Sp мм с п Интервал применимости С п Интервал применимости
58 1,725 2,38 2,13 0,25 0,65 0,25 35000 - Ra кр Ra - 87000 кр 87000 - 113000 1,48 1,57 0,434 0,61 39000 - RaK Ra - 115000 кр
63,5 1,725 2,34 0,25 0,65 34000 - Ra кр Ra - 110000 кр 1,48 1,71 0,434 0,61 39000 - Ra кр Ra - 115000 кр
Критическое значение числа Релея для Т = 0°: (Ra-10"5)Kp =
= 0,321(S1/J)1’48, для Т = 45°: (Ra-10~5)Kp = О^Об^/б/)1’35. Откло-
нение опытных точек от расчетных по (5.63) не превышает ±14 %.
В опытах были значения г0 = 35... 195 °C, длина трубок в пучке
300 мм.
При одинаковых СУ] = S^d теплоотдача уменьшается с увели-
чением угла наклона пучка. Для Чу = 0 наибольшая теплоотдача
соответствует СУ] = 1,135(S1 = 63,5 мм), а для Ч' = 45° <?! = 1,25.
231
При небольших значениях температурного напора А/ = 25...35 °C
практически в области всех значений = 1,035...4,0 теплоотдача
совпадает со значениями ее для одиночной оребренной трубы иден-
тичной геометрии для углов 0 и 45°.
5.5. Шахматные пучки труб с проволочным оребрением
Трубы с проволочными ребрами (рис. 5.10) применялись в ТВО
масла крупных силовых трансформаторов, находят применение в
воздухоохладителях компрессорных машин, калориферах энерге-
тических паровых котлов. Поверхности теплообменника с прово-
лочным оребрением имеют цинковое покрытие, которое позволя-
ет не только осуществлять надежный контакт несущей трубы с
проволокой, но и защитить проволоку от наружной коррозии.
Основные конструктивные размеры труб с проволочным оребре-
нием [39] приведены в табл. 5.9.
Рис. 5.10. Труба с проволочным оребрением.
Обозначения в табл. 5.9 соответствуют рис. 5.10, при этом
zn — число петель проволоки по окружности; /0 - шаг петель на
наружной окружности трубки диаметром dn\ b - масса 1 м2 по-
верхности теплообмена.
Для оребрения применяется медная и стальная проволока.
Геометрические характеристики промышленных пучков из тру-
бок I - IX приведены в табл. 5.10 [39, 40].
232
Таблица 5.9
Геометрические характеристики труб с проволочным оребрением
N< 1 рубки мм Л, мм мм Zn, ШТ А), мм а, мм j, мм F, м2/м Г ' Tpi м2/м F м2/м ь, кг/м? ф
1 19/17 10 0,5 76 0,785 3,2 5 0,553 0,0215 0,5315 2,2 9,27
11 15/12,2 8 0,5 60 0,785 3,2 5 0,364 0,017 0,347 2,74 7,73
III 16/11 8 0,5 60 0,84 3,2 5 0,365 0,018 0,347 4,12 7,26
IV 12/9,2 7 0,5 48 0,785 3,2 5 0,259 0,014 0,245 2,82 6,87
V 15/13 10 0,69 48 0,98 4,5 8,5 0,312 — — 3,135 5,23
VI 19/17 17,5 0,69 5 6 1,09 5 7 0,687 — — 2,424 11,52
VII 19/17 17,5 0,69 5 5 1,09 5 7 0,626 — — 2,626 10,50
VIII 15/13 12,37‘ 0,5 5 5 0,857 4,5 8,5 0,337 0,022 0,315 2,455 5,65
IX 19/17 17,5 0,7 55 1,09 6 7,5 0,676 — 2,41 11,33
Примечание: Значения площади трубы не занятой ребрами FTp
вычисляются по геометрическим параметрам с учетом рис. 5.10.
Таблица 5.10
Параметры пучков труб с проволочным оребрением
№ трубки (табл.5.9) Шага труб, мм X № трубки (табл. 5.9) Шаги труб, мм X
51 А. S2
I 40 35 0,414 у 38 33 0,495
44,5 35 0,469 VI 56 48,5 0,51
53,5 35 0,558 VII 56 48,5 0,51
67 3 5 0,646 VIII 42 36 0,548
53,5 53,5 0,558 IX 56 48,5 0,505
53,5 76 0,558 IV 32 22 0,497
III 34 29 0,405
34 34 0,405
42 29 0,518
IV 28 34 0,435
Наружный диаметр трубок по оребрению d - dn+ 2h. Коэф-
фициент загромождения поперечного сечения пучка % =1- [(б/н -
- 4Jn)5 + 4б/п-/J/(Si5), где /э = h - 2dn -(a- dn)/2 + - dn)/4 — эф-
фективная полудлина проволочной петли.
Конвективный коэффициент теплоотдачи при поперечном об-
текании воздухом шахматных пучков труб с провочным оребрением,
233
отнесенный к полной наружной поверхности, определяется по
формуле
z \ 0,2 / \ -0,1 z х 0 36 ✓ \ -0 6
„ ГЛ ГЛ ГЛ ' Re0’46
к 2,55 cz^ J J Г/J Re , (5.64)
Л. *1
где Re = ws/v\ w - скорость воздуха в сжатом сечении пучка, м/с.
При z = 1 cz = 0,88; z = 2 cz = 0,98; z > 3 cz = 1,0. Формула (5.64)
распространяется на углы атаки 4х = 90...60°. Экспериментальные
данные описываются (5.64) с точностью ±15 %. Теплоотдача иссле-
довалась полным моделированием. Формула (5.64) действительна в
области значений Re = 700...7000; l0/s = 0,101...0,278;
h/s = 0,825...2,5; djs = 1,41...2,72; = (2,1...3,5)4; S2 = (2,8...4)JH.
Приведенный коэффициент теплоотдачи между трубками с про-
волочным оребрением и воздухом [40]
(5.65)
где Е = th(mh)/(mh) - коэффициент эффективности ребер; mh =
= 2/1^0,85(1 к / Xpdn ; th(mh)— гиперболический тангенс,
принимаемый по табл. 5.11.
Таблица 5.11
Значения гиперболического тангенса
mh 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
th(mh) 0,281 0,38 0,462 0,537 0,604 0,664 0,71
mh 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5
th(m/z) 0,762 0,801 0,834 0,862 0,885 0,905
Сопротивление пучков труб с проволочным оребрением в ин-
тервале Re = 650...7500 [39]
/ . \-0,365 / х
Еи = 2,6гке~°’24Г—] Л
\ S / \ sJ
( 5.66)
Для пучков, у которых h/s < 1,5, при значениях Re = 3750...5500
и больше течение потока принимает автомодельный характер,
234
сопротивление перестает зависеть от Re. Для автомодельной об-
ласти рекомендуется в качестве расчетной формула (5.66). Для авто-
модельной области обобщенное критериальное уравнение с точ-
ностью ±15 % описывает эксперименты [39]
z J х -0,365 z ,х 0,15 z, х 0,1 / с V0’32/ v V0,2
Eu = 0,36zRe"°’24p - р-1 И р ,(5.67)
\sJ \sJ \sJ \d„J \dwJ v 7
где /0 = Re = ws/v.
Пределы применимости (5.66) и (5.67) по параметрам те же,
что и у зависимости (5.64). Физические свойства воздуха X, v, р в
уравнениях (5.64), (5.66), (5.67) выбираются по его средней темпе-
ратуре в пучке.
Пример 5.1. Определить коэффициент теплоотдачи при поперечном об-
1екании воздухом (Т - 90°) шахматного шестирядного пучка, собранного из
Iрубок с проволочным оребрением I в шагах = 40 мм, S2 - 35 мм. Давле-
ние воздуха р = 0,1 МПа, средняя его температура в пучке 50 °C. Скорость
воздуха в свободном сечении перед пучком составляет н»н = 6 м/с. Оребрение
— медная проволока.
Решение. При давлении 0,1 МПа и температуре 50 °C для воздуха
коэффициент теплопроводности X - 2,826 10~2 Вт/(м К) и коэффициент ки-
нематической вязкости v - 17,95 10~э * * 6 м2/с.
Для трубки I из табл. 5.9: dn - 19 мм; h = 10 мм; dn = 0,5 мм; s ~ 5 мм;
/0 = 0,785 мм; d= d„ + 2h = 19 + 210 = 39 мм; F- 0,553 м2/м; Fp = 0,5315 м2/м;
/ гр = 0,0215 м2/м; по табл.5.10 для пучка с указанными шагами из трубок
I — X = 0,414.
Скорость воздуха в сжатом сечении пучка
w = - 6/0,414 = 14,49 м/с.
Для z = 6 имеем cz = 1,0.
Конвективный коэффициент теплоотдачи вычисляется по уравнению (5.64)
э / \02/ \ —0 1 Z \0 36 / \ -0 6 / \ 0,46
2,826-10 2 ,/40Г’ /351 ' /0,785Г’ /191 ’ ( 14,49-0,0051
к ’ 0,005 \19/ \19/ \ Ю J \5) \17,95-10~6/
=325,5 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопроводности медного ребра
Хр = 390 Вт/(м К).
Вычисляем безразмерный комплекс
m/i=2-0,02^0,85-325,5/( 390-0,0005) =0,753.
235
По табл. 5.11 при mh = 0,753 гиперболический тангенс th (тЛ) = 0,635.
Приведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху вычисляем по фор-
муле (5.64)
а=0,85-325,5
0,5315 0,635 0,0215
0,553 0,753 0,553
=234,86 Вт/(м2К).
Пример 5.2. По данным примера 5.1 определить аэродинамическое со-
противление пучка.
Решение. При давлении 0,1 МПа и температуре 50 °C плотность
воздуха р - 1,093 кг/м3.
Для трубки I his - 10/5 = 2 > 1,5, поэтому сопротивление пучка вычис-
ляем по формуле (5.66):
Еи=2,6-6
' 14,49-0,005Т'°'24<0.785) °’36710)°',5<19Л°ЛГ40> °'32р5
ч 17,95-10"6 J I 5 ) UJ LsJ 119J 119
-0,2
=3,697.
Потеря давления воздуха на пучке вычисляется из числа Эйлера, как \р~
= Eupvv2 = 3,697 • 1,093 • 14,492 = 848,3 Па .
Потеря давления воздуха на один поперечный ряд пучка составит Д^о=
= ЕиорЛ = (Eu/z)pw2 = (3,697/6) 1,093-14,492 = 141,38 Па .
Сопротивление пучка с любым числом поперечных рядов z может быть
вычислено как
2
Лр= Лрос = Eu0~pvr .
5.6. Шахматные пучки труб с накатными разрезными
ребрами
Увеличение аппаратной тепловой мощности ТВО в неизмен-
ных габаритных размерах достигается рядом принципиально раз-
ных способов:
• применением труб с повышенными коэффициентами оребре-
ния, что связано с некоторым ростом металлоемкое та аппарата;
• увеличением скорости и расхода охлаждающего воздуха, что
сопровождается ростом потребляемой мощности на привод вен-
тилятора;
• интенсификацией конвективного теплообмена оребренной
трубы искусственной турбулизацией пограничного слоя на поверх-
ности оребрения.
В отличие от двух первых последний способ не требует уве-
личения капитальных и эксплуатационных затрат.
236
Теоретическое [41] и экспериментальное [42] изучение кар-
тины омывания пучков труб со спиральными и шайбовыми ребра-
ми в поперечном потоке воздуха показывает, что на боковой по-
верхности ребра существует обширная зона безотрывного тече-
ния, в пределах которой происходит нарастание пограничного слоя.
Возмущающее воздействие цилиндрической части несущей трубы
приводит к возникновению вихрей лишь на узких участках вокруг
основания ребра и вдоль кормовой части его по границам турбу-
лентного следа, стекающего с боковых поверхностей цилиндра.
Искусственная турбулизация пограничного слоя на ребрах и
создание вихревого режима движения воздуха в межреберных ка-
налах реализуется созданием местных турбулизаторов методами
механической деформации ребер различными технологическими
приемами:
• насечкой кромки ребер;
• фрезерованием радиальных пазов в ребрах;
• пластинчатой разрезкой ребер.
Исследования по изучению влияния этих способов искусст-
венной турбулизации на теплоаэродинамические характеристи-
ки выполнены локальным тепловым моделированием на шести-
рядных шахматных пучках. Пучки собирались из биметалличес-
ких труб с накатными алюминиевыми ребрами из сплава AD1M с
расположением их по вершинам равностороннего треугольника.
Шаги разбивки труб в решетке Sj = Sz = 58 мм; S2 = 50,2 мм. Не-
сущая груба с dH = 25 мм, di = 21 мм выполнена из углеродистой
стали 10, а параметры ребер dxhxsx к = 56 х 14x3x0,7 мм;
<р = 15,23.
За линейный размер в числах подобия принимался диаметр у
основания ребер do, за определяющую скорость — ее значение в
узком сечении пучка. Физические свойсгва воздуха л, v, р принима-
ли по его средней температуре в пучке. Критериальные уравнения
действительны в интервале чисел Re = (4...25)-103.
Пасечные ребра. Промышленный технологический процесс
изготовления труб с такими ребрами осуществляется одновремен-
но с накаткой базового цельного ребра на станах ХПРТ за один
проход без снижения производительности станов и увеличения тру-
дозатрат. Насечка кромки ребер выполняется посредством зубча-
тою диска. Угол заточки зубьев 30°. Режущая кромка дисков обра-
гуе 1 с плоскостью ребра угол у = 30°. Теплообменная труба с па-
сечными ребрами изображена на рис. 5.11.
237
Рис. 5.11. Биме
таял ичес кая гру-
ба со спираль-
ными пасечными
ребрами.
При оптимальных параметрах пасечного ребра, равных
глубине насечки hp = 2 мм, числу насечек по окружности ребра
;<р = 24 шт, длине дуги пластинки пасечного ребра лр = nd/zp = 7,33 мм
обеспечивается пропорциональный прирост коэффициента
теплоотдачи и потерь давления, что исключительно выгодно для
процессов интенсификации. В исследованном диапазоне Re средняя
теплоотдача пучка возросла на 24 % с ростом аэродинамического
сопротивления только на 25 % по сравнению с базовым пучком
труб со сплошными спиральными ребрами ср = 15,23. Средний
приведенный коэффициент теплоотдачи и сопротивление
шестирядного пучка труб с оптимальными пасечными ребрами
обобщаются критериальными уравнениями
а = 0,0962—Re0’7; (5.68)
^0
Ей = 34,57 Re-0’225 . <5-69)
В случае одинаковых затрат мощности Nq = idem на переме-
щение воздуха через межтрубное пространство коэффициенты теп-
лоотдачи пасечных ребер в 1,21 раза больше теплоотдачи базового
ребристого пучка. Выполненные нами расчеты ТВО типа АВГ для
охлаждения бензина, керосина показали, что применение труб
238
с пасечными ребрами обеспечивает одинаковый тепловой поток Q
аппарата с пятирядными теплообменными секциями вместо шес-
1ирядных при равных затратах мощности на привод вентилятора.
Экономия теплообменных труб составляет 19...20 % на один ТВО.
После насечки пучки из труб ср - 15,23 эквивалентны по теплово-
му потоку серийным биметаллическим трубам с накатными ребра-
ми ф = 20,4.
Уравнение (5.68) может быть распространено на равносто-
ронние пучки с иными значениями Si = S2', а при переходе на пу-
чок с Si = Sz = 63,5...64 мм необходимо рассчитанное по (5.69) со-
противление уменьшить в 1,12 раза [2].
В ТВО масла силовых трансформаторов, воздухо- и газоох-
ладителях электрических машин применяются высокоэффектив-
ные биметаллические трубы с накатными алюминиевыми ребра-
ми г/ х /? х 5 х Д = 43 х 10,5 х 3,4 х 0,5 мм; dQ = 22 мм, кромки кото-
рых имеют насечку hp = 2,5 мм, zp = 20 шт., у = 30° по а.с. СССР
517775. Несущая труба с dn = 19 мм и dx = 17 мм выполнена из
латуни ЛО - 70 - 1. Трубки расположены в пучке шахматно с
Si = 50 мм и S2 = 37 мм, число рядов равно шести по направлению
воздуха.
Средняя приведенная теплоотдача при полном тепловом мо-
делировании и сопротивление одного поперечного ряда вычисля-
ются по уравнениям [44]
а=1,0—Re0’5, (5.70) Eu0 = Eu I z = 5,17Re~0’215 . (5.71)
do
Тепловая эффективность трубок с пасечными ребрами в сред-
нем на 45 % выше, чем гладкоребристых трубок до насечки ребер,
чго в итоге позволило уменьшить расход цветных металлов в сред-
нем на 20...30 % на каждый ТВО.
Насечка через одно ребро. Анализ течения воздуха в межре-
берных полостях трубы показал, что эффективное турбулизирую-
щее воздействие на пристенный поток должно достигаться при
насечке и одного из двух соседних ребер. Уменьшение вдвое коли-
чества рассеченных элементов на ребре приводит к снижению по-
1ерь давления, затрачиваемых на вихреобразование в межреберных
полостях, они меньше загромождены отогнутыми концами ребер,
и пучки оказываются менее чувствительными к засорению при дли-
1сльной эксплуатации.
239
Рис. 5.12. Биметаллическая труба с пасечными через одно спиральными
ребрами.
1 — пасечное ребро; 2 — сплошное.
Для изготовления труб с пасечными через одно ребрами (рис.
5.12) применяется цилиндрическая кольцевая фреза [45] с зубья-
ми-резнами, устанавливаемая на оси, несущей накатные диски в
станах ХПРТ. Для двухзаходных ребер зубья-резцы должны быть
расположены по всей окружности фрезы. Для труб с однозаход-
ными ребрами для осуществления насечки на каждом втором ребре
применяется модифицированная конструкция фрезы по а.с. СССР
1606213, у которой зубья-резцы выполнены на половине ее ок-
ружности.
Оптимальными параметрами (а.с. СССР 1394026) пасечных
через одно ребер труб с ср = 15,23 являются hp = 5 мм; zp = 25 мм;
£р = 7,12 мм; 6 = 1,2 мм; s' = 2,3 мм; и = 2,7 мм; у = 60°; угол заточ-
ки зуба резца /3 = 20°. Насечка каждого второго ребра интенсифи-
цировала теплоотдачу на 18...28 % при увеличении сопротивления
пучка на 12...17 % по сравнению с базовым пучком из гладкоребрис-
тых труб с ср = 15,23. Тепловая эффективность таких труб при
No = idem в 1,1...1,25 раза выше по сравнению с базовым пучком.
Расход ребристых труб на ТВО уменьшается на 10...25 %. Средний
240
приведенный коэффициент теплоотдачи шестирядного пучка и его
сопротивление вычисляются из уравнений [45]:
а=0,0566—Re0’75; (5.72) Ей = 46,8Re-0’28 . (5.73)
Радиально-разрезанные ребра. Разрезка сплошных спираль-
ных накатных алюминиевых ребер в радиальном направлении с
целью образования лепестков, равномерно расположенных
(рис. 5.13, а) по окружности ребра, выполнялась дисковой фре-
юй толщиной 0,8 мм. Ширина разреза составила Лр = 0 95 мм.
Глубина разреза hp = 8 мм, a zp = 24 шт. Торцы смежных лепестков
после разрезки находились в одной плоскости. Коэффициент ореб-
рения трубы почти не изменился, т. к. ширина разреза лишь немного
превосходила толщину ребра Др = 0,75 мм. Разрезы периодически
разрушают пограничный слой на боковых поверхностях ребра, а
Рис. 5.13. Биметаллическая труба с накатными радиально-раз-
резанными (о) ребрами и ребрами зигзагообразной формы (б).
241
небольшая протяженность лепестка в направлении движения воз-
духа ограничивает формирование пограничного слоя большой тол-
щины, короткие лепестки выступают в роли «начальных» участков
пластины.
Интенсивность теплоотдачи повысилась на 11,4 %, сопротив-
ление пучка — на 16 % [46] по отношению к соответствующИхМ
характеристикам базового пучка труб с ср = 15,23.
Расчетные формулы для средней теплоотдачи и аэродинами-
ческого сопротивления имеют вид
а = 0,0547—Re0,75; (5.74) Ей = 56,7 Re’0’28. (5.75)
Радиально-разрезанные ребра с разворотом лепестков. При
разрезке ребер фрезой с повышенной скоростью ее перемещения
вдоль оси трубы происходит поворот лепестков в разрезах на не-
который угол у относительно плоскости ребра, а от встречною
прохода фрезы формируется зигзагообразное ребро (рис. 5.13, б) с
аналогичным межреберным каналом. Колебания направления дви-
жения воздуха усиливают турбулизацию потока межреберной по-
лости, а разрезы разрушают пограничный слой. Оптимальная глу-
бина разреза (hp/h) - 0,63 [47]. Абсолютные оптимальные парамет-
ры зигзагообразно-разрезанных ребер /?р = 9 мм; ср = 24 шт.;
Лр = 0.9 мм; у = 15°; др = 6,55 мм.
Интенсификация теплоотдачи достигла 36 %, сопротивление
выросло в 1,34... 1,46 раза по сравнению с базовым пучком ср = 15,23
до разрезки ребер труб. Тейповая эффективность зигзагообразных
ребер на 25 % выше исходных без разрезки. Средняя приведенная
теплоотдача пучка и его сопротивление из труб с зигзагообразны-
ми ребрами [47]
а = 0,0394—Re0’8; (5-76) Ей = 52,61 Re-0’25 . (5.77)
Радиально-разрезанные ребра со смещенными лепестками. Ра-
диально-разрезанные фрезой накатные алюминиевые ребра биме-
таллических труб с <р = 15,23 с параметрами разрезки Лр = 8 мм;
<р - 24 шт.; Ар = 0,95 мм, вершины соседних лепестков которых были
смешены в противоположные стороны на половину шага ребра 0,5д
(рис. 5.14), в результате чего они располагались в шахматном порядке
по потоку. Боковые торцы лепестков при обтекании воздухом
242
создали отрыв потока с образованием вихрей на начальном участ-
ке лепестка и полным разрушением пограничного слоя, сходящего
с предыдущего лепестка. Средняя теплоотдача пучка увеличилась
па 29,5 %, а сопротивление повыси-
лось в 1,72 раза по отношению к пуч-
ку с базовыми ребрами (ср = 15,23).
Коэффициенты теплоотдачи и
потери давления воздуха на пучке
груб с такими ребрами вычисляются
146] по формулам:
а = 0,0606—Re0’75; (5.78)
d0
Eu = 82,3Re~0'28. (5.79)
Рис.5.14. Биметаллическая
труба с радиально-разре-
занными смещенными ле-
пестками ребер.
Разрезные ребра «полуинтег-
рал». Формирование разрезных ребер
«полуинтеграл» достигалось пласти-
ческой разрезкой без удаления мате-
риала дисковыми ножами с односторонней заточкой их под yi -
лом р = 20° накатных алюминиевых ребер с ср = 15,23. Для опти-
мальных параметров разрезки hP = 4 мм; zp = 24 шг.; лр = 7,36 мм были
Рис. 5.15. Биметалличес-
кая труба с накатными
разрезными ребрами фор-
мы «полуинтеграл» ш) и
«интеграл» (б).
243
установлены расчетные уравнения, идентичные (5.78) с постоян-
ным коэффициентом 0,0576 (5.79) и с коэффициентом 80,11 [48]
вместо 82,3. Средняя теплоотдача пучка с ребрами «полуинтег-
рал» (рис. 5.15, а) увеличилась на 22 % при росте аэродинамичес-
кого сопротивления на 60 %. Отметим, что дисковые ножи совер-
шают движение вдоль образующей трубы перпендикулярно к сплош-
ному исходному ребру.
Разрезные ребра «интеграл» формируются аналогично реб-
рам «полуинтеграл» дисковыми ножами диаметром 49 мм при
толщине 0,8 мм, но с двухсторонней заточкой режущей части
под углом р = 10°30'. Движение ножей в каждой смежной паре
продольных резов встречное вдоль образующей трубы. Ребра раз-
резаются по безотходной пластической технологии. Сплошное
исходное ребро при соприкосновении с ножом пластически рас-
членяется и концы возникшего лепестка отгибаются по направ-
лению движения ножа (рис. 5.15, б). Отогнутые концы лепестков
смещаются в межреберный канал, турбулизируя поток в нем, ге-
нерируя образование вихрей и разрушая пограничный слой на
боковой поверхности ребра. Средняя теплоотдача пучка из труб
с такими ребрами hp = 6 мм; zp = 24 шт.; sp = 7,33 мм описывает-
ся зависимостью [48]
а = 0,05^-Re0’77 . (5.80)
dQ
Интенсификация теплоотдачи пучка достигла 29 %, а тепло-
отдача первого ряда возросла на 46 %. Данные по сопротивлению
пучка не приводятся, но можно предположить, что оно не превы-
сит сопротивление пучка с ребрами «полуинтеграл». Для сохране-
ния контактного давления в зоне механического сопряжения реб-
ристой оболочки с несущей трубой разрезка ребер должна удовле-
творить условию hp < (0,67...0,7)7? для биметаллических труб с алю-
миниевыми ребрами независимо от их параметров.
При винтовой разрезке под углом у (рис. 5.16) спирально на-
катных или шайбовых ребер дисковым ножом двухсторонней за-
точки также реализуется [49] ребро интегральной формы. По дан-
ным [50] наиболее благоприятные соотношения между интенсифи-
кацией теплоотдачи и ростом сопротивления в разрезных ребрах
«интеграл» получаются в интервале значений у = 30...45°. Наиболь-
шие эффекты интенсификации теплоотдачи обеспечиваются вслу-
244
чае изменения структуры пото-
ка прежде всего у основания
ребер, часть поверхности кото-
рых участвует в теплообмене с
меньшей интенсивностью. Раз-
резка ребер на их полную вы-
соту hp = h улучшает структуру
потока в энергетическом пони-
мании, но это целесообразно
осуществлять лишь на мономе-
таллических трубах с отсутстви-
ем термического контактного
сопротивления.
Группа шахматных пучков
равносторонней компоновки из
наиболее эффективных моно-
металлических труб с разрезны-
ми дюралюминиевыми ребрами
в поперечном потоке представ-
лена в табл. 5.12.
Рис. 5.16. Монометаллическая труба с
ребрами «интеграл» после винтообраз-
ной разрезки спиральных сплошных
ребер.
Таблица 5.12
Параметры шахматных пучков и монометаллических труб с ребрами
«интеграл» для у = 45°
№ пучка Шага Размеры ребер, мм Ф гр ci «1
SJd SJd 4- d ^0 h 5 A
I 1,04 0,91 43,4 23,4 10,0 3,5 0,6 9,32 8 8,7 0,243
II 1,04 0,91 62,0 30,8 15.6 4,0 0,7 12,9 12 4,49 0,18
III 1,04 0,91 39,8 23,8 8,0 3,25 1,3 7,34 8 8,31 0,243
IV 1,04 0,91 25,0 13,5 5,75 2.0 0,4 9,32 8 5,96 0,243
V 1,15 1,01 39,8 23,8 8,0 3,25 1,3 7,34 8 6,86 0,243
Ребра разрезаны на всю высоту.
Опытные данные по теплоотдаче пучков I...V труб с интег-
ральными ребрами (табл. 5.12) с разбросом точек ±8 % аппрокси-
мированы зависимостью [51] для условий полного теплового моде-
лирования
а = 0.0294 —Re0,735 f-—
V-ов/
(5.81)
245
которая действительна в интервале Re - W0/v - (3 ..40)-103;
лОр - 52...395 Вт/(м-К) для воздушного потока и многорядных шах-
матных пучков с z > 4.
Аэродинамическое сопротивление на один ряд пучков 1...V под-
чиняется зависимости
Eu0=c!Re”1> (5-82)
где Ci и Hi даны в табл. 5.12.
В числах Еи0$ Re скорость воздуха и вычисляется по узкому
сечению пучка, а физические константы воздуха Л, v, р принимают-
ся по его средней температуре в пучке.
Коэффициенты теплоотдачи в (5.82) отнесены к площади по
верхности оребрения трубы до разрезки ребер. Пластическая раз-
резка ребер увеличивает их теплоотдаюшую площадь. Коэффици -
ент оребрения трубы с разрезными ребрами при учете увеличения
площади оребрения
о
(5.83)
В табл. 5.13 приведены характеристики высокоэффективных
шахматных пучков из монометаллических труб с алюминиевыми
накатными ребрами, подвергнутых пластической разрезке вдоль
образующей цилиндра дисковыми ножами с углом заточки р = 3°
и приданием лепесткам формы «интеграл» по рис. 5.15, б. Тепло-
отдача изучена методом полного теплового моделирования. Тру-
бы в решетках пучков расположены по вершинам равносторонне-
го треугольника с относительпыми шагами <jj = SJd = 1,25; ст2 =
= S2/d = 1,08; ст] = ст2' = S2/d. Ребра разрезались на полную высоту
hp = /1, а число продольных резов zp = 8, которые равномерно рас-
положены по окружности ребра.
Т а б л и ц а 5.13
Характеристики монометаллических труб с продольно-разрезанными
ребрами «интеграл»
№ пучка Размеры ребер ci <P
d Л h 5 A 5 p
VI 29,0 13,0 8,0 3,0 0,6 11,36 3,33 0,180 9,86
VII 27,0 12,6 7,2 3,0 0,5 10,60 2,70 0,170 8,70
VIII 25,0 12,0 6,5 3,0 0,5 9,80 2,56 0,180 7,86
IX 23,0 12,0 5,5 3,0 0,5 9,05 1,77 0,180 6,5
X 44,5 24,9 9,8 3,4 0,6 17,45 6,90 0,216 9,22
XI 43,0 23,0 10,0 3,5 0,5 16,85 5,32 0,187 9,34
XII 42,0 25,4 10,0 3,5 0,8 16,5 3,11 0,152 7,63
246
Средний приведенный коэффициент теплоотдачи шахматных
пучков VI...XII с интегральными ребрами из алюминия в попере-
чном потоке воздуха подчиняются зависимости [52]
а = 0,0835—Re0’73
d0
(5.84)
с пределами применения Re = (5...5О)-1О3 и геометрией оребрения
по табл. 5.13.
Аэродинамическое сопротивление пучков VI...XII вычисля-
ется по выражению (5.82) с принятием постоянных Cj и щ по
табл. 5.13. Применение рассмотренных труб с ребрами «интет-
рал» I...XII по табл. 5.12, 5.13 приводит к экономии металла и
габаритов теплообменника до 35...50 % в зависимости от рабо-
чего числа Re
В работе [53] предложено единое обобщенное уравнение для
конвективного коэффициента теплоотдачи пучков 1...XII труб с вин-
гообразио и продольно разрезанными спиральными ребрами в по-
перечном потоке воздуха:
а = 0,091—Re0’773
k d0
(5.85)
которое действительно в интервале Re = wd$lv = (3...50)-103; чис-
ло поперечных рядов z > 4: применимо для ребер из разных метал-
лов. Коэффициенты теплоотдачи отнесены к поверхности оребре-
ния труб до разрезки ребер, как и в выражении (5.85). Скорость
воздуха вычислялась по узкому сечению пучка. Связь между оск и ос
устанавливается формулой в разделе 5.1. Значения коэффициента
Ч' неравномерности распределения теплоотдачи по ребристой по-
верхности следует принимать по данным [1] для ребер «интеграл»,
а коэффициент эффективности Е по рис.5.1 для круглых сплош-
ных ребер.
Пример 5.3. Шахматный нтестнрядный пучок II (табл. 5.12) из монометал-
лических алюминиевых труб с разрезными ребрами с у - 45° «интеграл» пер-
пендикулярно омывается воздухом со средней температурой /2 - 40 СС и дав-
лением 0,1 МПа. Скорость воздуха в свободном сечении перед пучком \гн = 6
м/с.
Определить средний приведенный коэффициент теплоотдачи пучка и
потери давления воздуха.
Решение. По данным [54] при t2 = 40 °C для воздуха его физические
свойства Л2 ~ 2,7610 2 Вт/(м-К); v2 - 16,9610 - 6 м2/с; р= 1,128 кг/м3.
247
При f2 = для воздуха лОв = 2,44-10-2 Вт/(м-К); для алюминиевого
ребра Хор - 202 Вт/(м-К).
По табл. 5.12 для пучка II S] = 1,04 d = 1,04 62 = 64,48 мм; h *
х л х Д = 30,8 х 15.6 х 4 х 0,7 мм; сх = 4,49; п} = 0,18.
Коэффициент загромождения фронтального сжатого сечения пучка, яв-
ляющегося наименьшим,
Скорость воздуха в узком сечении пучка
уг = угн//фр = 6/0,438 = 13,7 м/с.
Число Рейнольдса для воздуха
Re=24=13TW=24877
v2 16,96-10 6
По уравнению (5.83) средний приведенный коэффициент теплоотдачи пуч-
ка
-2 ( А0111
а=0,02942,76,10 -248770-735 —=120,95 Вт/(м2-К).
0,0308 к2,44-1О-2/
Число Эйлера одного ряда пучка по (5.82)
Еи0=4,49-24877_0-18=О,726.
Число Эйлера для z = 6 рядов в пучке
Eu=Euoz=O,726-6=4,36.
Потери давления воздуха на пучке составят
Др2 = Еир2-гг2=4,36-1,128-13,73=923 Па.
Труба с обрезанными в корме ребрами. За миделевым сечени-
ем существует значительная гидродинамическая неблагоприятная
для теплообмена зона течения потока [1], ограниченная интерва-
лом угловых расстояний 150...210°, отсчитываемых от лобовой точки
трубы. Местные коэффициенты теплоотдачи поверхности ребер,
расположенных в этой зоне, в 1,7...2,3 раза меньше их значений в
лобовой части. Для улучшения массовой и габаритной характерис-
тик трубного пучка неудовлетворительно участвующая в теплоот-
даче часть поверхности круглого ребра была удалена путем выреза
ее по хорде вдоль плоскости, параллельной миделеву сечению тру-
бы (рис. 5.17). Исследования показали, что оптимальные парамет-
ры обрезки соответствуют удалению в корме трубы ребер на всю
высоту [1], при которых /р = d-h.
Теплоотдача и сопротивление шестирядного шахматного
пучка 5*! = S2 = 63,5 мм; S2 = 55 мм из биметаллических труб
248
с накатными обрезанными реб-
рами d х h х у х Д х /р = 57,17 х
X 15,185 X 2,44 X 0,5 х 42 мм;
<р = 14,93 в поперечном потоке
воздуха описывается уравнения-
ми [ 1J
a = 0,139-^Re°’64 ; (5.86)
“о
Ей = 57,63Re-0’3. <5-87)
Рис. 5.17. Биметаллическая труба с
накатными обрезанными в корме
ребрами.
Теплоотдача и сопротивление шахматного шестирядного пучка
с шагами Si = 63,5 мм и S2 - 44 мм из этих же труб подчиняется
зависимостям
a = 0,149—Re0’64, (5.88) Eu = 65,3Re~0’3. (5.89)
Ребра накатаны из алюминия AD1M. Диаметр у основания
ребер do = 26,8 мм. Несущая труба с = 25 мм выполнена из угле-
родистой стали. Вследствие обрезки теплоотдающая площадь тру-
бы уменьшилась в 1,39 раза по отношению к площади базовой
трубы <р = 20,73, применяемой в современных ТВО. При Nq = idem
коэффициент теплоотдачи пучков с обрезанными ребрами увели-
чился на 10...26 % по сравнению с теплоотдачей исходной базовой
трубы, а расход алюминия уменьшился на 40 %.
Расчеты показывают, что применение труб с обрезанными реб-
рами в ТВО типа АВГ обеспечивает исходный тепловой поток ап-
парата без дополнительных затрат мощности на прокачку воздуха
по сравнению с базовым вариантом из нормализованных труб <р
* 20,4.
Уравнения (5.86) - (5.89) действительны в интервале Re =
= (3...25)-103 для локального теплового моделирования, за харак-
терный линейный размер в Re принят диаметр dQ, скорость возду-
ха подсчитывается по узкому сечению пучка, а значения а отнесе-
ны к поверхности оребрения трубы с обрезанными ребрами.
249
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты
оребренных теплообменников воздушного охлаждения. — СПб.: Энерго-
атомиздат, 1992.— 280 с.
2. Кунтыш В.Б., Бессонный А.Н., Федотова Л.М. Анализ применимости
существующих обобщенных уравнений подобия для расчета конвектив-
ного теплообмена и аэродинамического сопротивления трубных оребренных
пучков теплообменников воздушного охлаждения // Интенсификация тепло-
обмена: Тр. Первой Рос. нац. конф, по теплообмену. — М.: Изд-во МЭИ,
1994, т. 8. — С. 135 - 140.
3. Характеристики пучков труб аппаратов воздушного охлаждения И
В.Б. Кунтыш, А.Э. Пиир, Л.М. Федотова и др.// Химия и технология топлив и
масел. — 1980. — № 5. — С. 15 - 18.
4. Портянко А.А., Локшин В. А., Фомина В.Н. Загрязнения поперечно-
омываемых пучков труб с приварным спирально-ленточным оребрением И
Теплоэнергетика. — 1984. — N° 6. — С. 62 - 66.
5. Кунтыш В.Б.,Стенин Н.П. Исследование пучков оребренных биме-
таллических труб с различным числом поперечных рядов И Холодильная тех-
ника. — 1990. — № 6. -— С. 10 - 17.
6. Кунтыш В.Б., Федотова Л.М Влияние угла атаки воздушного потока
на теплообмен и сопротивление шахматного пучка оребренных труб // Изв.
вузов. Энергетика. — 1983. — N° 4. — С 93 - 96.
7. Хавин А.А. Влияние угла атаки потока на теплоаэродинамические харак-
теристики пучков ребристых труб / АН УССР. Редколлегия журнала «Промыш-
ленная теплотехника». — Киев, 1989. — 10 с. — Деп. в ВИНИТИ, № 6957 - В89.
8. Обобщение экспериментальных данных и разработка рекомендаций по
расчету теплоотдачи шахматных пучков из труб со спиральным и шайбовым ореб-
рением в поперечном потоке газа/ В.Н. Фомина, Е.Я. Титова, В.К. Мигай и др. И
Энергетические станции. — 1991. — № 6. — С. 48 - 56.
9. Расчет и рекомендации по проектированию поперечно-оребренных, кон
вективных поверхностей нагрева стационарных котлов. РГМ 108.030.140 - 87. —
СПб.: НПО ЦКТИ, 1988.— 31 с.
10. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно-оребренных труб. — Л.: Маши-
ностроение, 1982. — 189 с.
11. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. — М.:
Наука, 1982. — 472 с.
12. Кунтыш В.Б. Теплообмен и аэродинамическое сопротивление шах-
матных стесненных пучков из труб с накатными ребрами И Известия вузов.
Лесной журнал. — 1991. — № 2. — С. 74 - 80.
13. Исследование теплоаэродинамических характеристик пучков труб различ-
ных материальных исполнений и форм оребрения И Научный отчет Арханг. лесо-
техн. ин-та; рук. В.Б. Кунтыш. — Инв. № Б921123. — Архангельск, 1980. — 78 с.
14. Кунтыш В.Б., Пиир А. Э.,Герасименко А.Н. Теплообмен и аэродина-
мическое сопротивление шахматных пучков с переменным числом оребрения
труб в рядах И Изв. вузов. Энергетика. — 1990. — N? 5. — С. 82 - 86.
15. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Теплоотдача и энергетическая эффективность
шахматных пучков аппаратов воздушного охлаждения из оребренных труб раз-
личных геометрических параметров // Изв. вузов. Энергетика.— 1990. — N? 7.—
С. 71 -75.
250
16. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Теплоаэродинамические характеристики рав-
нопроходных шахматных пучков из круглоребристых труб И Холодильная тех-
ника. — 1994. - № 4 - С. 14 - 17.
17. Кунтыш В.Б., Иохведов Ф.М. Теплоотдача и аэродинамическое сопро-
тивление пучков труб с разрезными ребрами И Холодильная техника. 1968. —
№6.-С. 14 - 18.
18. Пиир А.Э., Кунтыш В.Б. Исследование влияния коэффициента ореб-
рения на теплоотдачу и аэродинамическое сопротивление шахматных труб-
ных пучков аппаратов воздушного охлаждения / Арханг. лесотехн. ин-т.
Архангельск, 1990. — 22 с. — Деп. в ВИНИТИ, № 5840 - В90.
19. Кунтыш В.Б., Стенин Н.Н., Краснощеков Л.Ф. Исследование теплоаэро-
динамических характеристик шахматных пучков с нетрадиционной компонов-
кой оребренных труб // Холодильная техника. — 1991. — № 9. — С. 11- 13.
20. Кунтыш В.Б., Топоркова М.А. Влияние разрыва в межтрубном про-
странстве на теплообмен и аэродинамическое сопротивление шахматных пуч-
ков из оребренных труб // Теплоэнергетика. — 1982. — № 6.— С. 61 - 63.
21. Кунтыш В.Б., Федотова Л.М., Кузнецов Н.М. Теплообмен и сопротив-
ление оребренных труб пучков с неравномерными шагами в аппаратах воздуш-
ного охлаждения. // Изв. вузов. Энергетика. — 1982. — N? 2. — С. 60 - 65.
22. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э., Аксенов В.В. Теплообмен и аэродинамическое
сопротивление в последовательно установленных пучках оребренных труб //Из-
вестия вузов. Лесной журнал. — 1994. — № 5 - 6. — С. 183 - 188.
23. Кунтыш В.Б. Влияние дистанционных прокладок на геппообмен и
аэродинамическое сопротивление пучка из труб со спиральными ребрами //
Межвуз. сб. научн. тр.: Проблемы экономии топливно-энергетических ресур-
сов на предприятиях и ТЭС. — СПб.: — 1993. — С. 29 - 36.
24. Теплогидравлические характеристики компактных пучков ребристых
труб / В. Илгарубис, А. Буткус, Р. Улинскас, И. Жюгжда // Литовская акаде-
мия наук. Энергетика. — 1990. — № 2. —- С. 116 - 133.
25. Чепурненко В.П., Лисин В.В. Изготовление ребристых поверхностей
воздушных аммиачных конденсаторов методом литья под давлением И Холодиль-
ная техника и технология: Респ. межвед. научн.-техн. сб. — 1970. — № 10. —
С. 108- 112.
26. Лисин В.В., Чепурненко В.П. Исследование теплообмена в пучках из
литья ребристых труб//Хол од ильная техника. — 1976. — № 9. — С. 25 - 29.
27. Экспериментальное исследование теплоотдачи и сопротивления пучков
аппаратов воздушного охлаждения из биметаллических высокоребристых груб /
В.П. Чепурненко, А.Е. Лагутин, АЛ. Пархоменко, Н.И. Гоголь // Холодильная тех-
ника и технология: Респ. межвед. научн.-техн. сб. — 1986. — выл. 42 — С. 8 - 13.
28. Юдин В.Ф., Федорович Е.Д. Теплообмен пучков оребренных труб
овального профиля И Тепломассообмен — ММФ — 92: 2-й Минский междуна-
родный форум 18-22 мая 1992 г. — Минск, ИТМО им. А.В. Лыкова, 1992. —
т. 1, часть 1.— С. 58-61.
29. Бронштейн И.Н., Семендяев КА. Справочник по математике для инжене-
ров и учащихся втузов. — 13-е изд., исправленное. — М.: Наука, 1986. — 544 с.
30. Берман Я.А. Исследования и сравнение оребренных трубчатых по-
верхностей теплообмена в широком диапазоне значений критерия Рейнольд-
са И Химическое и нефтяное машиностроение. — 1965. — № 10. — С. 21 - 26.
251
31. Экспериментальное исследование теплообмена и аэродинамики пуч-
ков труб с эллиптическим оребрением / А.Е. Лагутин, В.П. Чепурненко, А.А.
Пархоменко, Н.И. Гоголь И Холодильная техника и технология: Респ. меж-
вед. научн.-техн. сб. — 1986. -— вып. 42 -— С. 13 - 17.
32. Гоголь Н.И., Лагутин А.Е., Чепурненко В.П. Экспериментальное ис-
следование теплоотдачи и аэродинамического сопротивления пучков труб с
поперечными ребрами бисегментной формы И Холодильная техника и техно-
логия: Респ. межвед. научн.-техн. сб. — 1988. — вып. 47. — С. 61 - 63.
33. Васильев Ю.Н., Марголин ГА. Системы охлаждения компрессорных
и нефтеперекачивающих станций. — М.: Недра. 1977. — 222 с.
34. Мартыненко О.Г., Соковишки Ю.А. Свободно-конвективный тепло-
обмен: Справочник. — Минск: Наука и техника. 1982. — 400 с.
35. Гусев С.Е., Шкловер Г.Г. Свободно-конвективный теплообмен при
внешнем обтекании тел. — М.: Энергоатом издат, 1992. — 160 с.
36. Невенкин С., Сендов С. Критериальни уравнения за теплообмена на ореб-
рени тръби с крыли ребра в условията на естествена конвекция И Научни трудове
по теплотехнике Висш. техн, учебни. завед. — 1972 (1973). —т. 2. Техника. —
с. 191 - 198.
37. Топоркова М.А., Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Исследование теплоотдачи
спирально-оребренных труб аппаратов воздушного охлаждения в условиях
естественной конвекции /Архангел, лесотехн. ин-т. — Архангельск, 1978. —-
Пс. — Деп. в ВИИЭинформэнергомаш, № 29 - др.
38. Кунтыш В.Б., Топоркова МА. Метод расчета подогрева сушильного
агента при свободной конвекции воздуха в калориферах из труб с накатными
ребрами // Актуальные направления развития сушки древесины: Тез. докл. к
Всесоюз. конф. 8-12 сент. 1980 г. — Архангельск. 1980. — С. 203 - 207.
39. Тулин С.Н. Уточнение расчетных формул по теплоотдаче и сопротивле-
нию пучков труб с проволочным оребрением. // Энергомашиностроение. --— 1971.—
№ 3. — С. 31 - 33.
40. Тулин С.Н. Обобщение результатов исследования теплоотдачи и со-
противления пучков труб с проволочным оребрением // Теплоэнергетика. —
1958. —N® 3. — С. 67 - 72.
41. Письменный Е.Н. Теплообмен и аэродинамика пакетов поперечно-
оребренных труб: Автореф. дис. докт. техн. наук. — Киев, 1994. — 37 с.
42. Письменный Е.Н. Физическая модель процессов течения и теплооб-
мена в конвективных поперечно-оребренных поверхностях И Интенсифика-
ция теплообмена: Тр. Первой Рос. науч. конф, по теплообмену. — М.: Изд-во
МЭИ, 1994, т. 8.— С. 172 - 177.
43. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Интенсификация теплоотдачи трубных пуч-
ков аппаратов воздушного охлаждения насечкой кромок спиральных накат-
ных ребер /7 Изв. вузов. Энергетика. — 1991. — № 8. — С. 111-114.
44. Результаты исследования теплообменных труб с разрезными по-
перечными ребрами / Б.И. Кокорев, В.Г. Вишневский, С.М. Семенов и др. //
Теплоэнергетика. — 1978. -— № 2. — С. 35 - 37.
45. Кунтыш В.Б. Интенсификация теплоотдачи шахматных пучков труб
периферийной насечкой спиральных ребер И Изв. вузов. Энергетика. — 1993. -—
№5-6. —С. 111 - И7.
46. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Теплоотдача и сопротивление пучков труб с
высокими ребрами / Литовская академия наук. Энергетика. — 1992. — № 1. —
С. 67 - 73.
252
47. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э, Интенсификация теплоотдачи шахматных
пучков труб применением сегментно-лепестковых и зигзагообразных разре-
занных спиральных ребер И Межвуз. сб. науч, тр.: Проблемы экономии топ-
ливно-энергетических ресурсов на промпредприатиях и ТЭС. — СПб.: — 1991.
— С. 83 - 89.
48. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э. Интенсификация теплоотдачи трубных пуч-
ков продольной пластической разрезкой спиральных накатных ребер // Изв.
вузов. Энергетика. — 1991. — № 6. — С. 98 - 1 03.
49. Антуфьев В.М. Эффективность различных форм конвективных по-
верхностей нагрева. — М. - Л.: Энергия, 1996. — 184 с.
50. Кунтыш В.Б., Иохведов Ф.М. Интенсификация теплообмена шах-
матных пучков труб, омываемых потоком воздуха, путем применения разрез-
ки ребер И Тр. ЛТИЦБП. — 1968. — вып. 21. — С. 392.
51. Кунтыш В.Б., Иохведов Ф.М. Влияние относительной глубины меж-
реберной полости на тепловую эффективность, конвективный теплообмен
пучков ребристых труб и интенсификация теплоотдачи в них И Изв. АН
СССР. Энергетика и транспорт. — 1970. — № 4. — С. 127 - 136.
52. Таранян И.Г., Иохведов Ф.М., Кунтыш В. Б. Исследование влияния
параметров оребрения на теплоотдачу и сопротивление шахматных пучков
труб с поперечными гладкими и интегральными ребрами И Теплофизика вы-
соких температур. — 1972. — т. 10 — № 5. — С. 1049 - 1054.
53. Иохведов Ф.М. Исследование местных и средних коэффициентов
теплоотдачи и аэродинамического сопротивления пучков труб со спиральны-
ми разрезными ребрами: Автореф. дис. канд.техн. наук. — Л.: 1976. — 24 с.
54. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. — М.: Энергия,
1973. — 320 с.
Глава шестая
ТЕРМИЧЕСКОЕ КОНТАКТНОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
ОРЕБРЕННЫХ ТРУБ ТВО
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
С — коэффициент пропорциональности
d\ — внутренний диаметр несущей трубы, м
/11 — глубина завальцовки ребра, высота выступа
турбулизатора в трубе, м
к — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К)
Р — усилие, Н
рК — давление, МПа
Q — тепловой поток в контактной зоне, Вт или кВт
qK — плотность теплового потока в контактной зоне,
Вт/м2 или кВт/м2
RK — термическое контактное сопротивление,
м2К/Вт или м2К/кВт
г — радиус, м
s — шаг ребер, м
— шаг выступов турбулизаторов, м
t — температура, °C
а — приведенный коэффициент теплоотдачи по стороне
оребрения, Вт/(м2 К); коэффициент температурного
расширения, 1/К или К-1
6 — толщина стенки воздушного зазора, м
Агср— средний температурный напор, °C
Аг — температурная разность, °C
Е — модуль упругости первого рода (модуль Юнга), Па
Ф — коэффициент оребрения трубы
В биметаллических трубах при отсутствии гомогенного со-
единения ребер или ребристой оболочки с наружной поверхнос-
тью несущей трубы в процессе теплопередачи в этой контактной
зоне возникает дополнительное термическое контактное сопро-
тивление (ТКС), величина которого в общем случае определяется
как
Як = Агк/дк , (6.1)
Л» К / л. Л '
254
где AfK — температурный перепад в зоне контакта при фиксиро-
ванной плотности теплового потока, К; gK = 2/FK-—плотность теп-
лового потока в контактной зоне, Вт/м2 или кВт/м2; Q — тепло-
вой поток, проходящий через контактную зону, Вт или кВт; FK —
площадь поверхности механического контактирования соприка-
саемых поверхностей, м2.
Трубы ТВО с алюминиевыми накатными, навитыми завальцо-
ванными, KLM и L-ребрами имеют лишь механическую связь
оребрения со стенкой несущей трубы и для них характерно при
теплопередаче наличие ТКС, которое уменьшает коэффициент
теплопередачи трубы и снижает средний температурный напор из-
за возникновения температурного перепада (скачка) AzK. О качест-
ве механического контакта в биметаллических ребристых трубах
можно однозначно судить по величине ТКС.
В биметаллических трубах с приварными, припаянными,
литыми, насадными и навитыми ребрами с их последующим горячим
цинкованием принято считать, что механическая связь является
гомогенной или металлургической и в расчетах принимать RK = 0.
6.1. Биметаллические трубы с накатными ребрами
Новейшими исследованиями [1] установлено, что только при
средней температуре в зоне контакта гк> 90 °C температурные на-
пряжения и деформации начинают активно воздействовать па про-
цесс изменения термического контактного сопротивления. При
средней температуре tK < 90°С практически не наблюдается зави-
симость RK от tK и, учитывая этот факт, допустимо принять для
такого температурного режима RK = const, а конкретные числен-
ные значения назначать по результатам усреднения опытных дан-
ных [2, 3, 4] для несущих труб следующего материального испол-
нения:
из углеродистой стали 10, 20 в состоянии поставки с метал-
лургических заводов без дополнительной обработки поверхности
по 4 ”Rk= 1,83-Ю"4 м2К/Вт;
из стали Х5М - Як= 2,5-10~4 м2 К/Вт;
из нержавеющей стали Х18Н10Т— RK= (3,2...3,7)-КН м^К/Вт;
из латуни ЛОМш-70-1 — RK = 0,7-КН м2К/Вт.
Установлено, что величина RK очень слабо зависит от плот-
ности теплового потока и значительно сильнее от средней тем-
пературы в зоне контакта. Поэтому в области повышенных
255
температур tK опытные значения ТКС целесообразно аппроксими-
ровать линейной функцией, м2 К/Вт
RK • 103 - atK + Ъ , (6.2)
где а, b — некоторые постоянные коэффициенты.
Для серийных труб ТВО из стали 20 в состоянии поставки с
металлургических заводов в интервале гк= 100...210 °C [5] а =
= 0,00212; b = 0,052. Плотность теплового потока qK = 42...51 кВт/м2.
Для несущих труб из аустенитной хромоникелевой стали
12Х18Н10Т а = 0,0018; b = 0,02; из латуни ЛОМш-70-1 а = 0,007;
Ъ = 0,04, которые соответствуют tK= 90...230 °C и qK « 30...60 кВт/м2.
Оребрение из сплава AD1 или AD1M во всех случаях осу-
ществлено накаткой на dn = 25 мм по серийной технологии ВНИИ-
метмаш. Общим для труб с tK > 90 °C является непрерывное увели-
чение ТКС с ростом tK. Абсолютные значения ТКС, так и темп его
возрастания с увеличением Гк, меньше у биметаллической оребрен-
ной грубы, коэффициент линейного расширения материала несущей
трубы у которой выше.
Уменьшение шероховатости наружной поверхности несущей
трубы в состоянии поставки Rz от 3,13 мкм (5 класс) до 0,6 мкм
(8 класс) со шлифованной поверхностью уменьшает ТКС трубы
лишь на 30 % [5]. Шероховатость алюминиевой ребристой обо-
лочки формируется под воздействием шероховатости несущей
трубы в процессе накатки ребер. В рассматриваемом случае шеро-
ховатость внутренней поверхности ребристой оболочки измени-
лась от 2 до 0,44 мкм. Для изученного диапазона изменения Rz кон-
тактируемых поверхностей их шероховатость оказывает слабое
влияние на ТКС. Расчетами [6] установлено, что при усилии вы-
прессовки Р > 30000 Н несущей стальной трубы dn = 25 мм из алю-
миниевой ребристой оболочки длиной 100 мм чистота обработки
наружной поверхности трубы должна соответствовать 4-му клас-
су. Если технология накатки ребер не обеспечивает усилие вы-
прессовки на уровне 30000 Н, то чистоту обработки наружной
поверхности трубы необходимо выпал пять по 5-му классу без ухуд-
шения теплопередачи. Серийные оребренные трубы ТВО в по-
давляющем большинстве имеют Р = 30000 Н. Вместе с тем по тех-
ническим условиям [3, 6] нормативное условие выпрессовки со-
ставляет Р = 10000 Н, но при этом оно не увязано с шероховатос-
тью контактируемых поверхностей. Следовательно, нет необходи-
мости добиваться высокой чистоты обработки контактирующих
256
поверхностей из материалов, сильно отличающихся твердостью друг
от друга, что характерно для ребристых труб ТВО.
Значения ТКС для биметаллических стальных труб и алюми-
ниевых накатных ребер в широком интервале изменения
гк= 50...230 °C с погрешностью порядка 10 % [3] вычисляются так,
м2-К/Вт,
Лк = 0,22 • 10 3 + 2,5 • 10 6 (гк - 95) . <6-3>
При расчетах в первом приближении с последующим уточне-
нием рекомендуется принимать fK~0,5(/i T t2), где — средняя
температура горячего теплоносителя внутри трубы, °C; г2 — сред-
няя температура теплоносителя, омывающего оребренную трубу
снаружи, °C.
Для вычисления уточненного значения средней температуры в
зоне контакта можно воспользоваться формулой, °C,
tK =0,5(?1-«7)fl+--^
к \ 1 z/ \ а ос у
(6.4)
где к — коэффициент теплопередачи трубы или теплообменника в
целом, Вт/(м2 К); а! — коэффициент теплоотдачи горячего тепло-
носителя с внутренней стороны трубы, Вт/(м2К); Ч7 = qdjdi — ко-
эффициент увеличения поверхности трубы с воздушной стороны.
Иногда целесообразно уточнение значения /к выполнять сле-
дующим образом. Температура наружной поверхности несущей
среды, °C,
Г 5^ ! )
--------------+-----
1 °1Мн ср
(6.5)
температура внутренней поверхности ребристой оболочки, °C,
^0
^ал
?К2 = Г2+^Ь+(Р----'
(6.6)
где 5СТ = 0,5(dH - d\) — толщина стенки несущей трубы, м; лст —
коэффициент теплопроводности материала стенки несущей тру-
бы, Вт/(м-К); бад = O,5(do~dH) — толщина стенки алюминиевой
ребристой оболочки, м; — коэффициент теплопроводности
9 Бессонный А.Н. и др.
257
стенки ребристой оболочки, Вт/(м-К); Дгср — средний температур-
ный напор ТВО, °C. Точное значение средней температуры кон-
такта по формуле (6.4) или tK = 0,5(zKi + сравнивается с прибли-
женным. Расхождение в значениях не должно превышать ±10 %.
Если условие не выполняется, то расчет RK следует повторить, на-
значая в качестве второго приближения полученную величину по
уточненным формулам.
Целесообразно для уменьшения ТКС применять многозаход-
ное оребрение. Увеличение числа заходов ребра от одного до двух
снижает RK на 36 % [6].
В процессе формирования профиля накатного ребра с высо-
кими скоростями прокатки непосредственно под ребрами на внут-
ренней поверхности оболочки возможно образование утяжек. В
случае заполнения их воздухом, что имеет место при эксплуатации
ТВО, они являются средоточием основного термического сопро-
тивления передаче теплового потока. Средняя толщина воздушно-
го зазора может достигать значений 5 ~ 0,1...0,2 мм. Для устране-
ния этого отрицательного явления применяемая технология накатки
предусматривает [7] дополнительное обжатие металла между
ребрами специальными обжимными дисками, установленными на
одной оси с основными профилеобразующими дисками, осу-
ществляющими дополнительное обжатие ребристой оболочки и
ребер в заключительной стадии деформации после окончательно-
го формирования профиля и размеров ребер основными дисками.
Диаметр обжимных дисков на 0,15...0,5 мм больше диаметра
последнего основного диска. В итоге уменьшается величина и
относительная протяженность воздушного зазора в контактной зоне,
увеличивается контактное давление механически сопрягаемых
поверхностей.
Применение дополнительного обжатия ребер уменьшает ТКС
груб ср = 9,4 нормализованных параметров с двухзаходным ребром в
1,7 раза и в 2 раза для труб ср = 15,23 с однозаходпым ребром [6].
Снижение ТКС благоприятно сказывается на теплопередаче. Для груб
(р = 15,23 коэффициент теплопередачи возрос на 7... 11 % в интервале
изменения Re = (15...25) 103 для воздуха при прочих неизменных
условиях. Таким образом, применение способа обжатия ребер
является одним из эффективных приемов искусственного улучшения
ТКС труб ТВО с накатными алюминиевыми ребрами.
Введение в контактную зону наполнителя с большим коэф-
фициентом теплопроводности, чем теплопроводность воздуха,
258
благоприятно влияет на изменение ТКС. Для труб ср = 9,4 с двумя
заходами ребра наличие в контакте густой консервационной смаз-
ки типа солидол «С» ГОСТ 4366-76 способствовало уменьшению
RK в 1,3 раза, а введение индустриального масла ГОСТ 9972-74
вызвало уменьшение в 3,35 раза по сравнению с RK для воздуха в
контактной зоне [6]. Коэффициент теплопроводности индустри-
ального масла в среднем больше теплопроводности воздуха в 4,6
раза для интервала изменения ZK= 72...92°С. Подобная картина на-
блюдается в этом интервале tK и для труб ср = 15,23 с однозаходны-
ми ребрами. Наличие в контактной зоне индустриального масла
вызвало снижение ТКС в 2,4 раза по отношению к ТКС трубы с
воздухом, несмотря на понижение усилия выпрессовки на 44 %.
Следовательно, в производственных условиях нет необходимости
заниматься очисткой поверхностей контактной зоны от масляных
отложений. Тепловой расчет ТВО следует выполнять в предполо-
жении отсутствия замасленности контактной зоны, так как в ре-
зультате длительной эксплуатации труб произойдет испарение или
выгорание масла.
Одним из способов улучшения тепловой проводимости контакта
является увеличение фактической площади соприкосновения
контактируемых поверхностей. Применительно к ТВО нами была
разработана новая конструкция биметаллической трубы (рис. 6.1),
реализующая этот способ, одновременно обеспечивающая интенси-
фикацию контактного теплообмена и теплоотдачи с внутренней
стороны трубы. По разработанной технологии (а.с. СССР№ 1016003)
специальным инструментом наносилась на наружной поверхности
несущей стальной трубы dH = dK = 25 мм спиральная однозаходная
канавка прямоугольного поперечного сечения шириной 2 мм и глу-
биной 0,5 мм. В результате этой операции на внутренней поверх-
ности трубы диаметром d\ = 21 мм возникли удобообтекаемые спи-
ральные выступы-турбулизаторы высотой h\ = 0,7 мм, шагом
51 = 7,75 мм и шириной у основания выступа Si = 2,5 мм. Затем
осуществлялась накатка спирального однозаходного ребра из алю-
миниевого сплава AD1M с параметрами d = 56,8 мм; h = 15,2 мм;
s = 2,5 мм; А = 0,5 мм; (р » 20. Исследованиями установлено, что ТКС
трубы изменяется от 0,49-10-4 до 1,32-10-4 м2К/Вт в интервале
#к=23,3...64,4 кВт/м2 и tK ~ 68...93 °C. Уменьшение ТКС составляет
3,73... 1,37 раза по сравнению с RK для гладкостенной контактной
зоны. При эксплуатационных режимах ТВО в интервале
Re = (9...12)103 ТКС уменьшилось в 1,7...2 раза.
259
9*
I
Рис. 6.1. Биметаллическая труба с улучшенной контактной
зоной.
1 — несущая труба; 2 — накатное ребро.
Изложенные данные свидетельствуют о значительной роли
ТКС в процессе теплоотдачи, что наглядно демонстрируется
рис. 6.2. Принятые значения коэффициентов теплопередачи а!
охлаждаемых энергоносителей внутри трубы, охлаждающего возду-
ха а со стороны оребрения и ТКС соответствуют их возможному
260
Рис. 6.2. Влияние приведенного коэффициента теплоотдачи а воздуха, коэффи-
циента теплоотдачи энергоносителя и значения RK на коэффициент теплопе-
редачи биметаллической стальной трубы с алюминиевыми ребрами.
а — ф = 15,23 на (1^ = 25 мм; б — ф = 9,4 на <4 = 25 мм.
J i RK = 0; 1,3-104; 2,21 (И м2-К/Вт. I - III - а, = 5000; 2500; 1250 Вт/(м2-К).
261
диапазону изменения в реальных ТВО. Наибольшие коэффициен-
ты теплопередачи свойственны биметаллическим трубам с идеаль-
ным контактом, для которых RK = 0. Наличие RK снижает теплопе-
редачу, причем тем больше, чем выше значения оц, а и ф. Напри-
мер, для а = 75 Вт/(м2 К), oci = 5000 Вт/(м2 К) (конденсация водяных
паров, паров аммиака), ср = 15,23; RK = 1,3- 1СН м2 К/Вт коэффици-
ент теплопередачи к уменьшается от 55,08 Вт/(м2 К) при RK = 0 до
49,14 Вт/(м2К), т. е. на 12 %. Если cq = 2500 Вт/(м2 К) (охлаждение
воды при турбулентном движении) для остальных неизменных
величин, снижение теплопередачи составляет 10 %.
Для биметаллической трубы ср = 9,4 уменьшение коэффици-
ента теплопередачи в обоих рассмотренных случаях составит со-
ответственно 8,5 и 7,5 %. Приведенные примеры показывают имею-
щийся резерв интенсификации теплопередачи путем искусствен-
ного управления величиной ТКС.
Повышение энергетической эффективности ТВО, улучшение
тепловой проводимости контакта исключительно выгодно, так как
не требует дополнительных затрат мощности на привод вентиля-
тора. Необходимо уделять тщательное внимание обеспечению
надежного механического контакта, так как отсутствие его явля-
ется серьезным тормозом на пути улучшения энергетических по-
казателей ТВО.
В заключение изложим упрощенный метод вычисления терми-
ческого контактного сопротивления и контактного давления между
стальной трубой и алюминиевой оболочкой при накатке
алюминиевого оребрения на стальную трубу.
При соприкосновении теплопередающих поверхностей теп-
ло от одной из них к другой передается теплопроводностью через
места непосредственного контакта и через прослойку среды меж-
ду поверхностями. Таким образом, термическое контактное со-
противление определяется термическим сопротивлением непосред-
ственного металлического контакта RM и термическим сопротив-
лением среды 7?с, т. е. общее термическое сопротивление
_1-J_ 1
М С
(6.7)
Термическое контактное сопротивление по упрощенной мето-
дике, предлагаемой Шлыковым Ю.П. [8], определяется (рис. 6.3, а)
по формуле
262
Рис. 6.3. Схема к расчету эквивалентного воздушного зазора между
контактирующими поверхностями.
hmaxl — шероховатость стальной поверхности; hmax2 — то же, алюминиевой поверхности;
а — по [8]; б — по [1 ].
(6.8)
Термическое определение составляющих термического сопро-
тивления основывается на результатах исследования контакта
шероховатых поверхностей. При этом места непосредственного
металлического контакта представляются отделенными друг от друга
воздушными прослойками. Термическое сопротивление прослой-
ки среды переменной толщины представляют как сопротивление
воздушной прослойки постоянной толщины, эквивалентной по
объему пространству между выступами контактирующихся
поверхностей.
Развернутая формула для определения термического контакт-
ного сопротивления, обусловленного микрошероховатостью по-
верхностей, имеет вид [8]
1 _ 2ZC 4-71 . 1 о4
%+Лср2 ’ Зан5н ‘
(6.9)
где N/Sn = рк — контактное давление между соприкасающимися
поверхностями, Па; Хм = 2Хм1Хм2/(ХMi + Хм2)— приведенный
коэффициент теплопроводности металлов соприкасающихся по-
верхностей, Вт/(м-К); лс — коэффициент теплопроводности сре-
ды в контактной зоне, Вт/(м К); сгн — нормальное напряжение проч-
263
ности, соответствующее наиболее пластичному из материалов, Па;
N — нормальная нагрузка, Н; 5Н — нормальная (геометрическая)
площадь контакта, м2; RK — термическое сопротивление контак-
та, м2 К/Вт; Хм1, лм2 — коэффициенты теплопроводности соприка-
сающихся металлов, Вт/(м-К); hcpl, hcp2 — средняя высота выступов
микрошероховатостей, м.
Использование уравнения (6.9) затруднено из-за необходимости
проведения специальных испытаний для определения контактного
давления, поэтому при чистоте обработки контактирующих
поверхностей класса V > 5 для его определения рекомендуют
применение упрощенного уравнения, учитывающего лишь микро-
шероховатости контактных поверхностей [8].
Исходя из условия, что основное сопротивление тепловому
потому (90 %) оказывает воздушная прослойка, для биметалличес-
ких труб, имеющих в качестве несущей стальную трубу с чистотой
поверхности класса V < 5, а накатные ребра из алюминия, предла-
гается использовать формулу [1] с пояснениями па рис. 6.3, б:
К с (^maxl ^max2)/(^c)’
(6.10)
где к = 6,6 для шероховатости стальной поверхности класса V > 4;
к-1 — класса V<4.
Контактное давление при накатке ребер из алюминия (рис. 6.4)
предлагается определять по формуле 11 ]
(6.11)
Д = Д,-Дя; (6.12)
Дет = астгДг; (6.14)
Д/ — Дст Дад» (6.13)
Лал = «ал^, (6.15)
где г — радиус контактирующих поверхностей, м; Ест, Еа1 — модули
упругости Юнга для стали и алюминия, Па; 6СТ, 6а1 — толщина стенки
стальной трубы и обечайки из алюминия по массе, эквивалентной
массе алюминия, использованного для накатки оребренной поверх-
ности, м; осст, ам — коэффициенты теплового расширения стали и
алюминия, К"1; Дг — разность между температурой в зоне контакта
и температурой окружающей среды, К; значит, Дг = tK - Го;
Дд = = (/Zmaxl “ ЬтахзУк — ТОЛЩИНа ЭКВИВЗЛеНТНОГО ВОЗДУШНОГО
зазора, м; f0 — температура окружающей среды, °C.
264
Рис. 6.4. Схемы труб к расчету ТКС по упрощенной методике.
1 — стальная несущая труба; 2 — ребристая алюминиевая оболочка; 3 — алюминиевая
обечайка, эквивалентная по массе ребристой оболочке.
Ддя проведения упрощенных расчетов по определению Ак и рк
достаточно снять профилограммы контактирующих поверхностей
стали и алюминия.
Предлагаемая методика расчетов Яки позволяет с достаточ-
ной точностью определить значения этих величин, повышая тем
самым надежность тепловых расчетов оребренных поверхностей
без проведения специальных исследований. Применение ее
продемонстрируем нижеследующими расчетами.
Пример 6.1. Определить ТКС биметаллической оребренной трубы по
исходным данным:
Материал внутренней трубки — сталь 20; толщина стенки стальной
трубы 8ст = 2мм; наружный диаметр стальной трубы t7H = 25 мм; модуль Юнга
для стали £ст=2-1011 Па; чистота обработки стальной поверхности V 3;
температура воздуха в помещении г0 = 20°С; средняя температура в зоне
контакта гк = 90°С; материал накатного оребрения — алюминий марки AD1M.
Параметры оребрения: наружный диаметр трубы d = 55,72 мм; шаг ребер
5 = 2,52 мм; высота ребер й= 14,11 мм; средняя толщина ребра Д= 0,75 мм;
толщина алюминиевой обечайки с внутренним диаметром = гст = г = 25 мм,
соответствующая массе накатного алюминия, 5^ = 6,81 мм; предел прочности
и текучести для алюминия AD1M св=60МПа, ст=30МПа; модуль Юнга
Еал = 7108Па [9]; теплопроводность при температуре гк воздуха ZC = 3,151O-2
265
Вт/(м К); коэффицйент температурного расширения для стали аст= 12-Ю6 К
ь то же, для алюминия 0^= 22,910-6 К-1; высота микрошероховатостей сталь-
ной поверхности из снятой профилограммы Лтах1 = 50 мкм; высота микроше-
роховатостей алюминиевой поверхности, получившаяся в результате накатки
на стальную поверхность (из профилограммы) йтах 2 = 25 мкм.
Решение. Термическое контактное сопротивление
R =R Aj-g-lJ50 25)'10 =1Д2-10 '4 М2 К/Вг .
к с кХс 7-3,15-1 О*2
Толщина эквивалентной воздушной прослойки, соответствующая данному
контактному сопротивлению,
8В = ЕДС = 1,12-10 4 3,15 10-2 = з,528 10-6 м.
Температурная деформация стальной трубы в зоне контакта
= 12-106-12,5 10э-(90-20) = 1,105-10 5 м.
Температурная деформация алюминиевой обечайки в зоне контакта
Аал = «алГалЛ' = 22,9-Ю6-12,5-10-5(90 - 20) = 2,004-10~5 м.
Температурный зазор из-за разности деформаций стали и алюминия в
зоне контакта
4 = Дал-Дст = (2,004 - 1,105) 10-5 = 0,954 10-5 м.
Идеализированный натяг между сталью и алюминием
Д = Д,- 8В = (0,954 - 0,3528) 10-5 .= 0,60110-5 м.
Контактное давление между стальной и алюминиевой обечайками
1 1
--------+---------
Е 8 Е 8
ст ° ст ал
0,601-Ю'5
7 772
(12,5-10~31
1
2-10n-240"3
________!_______
7-108-6,81-10~3
=8,ЗМПа.
В зависимости от высоты ребра контактное давление для биметалличес-
ких труб с данными параметрами может быть определено по формуле [1],
МПа,
= 1,94 + 0,486/7, (6.16)
где h — высота ребра, мм.
Полное расслоение обечаек из стали и алюминия по формулам (6.13) —
(6.15) составит
^тах2Л ~ (®ст“ ®ил) (^к ~ (6.17)
где т] = 1,35 — коэффициент, учитывающий жесткость оребренной поверх-
ности и перепад температур в зоне контакта и по высоте ребер.
Из формулы (6.17) имеем
25 -10~б • 1 35
------—— --------------= 270° С
22,9 - 12,0) • 10"6 • 12,5 -10~3
Процесс накатки алюминиевой ребристой оболочки на сталь-
ную шероховатую поверхность подобен осадке алюминия при его
266
опрессовке, а поэтому коэффициент трения между сталью и алю-
минием следует принимать 0,97 [10].
В этом случае начальное нормальное контактное усилие ро
при температуре окружающего воздуха г0 соответствует с погреш-
ностью 3 % усилию выпрессовки несущей трубы из алюминиевой
оболочки.
Исследования [1] показали, что ТКС практически не изменяет
своего значения для накатных ребер с высотой h > 5 мм. При h > 5 мм
ТКС возрастает вследствие заметного снижения натяга между сталь-
ной и алюминиевой поверхностями.
Экспериментально зафиксирован рост ТКС биметаллической
трубы d = 56,8 мм; <р = 20,1 на 30 % от воздействия знакоперемен-
ных тепловых циклов «нагрев-охлаждение». Моделировались ус-
ловия пуска, работы и останова ТВО [11] при повышении темпера-
туры в зоне контакта до Гк-- 230 °C, что соответствует температу-
ре энергоносителя на входе в аппарат ti = 300 °C, с последующим
охлаждением трубы в потоке воздуха до tK = 30 °C. В течение 8
суток непрерывно выполнено 150 циклов «нагрев-охлаждение».
6.2. Трубы с навитыми завал ьцованными ребрами
Для круглых несущих труб dn/di = 25/20 мм из углеродистой
стали, оребренных навитыми завальцованными алюминиевыми реб-
рами ср = 13,5...22 в интервале Re = (3...25)-103 значение ТКС с по-
грешностью ±5 % определяется из уравнения [11], м2К/Вт,
7?к-104 = я(/)т + £>(/),
(6.18)
где a(j) = 0,055 -0,701/ + 0,2/; b(j) = 4,467 - 1,57 lj + 0,391/;
j = Re/104; Re = wdjv.
Для таких труб d$ ~dn,w — скорость воздуха в узком сечении
пучка, м/с; коэффициент кинематической вязкости воздуха v вы-
бирается по его средней температуре в пучке.
Уравнение (6.18) действительно в диапазоне т = 0,5...2,45 Н/мм2.
Касательное напряжение вырыва т в зоне завальцовки ребра,
Н/мм2,
т = plfl.
(6.19)
где р — усилие вырыва вырезанного сектора с углом 90° ребра из
стенки несущей трубы.
267
Площадь поверхности геометрического контакта завальцован-
ного на глубину hi ребра с трубой определяли [12], мм2,
/2 = 0,5W-(Jh-2A1)2]. (6.20)
Полученные значения т соответствовали изменению глубины
завальцовки hi = 0,27...0,7 мм и усилию вырыва в интервале
р = 20...180 Н.
Усилие вырыва (завальцовки) ребра зависит от большого чис-
ла параметров и факторов: степени износа обжимных роликов,
механических свойств материалов, шероховатости алюминиевой
ленты, в учете непосредственного влияния которых на изменение р
нет необходимости, так как это компромиссно учтено касатель-
ным напряжением т.
Минимум ТКС наблюдается в окрестности hi = 0,5 мм. Следо-
вательно, по теплоаэродинамическим характеристикам и техноло-
гическим факторам при существующих отклонениях диаметра не-
сущей трубы ±0,2 мм оптимальная глубина завальцовки ребра со-
ставляет hi = 0,5 мм для применяемой технологии [13] оребрения
трубы.
6.3. Трубы с навитыми KLM- и L-ребрами
Ддя труб из углеродистой стали с навитыми на dn = 25 мм алю-
миниевыми KLM-ребрами значения ТКС в интервале изменения
средней.температуры контактной зоны tK = 71...238 °C и плотнос-
ти теплового потока qK = 23,1...74,5 кВт/м2 подчиняются уравне-
нию, м2К/Вт,
RK = 0,004185gK1’115. (6.21)
Температура наружной поверхности несущей трубы изменя-
лась от 75,5 до 259 °C.
Плотность теплового потока в зоне контакта горизонтальной
полки ребра с наружной поверхностью несущей трубы qK = QIFK,
где Q — тепловой поток, передаваемый трубой через контактную
зону. Площадь контакта FK определялась как площадь гладкой по-
верхности несущей трубы диаметром dn без учета площади поверх-
ности бороздок, которые увеличивают контактную площадь на
30...50 % в зависимости от их геометрических параметров.
Увеличение температуры контактируемых поверхностей
сопровождается ростом значения ТКС, что объясняется возник-
новением радиальных микрозазоров вследствие различных тем-
268
пературных расширений несущей стальной трубы и алюминиевой
оребренной оболочки.
Для случая постоянной температуры 100 °C внутренней по-
верхности стенки несущей трубы из углеродистой стали в интер-
вале tK = 88...71 °C и = 25...70 кВт/м2 ТКС KLM-ребер подчиня-
ется уравнению [14], м2 К/кВт,
RK = 0,552^-°304. (6.22)
Геометрия контактной зоны трубы и KLM-ребер приведена в
разделе 5.1. В работе [15] сообщены результаты эксперименталь-
ного исследования ТКС труб du = 25 мм с алюминиевыми навиты-
ми L-ребрами. Характеристика контактной зоны труб дана в
табл. 6.1.
Таблица 6.1
Состояние контактной зоны труб с L-ребрами и коэффициенты расчетного
уравнения
№ грубы Параметры регулярной шероховатости, мм Наличие масла в контакте Материал несущей трубы с п
Л1 bi
1 0,135 0,887 2,511 Да Сталь 10 0,550 0,295
1П 0,135 0,887 2,511 Нет » 0,600 0,295
2 0,256 0,706 2,511 Да » 1,287 0,388
3 0,224 0,700 2,511 Да » 0,331 0,123
ЗП 0,224 0,700 2,511 Нет » 0,834 0,316
4 0,048 0,887 2,490 Да Сталь Х18Н9Г ' 0,731 0,398
5 Шлифован ная Да Сталь 10 0,103 0,000
6 Заводская поставка Да » 0,106 0,000
6П То же Нет » 0,282 0,119
7 Шлифованная Да » 0,710 0,358
8 То же Да » 0,970 0,341
9 1 Да Латунь
ЛОМШ-70-1 0,168 0,000
Наружная поверхность несущих труб № 1, Ш, 2, 4 и 5 была
шлифованной, а регулярная шероховатость в виде спиральных ка-
навок высотой (глубиной) /ii, шириной bi и шагом 51 возникла от
вращения трубы тянущими дисками в процессе оребрения [13].
Наружная поверхность труб № 3, 6, 6П соответствовала состоя-
нию их поставки с металлургических заводов и не подвергалась
дополнительной обработке перед оребрением.
На поверхности несущих труб № 5, 6, 6П, 7, 8, 9 регулярная
шероховатость от тянущих дисков отсутствовала. Технология
269
процесса формирования L-ребер требует ввода в контактную зону
некоторого количества минерального масла, в результате чего имеет
место образование жидкой масляной пленки. Для удаления ее тру-
бы прокаливались при 120... 130 °C и им присвоены номера 1П, ЗП,
6П.
Значения ТКС труб № 1...9 обобщаются расчетным уравнени-
ем, м2К/Вт,
Кк = cqK~n, (6.23)
которое действительно в интервале qK = 25...75 кВт/м2 и tK =
= 92...65 °C. Значения сип даны в табл. 6.1.
Ошибка опытного определения значений RK не превышала
±6...8 %.
Наименьшее значение RK труб с регулярной шероховатостью
соответствует трубе № 4 с минимальной глубиной канавки. Влия-
ние масла в межконтактном зазоре на изменение RK сказывается
по-разному в зависимости от шероховатости зазора. Например, для
трубы № 1 с мелкой канавкой и шлифованной поверхностью вы-
горание масла увеличивает ТКС лишь на 10 %. Однако для трубы
№ 3 с крупной шероховатостью и необработанной дополнитель-
но поверхностью отсутствие масла в зазоре повышает ТКС на
10...31 % в зависимости от qK. Качественно подобная картина из-
менения RK от масла в зазоре наблюдается и у труб № 6, 6П. Таким
образом, наличие канавок от дисков увеличивает ТКС. Масляная
пленка в межконтактном зазоре улучшает термический контакт L-
ребра и снижает ТКС.
Для надежности рекомендуем расчет коэффициента теплопе-
редачи биметаллической трубы с L-ребрами выполнять по величи-
не RK без замасленности поверхности, что соответствует условию
длительной эксплуатации ТВО. Шероховатость поверхности не-
сущей трубы достаточно обеспечивать по 4, 5 классам чистоты
обработки.
Геометрические параметры L-ребер даются в разделе 5.1.
Пример 6.2. Определить ТКС трубы № 1П длиной 1 = 2 м с L-ребрами,
навитыми из алюминиевой ленты на трубу dn = 25 мм из углеродистой стали.
Труба передает тепловой поток Q= 10 кВт. Средняя температура контакт-
ной зоны Гк = 80 °C.
Решение. Площадь поверхности геометрического контакта ребра с
трубой, м2,
FK=ndul= 3,14 0,025-2 = 0,157.
270
Плотность теплового потока в контакте, кВт/м2.
?к = Ю/0,157 = 63,7.
По табл. 6.1 расчетное уравнение для ТКС трубы № 1П, м2К/кВт,
RK = 0,6?к-°-295 = 0,6-63,7-0’295 = 0,176 м2 К/кВт.
Если перевести в более употребимую размерность, то /?К = О,176Х
XI 0-з м2 К/Вт = 1,76-10-4 м2К/Вт.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Стенин Н.Н. Разработка и исследование перспективных компоновок
из ребристых труб теплообменников воздушного охлаждения: Автореф. дис.
на соиск. уч. степени канд. техн. наук. — СПб.: 1994. — 22 с.
2. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э., Федотова Л.М. Исследование контактного
термического сопротивления биметаллических оребренных труб АВО И Изв.
вузов. Лесной журнал. — 1980. — №5. — С. 121 - 126.
3. Научно-инженерные методы исследования и расчета теплопередающих
характеристик трубных пучков АВО и контроля качества изготовления И Науч,
отчет Арханг. лесотехн, ин-та: Рук. В.Б. Кунтыш. — Инв. № 0061420. —
Архангельск, 1981. — 120 с.
4. Зайцев В.Г. Интенсификация контактного теплообмена в аппаратах
с биметаллическими ребристыми трубами: Автореф. дис. на соиск. уч. сте-
пени канд. техн. наук. — М.: 1984.— 18 с.
5. Бакластов А.М., Зайцев В.Г., Кунтыш В.Б. К вопросу о контактном
теплообмене в аппаратах воздушного охлаждения И Изв. вузов. Энергетика. —
1982. — № 11. — С. 114 - 116.
6. Исследование контактного термического сопротивления биметалли-
ческих оребренных труб для АВО // Науч, отчет Арханг. лесотехн, ин-та: Рук.
В.Б. Кунтыш. — Инв. № Б815021. — Архангельск. 1979. — 77 с.
7. Интенсификация термического контактного сопротивления в результате
изменения технологии изготовления биметаллических оребренных труб / Г.А.
Марголин, В.Б. Кунтыш, Л.М. Федотова и др. // Подготовка и переработка
газа и газового конденсата: Реф. научн.-техн. сб. / ВНИИЭгазпром. — 1983. —
вып. 1. — С. 13...21.
8. Шлыков Ю.П., Ганин Ю.Э. Контактный теплообмен. М. - Л.: Госэнер-
гоиздат, 1963. — 178 с.
9. Алюминиевые конструкции: Справ, пособие / Под ред. В.И. Трофимова. —
М.: Стройиздат, 1978. — 151 с.
10. Детали машин. Расчет и конструирование: Справочник. Т.1. / Под
ред. Н.С. Ачеркана. — М.: Машиностроение, 1968. — 440 с.
И. Кунтыш В.Б. Исследование теплообмена и его интенсифкация в труб-
ных пучках теплообменников воздушного охлаждения. Дис. в форме науч, докла-
да на соиск. уч. степени докт. техн. наук. — СПб.: НПО ЦКТИ, 1993. — 46 с.
271
12. Расчетно-аналитическое определение термического контактного со-
противления труб с навитыми завальцованными ребрами / В.Б. Кунтыш, В.И. -
Мелехов, Л.М. Федотова и др. // Изв. вузов. Лесной журнал. — 1987. — № 2.
— С. 62 -68.
13. Черпилло Э.П. Оребрение труб АВО методом навивки и завальцовки
алюминиевой ленты // Создание и применение трубчатой и пластинчатой теп-
лообменной аппаратуры: Тез. докл. к Всесоюз. науч.-техн, совещ. (10 - 12
сент. 1974 г.)— Таллинн, 1974. — С. 94 - 97.
14. Кунтыш В.Б., Топоркова J&.A., Гришин В.П. Теплообмен в пучках из
труб с L-образными профилированными ребрами И Энергомашиностроение. —
1983.— № 4. — С. 3-5.
15. Исследование теплоаэродинамических характеристик пучков труб
различных материальных исполнений и форм оребрения // Науч, отчет Ар-
ханг. лесотехн, ин-та: Рук. В.Б. Кунтыш. — Инв. № Б921123. — Архан-
гельск. 1980. — 78 с.
Глава седьмая
ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ И ТЕПЛООТДА-
ЧА ПРИ КОНДЕНСАЦИИ ЧИСТЫХ ПАРОВ И ПАРОГА-
ЗОВЫХ СМЕСЕЙ ВНУТРИ ТРУБ
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
d\ — диаметр, м
I — линейный размер, м
— шаг, м
П — периметр, м
F — поверхность теплообмена, м2
f — площадь «живого сечения», м2
w — скорость, м/с
G — массовый расход, кг/с
pw — массовая скорость, кг/(м2 С)
т — касательное напряжение, Па
Аг — температурный напор, перепад температур, К
Q — тепловой поток, Вт
q — плотность теплового потока, Вт/м2
а — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 К)
к — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К)
R — термическое сопротивление, м2 К/Вт
i — энтальпия, Дж/кг
ср — теплоемкость (р = const), Дж/(кг-К)
к — коэффициент теплопроводности, Вт/(м-К)
кр — перепад давления, Па
Ар^р — потери давления из-за трения, Па
Аруск— потери давления на ускорение, Па
Основные критерии подобия теплогидравлических процессов
при конденсации
Ее™ = w5/v
Bi = аА/Лст
ftp
— число Рейнольдса пленки
— число Био
— число Прандтля
— диффузионное число Прандтля
Ga = gPity'Y — число Галилея
273
Nu = oc//Z — число Нуссельта
К = rlCp&t — число Кутателадзе
Nug = ocS/Z— число Нуссельта по толщине пленки
/* = [(v')2/g]1/3 — характерный размер
Кпд — диффузионное число Нуссельта
5* = 5//+ — безразмерная толщина пленки конденсата
— скорость касательного напряжения, м/с
5+ = — безразмерная толщина пленки конденсата
у* = v§7(v'#)1/3 — безразмерная скорость касательного напря-
жения на границе пар—пленка.
Индексы
' — жидкость
" — пар
ВВЕДЕНИЕ
Для конденсации паров чистых веществ и сложных смесей в
химической, нефтехимической и пищевой промышленности в оте-
чественной практике используют аппараты воздушного охлажде-
ния (АВО) общего назначения, которые мало пригодны для реализации
процесса конденсации, ибо их прямое предназначение — охлаждать
парообразные, газообразные и жидкие среды с температурой от ~ 40
до 300 °C и давлением до 6,4 МПа. Стандартизированные АВО делятся
на три основных типа: АВМ — аппарат воздушный малопоточный;
АВГ — аппарат воздушный горизонтальный; АВЗ и АВЗ-Д — аппарат
воздушный зигзагообразный.
Основными элементами АВО являются теплообменные сек-
ции, вентилятор, жалюзи и несущие конструкции.
Панели теплообменников воздушных конденсаторов пред-
ставляют собой малорядный пучок вертикальных, горизонтальных
или наклонных труб (п <= 8), внутри которых конденсируется
пар, а снаружи трубы обдуваются потоком воздуха. Основной
особенностью такой конструкции является то, что
рассматриваемый пучок имеет общие верхний и нижний
коллекторы, что обусловливает одинаковый перепад давлений
во всех трубах. Ввиду того, что гидравлическое сопротивление
труб пучка мало, теплообменник воздушного конденсатора очень
чувствителен как к неравномерной раздаче пара (коллекторный
эффект), так и к тепловой разверке по рядам трубного пучка
(первый ряд встречается с потоком холодного воздуха). Если
нижний коллектор не заполнен конденсатом и подтопления труб
не происходит, то выравнивание перепадов будет осуществляться
за счет перетоков пара через нижний коллектор из менее
охлаждаемых (задние ряды по ходу воздуха) в трубы более
охлаждаемые (первый ряд пучка). При этом в них будет
реализовываться встречное движение потоков пара. При кон-
денсации чистого пара такое встречное движение не вызывает
каких-либо серьезных отклонений в работе теплообменника ВК
(по крайней мере в режимах «до захлебывания»). Но при наличии
в паре даже небольшого количества неконденсирующихся газов
(воздуха) их накопление происходит в тех трубах, где появляется
встречное движение, что может существенно снизить произво-
дительность теплообменника.
275
В воздушных конденсаторах молекулярный вес воздуха боль-
ше веса пара. Поэтому в ВК воздух, вероятно, будет собираться в
нижней части наиболее охлаждаемых труб.
Из анализа литературных источников, касающихся расчета
воздухоохлаждаемых конденсаторов, следует, что общепринятый
в настоящее время способ расчета такого рода теплообменников
по среднелогарифмическому температурному напору позволяет
определить лишь суммарную поверхность теплопередачи, но не дает
никакой информации о распределении расходов, температур па-
ровоздушной смеси по глубине пучка теплообменника ВК.
Помимо того, по имеющимся данным при конденсации пара в
случае параллельно включенных труб с перекрестным током теп-
лоносителей истинный температурный напор отличается от сред-
нелогарифмического, поэтому расчет по общепринятой методике
может дать неверные результаты.
Анализ конструкций АВО общего назначения позволяет гово-
рить о достаточно протяженных коллекторных системах со стес-
ненными размерами камер, что может приводить при движении
двухфазных потоков к значительным гидравлическим разверкам.
Применение АВО с неудовлетворительной гидравлической харак-
теристикой коллекторной системы для конденсации паров с при-
месью неконденсирующихся газов может привести к отключению
части труб из теплообмена из-за возможной фронтальной гидрав-
лической разверки.
Для устранения тепловых разверок по глубине пучка целесо-
образно применять: во-первых, либо переменный шаг оребрения
труб, либо переменный поперечный шаг между трубами; во-вто-
рых, «неглубокие» пучки с числом рядов не более 3-4, лучше
делать однорядными из плоскоовальных труб.
Применение плоскоовальных труб позволяет не только сни-
зить влияние неконденсирующихся газов на теплообмен, но и уст-
ранить опасность их замерзания зимой.
Обязательными условиями удовлетворительной работы кон-
денсаторов с воздушным охлаждением являются:
— снижение коллекторных эффектов за счет либо увеличе-
ния поперечного сечения коллекторов, либо за счет их профили-
рования;
— организация свободного слива конденсата на уровень.
Слив конденсата под уровень чреват возникновением автоко-
лебаний давления, температуры конденсата и уровня конденсата
276
в трубах, при этом ухудшаются условия эвакуации неконденсиру-
ющихся газов.
Поверхностная конденсация пара возникает при температуре
стенки, которая несколько меньше температуры насыщения. Воз-
можны три вида конденсации.
— Пленочная конденсация пара, характеризующаяся стека-
нием с тепломассообменной поверхности сплошной пленки жид-
кости. Такой режим возникает на смачиваемых поверхностях (силы
адгезии больше сил когезии).
— Капельная конденсация пара. Характеризуется скатывани-
ем отдельных капель жидкости с теплообменной поверхности. Ре-
жим возникает на несмачиваемых жидкостью поверхностях (силы
когезии превосходят силы адгезии).
— Смешанная конденсация пара. Свойственна поверхностям,
для которых в разных частях выполняются условия, определяющие
существование пленочной и капельной конденсации.
Интенсивность теплоотдачи при капельной конденсации пара
значительно выше, чем при пленочной. Однако в энергооборудова-
нии трудно обеспечить длительное существование капельной кон-
денсации водяного пара. Капельная конденсация в дальнейшем не
рассматривается. Следует заметить, что для ряда органических ве-
ществ, и в частности для хладонов, тидрофобизаторы не обнаруже-
ны, по-видимому, вследствие исключительно высокой смачиваемости.
• При пленочной конденсации пара интенсивность теплоотда-
чи определяется гидродинамическими характеристиками течения
конденсата. Начиная от места возникновения пленки конденсата
происходит развитие ламинарного течения. Теплоотдача при этом
связана только с теплопроводным механизмом в жидкости (теория
Нуссельта). При достижении некоторого критического числа Рей-
нольдса на межфазной границе начинают развиваться волны, ин-
тенсифицирующие тепло- и массообмен. После завершения фор-
мирования волн теплоотдача становится автомодельной относи-
тельно длины теплообменной поверхности. Такая консервативность
термического сопротивления связана с интенсивным перемешива-
нием за счет волновых движений и, как следствие, с возникновени-
ем термического сопротивления только в невозмущенном пристен-
ном слое. Дальнейший рост числа Рейнольдса приводит к разви-
тию хаотических пульсаций, соответствующих турбулентности.
При пленочной конденсации коэффициент теплоотдачи от
пара к твердой поверхности может быть представлен в виде
277
1
1
(X -
* ^.+*ф+*к+*п.о.
। де 1с|)мичсскис сопротивления: R<^ — на границе пар - конденсат
(соп|Х)гикиснис фазового перехода), м2 К/Вт; Rm — пленки конден-
са । а, м?- K/Вт; /?к — па границе конденсат — поверхность охлажде-
ния (контактное термическое сопротивление), м2К/Вт; Rno — обу-
словленное наличием в паре неконденсируюшихся газов, м2 К/Вт;
Основным термическим сопротивлением при пленочной конден-
сации чис того, т. е. не содержащего примесей неконденсирующихся
га юв пара неметаллических жидкостей является сопротивление плен-
ки Я1Г1. Для этих условий суммарное сопротивление переносу тепла R
равно примерно R^.
Величина термического сопротивления Rm зависит от режима
течения пленки (ламинарный, ламинарно-волновой, турбулентный),
скорости движения парового потока, ориентации поверхности кон-
денсации в пространстве. Режим течения пленки характеризуется
числом Рейнольдса пленки конденсата
Re - w8 - G' - (ptvH
114 v' Пр' 4p'
Контактное термическое сопротивление RK при конденсации
чистого пара на очищенной поверхности равно нулю. Рекоменда-
ции по расчету значения RK на загрязненных поверхностях в литера-
туре отсутствуют. Косвенным путем это сопротивление учитывает-
ся путем введения в расчетные формулы коэффициентов, зависящих
от материала поверхности.
При пленочной конденсации пара из смеси с неконденсиру-
ющимся газом даже при наличии продувки присутствие в паре
всего лишь нескольких объемных процентов газа приводит к тому,
что термическое диффузионное сопротивление Rn o делается со-
измеримым с 7?пл, а следовательно, теплопередача существенно
снижается.
При полной конденсации пара в трубах и спутном опускном
движении пара и пленки конденсата возможен свободный слив
конденсата «на уровень» в виде кольцевой пленки при вертикаль-
ном расположении трубы (0 = 90°) или в виде донного ручья при
горизонтальном положении трубы (0 = 0°), когда концевое сече-
ние трубы искусственно не подтоплено.
278
Переход от одного режима слива к другому определяется из
условия [1]: при ламинарном течении пленки
Reai = 51O~3Ga;
при турбулентном течении пленки
Rera = 0,5Ga0’6;
1де Са = #^(р')2/(ц')2 —критерии Галилея.
При конденсации пара внутри вертикальной трубы возможны
два основных режима течения пленки конденсата: ламинарный и
турбулентный. Ламинарный режим включает в себя собственно
ламинарный и ламинарно-волновой с волнами на поверхности плен-
ки. Граница между этими режимами характеризуется критически-
ми числами Рейнольдса. Однако в настоящее время отсутствуют
надежные рекомендации по значениям этих чисел, ибо их значения
зависят от давления, поверхностного натяжения и касательного
напряжения на границе раздела пар - пленка.
При этом возможны шесть основных случаев конденсации.
1. Конденсация быстродвижущегося пара в условиях, когда
динамическое воздействие пара на пленку конденсата преобладает
над силами тяжести на большой части длины трубы (режим J1,W
или T,W).
2. Конденсация пара, обладающего умеренной скоростью дви-
жения в условиях, когда силы динамического воздействия пара на
пленку конденсата и силы тяжести соизмеримы (режим JI,W,G или
T,W,G).
3. Конденсация практически неподвижного пара в условиях,
когда сила тяжести преобладает над силой динамического воздей-
ствия пара на пленку конденсата (режим Л,С и T,G).
Характерной особенностью конденсации пара в трубах, про-
извольно ориентированных в пространстве, является неколлинеар-
ностъ векторов силы тяжести (xg) и межфазного трения на границе
раздела пар - пленка (т5). Пленка конденсата движется внутри трубы
по линиям тока, направление которых в каждой точке характеризу-
ется углом 0 и определяется отношением сил межфазного трения и
гравитации, т. е. tgO = т§/т^. В зависимости от соотношения этих
сил в трубе могут реализовываться следующие гидродинамические
режимы:
1) конденсации быстродвижущегося пара, ts » 0, 0 -> 0° с
близким к кольцевому или дисперсно-кольцевому режиму течения
279
двухфазного потока с ламинарной (Л W) или турбулентной (TW)
пленкой конденсата;
2) конденсации пара, движущегося с умеренной скоростью,
когда сила межфазного зрения со стороны пара соизмерима с си-
лой гравитации т5 » xg, 0 < 0 < 90° с асимметричным течением плен-
ки конденсата, так называемый расслоенный режим течения двух-
фазного потока (режимы JIGW и TGW);
3) конденсация практически неподвижного пара, когда сила
трения пара о пленку практически равна нулю по сравнению с
силой гравитации, xg » ts, 0 -> 90°, с асимметричным движением
пленки конденсата (режимы JIG и TG).
Очевидно, что теплоотдача при опускном движении конденси-
рующегося насыщенного пара в наклонной трубе должна находить-
ся в диапазоне между теплоотдачей, соответствующей конденсации
пара в трубах, расположенных горизонтально и вертикально.
Закономерности гидродинамики теплообмена при конден-
сации практически неподвижного пара в горизонтальных и вер-
тикальных трубах близки к закономерностям, соответствующим
конденсации пара на внешней поверхности трубы.
Конденсация в режиме быстродвижущегося пара может реа-
лизовываться при срыве капель жидкости с поверхности пленки.
При дисперсно-кольцевом режиме течения двухфазного потока
расход конденсата в пленке согласно данным [2] определяется по
формуле
Re^=Reiri(l-2,6-10-5Fr1’1),
где Rem, = gzlr\i” —число Рейнольдса пленки в предположении от-
сутствия срыва; Fr = р"(р' - p")(w")2/[(p'2)(v'g)2/3] —число Фруда.
Зависимость справедлива в диапазоне р « 0,1 МПа; 0 = 0°;
Р^пл = (4 4- 450); q9 = 50 4-450 кВт/м2; и>" < 60 м/с.
При конденсации пара в горизонтальных трубах различают
5 основных режимов: дисперсно-кольцевой, кольцевой и полуколь-
цевой, волновой, стержневой (толчкообразный), снарядный:
1) дисперсно-кольцевой режим: паровая фаза образует ядро
потока, а жидкая фаза движется в виде пленки конденсата по по-
верхности канала и в виде мелких капель, распределенных в
паровом ядре;
2) кольцевой режим: жидкость почти симметрично распреде-
лена в виде пленки по внутренней стенке трубы, а пар, текущий
с большой скоростью, образует центральное ядро;
280
3) волновой режим: паровая и жидкая фаза имеют волнистую
поверхность раздела, причем жидкость течет по нижней образую-
щей трубы;
4) толчкообразный (стержневой) режим: пар, текущий в верх-
ней части трубы с довольно большой скоростью, побуждает кон-
денсат, текущий в нижней части трубы, периодически смачивать
верхнюю стенку;
5) снарядный режим: поток по существу состоит из сплош-
ной жидкой фазы с большими паровыми пробками, появляющими-
ся время от времени в верхней части трубы.
Для хладонов и их бинарных смесей авторы работы [3] для
определения границ между режимами рекомендуют следующие со-
отношения: дисперсно-кольцевой
jg > 6 И (1 - ф)/ф < 0,5;
кольцевой и полукольцевой
1 < jg < би (1 - ф)/ф < 0,5;
волновой
jg < 1 и (1 ~ ф)/ф < 0,5;
толчкообразный (стержневой)
0,01 < jg < 0,5 и (1 - ф)/ф > 0,5;
снарядный
jg < 0,01 и (1 - ф)/ф > 0,5,
— безразмерная скорость пара по Уоллису,
0,4 + 0,6
При проектировании конденсаторов с воздушным охлаждени-
ем необходимо избегать толчкообразного и снарядного режимов.
Устойчивая работа конденсаторов с противоточным движением фаз
281
11 hiniriihgu |ся предельным условием встречно! о движения пара и
ж ики кошк in аы — «захлебыванием». Эю явление определяем
।р< /и hi.in.ie nai py зки копдепсаюров с воздушным охлаждением.
(иji.i'iiio копдепсаюры с воздушным охлаждением рабонно!
при t корос1я\. меньших скорое in захлебывания. Межфазное i ре-
нт \ь длу паром и смекающей пленкой копдепса!а мачо, чюбы
отцы\ineciBiHHoc влияние, полому расчем локальной и сред
ш II leiriooiaanH можно проводи 1ь по формулам. СОО1Ви!С1В\Ю-
iiiiiM Koiuieiu ашш неподвижною пара,
Просты и приемлемо iочная зависимое н> для)раницы зачче-
о|.п',а1шя дана в рабою [4], коюрая позволяем определи н> крипт
ш < кх io скорос1ь пара и запас «до захлебывания»:
। ле Г» и G” — расходы конденсат и пара у основания 1р\бы
При конденсации в iрубах iicpcipcioio пара длина [р\бы
можс! бьнь разбша на ipn расчешых учалка (лам конденсации
насыщенною пара — на два) с различными закономерное 1ями
1еплоо1дачн. Учасюк охлаждения iicpcipcioio Нара Сх з кондеи
еапии при /l! > 1сплоо1дача рассчинявас 1ся но закономсрпое-
1ям однофазною icti юобмена; >чалок конденсации перш ре ю-
ю или насыщенною пара oi сечения 1рубы в ко юром до
сечения, полное 1ыо заполненною копдепсаюм. в коюром ц , - G
\ час юк к он вс к i явною охлаждения конденсата oi сечения, пол-
ное идо заполнешкя о копдепса юм, до конца 1рубы: ic h iooi дача,
рассчшывасмея но закопомсрпосчям однофазшяо юплообмепа с
\чсмом с (ратфикации.
7.1. Гидравлическое сопротивление при конденсации в
горизонтальных трубах
7.1.1. При конденсации пара в юри зошальных iрубах величи-
на । Ш1равиическою еонрошвлепия определяемся ио формуле
= -Vip +
И» личин.। noicpb на ipcnnc рассчи1ывас1ся но формуле
282
I JU lLp — 0.5’(^«X + Ц'.Ы\), p — 0,5 (p BX 4 p вых), P ~ 0,5 (p BX 'T P Bbl> ).
Коэффициент тидравлическото сопротивления трения при
конденсации пара в трубе определяется сотласпо [5] по формулам:
при Rco < 7- 1(Н
t __ , v Г) 0.35
С, -< |S()
при Rc0 > 7- Ю4
+'
/
При входе в трубу сухою насыщенною пара (двх ~ 1) значе-
ния коэффицисп юв ( ] и су в формулах равны 0.0001 и 0,45. При
входе в трубу пароводяной смеси (0,86 > гвх > 0,26) итачеттия q и
с? в формулах равны 0,0121 и 0,60.
Коэффициент сопротивления трения для технически гладких
I руб
1,0 ~ 1.81gRe0~1764 П,я* '()4 “
где число Re0 определяется по расходу конденсата, равному пол-
ному расходу пароводяной смеси.
Величина потерь давления на ускорение потока определяется
и т выражения
При полнотт конденсации
Ру СК
283
Массовая скорость смеси определяется по формуле
где GCM — расход пароводяной смеси, кг/с; pw0 — массовое расход-
ное паросодержание на входе и выходе из трубы.
Рекомендации справедливы в следующем диапазоне геометри-
ческих и режимных параметров: d^= 10-Н7 мм; /=2,5н-12м;
q = (140-1300)4 О3 Вт/м2; pw0 > 100 кг/(м2с); 1,0 > хвх > 0,26.
7.1.2. Гидравлическое сопротивление при конденсации пара
из парогазовой смеси определяется по формулам, приведенным вы-
ше, в которых массовые расходные парогазосодержания х заменяют-
ся на массовые концентрации Т парогазовых составляющих в трех-
компонентной смеси.
Массовая расходная концентрация определяется как отноше-
ние массового расхода пара и газа к суммарному расходу трехкомпо-
нентной смеси:
Т = (G" + Gr) / (G" + Gr + G).
Массовая концентрация газа определяется по формуле
s = Gr / (Gr + G").
Плотность парогазовой смеси р/' определяется по формуле
Рг ~ Р (Р ч ^См) "Ь Рг(Рг, ^см),
где р"(р"Лм), ргфг> ^см) — плотности пара и газа при соответствую-
щих парциальных давлениях и общей температуре смеси.
Формулы п. 7.1.2 получены в работе [5] на основании опытов
по конденсации водяного пара давлением 1,2 - 8,8 МПа внутри
горизонтальных труб диаметром 10-17 мм, длиной 2,5 м. Тепло-
вые потоки в опытах были (0,23 - 177) 104 Вт/м2, а массовые
концентрации газа (азота) на входе в трубу sBX = (2,8 - 73)% и на
выходе из трубы 8ВЫХ = (4,2 - 88,6)%.
7.1.3. Гидравлическое сопротивление при конденсации водя-
ного пара р = 0,1 - 7 МПа, а также паров хладонов в вертикальных
трубах определяется по формуле
Ар — Арщщ + Аруск + Арф.
Величина АрШ1В определяется по формуле Аршш = p"gl, а Аруск —
по формуле Аруск = pBbIxwB 2Х - р"вх w"2
Потери давления на трение рассчитываются следующим об-
разом:
284
Ар™ = -2С/К СпРвХ^ВХ2 l/dm,
J 1м Vm J DA DA Im “
где Сд Cp — средний по длине трубы коэффициент трения при
конденсации, определяемый по формуле:
С/кср
Здесь х2 — паросодержание на выходе из трубы; Fx = -ка21пл2 -
Z \ 0,25 z д0,1
к 14,02^ —-j ;J ; a = p'd^Cl - x^/iAp'^); 82 —толщина плен-
ки конденсата на выходе из трубы, 8? = 82*(v'2/^)1/3, где &£= [(8Н*)-2’5 +
+ (8б*)--2Р]-°’4; S* = 0,308Re 2 при Кепд> 375; 8* =l,44ReJ/3 при
Rem < 375; Re™ = G'^d -л2У(лф’); = 6,59FJ(1 + 370Fr°.5^/v'2)1'3;
\ 0,1
Mj
M">
Потери давления на трение при конденсации водяного пара
низкого давления (3 - 30 кПа) внутри вертикальных труб (L = 2,4 м,
d <- 25 мм) определяются по формуле
/ \2
р'Чи’" I _
г 5 2
И’''
ср у" q
i~X2 ( Р
где £ = 0,425 Re "°’25;
LP
1/2
1-
’ —И
вк вых
нх
7(w" V
\ BX /
Ввиду малой плотности пара при низких давлениях нивелир-
ной составляющей можно пренебречь.
7.1.4. Для оценочных расчетов при конденсации R12, R22,
R502 и водяного пара (р < 5 МПа) в круглых трубах диаметром
10-20 мм и длиной до 3 м рекомендуется зависимость [7]
р"|w" ) /
Др =0,625-1-^1
IRe" I а1
2
-2
2
5
285
i де и’ср = и’вх и,зз ^1 + л вь1Х + хвых j — средняя приведенная скорость
пара в трубе; Re" - w” d]/v" — среднее значение числа Рейнольд-
са парового потока.
7.1.5. Коэффициент трения на границе раздела пар—пленка
при конденсации водяного пара р = 0,03 + 7 МПа, хладонов и дру-
гих веществ рекомендуется определять по видоизмененной в рабо-
те [8] формуле Уоллиса [9]:
1 + 300
где к* = 6,7(1 + 3vOTC/v'5+) — безразмерная толщина ламинарного слоя
в паровом потоке;
1 dG"
П^’ ~dz'
— скорость пара в попереч-
ном направлении, м/с; = n(di - 25) — смоченный периметр, м;
— безразмерная скорость пара на границе раздела
фаз пар—пленка; су0 = 0,079l/(Re")0,25 при 4-103 < &е"т < Ю5 и
cf0 = 0,25/(1,821g - 1,64) при 105 < RegT < ю^; Т(В) —функ-
ция, предложенная в работе [23] для учета поперечного потока
массы на коэффициент трения; Т(В) = (bexpb - 0,15/?4)/(ехр/? - 1);
. 2Vorc Avv'Ycb — 2б) _
Ь = —--------параметр отсоса; Re" =----------—------ — число Реи-
н’отб7о от
нольдса парового потока; Ди’" = и" - — скорость пара относи-
р"(Ди")2
гельно границы раздела, м/с; =с/ь —"—~~ — касательное на-
пряжение на границе, Н/м; w" = — приведенная ско-
рость пара, м/с.
7.2. Теплоотдача на внешней поверхности труб
7.2.1. Значение среднего коэффициента теплоотдачи при кон-
денсации неподвижного пара на наружной поверхности вертикаль-
ных труб определяется по следующей формуле [10]:
286
a5cp=O,925cRe;i1/3)
i де Re^ = <7сР//(ф') —число Рейнольдса пленки конденсата; дср—
средняя плотность теплового потока; с = Cj8z; сх = 1 +
+ B(0,04Re^2 + 2,2710-3 Re”:8 Рг'06 ) при 0 < Rera < КН и 1 < FY<
< 5; В = (1 + Bi)-05; Bi = аОсрД/Хст; лсг — теплопроводность мате-
риала стенки при температуре стенки; s, — поправка на перемен-
ность физических свойств конденсата в пленке.
При 0,5<л' /Х<2 и O.UM'Jp;, <1 е, =(?<п/7.;)38 X
х(ц'5/ц'с1)1/8; /-'ст, Ц'ст — физические свойства конденсата при тем-
пературе стенки; Х'5, — физические свойства конденсата при
температуре насыщения.
7.2.2. При движении пара в кольцевой щели и конденсации
его на наружной поверхности внутренней трубы, а также при дви-
жении пара в межтрубном пространстве и конденсации его па на-
ружной поверхности вертикального пучка средний коэффициен 1
теплоотдачи определяется по формуле [8]
и
ср
Z \ 1/3
= 0,925Ц^) Re;?'28
И'" rn"V'7ii’V ns/ \0,8, \°'2
,де А = / 1У Р1 Т+М
скорость пара во входном сечении пучка, м/с; тВЬ[Х — массовое
расходное паросодержание в выходном сечении пучка; Rcrn =
<7сР — средняя плотность тепловою потока; с = 0,075;
В = 1 — дня труб из цветных металлов; с = 0,075; В = 0,72 — для
i руб из нержавеющей стали.
Формула справедштва при 3 < А < 2(Х).
7.2.3. При конденсации неподвижною пара (pw < 30) на оди-
ночной трубе средний коэффициент теплоотдачи вычисляется
по формуле [11]
а0, ср ” 0,95 Re 3 Х7 ; 8v - 1 + ь + ,
1де 8V, ь, — поправки, определяемые характеристиками волн и
условиями их возникновения на нижней образующей и боковой
287
поверхности трубы соответственно; е v ь- ^2We(l 4- 4We) Re0,05;
Re = 7tdg/(p'r); We = crap'd2#);
при Re > Rev
V’5 \ a / к л J
при Re < Rev
ev = 43(ReV1/30)-°’94;
Sv, s = 0; 9V = л;
Rev =f--.^/30l ’ ; кл =
X 71 /
Поправку на волновое течение 8у следует вводить только в том
случае, если диаметр трубы удовлетворяет условию d\ > 4 {o/(p'g)]0’5.
При ламинарном режиме течения пленки конденсата
а0, q) /а0, ср - 6,7^//^ •
7.2.4. Теплоотдача на внешней поверхности горизонтальных
труб с эллиптическим поперечным сечением. При конденсации
практически неподвижного пара (pw < 30) на одиночной трубе сред-
ний коэффициент теплоотдачи определяется по формуле
где коэффициент ст = [1,32 + 3,57(а//?)2’25]0’2 является аппрокси-
мацией численного решения [12]; а и b — полуоси эллипса (полу-
ось b — вертикальная); I = 2Ь — удвоенная полуось Z?; ет и еу —
поправки, расчет по п. 7.2.1.
7.2.5. Локальный коэффициент теплоотдачи при конденсации
неподвижного пара на трубе, произвольно ориентированной в про-
странстве, с ламинарным режимом течения пленки конденсата по
данным [13] определяется как
а = 0,873A7*"1ReJ-1/3cos1/3ea>-^,
где Ф = ср - 2arctg[(exp(-A)tgcp/2)]/sincp; X = 227(dtg6); Rej = qdJ(rp!)\
288
(р у। oik шсчитываемый от верхней образующей трубы; Z — про-
дольная координата, отсчитываемая от верхнего среза трубы.
11ри X > 7 Ф = (p/sincp, что для труб диаметром порядка 20 мм
выполняется при 2ZJd ~ 5 + 7 и 9 < 20°.
7.2.6. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
неподвижного пара на трубе, произвольно ориентированной в про-
счранстве, определяем как
(10 = 0,925/*-* Z'Rer^v,
где Re3 = Re г [cos 0 + 0,345 —sin 9) ; Re; - —.
J b v d J b r\\!
7.3. Теплоотдача внутри труб, произвольно ориентированных
в пространстве
7.3.1. При опускном движении пара и пленки конденсата сред-
ний по длине трубы коэффициент теплоотдачи при полной и час-
тичной конденсации внутри труб насыщенного и перегретого пара
как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения
пара и пленки конденсата определяется по формуле [8, 27]
/ \~Ч Л1/3
ас„ = 0,925?.'/ sin 9 + 0,345 4-cos 0 Re2'/3x
и \ а, )
где А — безразмерный параметр; A-4ReiriGa“ 3(р'/р”) х
с = 0,075; В = 1 — для груб из цвет-
ных металлов; с = 0,075; В = 0,72 для труб из нержавеющей стали;
Re™ = д(1-р)//(гц') — число Рейнольдса в выходном сечении трубы;
Ga = gd^/v'2 — число Галилея; q = gn + qr — плотность теплового
потока на стенке трубы, Вт/м; qr = G(1 -x^htdil— плотность
теплового потока за счет теплоты фазового перехода, Вт/м;
qn = GbdnJndil — плотность теплового потока за счет перегрева
10 Бессонный А.Н и др.
289
пара, Вт/м; р = qn/q — относительная величина плотности тепло-
вого потока за счет перегрева пара; Д/п.п = ?п.п - К — энтальпия
перегрева пара на входе в трубу, Дж/кг; /п.п — энтальпия перегре-
того пара на входе в трубу, Дж/кг; is — энтальпия насыщенного
пара на входе в трубу, Дж/кг; твых — массовое расходное паросо-
держание в выходном сечении трубы;. G — массовый расход пара
на вхоДе в трубу, кг/с; d\ — внутренний диаметр трубы.
Теплофизические свойства определяются при температуре
насыщения пара на входе в трубу.
Формула справедлива в следующем диапазоне изменения пара-
метров: А = (1-3)-102; р = 0,1-9 МПа; / = 0,5-7 м; d} = (5-30)- КН м;
А'вых = 0-0,7; xBX = 1; Мпл1/г = 0-0,2; гст < (водяной пар, хладо-
ны).
Температурный напор при конденсации как насыщенного, так
и перегретого пара вычисляется по формуле
Af = ts - tCT = q/cc.
Таким образом, при расчете теплообменных аппаратов, рабо-
тающих при конденсации перегретого или насыщенного пара, опре-
деляющей температурой со стороны греющего пара является темпе-
ратура насыщешы ts. Приведенная выше формула справедлива для
средней теплоотдачи на всей длине трубы. Для определения средне-
го коэффициента теплоотдачи на любом участке трубы (z2 -?1),
где паросодержание меняется от хвх до лвых, можно воспользовать-
ся следующим выражением:
7.3.2. Расчет средней теплоотдачи при полной конденсации
водяного пара давлением 0.1 МПа в вертикальных латунных тру-
бах проводится по зависимости [14]
/ \{ 1 21 \1/3
п = 3400+1 оо<; --2- • 1,1 аз.
ср , вл l\ I
Область применения: р = 0,1 МПа, d} = 40 мм, I = 1,2 м,
> 25 м/с.
7.3.3. Локальный коэффициент теплоотдачи при конденсации
пара в горизонтальной, вертикальной и наклонной трубах опреде-
ляется по следующей интерполяционной формуле:
290
/ " Л V/n
«=(«н-=О+аи-) ’
где ан=о — коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвиж-
ного пара; — коэффициент теплоотдачи при конденсации бы-
стродвижущегося пара, когда влияние сил гравитации пренебрежи-
мо мало по сравнению с межфазным трением и ориентация трубы в
пространстве не сказывается на гидродинамику и теплоотдачу;
а„,_0 = О.бУЗХ'б*)’1 Re.’/’fl + 0,0264 Re®’,2 + 0,0029 Re!!’85 Рг'0’65) ;
1 Г-^---- 0.152
= 0,0832' /* ReaF Рг°’3П5];
\ / ) VP
- sin9+0,345~cos9
I Ji
m = 2,5, n - 4.
Коэффициент трения пара о пленку конденсата определяется
поп. 7.1.5.
Дня хладонов автором [ 15] рекомендуется более простая фор-
мула:
= 0,12
°-1/ \ 0,40.2г
I Х I
\1—X/
Локальный коэффициент теплоотдачи для быстродвижущего-
ся насыщенного водяного пара при турбулентном режиме течения
пленки конденсата (Reo > 5-103) в трубах определяется по форму-
ле [16J
aw =O,O24ReO’8(Pr')0’43^Jl+xfe-1) ,
“1 V v Г 7
где Reo = (ри^/ц'.
Локальный коэффициент теплоотдачи быстродвижущегося
насыщенного водяного пара при ламинарном течении пленки кон-
денсата в вертикальных трубах определяется по формуле [17]
= Оо(х)Лх),
кг
291
где а0(х)
1/3
• — — безразмерный локальный коэффи-
циент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара и ламинар-
ном режиме течения пленки конденсата; Аг = —1
1-Р
— число
Архимеда; Reni(,r) — локальное значение числа Рейнольд-
са конденсатной пленки, определяемое по п. 7.3.3;
1/2
— поправочный коэффициент;
‘° п ( vv' ]
; с = 0,69 для труб на меди,
к. = 15,5- 10"6(Аг)1/3; ф = 1,44-~
Р
с = 0,56 для труб из нержавеющей стали.
Формула справедлива при Рс[П(a')<4,37-Rcq’>66 ;р = 14-7 МПа;
= 104-17 мм; Reu определяется по п. 7.3.3.
Локальная теплоотдача при конденсации в трубе быстродви
жущегося перегретого водяного пара при frLn < определяется в
следующем порядке.
При заданных значениях q и pw определяется tIV — темпера-
тура перегретого пара, при которой начинается конденсация:
/гр = is + где «гр определяется по зависимостям для однофаз-
ных потоков при fCT = G, Вт/(м2 К).
7.3.4. Теплоотдача при подъемном движении пара и опускном
движении конденсата при скоростях пара w" < k3w"^ практичес-
ки не зависит от скорости пара и с достаточной степенью точнос-
ти коэффициент теплоотдачи определяется по п. 7.2.1. Коэффици-
ент запаса по «захлебыванию» ориентировочно принимается за
к3 = 0,7 [26].
7.3.5. Теплоотдача при конденсации хладонов в плоскооваль-
ных трубах [18, 26] зависит от положения основных теплообмен-
ных сторон овальной трубы относительно вектора силы гравита-
ции. При горизонтальном расположении теплообменных сторон
при pw < 40 кг/(м2 с) теплоотдачу для хладона R22 необходимо оп-
ределять по формуле
где В = (Z'3p'2gr/p')°25.
292
В зоне расслоенного режима течения потока при одинаковых
q[pw < 40 кг/(м2-с)] рассчитанный по этой формуле коэффициент
теплоотдачи примерно в 1,9 раз ниже, чем в круглой трубе с анало-
гичной поверхностью теплообмена. Это связано с заливом нижней
половины поверхности теплообмена конденсатом.
При ри* > 115 кг/(м2 с) коэффициент теплоотдачи при конден-
сации R22, R134 определяется по формуле
~ f 1 I 1 /~1 D К28/г> Л0’43
осСр = 1,65 + ----J d. Ren (Re ) (Pr )
где Ren =
Re" - pvvWp".
7.3.6. Дня расчета теплоотдачи при конденсации перегретого
пара внутри вертикальных труб па участке, где tCT < Гнас и гп п > гнас,
используется следующая система уравнений [ 1,28]:
изменение температуры пара по длине трубы (Z — линейная
координата вдоль оси трубы)
гпл. Ч dG'
G" dZ
t/z ГТ
_ JL'L-z
‘ dZ c'^G" ‘
где П§ — периметр трубы, м; G' — текущий массовый расход кон-
денсата; G" — текущий массовый расход пара; q^ — плотность
теплового потока; q^ ~ts);
изменение массового расхода конденсата по длине трубы:
плотность теплового потока на стенке:
^7 ст — ^ст)»
плотность теплового потока со стороны охлаждения:
Я ст ~ ^охл (^ст ~ ^охл j ’
изменение температуры охлаждающей среды по длине тру-
бы:
293
^охд
г
dZ
охл 5
р охл
где Похл — периметр охлаждения, м; G0XJI — массовый расход
охлаждающей воды.
Коэффициенты теплоотдачи, входящие в эти уравнения, рас-
считываются следующим образом: ос^ = а0Т -— конвективный ко-
эффициент теплоотдачи от перегретого пара к пленке конденсата
с учетом поперечного потока массы; ос0 — конвективный коэффи-
циент теплоотдачи без учета поперечного потока массы — опреде-
ляется по зависимостям для однофазного теплообмена, критерий
Re находится по скорости пара в рассматриваемом сечении
w" = wBXx; w”x = 4С"хДр"Пб/12^ — скорость пара на входе в трубу;
х = G"I(G" + G') — массовое расходное паросодержание;
dx 1 dG"
3^7 = ----изменение массового расходного паросодержания
aZ G^ aZ
по длине трубы; Т(/?) - ЬтехрЬДехрЬт - 1) — коэффициент,
учитывающий поперечный поток массы; /?т = Pe7Nu0 — параметр
отсоса; ре" =---------- —критерии Пекле; v = —--------—
а" orc Р"П dZ
скорость поперечного потока пара; Nu0 = oc0(di ~ 25)А" — крите-
рий Нуссельта, определяемый без учета поперечного потока мас-
сы; оск — коэффициент теплоотдачи при конденсации; аохл — ко-
эффициент теплоотдачи со стороны охлаждения — для однофаз-
ного потока.
Представленная система уравнений является нелинейной, ре-
шение ее возможно с помощью ЭВМ.
7.4. Влияние неконденсирующихся газов на теплообмен при
конденсации
7.4.1. Пар, поступающий в конденсаторы, содержит кислород,
азот, водород и другие газы. В процессе конденсации концентра-
ция газа в паре повышается, что приводит к ухудшению теплоотда-
чи, так как скапливающийся в зоне охлаждения газ препятствует
притоку пара к поверхности теплообмена. Возможны два режима
работы поверхностей теплообмена с конденсацией пара из паро-
газовой смеси:
294
— с продувкой части парогазовой смеси из зоны с макси- .
мальной концентрацией неконденсирующегося газа;
— с полной конденсацией пара и удалением газа за счет
растворимости в конденсате.
7.4.2. При удалении неконденсирующихся газов с продувоч-
ным паром расчет продувочного пара в общем случае производит-
ся по формуле [19]
вх ксид
вых ковд
где y = G”p — отношение массового расхода продувоч-
ного пара G”p к общему расходу греющего пара G"; свх —
~^Gnp h-GP^ /g" — массовая концентрация газа в паре на входе
в аппарат; свых = G"P/Gnp — массовая концентрация газа на вы-
ходе из аппарата; сконд = Сраст/сконд = — равновесная кон-
центрация газа в паре; g^ — массовый расход газа, удаляемого
из аппарата с продувкой, кг/с; GpacT —массовый расход газа, рас-
творяющегося в конденсате, кг/с; ^конд — массовый расход пара,
конденсирующегося в аппарате, кг/с; Gnp — массовый расход пара,
удаляемого из аппарата с продувкой, кг/с; кг — константа Генри,
зависящая от температуры и рода газа, м2/Н; рг — парциальное
давление газа в парогазовой смеси, Н/м2.
Массовая концентрация газа в паре на входе в аппарат свх
выбирается по условиям работы аппарата. Массовая концентра-
ция газа в паре на выходе из аппарата свых принимается исходя из
конкретных условий эксплуатации.
При работе с полной конденсацией парогазовой смеси удале-
ние неконденсирующихся газов происходит за счет растворимос-
ш в конденсате, при этом выполняется условие свх = сковд.
7.4.3. Теплоотдача при конденсации пара из парогазовой сме-
си зависит от двух термических сопротивлений — диффузионного
и сопротивления пленки конденсата. При разработке расчетных
рекомендаций используются два метода. Первый из них состоит в
использовании эмпирических зависимостей для эквивалентного
। ермического сопротивления, при этом тепловой поток определя-
с1ся по формуле
295
Q — ^r(G ^ct),
где ocr — суммарный коэффициент теплоотдачи при конденсации
из парогазовой смеси, Вт/(м2-К).
Второй метод заключается в раздельном описании этих тер
мических сопротивлений с привлечением уравнений диффузии. При
таком подходе плотность теплового потока, переданного от паро-
газовой смеси к пленке и от пленки к стенке, должна удовлетво-
ряв одновременно двум равенствам:
<7 = (г ч- А/)Рр(рп - ^.гр);
Q — ОС(Гп.гр “* ^сг),
где /?п и pILrp — парциальное давление пара в смеси и на границе
пар — пленка, Н/м2; /\1гр — температура насыщения пара па зрани-
це пар - пленка, °C; Рр — коэффициент массоотдачи от парогазо-
вой смеси к пленке, с/м; Д/ — теплота перегрева пара в смеси
относительно температуры насыщения при его парциальном дав-
лении, Дж/кг; ос — коэффициент теплоотдачи от конденсатной плен-
ки к стенке, Вт/(м2 К).
Рассматривая приведенные выше равенства совместно с урав-
нением, описывающим способ отвода тепла:
Q ~ Ост ^ОХлУмЧт "Г /^охл)»
где гОхл — средняя температура охлаждающей воды, °C; Яохл —
термическое сопротивление теплоотдачи от внутренней стенки
трубы к охлаждающей воде, (м2-К)/Вт, — получим систему трех
нелинейных уравнений с тремя неизвестными tCJ, tn,1р и q, опреде-
лив которые методом последовательных приближений, можно рас-
считать теплоотдачу.
При конденсации водяного пара из движущейся napoi азовой
смеси внутри вертикальной трубы длиной до 3 м расчет средней
тешюотдачи для давления 0,8 - 3,0 МПа может производиться по
формуле
/ / \0,7
аг/а =l-0,25(SpX)
где е^х —объемное газосодержание на входе
7.4.4. При конденсации пара из паровоздушной смеси давле-
нием 0,013-0,1 МПа внутри вертикальных труб пучка расчет сред-
ней теплоотдачи может производиться по формуле
296
-0,15р //>"
аг=аеоб 7 >
гае а=ару; при 5000>pCMw2I>300 \|/=О.267рп’о5(рсми'2м)
при 300>PcM^f>10 V=0>891pn°’05(pCN1wc2M) ' ; а’ -каэффи-
циент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара; wCM — сред-
пяя скорость парогазовой смеси, wCM = J w 2 d + wCM j vvCM2 + и-2l2 /3 ;
индексы 1 и 2 относятся к входному и выходному сечениям трубы;
Рп — среднее арифметическое по длине трубы парциальное давле-
ние пара; еоб — среднее по длине трубы относительное объемное
содержание воздуха в паре.
Формула справедлива в следующем диапазоне параметров:
еоб = (14-50) %; Аг = (104-40) °C; рсм = 0,013-0,1 МПа; q =
= 50-400 кВт/м2.
Зависимость справедлива для груб из цветных металлов, гак
как получена на основании данных по конденсации пара в латун-
ной трубе d\ = 12 мм и I = 0,8 м.
7.4.5. В системе уравнений п. 7.4.3 неизвестными являются:
плотность теплового потока q, температура стенки Гст, температу-
ра пара на границе раздела пар—пленка Гп.гр и соответствующее ей
парциальное давление пара рпгр.
Эта система уравнений является нелинейной, так как все вхо-
дящие в нее параметры представляют собой функции искомых ве-
личин.
Коэффициент теплоотдачи от конденсатной пленки к стен-
ке зависит от д, fCT и гП1р и рассчитывается по формулам для кон-
денсации чистого насыщенного пара; термические сопротивле-
ния /?охл и Лст зависит от q и гст; они рассчитываются по форму-
лам для теплоотдачи при течении в трубах и по формулам для рас-
чета термического сопротивления цилиндрических стенок; коэф-
фициент массоотдачи Рр зависит от Гпгр и рассчитывается по формуле
Рр = NUdZ)p//,
। де I — характерный размер, м; £>р — коэффициент диффузии для
пара, отнесенный к градиенту парциального давления, 1/с; NuD —
дш|)фузионное число Нуссельта с учетом влияния поперечного но-
тка массы.
Коэффициент диффузии Z)p следует рассчитывать по формуле
297
р
^см ’
где R = 8,31-103 Дж/(кмоль-К) — универсальная газовая постоян-
ная; Тсм — температура парогазовой смеси, К; — коэффици-
ент взаимной диффузии компонентов парогазовой смеси, м2/с;
CM
D -D —°-
^1-2 iJQ D
" CM
где Do — коэффициент взаимной диффузии при нормальных усло-
виях: ро = 1,013- 10s Н/м2 и То = 273 К.
Диффузионное число Нуссельта с учетом влияния поперечно-
го потока массы определяется соотношением
NuD/NuD =/ (Ji-, По, ,
где Nup — диффузионное число Нуссельта без учета влияния по-
перечного потока массы, определяемое по аналогии между тепло-
и массообменом путем замены в критериальных уравнениях теп-
лового числа Прандтля на диффузионное:
Ргр = vcm/Di_2;
Нем----— — коэффициент динамической вязкости
парогазовой смеси, Нс/м2; цг и цп —коэффициенты динамической
вязкости газа и пара при рп и рг, Н с/м2; рсм = Рп + Рг — плотность
парогазовой смеси, кг/м3; Рп, рг — плотность пара и газа (кг/м2) при
парциальном давлении пара рп и газа рг и температуре смеси Тсм;
— объемное газосодержание парогазовой сме-
си; Rn/Rr = — отношение газовых постоянных газа и пара;
Л7Г, Л7П — молекулярные массы газа и пара, кг/моль; Gn, Gr — мас-
совые расходы пара и газа, кг/с; Пр = фп ~ Рп.грУРсм — относитель-
ный перепад давлений.
Характер течения парогазовой смеси определяется числом
Рейнольдса
— (Р^т)см^Цсм»
298
i де (pvv)CM - (Gt + G^lf—массовая скорость смеси, кг/(м2-с);/—
площадь поперечного сечения канала, м2.
Число Нусселыа с учетом поперечного потока массы опреде-
ляется из соотношений: при турбулентном течении парогазовой
смеси (ReCM > 1000)
Nuo
= 0,65 А-
при 0,1<-^2,3;
при 2,3<^-<10;
при ламинарном течении парогазовой смеси (ReCM < 1000)
Z \ -0,7 z \ 0,1
ри--Пл=0,82 при 0,К^-<1;
NuD1 о \rt) nD
при
1<А_<ю.
В случае Ег/По<0,1 для определения Nud/NuDi следует ис-
пользовать уравнение массообмена: для турбулентного погранич-
ного слоя
NuP п _ Ь .
Nuoi D (1-0,25h)°’2 ’
для ламинарного пограничного слоя
п
Nu R
Лп
b
(l+t/3,35)4/J
ь
^-(1 + ег/По) =
299
где Лп/Лсм = 1 + &r(Rn/RT - 1) — отношение газовых постоянных
пара и смеси; b — параметр «отсоса», учитывающий поперечный
поток массы.
При расчете конденсации параметр «отсоса» является иско-
мой величиной. Приведенные зависимости представляют собой
систему алгебраических уравнений с неизвестными Niip/Nupj и Ь.
Таким образом, для определения искомой величины Nup/Nupi не-
обходимо сначала найти параметр b из второго уравнения систе-
мы, а затем подставить его в первое уравнение.
Уравнения, приведенные в п< 7.4.5, следует решать таким об-
разом:
задать температуру охлаждающей воды на выходе из рассчи-
вых I
охл
тываемого ряда труб теплообменника t
определить среднюю температуру охлаждающей воды в первом
приближении *охл;
задать температуру стенки труб в первом приближении ;
рассчитать термические сопротивления Аохл и Яст;
i Li
определить передаваемый тепловой поток Q ~ист ~
I - п
задать rlL в первом приближении, определить fIL _ во вто
ром приближении: гр “ гст /а ;
если 0 05>(гп -t1 I \tu -t1
’ у'п.гр ln. гр J / Гп. гр *ст
должить, иначе значение гпгр необходимо уточнить еще раз:
, то расчет можно про-
определить значение рп гр по известной величине гп гр;
рассчитать по известным значениям рп гр и гП Гр коэффициент
массоотдачи рр;
определить передаваемый при этом коэффициенте массоот-
дачи тепловой поток q11 = гРр(рп - рп.гр),
если
q11 -q1 !ч11 <о,05,
то расчет можно продолжить,
иначе необходимо задать новую температуру стенки = tIolL4 +
q1 +qU „
+—?—Rq и повторить вычисления, начиная с расчета термичес-
ких сопротивлений;
определить количество тепла, передаваемого охлаждающей
воде (2 = qF)\
зоо
определить температуру охлаждающей воды на выходе во вто-
ром приближении: = \с/л>хл); где roL — темпера-
тура охлаждающей воды па входе в теплообменник, °C; G0XJI —
массовый расход охлаждающей воды, кг/с; ср — теплоемкость ох-
лаждающей воды, Дж/(кг-К);
если
<0,05, то расчет
можно продолжить, в противном случае его необходимо повто-
рить с самого начала.
В результате расчета получаем количество тепла, передавае-
мого охлаждающей воде Qy а также массовый расход сконденсиро-
вавшегося пара GK = Q/r (где г — теплота парообразования при
рп гр, Дж/кг) и объемную концентрацию газа на выходе
вых
О
7.5. Интенсификация теплоотдачи при конденсации пара
внутри труб
А. Методы интенсификации теплоотдачи при конденсации прак-
тически неподвижного пара внутри труб (низконапорные теплообмен-
ные аппараты).
Для ориентировочных оценок рекомендуется использовать
зависимости, полученные при конденсации пара на наружной по-
верхности труб.
Используются следующие методы: применение эффекта Гре-
гори (рост теплоотдачи за счет сокращения пути конденсата) с
помощью профилированных труб; установка внутри труб iонко-
стенных гофрированных полых вставок из тонкой жести; установ-
ка внутри труб пленкосбросных устройств, сбрасывающих кон-
денсат в ядро потока со стен труб; сочетание двух последних спо-
собов.
Б. Методы интенсификации теплоотдачи при конденсации бы-
стродвижущегося пара внутри труб и каназов в высоконапорных сис-
темах.
Применяются следующие способы: создание высоких скорое -
1 ей пара внутри труб и турбулизация потока пара.
301
Реализация первого способа осуществляется путем: 1) исполь-
зования плоских щелевых каналов; 2) применения плоскооваль-
ных труб; 3) установки различных цилиндрических вставок.
Недостатки методов: рост гидравлического сопротивления.
Реализация второго способа осуществляется путем примене-
ния: 1) внутреннего оребрения (прямые и винтовые ребра); 2) коль-
цевых турбулизаторов; 3) вставок со спиральными каналами или
из скрученной ленты.
Следует заметить, что перспективным направлением в данной
области может служить также и применение промежуточных кол-
лекторов для отвода конденсата и использование шероховатых труб.
7.5.1. Интенсификация теплоотдачи в низконапорных систе-
мах. Теплоотдача при конденсации водяного пара внутри горизон-
тальных труб с проволочной навивкой определяется по следующе-
му алгоритму [20].
1. Определяется угол затопления поддонной части трубы:
<р3 =arccos
где Jnp — диаметр проволоки, мм; / = s/2 — половина шага спирали.
2. Вычисляются величины:
/ \ 0,75
28,5 ГДГ
рцЧ rg )
С — • 14 — фз
Jnp/2 ’ Sin°>75 ф3 *
3. Вычисляется ширина ручейка конденсата возле проволоки:
/2 = 1,376(ВСЯ)°>4/.
4. Определяется количество сконденсировавшегося пара:
GK = О,О95§/22^0’25 sin <р3 )°’75 /(v')0'5.
5. Определяется средний расчетный коэффициент теплоотдачи:
оср =
Для учета теплопроводности материала стенки трубы следует
вводить поправку
302
^ср ~~
где К, = [1 + 0,716Bi1’6]"0’25; Bi = a^A/^.
Рекомендуемые соотношения справедливы в следующем диа-
пазоне геометрических параметров: L - 1,45 м, di - 20 мм,
(7„р = 0,84-1,5 мм, 5 = 5-И0 мм. Материал труб -— медь, латунь, не-
ржавеющая сталь; q = 1044- 1,6-105 Вт/м2; Ts = 3734-328 К.
При расчете осср общий тепловой поток необходимо отно-
сить к поверхности гладкой трубы.
7.5.2. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
водяного пара внутри вертикальной профилированной трубы и тру-
бы с продольным проволочным оребрением для случая конденсации
практически неподвижного пара определяется по формуле [21]:
Nucp = 0,3(GaAPr)0’25;
где Nucp = cXep^i/X'; К = r/[cp(ts - rCT)]; Ga = gdf /(v')2;
или в более удобной форме
осср0 = 0,2Х'[г/7У(ф)-1/3(/*)-1.
Зависимость получена на основании опытов конденсации
водяного пара, проведенных в медных трубах длиной 1,45 м с мел-
коволнистым профилем, внутренним диаметром 20 мм по верши-
нам ребер, а также в трубах с продолыю-проволочпым оребрени-
ем. Опытные данные по конденсации движущегося пара в диапазо-
не скоростей 6-90 м/с и q = 2 1 044-1,2 1 05 Вт/м2 обобщаются за-
висимостью [22]:
R -0,28
Ga2/3 111
где V-
7.5.3. Коэффициент теплоотдачи при конденсации R22 и R12
в вертикальных трубах с ребристыми и низкотеплопроводными
вставками различной геометрии авторами [18, 24] рекомендуется
определять по зависимости
/ \ О 7S /
acp=2,29X'Re^'365(/K2///?) ’ /Г,
1ДС 1к ~р")4 ;Re,“
шаг ребер вставки; s = s/lK.
= qHI(r\x!)\ Н — высота трубы; s —
зоз
Зависимость справедлива в следующем диапазоне параметров:
7\ = 290-323 К; Reni< 500; z/"x<2m/c ; угол наклона к оси
р = (45-75)°; Us = 100-500; 5 = 2-8; dx = 6-8 мм; L = 0,6-0,8 м.
7.5.4. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
хладонов внутри вертикальной трубы с установленной в ней с на-
тягом полимерной вставкой, имеющей звездообразный профиль в
поперечном сечении определяется [18, 29]: при конденсации ам-
миака
Зависимость справедлива в следующем диапазоне параметров:
5 = 1,6-3,3; ReniI < 180; н"х<2м/с; d\ = 6-10 мм; Н = 0,6-0,8 м.
При конденсации R22 и R12
аср = 12л' R<L,]n We2/5 ;
We = оД р'#/2); / = 7Г<7|/м,
где di — внутрешшй диаметр трубы, мм; п — число ребер вставки.
Формула справедлива при Rein < 600; 0,012We < 0,053;
di = 6-8 мм; Н = 0,6-0,8 м; Т = 290-323 К; 5вставК11 < 0,5^^.
7.5.5. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
пара в вертикальной трубе со спиральной проволочной вставкой,
плотно прилегающей к внутренней поверхности трубы, определя-
ется по формуле [18]:
аср = 0,04V g/v'2
1/3 D 0,47 0,42
Rea, We ;
We = o/(p'^a),
где a — диаметр проволоки, м; 5 — шаг навивки проволоки, м.
Формула справедлива в следующем диапазоне: 10~2 <
< We < 410~2; р/ркр < 0,3; 8 < h < 28 мм; а = 1,5 мм; /1р < 0,8 м;
di = 8-10 мм.
7.5.6. Интенсификация теплоотдачи в высоконапорных сис-
темах. Для расчета коэффициента теплоотдачи в трубах со спи-
ральными ребрами авторы [25] рекомендуют зависимость:
a =ao[l+O,93F1°’23F2O’58F34’17(Re')0’054
и 1 х з \ /
304
где ап =0,0265—
и d3
\ -|0.8
Р)А
и'
(рИ’)э = (pw)[(l-Xcp) +
0,33.
9
+(р'/р")°’5]; Re' = pwd^ 1 - хср)/ц'; хср = (хвх + хвых)/2;
= Ttdi/lndi + 2nb/cosoc];
F3 = secoc; п — число ребер; b — высота ребра; t — ширина ребра;
ос — угол между осью и направлением ребра.
Для расчета коэффициента теплоотдачи в трубах со вставка-
ми из скрученной ленты при pw = 150 - 600 кг/(м2 с) авторы [25]
рекомендуют зависимость:
а = 0,023 - Re?’8 Pr'0’4
СР ’ d L
э
\-0,38
кр)
х 1 + 0,019
где ркр — критическое давление, Па; ReL = (риО^/р/;
Re' =------------; Y = h!2d3\ h — шаг спирали.
7.6. Интенсификация теплоотдачи при конденсации
неподвижного пара на трубах
7.6.1. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
практически неподвижного водяного пара на наружной поверх-
ности вертикальных профилированных труб с кольцевыми канав-
ками определяется по формуле [33]:
0,127ехр
50 v
а
пл
при 30 < Re™ < 3000; s!dn > 0,25; s!h>l.
«ср
— cXq 1+0,7ехр (-0,ls//i)j
при sldn > 0,25; s/h > 8; Ren;, < 400;
где h — глубина канавки; 5 — расстояние между осями соседних
305
канавок; dH — наружный диаметр гладкой грубы; 0Cq — средний
коэффициент теплоотдачи при конденсации на одиночной трубе,
Вт/(м К), определяемый при условии c = Re^04ez для Renq^100
и c = l+0,04Re^2 + 2,23-10'3Re°’8(Pr')°’6 для Rem > 100.
7.6.2. Средний коэффициент теплоотдачи при конденсации
неподвижного водяного пара на наружной поверхности вертикаль-
ных профилированных труб с трехзаходпыми винтовыми канавка-
ми определяется по формуле [30, 31]:
%=«oReT(<’2'S
для труб из нержавеющей стали при 80 < Reai< 400; 0,048 < h/s < 0,2;
0,33 < s/dH < 0,91; dH = 164-25 мм; h = 0,44-1,7 мм.
acp
/ \0,32ехр(-5/7/г)
= ag[l + 0.855cxp (-0,136 л/й)]1 ReriI /3001
для труб из лазунных и медно-никелевых сплавов, углеродистой ста-
ли при 30 < RcII4 < 2500; 0,35 < s/dH < 0,9; s/h > 7, гдеа^ — сред-
ний коэффициент теплоотдачи при конденсации на одиночной трубе,
Вт/(м К), определяемый по п. 7.2.1.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1
1. Методнческце^указания. Тепловой и гидравлический расчет тепчового
оборудования АЭС. РД ^4.035.05 - 89. — Л.: 1991. — 210 С.
2. Сардак А.И. Теплообмен при ламинарной пленочной конденсации
движущегося пара внутри горизонтальной трубы. Автореф. дис. на соиск. уч.
степ. канд. техн. наук. КИИ, Киев, 1987. — 16 С.
3. Тандон, Варма. Гунта. Режимы течения при конденсации бинарных
смесей в горизонтальной трубе. Теплопередача, 1985, т. 107, №2, с. 161 - 166.
4. Фахри А., Чжэнъ М.М., Морзан М. Характеристики теплообмена в
обычных и концентрических кольцевых двухфазнььх замкнутых термосифо-
нах. Современное машиностроение, сер. А. 1990. №2, с. 9-17.
5. Бойко Л.Д. Исследование теплоотдачи при конденсации движущегося
пара внутри трубы. — В кн.: Теплообмен в элементах энергетических устано-
вок. — М.: Наука, 1966, с. 197-212.
6. Sculenberg F. Warmeubergang und Druckverlust bei der Kondensation
im senkrechten Rohr. — Chemie, ing. Techn., 1969, 41, N° 7. s. 443.
7. Боршианский B.M., Волков Д.И., Иващенко Н.И., Кректунов 0.11. О
коэффициенте сопротивления трения при конденсации пара в трубах. — В
кн.: Температурный режим и гидравлика парогенераторов. Л.: Наука, 1978.
с. 87 - 95.
306
8. Кректунов О.П. Исследование теплообмена при конденсации в верти-
кальных трубах пара и разработка рекомендаций по расчету теплообменного
оборудования. Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л.: 1982.
9. Уоллис Г. Одномерные двухфазные течения. — Мл Мир, 1972. —-
437 С.
10. Гимбутис Г.И. Локальный теплообмен при пленочной конденсации
неподвижного пара на вертикальной поверхности. — ИФЖ, 1983, т. 43, №3,
с.390 - 397.
11. Гогонин И.И., Шемегин И.А., Будов В.М., Дорохов А.Р. Теплообмен
при пленочной конденсации и пленочном кипении в элементах оборудования
АЭС/ Под ред. В.Е. Накорякова. — М.: Энергоиздат, 1993. — 208 С.
12. Karmi A. Laminar film condensation on helical reflux condensers and
related configurations. — Int.J. Heat Mass Transfer, 1977, v. 20, pp. 1137 - 1144.
13. Шейкман А.Г., Липецкий B.H. Гидродинамика и теплообмен при пле-
ночной конденсации неподвижного пара на наклонной трубе. Изава. АН СССР,
Энергетика и транспорт, 1969, N? 1, с. 136 - 142.
14. Гребер Г., Эрк С., Григулъ И. Основы учения о теплообмене. — М.:
ИЛ, 1958. — 566 С.
15. Huhn J. Filmcondensation in waagerechten und geneigten Rohren. Luft-
und Kaltetechnik, 1984, 2, S.82- 85.
16. Кружил ин Г.Н., Бойко Л.Д. Теплоотдача при конденсации пара в
трубе. — Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, 1966, N® 5, с. 113- 129,
17. Крейдин И.Л. Исследование теплообмена и совершенствование ме-
тодики теплового расчета сепараторов — пароперегревателей влажнопаро-
вых турбин АЭС. Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. — М.: 1986.
18. Иванов 0.11. Исследование и интенсификация теплообмена в кон-
денсаторах холодильных машин. Автореф. дис. на соиск. уч. степ. докт.
техн. наук. — ЛТИХП, Л.: 1975, с. 50.
19. Боришанский В.М., Иващенко Н.И., Кректунов 0.11., Чирков И.Н. Теп-
лообмен при конденсации водяного пара, содержащего примесь неконденси-
рующегося газа. Труды ЦКТИ, 1979, вып. 173.
20. Риферт В.Г., Задирака В.Ю. Исследование теплообмена при конден-
сации водяного пара внутри вертикальной профилированной трубы. — Изв.
вузов СССР, Энергетика, 1979, Х°2. с. 115-118.
21. Риферт В.Г., Чаплинский С.И., Илиев И.Д. Исследование теплообме-
на при конденсации водяного пара внутри вертикальной профилированной
трубы. — Там же, с. 118-123.
22. Исаченко В.П. Теплообмен при конденсации. — М.: Энергия, 1977.—
240 С.
23. Ерошенко В.М., Зайчик Л.И. Гидродинамика и теплообмен на прони-
цаемых поверхностях. — М.: Наука, 1984. — 316 С.
24. Емельянов А.Л., Тимофеевский А.Л., Трубников Н.М. Интенсификация
процессов теплообмена в кожухотрубных теплообменных судовых двухфаз-
ных термосифонах (ДТС). — В кн.: Пути интенсификации производства с
применением искусственного холода в отрасли,х агропромышленного ком-
плекса, торговле и на транспорте. Тез. докт. Всесоюз. науч, проект, конф. —
Одесса, 1989, с. 49.
25. Azer N.Z., Said S.A. Augmentation of condensation heat transfer by
internally finned tubes and twisted tape inserts. — Int. J. Heat Mass Transfer,
1982, v. 5, pp. 33 - 38.
307
26. Алабовский А.Н., Безродный М.К., Мокляк В.Ф. Исследование тепло-
обмена при конденсации паров в вертикальных термосифонах. Изв. вузов.
Энергетика, 1979, №7, с. 61-67.
27. Кректунов О.П., Иващенко НИ, Арефьев В.К., Штукина Е.В. Расчет
теплоотдачи и гидравли чес кого сопротивления при конденсации пара в гру-
бах. Труды ЦКТИ, 1988, вып. 240, с. 41-52.
28. Михалевич А.А., Нестеренко В.Б. Теория расчета теплообменных
аппаратов с химическим реагирующим теплоносителем. Минск: Наука и тех-
ника, 1977. — 214 с.
29. Мамченко В.О., Иванов О.П., Трубников Н.М., Тимофе веский А.Л.
Интенсификация теплообмена с помощью полимерных вставок. — Л.: Обще
ство «Знание», ЛДНТП, 1988.
30. Бродов Ю.М., Гальперин Л.Г, Савельев Р.З., Рябчиков А.Ю. Гидроди-
намика и теплообмен при пленочной конденсации пара на вертикальных про-
филированных витых трубах. — Теплоэнергетика, 1987, N° 7, с. 58 - 59.
31. Рябчиков А.Ю., Михайлов А.В. К обобщению результатов исследова-
ний теплопередачи при конденсации водяного пара на вертикальных про-
фильных витых трубах. Труды ЦКТИ, 1989, вып. 252, с. 100- 110.
32. Андреев М.М., Берман С.С., Буглаев И.Т., Костров Х.Н. Теплообмен-
ная аппаратура энергетических установок. —М.: Машпв., 1963, с. 239.
33. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо А. Интенсификация теплообмена в
каналах. — М.: Машиностроение, 1990. — 206 С.
Глава восьмая
МЕТОДЫ ВЫБОРА ПОВЕРХНОСТЕЙ ТЕПЛООБМЕНА
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
А - постоянная в уравнении комплексной характерис-
тики, Вт/(м2 • K1+w)
В - постоянная в уравнении связи числа Re с энергети-
ческим показателем
С - постоянная в уравнении теплоотдачи a=CRen,
Вт/(м2 • К)
D - постоянная в уравнении гидравлического сопротив-
ления A/?=Z)Re’"Iw2, кг/м3
Е - энергетический показатель, К1
F - площадь теплопередачи; площадь поверхности теп-
лоотдачи; площадь наружной поверхности трубы, м2
G - массовый расход, кг/с
М - масса, кг
N - мощность, Вт
Q - тепловой поток, Вт
V - объе\п!ый расход, м3/с; объем, м3
cF, cv - удельные годовые эксплуатационные расходы на еди-
ницу площади поверхности теплообмена [сг,
руб/(год-м2)] и на единицу средней мощности, за-
трачиваемой на перемещение теплоносителей [cv,
(руб/(год-Вт)]
/- площадь проходного сечения, м2
/?р - высота ребра, м
к - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К)
т - характеристика ребра, м'1; показатель степени в
уравнении гидравлического сопротивления
mN - коэффициент среднегодового режима эксплуатации
теплообменник а
п - показатель степени в уравнении теплоотдачи
и - показатель степени в уравнении комплексной ха-
рактеристики
w - скорость, м/с
z - число поперечных рядов в пучке
309
a - приведенный коэффициент теплоотдачи оребренной
поверхности; коэффициент теплоотдачи, (Вт/(м2-К)
ак - конвективный коэффициент теплоотдачи оребрен-
ной поверхности, Вт/(м2-К)
Pj - доля мощности, затрачиваемой в теплообменнике
на перемещение горячего теплоносителя
8С - толщина стенки, м
- перепад давления, Па
Дгч - средпелогарифмический температурный напор, К
Г| - КПД насоса, вентилятора
Г| - коэффициент эффективности ребра
se - коэффициент приведения конвективного коэффи-
циента теплоотдачи оребренной поверхности к пло-
щади несущей стенки
Хс - коэффициент теплопроводности материала стенки,
Вт/(м-К)
£к, “ коэффициенты уменьшения теплопередачи и увели-
чения затрачиваемой мощности, обусловленные за-
грязнением поверхностей теплообмена
т - время работы теплообменника за год, ч
(р - коэффициент оребрения
\|/ - коэффициент увеличения поверхности грубы: \|/=F/FBH.
8.1. Комплексные характеристики
поверхности теплообмена
Эффективность теплообменника в большой степени зависит
от типа и параметров поверхности теплообмена. Выбор поверх-
ности теплообмена производят по конструктивным, технологичес-
ким и другим соображениям. Массовые, объемные и теплогидрав-
лические показатели поверхностей теплообмена относятся к числу
важнейших и в дальнейшем рассматриваются в виде комплексных
характеристик.
Комплексными характеристиками теплоотдачи поверхности
теплообмена являются зависимости следующего вида [1]:
е/мдгл=/2(е/^гл); >
(8.1)
310
В выражениях (8.1) аргументом служит количество переда»
ваемой теплоты при среднем температурном напоре 1 К, приходя»
щееся на единицу энергии, затрачиваемой на перемещение тепло-
носителя, омывающего поверхность теплоотдачи [энергетический
показатель а функцией — количество передаваемой
теплоты в секунду при температурном напоре 1 К, приходящееся
на единицу площади, массы и объема поверхности теплообмена.
Указанные в уравнениях (8.1) комплексы определяются выра-
жениями:
2/(М/п)=а;
Q/[M\t^=ahnF-,
) = Fa/(/Apw),
(8.2)
где mF и vу; - масса и объем поверхности теплообмена, отнесен
ные к площади несущей поверхносш: mF = MIF\ vf=V/F; f - жи-
вое сечение элемента поверхности; w — скорость теплоносителя;
Др - гидравлическое сопротивление.
Конвективный коэффициент теплоотдачи и гидравлическое
сопротивление являются степенными функциями скорости тепло-
носителя, поэтому у поверхности, не имеющей оребрения, тепло-
вая, массовая и объемная характеристики в логарифмических ко-
ординатах изображаются прямыми линиями.
Приведенный коэффициент теплоотдачи оребренной поверх-
ности представляет собой нелинейную функцию конвективного
коэффициента теплоотдачи (коэффициент эффективности ребер
зависит от схк), поэтому графики тепловой, массовой и объемной
характеристик оребренных поверхностей в логарифмических ко-
ординатах имеют небольшую кривизну.
Однако из-за ее малости характеристики, определяемые урав-
нениями (8.1), и для оребренных поверхностей в логарифмичес-
ких координатах можно представить в виде прямых.
Сопоставление поверхностей теплообмена, для которых по-
строены массовые и объемные характеристики (рис. 8.1), произ-
водится следующим образом:
— v _—
а) при Q = idem и N = idem 1g—-~ab\ \g— = a'b'\
м, v
311
б) при Q = idem и М = idem
1
-—
в) при Q = idem и V = idem lg— -c'd'\
г) при N = idem и M = idem
д) при N = idem и V = idem
0.
Рис. 8.1. Сопоставление мас-
совой и объемной комплекс-
ных характеристик двух
поверхностей теплообмена-
Относительная эффективность поверхности теплообмена за-
висит не только от параметров поверхности, но и от свойств теп-
лоносителя. Например, при сопоставлении комплексных характе-
ристик продольно обтекаемой трубчатой поверхности, оребрен-
ной гофрированной лентой и гофрированным листом, в [2]
показано, что эффективность поверхности, оребренной гофриро-
ванной лентой, выше эффективности поверхности со сплошным
оребрением на 50-70 % при обтекании воздухом и в 2,3...2,8 раза -
при обтекании маслом.
312
Комплексные харак1еристики могут быть представлены не
только в графической, но и в аналитической форме [3, 4].
Из рис. 8.1 следует зависимость
(8.3)
где А и и - параметры тепловой комплексной характеристики:
(3-m)/(3--/7-w).
А =
(8.4)
и = п/(3 - п ~т)
(8.5)
Fu - площадь полной поверхности теплообмена, омываемой теп -
лоносителем: /- площадь живого сечения для прохода теплоноси-
теля; I ~ определяющий размер поверхности теплообмена; v -
кинематическая вязкость теплоносителя; С и п - постоянные в
уравнении теплоотдачи a = CRe"; D и т - постоянные в уравне-
нии гидравлического сопротивления Ap=DRe'ntw2.
Постоянные С и D зависят от свойств теплоносителя и гео-
метрических параметров поверхности теплообмена.
Согласно уравнениям (8.3) и (8.2) при одинаковых значениях
энергетического показателя Е = QKN&tJ для сравниваемых по-
верхностей 1 и 2 справедливы отношения:
т а
F2 1
т А
F 2
(8.6)
£U2
Таким образом, метод сопоставления комплексных харак-
теристик позволяет иметь объективные данные о тепловых, мас-
совых и объемных показателях сравниваемых поверхностей и на
их основе выбрать наиболее эффективную поверхность тепло-
обмена.
Заметим, что методом сопоставления комплексных характе-
ристик поверхностей теплообмена можно решать и другие, более
общие задачи. Например, с помощью этого метода установлены:
- существование оптимальной отрывпости потока, обуслов-
313
ливающеи максимум относительной интенсивности теплоотдачи
при заданном энергетическом показателе [5];
- возможность уменьшения массы и размеров теплообменных
аппаратов из поперечно обтекаемых труб путем оптимальной ори-
ентации трубного пучка относительно направления потока тепло-
носителя [6];
- зависимость относительной эффективности шахматных и
коридорных пучков труб от 1рашгчного значения энергетического
показателя Ег, определяемого параметрами пучка и свойствами
теплоносителя [3].
8.2. Комплексная характеристика
теплообменного аппарата
Комплексная тепловая характеристика теплообменного аппа-
рата к = раскрывает зависимость между коэффициен-
том теплоотдачи к и энергетическим показателем теплообменно-
го аппарата. Энергетический показатель Е = QKN&tJ представля-
ет собой количество теплоты Q, передаваемое в аппарате за секунду
при среднем температурном напоре между теплоносителями 1 К,
приходящееся на единицу мощности N, затрачиваемой на переме-
щение теплоносителей.
Для оребренных плоских стенок
где «J = и о2 = а2кж2 ~ коэффициент теплоотдачи горя-
чего и холодного теплоносителей, приведенные к несущим по-
верхностям; и <е2 ~ коэффициенты приведения конвективных
коэффициентов теплоотдачи а1к и сх2к. Для плоских ребер по-
стоянной юлщины 5р
К= 1+((р-1)Г|р,
где <р - коэффициент оребрения; Г| - коэффициент эффектив-
ности ребра: q = th(/7i/?p)/(m/?p); /?р - высота ребра; т - характе-
ристика ребра: м = ^2ак/5ркр; Хр - коэффициент теплопро-
водности материала ребра.
Заметим, что если mh?< 0,3, тог|р~1, если же mhр- 0,3... 1,6, то
гг~ 1,087 - 0,325ш/?п. (8.8)
р р
314
Зависимости конвективных коэффициентов теплоотдачи ос1к
и сх2к от энергетических показателей Ех и Е2 поверхности тепло-
отдачи, обтекаемых горячим и холодным теплоносителями, со-
гласно формуле (8.3) могуг быть представлены соотношениями
ol -А/е“\ (8.9)
1 к 1 / 1
u^=aJe“-'. (8.10)
«С f Лы
При этом
(8.11)
(3-шп )/(3-n2-w0)<
2 ‘ ;
(8.12)
(8.13)
И2=^2^'”н2-т2^ (8.14)
где индексы 1 и 2 указывают на то, что величина относится к
стороне поверхности теплообмена, обтекаемой горячим (1) или
холодным (2) теплоносителем.
Значения чисел Рейнольдса связаны с энергетическими пока-
за гелями поверхностей теплообмена уравнениями:
Re] =В]/£‘/(3 т,);
Re2=B2/£2/(3-"2”m2);
(8.15)
(8.16)
где
1/(3 -пт)
(8.17)
(8.18)
315
8)
Коэффициент теплоотдачи к является функцией энергетичес-
кого показателя теплообменного аппарата:
к = А/Е1\
(8.19)
где Е = QKNAtJ, У =
Средний температурный напор Д/ч между теплоносителями
складывается из температурного напора Aq между юрячим теп-
лоносителем и поверхностью стенки, разности температур Д/б го-
рячей и холодной поверхностей стенки и температурного напора
Дг2 между стенкой и холодным теплоносителем, т.е. Afq =
= Afj+Af6+Ar2.
При ЭТОМ . 4
^=а y/=Afiy/.
Д/, е"' >•
Д'2 ai
Af] «2 A2s2I-^ ’
Д/ У А,аг„£.“' '
1 1 с Z <• 1
Эттерт етические показатели £, Е\ и £2 связаны соотношениями:
(8.20)
£ =£ Vl_£ Pl А^Е“'
2 ‘уд// ‘1-0, А]Х}Е^'
или
^2 =
А}<£}
\ 1 /(1 + )
(8.21)
1
Уравнение (8.20) с учетом значения Е2 по выражению (8.21)
принимает следующий вид:
и-, /(1+Ип)/ Е^}
(8.22)
В соответствии с уравнением (8.8) при н//?р>0,3
ЗТ6
Ж2 =1 + (ф-1)
Р] А2<&2
\1~Р|
\ мэ/(! + «'> !
При заданной величине энергетическою показателя £ коэф-
фициент теплопередачи А' зависит от соотношения мощностей
Pj = N^N. Оптимальная величина Рр соответствующая максималь-
ному к, остае1ся неизменной при разных Е. поэтому Р1опт опреде-
ляют при произвольном значении Е.
При этом
А-Д1:е)£7(Р1Е11+''’).
(8.2'3)
У оребренных труб коэффициент теплопередачи относят к
наружной несущей поверхности F. При обтекании наружной по-
верхности холодным теплоносителем (теплообменники воздуш-
ного охлаждения)
к= 1
У + _ 2 _ у \ + 1
“1 1+А \ и2
(8.24)
где у - коэффициент увеличения поверхности грубы: T=F/FRH.
При этом значения Ej и Е2 определяются уравнениями
2 ^1Ж1 х- + „ 1 _
14 \|/ ~ 7Ч. д2аг2\р
Р1 42Ж2_У
\Д—Pi A J
^2/(1 )
(8.25)
(8.26)
Определение коэффициентов приведения <Cj и щгя ореб-
ренных груб рассмотрено в [7]. Заметим, что в [7] приведенный
коэффициент теплоотдачи отнесен к полной площади поверхнос-
ти теплообмена. Обозначим его осн. Тогда приведенный коэффи-
циент теплоотдачи ан, отнесенный к площади несущей поверх-
ности трубок, будет ан=схп(р.
Коэффициент теплопередачи может быть найден также и по
уравнению
317
А=Е41;е1/ф|Ч'Е|1+"1). (8.27)
При обтекании наружной поверхности груб горячим теплоно-
сителем (охладитель наддувочного воздуха дизеля и др.) коэффи-
циент теплоотдачи, отнесенный к наружной поверхности груб,
определяется уравнением
__2_.у5,+ Х
а2
(8.28)
При этом
(8.30)
Коэффициент теплопередачи может быть найден по формуле
(8.23).
Согласно уравнению (8.19) комплексная характеристика
к -f{E) для любого теплообменного аппарата с вынужденным дви-
жением теплоносителей рассчитывается по двум точкам. Для про-
извольного значения Е = Е' определяют Е} и к при разных В
результате расчета устанавливают Р1опт и соответствующее ему
значение к'. Затем при другом Е = Е" и найденной величине Р1опт
подсчитывают Г'. Тогда
и = \gki/k"/\gE"/E'-, (8.31)
А = к'\Е)и = к"(Е")“. (8.32)
В качестве примера в табл.8.1 сведены результаты расчёта
коэффициента теплопередачи шахматного пучка труб диаметром
dld{=10/8 мм. Разбивка труб по равностороннему треугольнику.
Относительный поперечный шаг = 1,3. По трубам течёт вода
со средней температурой t{= 90°С. Пучок труб поперечно омыва-
ется воздухом с давлением р = 0,1 МПа и средней температурой
г2 = 50°С. Число рядов труб по ходу потока воздуха z2 = 8.
Расчёт теплоотдачи и аэродинамического сопротивления вы-
полнен по формулам, приведённым в [8, 9]. При этом по формулам
318
(8.11) - (8.14) найдены значения: Aj= 190670 Вт/(м2-К1+м0,
0,41; A2= 160 Bt/(m2-K1+m-), //2=^282. Термическое сопротив-
ление стенки принято 8С/ХС= 2,5 10 > м2-К/Вт.
Таблица 8.1
Коэффициент теплопередачи к в зависимости от отношения Р(
при энергетическом показателе теплообменника Е=10 К"1
I
0,02 0,035 0.05 0,1 0 ' 0,3 Приняты
К-1 16994 11415 8871 5463 3410 2622 По формуле (8.25)
Е>, К'1 10,5 10,6 10,8 11,3 12,7 14,5 (8.26)
ар В1/м2-К 3514 4137 4588 5597 6790 7562 (8.9)
о^, Вт/хг-К 85,5 85,3 84,8 83,8 81.1 78,1 (8.10)
к. В1Аг-К 82,7 82,8 82,7 82,0 79,6 76,9 (8.24)
к. Bi/m2-K 82,7 82,8 82.7 82,0 79,6 76,9 (8.27)
Из таблицы видно, что даже заметное отклонение Р1 от Р1опт
снижает к незначительно. Например, вариации Р1 в интервале от
0,02 до 0,05 изменяют к всего лишь на 0,1 Вт/(м2-К). Эго означает,
что при проектировании теплообменного аппарата величину Pi
можно изменять в относительно пшроких пределах. Однако здесь
нужно иметь в виду, что более существенное отклонение Pj от
Р1опг приводит к резком}^ снижению коэффициента теплопередачи.
При Е = 1 К 1 и Р1опт = 0,035 найдены шачения Е} = 1403 К 1
и к = 159,2 Вт/м2 К. При этом согласно формулам (8.31) и (8.32)
и = *s22i8/ri9’l = 0.284; А = 82,8-100’284 = 159.2 Вт/(м2 К1+").
lgl/10
Зависимость k-f(E) для рассматриваемого теплообменника
показана па рис.8.2.
Энергетический показатель £, входящий в уравнение (8.19),
рассчитывают по теоретической мощности Л^Л^+Л^, затрачи-
ваемой на перемещение теплоносителей. В действительности
319
затрачивается мощность > N, так как насосы или веншляторы,
перемещающие i сил оноси гели, имеют КПД r|< 1. Кроме юю,
из-за загрязнения поверхностей теплообмена в процессе эксплуа-
тации действительное гидравлическое сопротивление Д/гд больше
теоретического Др.
В связи с этим
где = Дрд/Др -- увеличение мощное!и, обусловленное загрязне-
нием поверхности теплообмена.
Соогвек'лвенно изменяется энергетический показатель
Ед = е/(^Дгл)=Е/^ (8J3)
А1 тА 2 Л1 42
При проектировании теплообменною annapaia возможное
загрязнение поверхностей теплообмена учитываю! снижением
расчетного значения коэффициента теплопередачи, т.е. принима-
ют Ад = ^к, где £к < 1.
При эюм уравнение действительной i силовой комплексной
характеристики теплообменного аппарата принимает вид
к. - AJ Е“
д д д
(8.34)
определяется - АЕК / г у
Из условия 2 - ~
Дчя рассматриваемого в качестве примера теплообменника
принято: ^Ki= ^к2= 0,9; ^j=^2=1,2; Hi = П2= 0.6. Соответственно
= 2. Согласно уравнению (8.35) Ад ~ 117,7 Вт/(м2 К). Дей-
ствительная комплексная характеристика, описываемая уравне-
нием (8.34), показана на рис.8.2.
8.3. Оптимизация энергетического показателя
теплообменного аппарата
Снижеште металлоемкости и энергопотребления является одной
из важнейших задач проектирования теплообменных аппаратов.
При заданных количестве передаваемой теплоты и расходах
теплоносителей, выбранных типе аппарата и параметрах поверх-
ностей теплообмена уменьшение размеров и массы теплообмен-
ного аппарата, являющееся следствием сокращения площади по-
верхности теплопередачи, обусловлено увеличением мощности,
320
расходуемой на перемещение теплоносителей. С другой стороны,
снижение расходуемой мощности вызывает увеличение требуе-
мой площади теплопередачи. В связи с этим возникает необходи-
мость отыскания оптимального соотношения между площадью теп-
лопередачи и расходуемой мощностью, при котором годовые при-
веденные расходы на эксплуатацию теплообменного aim арата будут
минимальными [10].
Указанные расходы могут быть определены по выражению
з = CFF + cNN2m, (8.36)
где Ср - удельные годовые строитсльно-эксплуатациомше расхо-
ды на единицу площади F теплопередачи. руб/(год м2); N - сред-
негодовая мощность, затрачиваемая на перемещение теплоноси-
телей через аппарат, Вт,
Nam = mNNr <8-37)
Уд - действительная мощность, потребляемая аппаратом на рас-
четном режиме, по которому определена площадь F; - коэф-
фициент среднегодового режима эксплуатации аппарата; cN - удель-
ные годовые эксплуатационные расходы на единицу средней мощ-
ности Nam, руб/(год-Вт).
Расходы Ср складываются из удельных амортизационных от-
числений (оценивающих расходы на реновацию теплообменного
аппарата), удельных затрат на ремонт и обслуживание, а также
других расходов, пропорциональных площади F (стоимости аппа-
рата). Расходы cv определяются стоимостью энергии, затрачивае-
мой за год на перемещение теплоносителей при средней мощнос-
ти 1 Вт (стоимостью 8,76 кВт ч электроэнергии).
Значение коэффициента зависит от времени т работы теп-
лообменника за год и относительных осреднепных значений ко-
личества передаваемой теплоты в теплообменнике и температур-
ного напора за время работы т. Коэффициент можно устано-
вить, используя комплексную характеристику теплообменного
аппарата, описываемую уравнением (8.34).При заданной площади
теплообменника F из уравнения теплопередачи находим
еср/е =
С учетом выражения (8.34) имеем
£?ср^л
^ср ! ( Уцс рУтС р)
11 Бессонный А.Н. и др.
321
откуда A’acpWa= [2СрАгл/(еДглср)1(‘+м)/и-
Тогда с учетом времени т рабозы тешюобмешшка за год получим
/ \(1+и}/и
Т | <2срЧ Г
J iXJSl
х пр/
где 8760 - число часов в юду.
После подстановки значении F~ОЕ/ (А д Д Гл) nN - Q/(E
в уравнение (8.36) находим
з =
(8.39)
где з - удельные годовые приведенные строительно-эксплуатаци-
онные затраты на 1 Bi тентовой мощности Q теплообменного
аппарата при среднем температурном напоре между теплоносите-
лями Дгл = 1 К.
Приравнивая нулю производную (h/dE^ определим оптималь-
ное значение энергетического показателя Ед0, соответствующее
минимуму строительно-эксплуатационных затрат:
cNmN\
сги
дО “
Минимальные затраты зпйп находим подстановкой в уравне-
ние (8.39) значения Ед = Ед0, определяемого по уравнению (8.40).
После несложных преобразований получим
j.
1+м
сг
min N
и
">N_U
1
д
и
U}+u
(8.41)
Из этого уравнения видно, что величина минимальных затрат
3min зависит от характеристики теплообменника (значений Ад и
//), режима его эксплуатации (величины и удельных годовых
зазрат cv и Ср.
При отклонении расчетного значения Ед от Ед0 затраты з бу-
дут увеличиваться. При этом
откуда после преобразований
Ч и+\Е IE Л
i \ Д дО/
min (^^)^д^д0
(8.42)
322
Из уравнения (8.42) следует, что заданной величине з/зт1п со-
ответствуют два значения отношения (первое меньше еди-
ницы, а второе больше), которые зависят от показателя степени
и, являющегося параметром комплексной характеристики тепло-
обменника (см.табл.8.2).
Таблица 8.2
Значения F/FQ и в зависимости от показателя и комплексной
характерисгаки при разных величинах допустимого превышения
эксплуатационных затрат над минимально возможными
34™ и /7£0 Wo
0,2 1 1 1
1,00 0,3 1 1
0,4 1 1 1
0,5 1 1 1
0,2 0,7384/1,3945 0,941/1,069 1,354/0,717
1,01 0,3 0,7784/1,3047 0,928/1,083 1,285/0,766
0,4 0,8037/1,2567 0,916/1,906 1,244/0,796
0,5 0,8215/1,2253 0,906/1,107 1,217/0,816
0,2 0,6561/1,6074 0,919/1,100 1,524/0,622
1,02 0,3 0,7049/1,4633 0,900/1,121 1,419/0,683
0,4 0.7363/1,3854 0,885/1,139 1,358/0,722
0,5 0,7589/1,3353 0,871/1,156 1,318/0,749
0,2 0,6008/1,8039 0,903/1,125 1,664/0,555
1,03 0,3 0,6543/1,6008 0,881/1,152 1,518/0,625
0,4 0,6893/1,4945 0,862/1,174 1,451/0,669
- 0,5 0,7147/1,4272 0,845/1,195 1,399/0,701
0,2 0,5589/1,9890 0,890/1,147 1,789/0,503
1,04 0,3 0,6153/1,7287 0,864/1,178 1,625/0,578
0,4 0,6526/1,5943 0,843/1,205 1,532/0,627
0,5 0,6798/1,5103 0,824/1,229 1,471/0,662
0,2 0,5251/2,1737 0,879/1,168 1,904/0,460
1,05 0,3 0,5833/1,8514 0,851/1,203 1,714/0,540
0,4 0,6222/1,6885 0,827/1,233 1,607/0,592
0,5 0.6508/1,5879 0,807/1,260 1,537/0,630
В табл.8.2 показаны также изменения площади теплообмен-
ника F/Fq и затрачиваемой мощности 7Уд/ЛГд0, соответствующие
указанным Ел/Е.1(у При этом
*до •
323
Как видно, затраты, связанные с эксплуатацией теплообмен-
ного аппарата, оказываются близкими к минимальным даже при
значительном отклонении расчетного значения энергетического
показателя £д от оптимального. Это означает, что в процессе про-
ектирования теплообменного аппарата значения £д, а соответ-
ственно F и N.{ можно варьировать в довольно широких пределах.
8.4. Определение основных параметров
теплообменного аппарата
Основные параметры теплообменного аппарата можно опре-
делить следующим образом.
Для принятых типов и параметров поверхностей теплообме-
на, омываемых горячим и холодным теплоносителями, рассчиты-
вают действительную комплексную характеристику теплообмен-
ного аппарата, описываемую уравнением (8.34), и по формуле
(8.40) устанавливают оптимальное значение энергетического по-
казателя £rj0. Расчетную величину £д принимают равной £д0 или
близкой к нему. Для принятого значения £д по формулам (8.33),
(8.22) и (8.21) находят теоретические значения £, и £2, после
чего по формулам (8.15) и (8.16) определяют числа Rej и Re2, а
затем соответствующие им скорости Wj и w2 теплоносителей.
Коэффициент теплопередачи подсчитывают по формуле (8.34).
По заданным тепловой мощности аппарата 2, расходам теп-
лоносителей Gj и G2, соответствующему им среднему текшера-
турному напору Дц и найденным £д, Wj и w2 определяют расчет-
ную площадь поверхности теплопередачи F и живые сечения и
f2 для прохода теплоносителей.
Полученные значения £, и f2 в сочетании с принятыми ти-
пом и параметрами поверхностей теплообмена позволяют в каж-
дом частном случае установить основные параметры и размеры теп-
лообменного аппарата.
При проектировании теплообменников воздушного охлажде-
ния часто бывает задана площадь Ф фронтального сечения по
воздуху. В этом случае после расчета комплексной характеристи-
ки, определения оптимального значения энергетического показа-
теля £д0 и установления теоретического показателя £, соответст-
вующею принятому значению £ , по заданным расходу воздуха
G2 и площади фронтального сечения Ф находят скорость w2, оп-
ределяют Re2 и по уравнению (8.16) рассчитывают показатель £2.
324
Затем, имея в виду, что = 1, по формулам (8.21) и (8.15) нахо-
дят показатель Ех и число Rep а по нему скорость горячего теп-
лоносителя Wp
После определения площади теплопередачи F, основных пара-
метров и числа секций теплообменника проводят поверочный рас
чет аппарата и находят значения к.{ и соо'гвегсгвующие приня-
тым размерам теплообменника. Затем уточняю! дейс-тигельную
величину энергетического показателя
£л=W4 <х-43>
и по уравнению (8.42) сопоставляют удельные приведенные затра-
ты на эксплуатацию теплообменника с минимально возможными
при задагшых условиях. Если отношение 3/3min больше допустимого,
то для его снижения корректируют принятые размеры аппарата.
При проектировании теплообменных аппаратов двухконтур-
ной системы охлаждения (например, масло дизеля охлаждается в
первом теплообменнике водой, которая охлаждается атмосфер-
ным воздухом во втором) возникает необходимость распределить
общий температурный напор Агл (разность средних температур
масла и воздуха) между теплообменниками первого и второго кон-
туров так, чтобы обеспечить минимум затрат 3 на эксплуатацию
обоих теплообменников. В этом случае
где Afj-hAfjj = Агл.
Обозначив А^/Агл = получим
О __ Q /(^Imin । ^11 min
l-Yi ) '
Производную d3ldy^ приравниваем нулю. При этом
l-2l!2«'ly2_27i+1 = 0>
3Imin '
откуда оптимальное значение
.. _ 1 V^Hmin ' ^Imin
*1опт “ ‘
3IImin / 3Irmn
Изложенная методика проектирования применима не только
для аппаратов с вынужденным движением теплоносителей, но
может быть использована и для аппаратов с естественным (сво-
бодным) движением одного из теплоносителей.
В конденсаторах воздушного охлаждения конденсируемый пар
325
(горячий теплоноситель) осуществляет естественное (свободное)
движение внутри труб, а атмосферный воздух (холодный теплоно-
ситель) движется вынужденно, обтекая оребрённую наружную
£2
поверхность. При этом Pj = 0; Р2 = 1: - 0; N2 ~ N', -- =1+
Коэффициент теплопередачи подсчитывают но формуле (8.24)
для двух значений £, после чего устанавливают зависимое! ь
АД=АД/ЕД и находят ошималыюс значение энергетического
показателя Ед0.
8.5. Влияние изменений структуры
эксплуатационных затрат на экономическую
эффективность теплообменных аппаратов
Структура эксплуатационных затрат (отношение cN/cF) не
является стабильной величиной и с течением времени может су-
щественно изменяться (из-за отсутствия пропорциональности в
изменениях цен на электроэнертю и металлы, сокращения сро-
ков амортизации и др.). Поэтому7 теплообменный аппарат, спро-
ектированный с учётом опымального значения энергетического
показателя Е^ , отвечающего согласно уравнению (8.40) от-
ношению cN/cF = (сдг/бу)р справедливо для времени проек-
тирования, в изменившихся экономических условиях, при которых
CN^CF= может оказаться далеко не оптимальным и его
эксплуатация потребует расходов существенно больших тех, ко-
торые могли бы иметь место при выполнении теплообменника по
оптимальной величине показателя Е^, соответствующей ново-
му значению cNlcF- (Сц1сг)2-
Если энергетический показатель теплообменника Ед - Ед01,
то в соответствии с уравнением (8.42) 31/3minl=1. В изменившихся
условиях, когда cNlcF = (cN/cF)2t оптимальная величина энергези
ческою показателя составит Едо2 и отношение 32/3min2 будет
/ \1+м
/ _ М4\£д01/£д02}
32/3min2” 7г
^+«;^д01/^д02
Согласно уравнению (8.40)
326
Обозначим
тогда
(8.44)
Значения 32/3min2, подсчитанные по уравнению (8.44). показа-
ны на рис.8.3, из которого видно, чго теплообменник, выполз лиг
ный оптимальным и обеспечивающим минимум затрат при одних
экономических условиях, оказывается нерациональным при дру-
гих условиях, так как затрат на его эксплуатацию MOiyr значи
телыю превышать минимально возможные.
Если теплообменный аппарат спроектирован с отклонени-
ем энергетического
носителытые затраты
показателя £л от оптимального значения
д
в новых условиях, когда cN/Cp=(cN/Cf)2^ от"
32^3min2 М0ГУТ быть как больше, так и мень-
ше 3l/3minl-
При 5^1 уравнение (8.44) принимает вид
327
/ _ M+51+Ufl
32/ 3min2 “ JL ’
В табл.8.3 представлены результаты
32^3min2 ПРИ Разных значениях и, $ и 8.
(8.45)
расчета отношения
Таблица 8.3
32^32min в зависимости от D и 5 при разных значениях и
$ м=0,3 и=0,5
8=0,5 8=1 8=2 8=0,5 8=1 8=2
0,25 1,795 1,229 1,023 1,980 1,260 1,014
0,5 1,320 1,049 1,002 1,432 1,058 1,013
1 1,086 1,0 1,062 1,138 1,0 1,109
2 1,004 1,038 1,179 1,014 1,050 1,293
4 1,019 1,139 1,344 1,013 1,191 1,563
Из табл.8.3 видно, что при $<1 и 8<1, а также при Ф>1 и 8>1,
приведенные расходы на эксплуатацию теплообменного аппарата
могут значительно превышать их минимально возможные значе-
ния. Например, при 0=0,25 и 8=0,5 32/3min2=l,8e..2, а при 0=4 и
8=2 32/3min2=l,34... 1,56. Однако, при 0<1 и 8>1, а также при 0>1
и 8<1 расходы з2 оказываются близкими к минимально возможным.
Например, если 0=0,25 и 8=2 или 0=4 и 8=0,5, то 32/3^2 = 1,024,01,
тогда как при 0=1 и 8=0,5з9/з - 9 = 3i/3-n1 = 1,094,14, а при
А=1иЗ=2 32/3min2=31/3minl=l,06^1,14.
Это означает, что теплообменный аппарат, спроектированный
применительно к определенным условиям (0=1; 8=2), в изменив-
шейся экономической ситуации (04) оказывается по эксплуата-
ционным расходам в одних условиях (например, 0=4) мало при-
емлемым (32/3min2=l,34), а в других (например, 0=0,25) - более
эффективным (32/3min2= 1,02).
Приведенные данные показывают, что при значительных из-
менениях структуры эксплуатационных расходов (отношения удель-
ных затрат cN/cF) целесообразно проверять теплообменные аппа-
раты, находящиеся в эксплуатации, на соответствие новым эконо-
мическим условиям.
Для этого поверочным расчетом аппарата на двух режимах
(номинальном и каком-либо частичном) определяют коэффици-
енты теплопередачи &д и £д и потребляемые на этих режимах
мощности Na и iV* . По уравнению (8.43) находят энергетические
показатели Е и Е\ . По формулам (8.31) и (8.32) подсчитывают
328
параметры комплексной характеристики и и А . Затем по уравнс
ниям (8.40) и (8.42) определяют оптимальную величину энергети-
ческого показателя Е 0 и отношение затрат з/зтЙ1.
Полученное отношение з/зт1п служит основанием для приня-
тия решения о возможности дальнейшего использования аппарата
или о необходимости его замены другим теплообменником, обес-
печивающим снижение приведенных строительно-эксплуатацион-
ных расходов.
8.6. КПД теплообменных аппаратов
Теплообменные аппараты являются составной частью многих
технических систем, характеристики которых в значительной мере
зависят от эффективности теплообменников. Однако оценка тер-
модинамического совершенства теплообменных аппаратов до на-
стоящего времени остается противоречивой и во многих случаях
не отражает качества аппарата с энергетической точки зрения.
Целью (полезным эффектом) теплообменных аппаратов явля-
ется:
- отвод теплоты от горячего теплоносителя (конденсатор па-
ротурбинной установки; охладитель наддувочного воздуха дизеля;
радиатор автомобиля, маслоохладитель дизеля и др.);
- подвод теплоты к холодному теплоносителю (пароперегре-
ватель; регенератор газотурбинной установки; испаритель холо-
дильной установки; водоподофеватель мазута и др.).
С эксергетичсской точки зрения [11] полезный эффект теп-
лообменника состоит либо в отводе эксергии Eq от горячего
теплоносителя, либо в подводе эксергии Е^ к холодному тепло-
носителю. Достижение указанных эффектов сопровождается не-
обратимыми потерями эксергии от гидравлических сопротивле-
ний горячего и холодного теплоносителей. Следовательно, эксер-
гетический КПД теплообменного аппарата можно определить
отношением
^=Eq/(Eq+N1!1+N21), (8.46)
где Д^д и А^д ” мощности привода насосов (вентиляторов) горяче-
го и холодного теплоносителей
Nla=Gl АР17<Р 1П1);
Если теплообменник предназначен для отвода теплота от го-
рячего теплоносителя, то
329
Если же целью теплообменника является подвод теплоты к
холодному теплоносителю, то в этом случае
EQ=EQ2=Q2d-T0/Tm?),
где Т#, и - средние температуры отвода и подвода теплоты.
КПД теплообменного аппарата определяе гея по формуле (8.46)
без учета потерь эксергии от необратимости процесса теплообме-
на, обусловленной конечной разностью средних температур теп-
лоносителей. Эго связало с тем, что указанные потери, характе-
ризующие процесс теплообмена, зависят только от величин, вхо-
дящих в задание на проектирование аппарата, и не могут быть
изменены вариациями параметров теплообменника. В отличие от
потерь, связанных с конечной разностью температур, потери от
гидравлических сопротивлений (?/1ц и N2jj) при проектировании
аппарата могу г быть изменены значительно. Поэтому величина
^ехтл , найденная по формуле (8.46), характеризует степень эк-
сергетического совершенства теплообменного аппарата, достиг-
нутую в результате выполнения задания на его проектирование.
В знаменателе формулы (8.46) складываются эксергии разно-
го качества. Эксергия теплоты (Eq) представляет собой макси-
мальную работу, которая может быть получена от рассматривае-
мого потока теплоты в результате обратимых процессов преобра-
зования тепла в работу при заданной температуре TQ окружающей
среды. На привод насосов (вентиляторов) расходуется электро-
энергия, полученная в результате реальных (необратимых) про-
цессов преобразования первичной эксергии (топлива, гидроэнер-
гии и т.д.).
В связи с этим КПД теплообменного аппарата следует опре-
делять с использованием понятия приведенной эксергии [12]. Тог-
да вместо формулы (8.46) будем иметь
К м +лО
nrA =eq'£q/[eq^q + —-- ~ J
ИЛИ ' // \
где - коэффициент приведения мощности, расходуемой на при-
вод насосов (вентиляторов), к секундному расходу электроэнер-
гии: =ВЭД; Лэд - КПД электродвигателя; - коэффициент
приведения эксергии теплоты Q к электроэнергии, которая может
быть получена в результате реальных процессов преобразования
в электроэнергию Э: &q=3/Eq.
ззо
При этом
э=<2п,п01пмпг;
Eq=Q(1-T0/T„Q.
Следовательно
ж2=П/По/ПмМ(1-7’0/7Ш]),
где Т], - термический КПД цикла паротурбинной установки; Т]о- -
относительный внутренний КПД турбины; Г|м - механический КПД
турбины; Г|г - КПД электрогенератора; Г - средняя темпера гу-
ра горячего теплоносителя; TQ - температура окружающей среды.
Формула (8.47) учитывает не только величину, но и качество по-
токов эксергии. Подставляя в эту формулу указанное выше выражение
Eq И ВВОДЯ обозначения А^д+Л^д^д’ Ж1Ю"
лучим
или
Пм = 1+1//а:1Е~ХП’ (8-48)
где ж£ =П/ПоЛмПгПЭд-
Для оценки величины se£ рассмотрим следующий пример. В
теплообменнике температура горячего теплоносителя снижается
от га=250°С до ГВ=1ОО°С. За счет отведенной теплоты может быть
выработан водяной пар давлением pj=O,5 МПа и температурой
t1=220°C, Давление на выходе из турбины р2=0,01 МПа. При этих
условиях энтальпия пара перед турбиной /?!=2898 кДж/кг, после
турбины Л2=2268 кДж/кг, энтальпия конденсата hf2 = 191,8 кДж/кг.
^^i-^iV^i^'z)33^2898-2268^2898-191’8^0’233-
Принимаем Г|о-=0,8; Т|м=0,96; Т|г=0,95; т]эд=0,95. Тогда
^0,233-0,8-0,96-0,95=0,16. ‘
Уравнение (8.48) устанавливает зависимость КПД теплооб-
менного аппарата от энергетического показателя Ед. Здесь следу-
ет иметь в виду, что значения ж£ и Агд - определяются заданием
на проектирование теплообменника, а энергетический показатель
Ед назначается проектировщиком аппарата.
Согласно уравнению (8.48) оптимальному значению Ед0 соот-
ветствует некоторая величина Г|ТА, которую обозначим Г|ТА . Отли-
чие энергетического показателя Ед от оптимального значения Ед0
приводит к отклонению КПД Т]ТА от Т]ТА . Обозначим Ед/Ед0 =о;
ж££д0Агл=/)0’ Т01да °
331
Пта/Птао=5(£)о+ DWV D- (3-49)
На рис.8.4 показана зависимость отношения Hta^TAq от $
при Do=8. Там же представлены отношения 3/3min но уравнению
(8.42) при и=0,3.
Рис. 8.4. Зависимость з/зщ1п (при м=0,3) и (ПРН £*0--8)
от отношения Е^/Е^ .
1 — з/зпнп* 2 — WnTA0 ’
При проектировании теплообменного аппарата нужно стре-
миться к снижению затрат на его функционирование, а не просто
к достижению высокого значения Т]ТА. Это означает, что Г|ТА дол-
жен быть относительно близок к величине Лта0’ соответствую-
щей оптимальному значению энергетического показателя Е . Для
повышения Г|ТА нужно добиваться увеличения Е на основе ана-
лиза вариантов конструкции теплообменника.
Существенное превышение Г|ТА над величиной r|TAQ указыва-
ет на то, что гидравлические сопротивления теплоносителей
занижены за счет увеличения размеров теплообменника и, на-
оборот. низкое значение Г|ТА (по сравнению с Пта0^ является
332
следствием завышения гидравлических сопротивлений в резуль-
тате нерационального уменьшения размеров аппарата.
На рис.8.4 видно, что при рассмотренных условиях (D0=8;
//=0,3) вариации отношения EJE^q в интервале от 0,6 до 1,7 изме-
няют величину Птд/Пта от 0’925 до 1,055. При этом превышение
эксплуатационных расходов над минимально возможными дости-
iaer 5 %.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Евенко В.И., Сеченов В.Н. Методика оценки эффективности теплообмен-
ных аппаратов и поверхностей теплообмена//Изв.вузов. Энергетика. 1967, N? 4,
с.11—75.
2. Евенко В.И., Шишков В.М. Обобщённые зависимости по теплообмену и
сопротивлению трубчатой поверхности, оребрённой гофрированной лентой/7Геп-
лоэнергетика. 1969, № 6, с. 33—37.
3. Евенко В.И., Порошин Б.В. Сравнительная оценка эффективности попере-
чно обтекаемых коридорных и шахматных пучков труб// Теплоэнергетика, 1991.
№ 10, с.48—51.
4. Евенко В.И. Оптимизация энергетического показателя теплообменного ап-
парата//Химическое и нефтяное машиностроение, 1995, № 1, с.7—12.
5. Евенко В.И., Александров Н.А. Исследование локальной теплоотдачи в на-
чальном участке трубы при различных радиусах скругления входной кромки//Теп-
лоэнергетика, 1970, N® 7, с. 73—75.
6. Евенко В.И., Анисин А.К. Повышение эффективности теплоотдачи попере-
чно обтекаемых пучков труб//3 еплоэнергетика, 1976, № 7, с.37—40.
7. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тентовой и аэродинамический расчёты оребрен-
ных теплообменников воздушного охлаждения. — СПб.: Энергоатомиздат, 1992. —
280 С.
8. Тепловой расчёт котельных агрегатов (нормативный метод). — М.: Энергия,
1973. — 296 С.
9. А^родинамический расчёт котельных установок. — Л.: Энергия, 1977. —
256 С.
10. Михеев М.А. Основы теплопередачи. — М.: Госэнергоиздат, 1956. — 392 С.
11. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический Mei од и его
приложения. — М.: Энергоатомиздат, 1988. — 288 С.
12. Евенко В.И. Эксергетический анализ рабочих процессов тепловых двига-
телей, холодильных установок и теплообменных аппаратов//Труды Всесоюз. науч,
техн, конференции по термодинамике. Сб.докладов секции «Новые теплоэнерге-
тические схемы и циклы». —Л.: 1969, с.78—83.
Глава девятая
ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТВО 11А
МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
темпераТурНЬщ коэффициент
В - ширина трубного пучка аппарата, м
Ср с2 - удельная теплоемкость, Дж/(кг-К)
С5, Су - поправочные коэффициенты
С - константа
d - наружный диаметр ребра трубы, м
- диаметр трубы у основания ребра, м
dH - наружный диаметр несущей трубы, м
d{ - внутренний диаметр несущей трубы, м
j\ - площадь наружной поверхности 1 м оребренной
трубы, м2/м
/ - площадь проходного сечения несущей трубы, м2
f - знак функциональной зависимости
F, Fd - площадь поверхности теплоотдачи установки аппа-
рата, м2
G - массовый расход теплоносителя, кг/с
h - высота ребра, м
к - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К)
L - длина трубы трубного пучка, м
т - константа
/V, No - мощность, кВт; удельная мощность, кВт/м2
ла, п - число труб в аппарате, константа
q - плотность теплового потока, Вт/м2
Q - тепловой поток, Вт
г - количество аппаратов в установке
Sp S2, S'2 ~ поперечный, продольный, диагональный шаги пуч-
ка, м
s - шаг ребра, м
f, t - температура теплоносителя на входе, выходе, сред-
няя, °C
V - объемный расход, м3/с
w - скорость теплоносителя, м/с
а - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К)
334
A - толщина ребра, м
А/?, Дг - перепад давления, Па, температуры, °C
Atp =t{ - располагаемый температурный напор, °C
£ - коэффициент теплосъема, кВт/(м2-К)
Г| - КПД вентилятора
X - коэффициент теплопроводности, Вт/(м-К)
v - коэффициент кинематической вязкости, м2/с
о - относительный шаг компоновки пучка
ср - коэффициент оребрения трубы
X - коэффициент сжатия потока в пучке
Т - коэффициент увеличения поверхнос ги теплоотдачи
ГО - коэффициент омывания поверхности потоком
1,2— подстрочные индексы, указывающие на отношение
параметра к теплоносителю и воздуху
14 - указание на высокое или низкое значение величины
- указание на логическую связь
Совершенствование ТВО возможно лишь при сочетании трех
принципиально разных методов изучения проблемы:
• промышленные испытания головных образцов ТВО и дей-
ствующих технологических установок с целью определения фак-
тических теплоаэродинамических характеристик, проверки точ-
ности расчетных методик и исходных данных;
• стендовые лабораторные исследования теплоотдачи и аэро-
дин амического сопротивления моделей трубных пучков ТВО, по-
зволяющие получить точные и надежные расчетные формулы для
различного конструктивного и материального исполнения ореб-
ренной трубы в широком диапазоне исследуемых параметров.
Требуют специального оборудования, квалифицированного пер-
сонала и трудоемких экспериментов;
• аналитические исследования характеристик ТВО на мате-
матической модели, описывающей рабочий процесс ТВО. Наибо-
лее простой, точный и доступный способ изучения закономернос-
ти переноса тепла, определения рациональных конструктивных
параметров, построения рабочих характеристик, облегчающих теп-
ловой расчет и подбор теплообменников [1].
9.1. Особенности и закономерности рабочего процесса ТВО
ТВО представляют собой особый класс теплообменников, в
которых атмосферный воздух используется в качестве теплового
335
стока, а охлаждаемые кплопосители имеют самые различные
теплофизические свойства и температурные режимы. Перенос
тепла от теплоносителя к воздуху через ребристо-трубчатую по-
верхность теплообмена происходит под влиянием двух взаимосвя-
занных переменных эксплуатационных факторов - скорости вы-
нужденной конвекции воздуха и температурного напора. Даже для
стандартизованных ТВО такой важный параметр, как краткость
омывания поверхности потоком воздуха Va/Fa может изменяться в
10 раз под влиянием изменения числа поперечных рядов г, коэф-
фициента оребрения труб ср, поперечного шага утла установки
лопастей вентилятора |3 и т.д. Конечная температура воздуха в
ТВО является неизвестным и сложно определяемым параметром,
зависящим от теплового потока Q, что делает бесполезной при
тепловом расчете аппарата простую общеизвестную зависимость
Q=kFAtcy а методики теплбЬого расчета, основанные па ее при-
менении, сложными и трудоемкими. Для решения этой задачи
используются вариантный или итерационный методы, требующие
выполнения большого числа трудоемких и ненужных, в конечном
счете, вычислений.
Указашюго недостатка лишена формула теплообмена 2==Afp/[l/£F+
+(n/c2V)+(Z?/c1G)], которая позволяет вычислить тепловой поток
сразу по исходным данным. Полученные нами зависимости для
температурных коэффициентов а и Ъ приведены ниже, а это дает
возможность определить Q при неизвестной конечной температуре
воздуха.
Габариты теплообменника, его тепловой поток, мощность вен-
тилятора и потребление электроэнергии на привод зависят от боль-
шого числа конструктивных параметров оребренной трубы, труб-
ного пучка и эксплуатационных условий. В общем виде тепловой
поток 2=жо, /z, 5’, 52, L, В, z, Н’р w2, t"v t'2 ...).
Рассмотрим систему уравнений, связывающих эти параметры
в явном виде. Оребренную трубу, используемую в качестве по-
верхности теплообмена, характеризуют следующие четыре пара-
метра:
коэффициент оребрения
(р= 1 +2h(dQ+h+A)/(sy70); (9.1)
полная наружная поверхность 1 м трубы
J\=n<pdQ, (9.2)
внутреннее проходное сечение грубы
336
коэффициент увеличения поверхности
y=$d^dv (9.4)
Компоновку шахматного трубного пучка характеризуют:
относительный поперечный и относительный продольный шаг
G2=S2/df, (9.5)
диагональный шаг _______________
52=Ж/4)+52 ’ (9.6)
коэффициент сжатия набегающего потока воздуха
X=l-[l+2/7A/W05)]</0/51; (9.7)
коэффициент омывания поверхности
®=Х51//1. (9.8)
Площадь поверхности теплообмена у трубного пучка с размс
рами фронтального сечения L*B при числе поперечных рядов z
F=zj\LBISv (9.9)
Общее количество труб в трубном пучке аппарата
n=F/(f}L). (9.10)
Объемный расход охлаждающего воздуха
V^w2lb=^2f/z. (9.11)
Массовый расход теплоносителя
g=/7/tPPiwi/zx- (9.12)
Изменения температуры воздуха и теплоносителя, связанные
уравнением теплового баланса:
Q^c2V^cxGMv (9.13)
Средний температурный напор при однократно-перекрестной
схеме движения теплоносителя и воздуха в зависимости от изме-
нения их температуры
Arcp=Arp-aAf2~/?Afi’ (9.14)
где =t'x~t'2 ~ располагаемый температурный напор;
t7~0.5+u,2(Af2/Afp)2; Z?=0,5+0,2(Az1/Afp)2 - температурные коэффи-
циенты при перекрестном токе.
Коэффициент теплоотдачи топкой биметаллической оребрен-
ной трубы, отнесенной к полной наружной поверхности,
^(l/^+yS/^+Yiz/ap- (9.15)
где 0Ц - коэффициент теплоотдачи теплоносителя, включающий
термическое сопротивление загрязненной стенки с внутренней
337
стороны; а2 ~ приведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху
к полной наружной поверхности, включающей термическое со-
противление зоны контакта ребрисюй алюминиевой оболочки с
несущей трубой.
Подогрев воздуха при теплообмене в трубном пучке с одно-
кратно-перекрестной схемой движения теплоносителей
Д Г2=(Д tp-b& t j)/[ (а+(с Jky (V/F) ]. (9.16)
Число ходов теплоносителя в трубах, необходимое для его
охлаждения на Дгр
7*" -fт П
Число поперечных рядов трубною пучка, необходимое для
подогрева воздуха на Дг2,
Z = -~G5W1. (9.18)
Тепловой поток ТВО в зависимости от размеров трубного
пучка, расхода теплоносителя и воздуха
2=fcFAr=—- =е£В(Агп -/?Al), (9.19)
СР l/(kF)+a/(c2V) Р 1
IS <z'"
где £ - - коэффициент геплосъема, равный тепло-
вому потоку трубного пучка, поверхность теплообмена которою
ограничена фронтальным сечением 1 м? при располагаемом тем-
пературном напоре ГС в условиях конденсации теплоносителя
Дг^О.
Аэродинамическое сопротивление трубного пучка потоку
воздуха
Ap2=zEuop2vv22, (9.20)
где Eu0=CRe2“'” =C(w2J0/v2)“~w.
Мощность на валу вентилятора, необходимая для перемеще-
ния воздуха через пучок,
А=Др2Г/1]. (9.21)
9.2. Показатели совершенства трубного пучка
Тепловой поток ТВО является переменным рабочим параметром
и не может служить критерием его совершенства, поскольку зависим
от условий эксплуатации теплообменника: начальной температуры
наружного воздуха, частоты вращения вентилятора, угла установки
лопастей, начальной и конечной температуры теплоносителя.
338
В качестве константы, характеризующей эффективность труб-
ного пучка, учитывающей тепловые, температурные и геометри-
ческие параметры, можно использовать коэффициент теплосъема
при соблюдении трех условий Aq=O, a3=idem,
A7(LB)=const.
Удельная затрата мощности на перемещение воздуха через
трубный пучок с фронтальным сечением 1 м2
7Vo=/V/(L5)=XzEuop?w22. (9.22)
При заданной удельной мощности вентилятора скорость воз-
духа в сжатом сечении пучка
/ \ 1/(3+?п)
TV — --------—— - - •
2 \ )
Влияние конструктивных (ср, \|/, <70), компоновочных (г, to, Sj)
и эксплуатационных параметров (ар а2, w2) на коэффициенты
теплосъема следует из выражения
(9.23)
С----------------„—~~ ---------
1/сс, - <|//а1 +<|/о/Лс+ас/(й5<%и’,))
Структурный анализ этой формулы позволяет сделать следую-
щие качественные выводы:
- увеличение скорос ти воздуха приводит к заметному увели-
чению коэффицпенга теплосъема лишь при и низком г;
- с увеличением числа рядов коэффициент теплосъема растет
медленнее, чем металлоемкость пучка;
- с увеличением поперечного шага растет коэффициент омы-
вания а эго значит, что коэффициент теплосъема будет сни-
жаться медленнее, чем металлоемкость пучка;
- с увеличением коэффициента оребрения коэффициент теп-
лосъема растет быстрее, чем больше cq;
- все зависимости носят монопольный характер и не имеют
точек экстремума, что исключает наличие оптимальных значе-
ний.
9.3. Граничные условия математической модели
В качестве поверхности теплообмена используем биметалли-
ческие трубы с ленточными спиральными алюминиевыми ребра-
ми типа KLM. Несущая оребрение труба стальная, диаметром
dH=25 мм, б/3=21 мм, алюминиевые ребра имеют высоту h= 15,5 мм.
339
толщину А=0,4 мм. Диаметр у основания ребра <7{)=26 мм.
Коэффициент оребрения ср=13, 17, 22 при шаге ребра 5=
-4.12; 3,02; 2,35 мм.
Исследуем трубные пучки с шахматной компоновкой с посто-
янным продольным шагом 52=55 мм и переменным поперечным
шагом 5’р=60, 66, 72 мм. Число поперечных рядов труб в пучке
составляло z=3, 4, 6, 8 шт.
Коэффициент теплоотдачи теплоносителя принимался
0^=500, 1000, 2000, 4000, 8000 Вт/(м2-К), температура тепл оно-
сителя в процессе охлаждения не изменялась (режим конденса-
ции). Удельная затрата мощности на привод вентилятора
Ао=1, 2, 4 кВт/м2. Величина удельной мощности А0=2 кВт/м2 со-
ответствует характеристике широко распространенных в СНГ нор-
мализованных ТВО типа АВГ и АВЗ. КПД вентилятора Г|=0,7.
Теплофизические свойства воздуха принимались по средней тем-
пературе 40 °C.
Для расчета приведенных коэффициентов теплоотдачи биме-
таллических труб в шахматных пучках различной компоновки
воспользуемся обобщенной формулой [2], уточненной нами при-
менительно к трубам типа KLM и учитывающей термическое со-
противление зоны контакта
Nu >=0,232CtCmRe?0’552, (9 .24)
k_- <J XX/ /С
где Сс ~ --ГГР- /(0,09-0,003(р) - поправка на теплоотдачу в пуч
5 V 5; ~d{} J
ках с компоновкой груб, отличающейся от равносторонней;
С(р=(21,9/(р)0,25 - поправка па коэффициент оребрения.
Число Рейнольдса и коэффициент теплоотдачи вычисляются
по формулам:
^e2™w2^(/V2’ a2=-^u2^2^0’ (9.25)
Для расчета аэродинамического сопротивления шахматных пуч-
ков в широком интервале конструктивных параметров воспользу-
емся обобщенной формулой [3], уточненной применительно к
пучкам из труб с ленточным оребрением
Еи2=1,8к(р°>65оГ1 o2’°’5Re2 °-34 . (9.26)
Формулы (9.25), (9.26) обобщают с погрешностью 5% экспе-
риментальные данные по теплоотдаче и аэродинамическому со-
противлению шестирядных шахматных пучков с поперечным ша-
гом компоновки 59...85 мм, продольным шагом 30...70 мм, из
340
биметаллических труб типа KLM с коэффициентом оребрения
13...22 в интервале чисел Рейнольдса Re2=(3—20)1(А
9.4. Результаты исследований и рекомендации
На рис. 9.1 приведены результаты расчетов коэффициента
теплосъема трубных пучков ТВО с различным конструктивным
исполнением при посюяпной затрате мощности вентилятором на
перемещение воздуха.
Рис. 9.1. Рабочие характеристики ТВО типа
АВТ, АВЗ при A’q-2 кВт/м2 с пучками из
труб c KL VI-ребрами.
а — ф=13; б — Ф=17; в — ф=22.
А —- 5] =60 мм, Б - 5] =66 мм, В — Sj=72 мм.
341
Коэффициент теплосъема при ф-13,17 и 22 сначала резко, а
затем все медлештее возрастает по мере увеличения коэффициента
теплоотдачи теплоносителя «р Относительный прирос! Де/Да^!
для ф=13 наблюдается в районе а1=700...1000 Вт/(м2К), для <р™ 17
и 22 в районе 0ф=1000... 1500 Вт/(м2-К) в зависимости от попере-
чного шага и числа поперечных рядов. Относительные приросты
Лг/Да}=0,5 для ф— 13 наблюдаются в районе 0^= 1000...2000, для
ф—17 в районе «1 = 2000...2500 и для ф=22 в районе
«1=2500...3500 Вт/(м2-К). Снижение прироста Де/Да, по мере уве
личеппя оц, объясняется тормозящим влиянием термического со-
противления теплоотдачи с воздушной стороны, определяемого
величиной \|/«2=1000е.. 1300 Вт/(м2-К) для ф=13...22. Замедление
pocia коэффициента теплосъема с увеличением oq ошачает сни-
жение эффективности работы теплообменной поверхности.
Увеличение числа поперечных рядов вдвое с 3 до 6 или с 4 до
8 (рис. 9.2) и двойное увеличение поверхности теплообмена вы-
зывают рост коэффициента теплосъема в 1,4... 1,6 раза в зависи-
мости от «р а это свидетельствует о снижении эффективности
Рис. 9.2с Вчияние числа поперечных
рядов в трубном пучке на коэффици-
ент теплосъема для Sj=66 мм, (р= Т 7 мм,
Л'о~2 кВт/м2.
Рис. 9.3. Влияние поперечного шага
шахматного пучка на коэффициент
теплосъема л тя N^-2 кВт/м2.
Сплошная линия — 9=22; штриховая шгния — 9=13,
342
работы поверхности теплообмена, поскольку poci металлоемкос-
ти пучка в 1,25... 1,4 раза снижает рост теплового потока. Увели-
чение поперечного inai а компоновки трубного пучка с 60 до 72 мм
и сокращение расхода труб на 20% вызывают в малорядных (z=3...4)
пучках снижение коэффициента теплосъема на 8... 12%, а в вось-
мирядпых пучках - до 4%. Это означает повышение эффектив-
ное! и работы поверхности теплообмена на 10-16% вследствие
увеличения скорости расхода воздуха и среднею температурною
напора, компенсирующих сокращение поверхности теплообмена
(рис. 9.3).
С увеличением коэффициента оребрения коэффициент теп-
лосъема возрастает почти линейно и тем быстрее, чем больше
превышает единицу отношения otjAi/o^ (рис. 9.4). При увеличении
коэффициен га оребрения с 13 до 22 экономия расхода груб состав-
ляет при ot|=500 Вг/(м2-К) - 12,5%, 0^=1000 Вг/(м2-К) - 12,7%>,
а1=2000 В1/(м2 К) - 17,7%, а1=4000 Вт/(м2 К) - 40%.
Удвоение мощности, затрачиваемой на перемещение воздуха,
вызывает увеличение его скорости и расхода в среднем на 30%
Рис. 9.4. Влияние коэффициента
оребрения на коэффициент тепло-
съема для 5j=66 мм и Nq=2 кВт/м-.
Сплошная линия — с=8; штриховая линия — <=4.
Рис. 9.5. Влияние удельной мощнос-
ти вентилятора на коэффициент теп
лосъема для ср= 17 $5=66 мм.
Сплошная линия — штриховая линия ;=4.
343
и тем больший прирост коэффициента теплосъема, чем выше
коэффициент теплоотдачи теплоносителя и больше число попе-
речных рядов: от 5% при 0^=500 Вт/(м2-К), 2=4 до 17% при
0^=8000 Вт/(м2-К), 2=8 (рис. 9.5). Пучки из труб ф=17 при увели-
чении вдвое исходной удельной мощности 7VO=2 кВт/м2 оказыва-
ются равноценными по теплосъему пучкам из труб ф=22, при сни-
жении удельной мощное 1И в 2 раза - пучкам из труб ф=13. Из
графиков (рис. 9.5) следует, что два четырехрядных ТВО с приво-
дом вентиляторов половинной мощности каждый кВт/м2 обес-
печат при 6^=2000 Вт/(м2К) на 22 % большую тепловую произ-
водительность, чем один восьмирядный ТВО с приводом вентиля-
тора мощностью Nq=2 кВт/м2. При одинаковой мощности на привод
вентилятора Nq=2 кВт/м2 четырехрядный аппарат с трубками ф=22
эквивалентен шестирядному с трубками ф=17.
Обобщая изучение рабочих характеристик ТВО из биметал-
лических трубок с ленточным оребрением типа KLM можно сде-
лать следующие выводы:
- при постоянной удельной мощности на привод вентилятора
коэффициент тешюсъема £ и тепловой поток ТВО Q будут 1ем
больше, чем больше число поперечных рядов пучка 2, вьппе ко-
эффициент оребрения ф и коэффициент теплоотдачи теплоноси-
теля ос j. Увеличение поперечного шага Sj несколько снижает теп-
ловой поток в малорядпых пучках и почти не снижает в миою-
рядных;
- при заданных мощности вентилятора и коэффициенте теп-
лоотдачи теплоносителя эффективное 1ь работы трубной поверх-
ности теплообмена Qln^L тем вьппе, чем больше коэффициент
оребрения ф, чем больше поперечный шаг Sj и чем меньше число
поперечных рядов г;
- для сочетания гребовашш высокой тепловой производиicjh>-
пости и высокой эффективности работы поверхности теплосъема в
многорядных ТВО следует применять пучки со свободной компо-
новкой труб и вентиляторы повышенной мощности; в малорядшях
ТВО, наоборот, более тесные компоновки, а вентиляторы малой
мощности и более низкие скорости охлаждающего воздуха;
- для достижения высокого уровня тепловой эффективности
трубного пучка, используемого при охлаждении теплоносителя с
высоким коэффициентом теплоотдачи, требуются трубы с высоким
коэффициентом оребрения и приемлемы низкие скорости охлаж-
дающего воздуха (аг1 —>фТ—>уг2Ф) и наоборот;
344
- для достижения высокого уровня тепловой эффективности
многорядного трубного пучка необходима свободная компоновка
труб и высокие скорости воздуха (zT—Т—>w2 Т) и наоборот;
- дня различных сочетаний исходных значений «| и i можно
сделать заключение, что для достижения высокой тепловой эф-
фективности в различных условиях эксплуатации целесообразно
применять ТВО с тремя уровнями скорости воздуха и четырьмя
уровнями удельной мощности па привод вентиляторов по схеме:
Т при OCj>L и zT -
высокая скорость w2
самая высокая мощ-
ность;
низкая скорость w2i ПРИ аЛ и ~ самая низкая мощность;
средняя скорость и>2 при oqТ и zt - низкая мощность;
w2 при и zi - высокая мощность;
- выбор оптимальных значений параметров ТВО
(ср, /Vo, Azcp) является не теплоаэродинамической, а технико-
экономической задачей, для решения которой должны сопостав-
ляться капитальные затраты в конструкции аппарата с эксплуата-
ционными издержками на электроэнергию [5]. Следует иметь в
виду, что пологий характер кривых критерия оптимизации - при-
веденных затрат вблизи точки минимума допускает заметные от-
клонения искомых величин от оптимальных значений без ощути-
мых экономических потерь;
- зависимости удельного теплосъема от конструктивных
(ср, z, и эксплуатационных (ар NQ) параметров ТВО представ-
ляют собой универе ал ьную рабочую характеристику, наличие ко-
торой предельно упрощает выбор стандартных ТВО и выполне-
ние для них теплоаэродинамнческого расчета.
9.5. Методика поверочного теплового
и аэродинамического расчета ТВО
Целью поверочного теплоаэродинамического расчета установки
с воздушным охлаждением является выбор типа, типоразмера и
количества аппаратов, их конструктивного оформления и мате-
риального исполнения, схем соединения секций и аппаратов по
ходу теплоносителя.
По уровню точности и трудоемкости поверочный расчет можно
разделить на два типа: сравнительно простой предварительный
расчет, основанный на использовании известной из опыта экс-
плуатации аналогичных промышленных установок величины -
345
плотность теплового потока q, и окончательный расчет, основан-
ный на использовании строгих экспериментальных и рабочих за-
кономерностей, описывающих процесс передачи тепла в газожид-
костных теплообменниках.
В настоящей методике поверочного расчета в отличие от об-
щепринятой [4] предлагается такая последовательность расчетных
формул и такие зависимост между параметрами, которые исклю-
чают необходимость в вариантных или итерационных расчетах.
Исходные данные для поверочного расчета. Для выполне-
ния теплового и аэродинамического расчетов ТВО должны быть
известны следующие данные:
- массовый секундный расход теплоносителя для смеси
ее состав, характер рабочего процесса (охлаждение, конденса-
ция, охлаждение и конденсация, конденсация в присутствии инерт-
ных составляющих), давление теплоносителя, его температура на
входе f । и па выходе t'\ из аппарата, расчетная температура воз-
духа f 2, расчетное барометрическое давление воздуха или вы-
сота над уровнем моря Н в месте установки аппарата;
- теплофизические свойства воздуха и теплоносителя, хими-
ческие особенности и коррозионные свойства теплоносителя;
- геометрические параметры оребренной трубы, теплоаэроди-
намические зависимости для трубного пучка Nu2=/'(Re2),
Eu2=/(Re2);
- техническая характеристика нормализованных ТВО общею
назначения, рабочие характеристики их вентиляторов.
Порядок предварительного теплового расчета установки. Вы-
числяем балансовую тепловую нагрузку технологической установки
e6=qGi(f'i-r"i)-
Задаемся величиной плотности теплового потока принимая
во внимание ее зависимость от разности температур теплоносите-
ля на выходе и воздуха на входе в аппарат
Вычисляем общую поверхность теплообмена установки F=Q!q.
Выбираем конструкцию и материальное исполнение оребрен-
ной трубы.
Вычисляем ср, /р /тр. Назначаем main компоновки трубно-
го пучка S2.
Вычисляем коэффициент %, уточняем величину поверхности
теплообмена Fa=nz^dQLB/Sx нормализованных ТВО при приня-
тых значениях (р и 5р
Сравнивая F и Га, подбираем тип и количество аппаратов г с
346
таким числом поперечных рядов z, чтобы требуемая поверхность
теплообмена аппарата Га с наименьшим или некоторым заданным
запасом удовлетворяла условие rF^F.
Устанавливаем параметры z, LB, Va, L выбранного аппарата.
Задаемся скоростью теплоносителя в трубах и вычисляем числа
ходов теплоносителя zx=(rFa/Tpp1w1)/(G1/1L).
Исходя из количества аппаратов, числа секций в каждом, числа
возможных ходов в секции и найденного вьппе числа ходов теп-
лоносителя выбираем схему соединения секций и аппаратов по
теплоносителям.
Предварительный расчет установки на этом заканчивается. Его
точность достаточна для ориентировочных оценок, но не для офор-
мления заказа, поскольку величина исходного параметра - плот-
ность теплового потока q может изменяться в 2...3 раза в зависи-
мости от температурных условий работы установки.
Уточненный теплоаэродинамический расчет ТВО является
продолжением предварительного теплового расчета технологичес-
кой установки в том случае, когда надежность принятого значе-
ния плотности теплового потока требует проверки.
Определяем подогрев воздуха по данным предварительного
расчета Находим среднюю температуру воздуха
^2=г 2+^’^^г2п и его теплофизические параметры v2, £2, р2 при
средней температуре. Вычисляем аэродинамическое сопротивле-
ние трубного пучка Ap2=Eu2p2w22 и расход воздуха через аппарат
У=/£Вю2 при трех значениях скорости w2=5, 8, 12 м/с.
На рабочей характеристике вентилятора ТВО строим зависи-
мость Др2=/(У), задаемся углом установки лопастей вентилятора и
в точке пересечения кривых находим расчетную производитель-
ность вентилятора при нормальных условиях (20°С, 101,3 кПа).
Пересчитываем производительность вентилятора на действи-
тельные условия работы V7=Vp(273+r2)/76/(293-101,3).
Вычисляем скорость в сжатом сечении ю2=Уд/(/£В), коэффи-
циент теплоотдачи со стороны воздуха а2, коэффициент теплоот-
дачи со стороны теплоносителя коэффициента теплопередачи
к, температурные коэффициенты а, Ь, расчетный тепловой поток
в аппарате Q^^t^-b^t^/^l/kF^+a/ic^V^)].
Определяем действительную плотность теплового потока
^а=2а//7а и сравниваем ее с исходной величиной q. Действитель-
ный подо1рев воздуха при теплообмене в трубном пучке Аг2=
=(Дг -bbt{)/[a+c2V/(kF)].
347
Вычисляем средний температурный напор при перекрестном
токе Атср=Дгр-цДг2 — и запас тепловой производительности
аппарата по действительному температурному напору, если крат-
ность перекрестного тока больше, чем один ход и Дтср д>А^ср.
Запас тепловой производительности установки по сравнению
с балансовой нагрузкой bQ=(rQJQ^) (Д/с д/Дг )—1.
Поверочный теплоаэродинамический расчет установки с воз-
душным охлаждением закончен.
Кроме явного запаса тепловой производительности dQ имеет
место некоторый скрытый запас, обусловленный тем обстоятель-
ством, что для упрощения расчетов в методике не учитывается
влияние влажности атмосферного воздуха на его теплоемкость.
Запас поверхности нагрева в установках с воздушным охлаж-
дением достигает 50% и больше расчетной поверхности теплооб-
мена в связи с загрязнением наружной поверхности и глушением
части труб в процессе длительной эксплуатации.
Предварительный тепловой расчет и выбор ТВО. Балансо-
вая депловая нагрузка установки Q6=clGlAfj=2,57'50 90=
= 11587 кВт. Задаемся величиной плотности теплового потока для
охладителей бензина <?= 1700 Вт/м2. Расчетная поверхность теп-
лообмена всей установки F=Q^/q=\ 1587/1700-10'3=6816 м2.
Принимая во внимание высокие коэффициенты теплоотдачи
при движении бензина но трубам ос2000 Вг/(м2-К), в качестве
поверхности теплообмена выбираем биметаллическую трубу с
ребрами типа KLM и коэффициентом оребрения ср=22 со сталь-
ной несущей трубой диаметром dH=25 мм, <7]=20 мм с параметра-
ми Ч/=27,5,/1=1,79 м2/м, /тр=0,000314 м2.
Назначаем свободную шахматную компоновку трубного пуч-
ка с поперечным шагом 5^ =64 мм, продольным шагом S2=55 мм.
Вычисляем коэффициент сжатия потока %=1—[1-+-2/7Д/(5'б70)]</0/5'1=
= 1—[1+2-15,5-0,4/(2,65-26)]-(26/64)=0,521.
Уточняем величину поверхности теплообмена нормализован-
ных ТВО типа АВГ и АВВ под принятые конструктивные пара-
метры труб и пучка, F^nzqd^LBIS^
Из табл. 9.1. следует, что требуемую расчетную поверхность
теплообмена установки F=6816 м2 обеспечат три аппарата
АВГ-/.=4 м, г=6, Fa=2358 м2 с запасом 47с тити один аппарат
AB3-L=6 м, г=8, Fa=8985 м2 с запасом 32%.
По соображениям большей эксплуатационной надежности
выбираем установку из трех аппаратов ABT-L=4 м, z=6. LB=14 м2
с расходом воздуха Va=75 м3/с каждый.
348
Таблица 9.1
Технические характеристики ТВО
Параметр 7 АВГ АВГ АВЗ
L, М — 4 8 6
LB, м- 14 28 40
4 1572 3144 4492
6 2358 4717 6739
8 3144 6288 8985
Количество ходов бензина в установке при скорости Wj=2,4 м/с
rFa /тр 3-2358 0,000314 . о_
= Gf XZP1W1 = ”so" ’T79T-621-2’4 = 9’2-
Принимаем параллельную схему соединения аппаратов АВГ с
последовательным соединением трех трехходовых секций в каж-
дом аппарате.
Теплоаэродинамические расчеты аппарата АВГ. Подогрев
воздуха по балансу ^87/(3-1,293-75)=39,8 °C.
Средняя температура воздуха Т2=^244^5Аг2б=25+0>5-39,8=45 °C;
теплопроводность воздуха Х2=2,8-10" 2 Вт/(м-К); кинематическая
вязкость v2= 17,46-10 6 м2/с, плотность р2=1,11 кг/м3.
Формула аэродинамического сопротивления для пгестирядпо-
го шахматного пучка принятой конструкции
Ен2 =1,8кф0’65 of1 G2~0’5 Re2~0,34 = 1,81-6-220’65 (64/57)’ 1X
Х(55/57) -°’5.Re2’0’34 = i72Re2~0’34.
При скорости воздуха и’2=5; 8; 12 м/с число Ее2=тг2б/0/У2=
=5-0,026/17,46-10”6=7560; 12096; 18144.
Число Еи=72,1-756О~0,34 = 3,46; 2,95; 2,57.
Аэродинамическое сопротивление трубного пучка Лр2=
=Eu2p2w22=3,46-l,ll-52=110; 209; 411 Па.
Расход воздуха через аппарат V2=xLBw2= 47,2; 58,3; 87,5 м3/с
или 131000; 210000; 315000 м2/ч.
Находим производи гельпость осевого вентилятора с колесом
ЦАГИ УК - 2М с утлом установки лопастей 20° в режиме работы
с шестирядпым пучком биметаллических труб V =260000 м3/ч=
=72,2 м3/с.
Действительный расход воздуха в аппарате V =V(273+f2)/293=
=7М м?/с. ‘ Р
Скорость воздуха в сжатом сечении vv9=V/(уЛ/?)=78,4/(0,521Х
Х14)=10,7 м/с.
Формула для расчета теплоотдачи к воздуху в шахматном пучке
349
труб типа KLM <р=22, 5t=5'2=64 мм; Nu2=0,232C/\pRe2O’552=
=0,232- llRe20’552
Число Re2=H’2Jo/v2=(lO,7 O,O26)/(17,46-lO 6)=16003.
Число Nu2=0,232- 16OO3o-S52=48,5.
Коэффициент теплоотдачи а2=Ми2Х2/б/о=48,5-2,8О-10 2/0,026=
=52.3 Вт/(м2К).
Число Рейнольдса для бензина Re1=wy/l/v1=(2,4 0,02)/(0,35X
ХЮ 6)=137142.
Число Нуссельта для бензина Nu!=0,023Re10’8Pr10’4=0,023X
Х137142°’8-6°’4=606.
Коэффициент теплоотдачи бензина а^Ыи^/б/^бОб-Т^ОХ
х ю 2/о,02=2363 Вт/(м2 К).
Коэффициент теплоотдачи в трубном пучке от бензина к воз-
духу А:=(1/сх2+\р/сх|+\р5/Лс) ,=(1/52,3+27,5/2363+27,5-0,0025/40) *=
=30,8 Вт/(м2 К).
Температурные коэффициенты а=0,5+0,2(Д?2п/Аг )-0,5+
+0,2(40/125)2=0,520, Ь=0,5+0,2(AZ]/Afp)2=0,5+0,2(90/125)2=0,604.
Расчетный тепловой поток в аппарате Qa=(At — bAtj)/(l/k F+
+«/c2Vp)=(125~0,604-90)/(l/30,8-2358+0,52/1293-72,2)=3844 кВт.
Расчетная тепловая нагрузка установки 2р=г£2а=3-3844=
— 11532 кВт, или на 2,5% меньше требуемой балансовой нагрузки.
Расчетная величина плотности теплового потока ^р=2а//7а=
=3844-103/2453= 1567 Вт/м2, или на 8% ниже принятой за исход-
ную величину в предварительном расчете. Использованная в расче-
тах величина среднею температурного напора при перекрестном
токе 125-0,52-40-0,604-90=49,8 °C. Дейст-
вительная величина среднего температурного напора при много-
кратном перекрестном токе составляет Дглог=(Дгб—Дгм)/1п(Дгб/Дгм)=
=(38-35)/1п(83/35)=56,3 °C.
Запас производительности аппарата вследствие заниженного
в расчете среднего температурного напора 82а=(56,3~49,8)/56,3=
= 11,5%. Общий запас теплопроизводителыюсти 11,5-2,5=9%.
Результаты теплоаэродинамического расчета ТВО подтверди-
ли правильность выбора установки из грех аппаратов АВГ~£=4,
г=6, (р=22, S}=64 мм.
Выбор аппаратов с помощью рабочей характеристики ТВО.
Простота и удобство этого метода позволяют рекомендовать его
широкому кругу инженерно-технических работников различных
отраслей, использующих ТВО. Задаемся коэффициентом тепло-
отдачи при охлаждении бензина в трубах 0^=2350 Вт/(м2-.К).
350
Исходя из этой величины назначаем коэффшшсш оребрения труб
9=22, поперечный шаг Sj=64 мм. По характернопгкам ТВО
(рис. 9.1, в) для пучков с числом поперечных рядов z=4; 6; 8 при
оц=2350 Вт/(см2-К), Sj =64 мм, ф=22 найдем соответствующие им
коэффициенты теплосъема £=3,15; 4,0; 4,65 кВт/(м2 К).
Вычисляем балансовую тепловую нагрузку установки бб=
= 11587 кВт.
Рассчитываем общую площадь фронтального сечения всех
аппаратов установки при компоновке пучка в 4; 6; 8 рядов:
(LB) =г 40,<8; 35. м2
V 7 У (12>0,b 90) \15
Требуемую площадь фронтального сечения обесиеча] три ап-
парата типа АВГ-Л=4, £=6, £В=14 м2, Fa=2358 м2 каждый или
один аппарат типа AB3-L=6„ z=8, LB=40 м2, Га=8985 м2. Как мы
убедились, результаты выбора аппаратов с помощью рабочих ха-
рактеристик совпали с результатами предварительною и подроб-
ного теплоаэродинампческого расчета установки с воздушным
охлаждением.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
I. Пиир А.Э., Кунтыш В.Б. Исследование характеристик аппаратов воздушного
охлаждения на математической модели 7 Арханг. лесотехн. ин-т. — Архангельск,
1089. — 23 с. Деп. в ЦИНТПхимнефтемаш 7.08.89, № 2031 — XII89.
2. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М., Федотова Л.М. Обобщенные критериальные
зависимости по теплоотдаче и аэродинамическому сопротивлению шахматных пуч-
ков аппаратов воздушного охлаждения из труб с заватьпованнымп ребрами / Ар-
ханг. лесотехн. ин-т. — Архангельск, 1986. — 15 с. Деп. в ЦИПТПхимнефтемаш
12.12.86. № 1631 — ХН86.
3. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловые и аэродинамические расчеты тепло-
обменников воздушного охлаждения. — СПб.: Энергоатомиздат, 1992. — 280 С.
4. Крюков Н.П. Аппагары воздушного охлаждения. — М.: Химия. 1983. — 168 С.
5. Пиир А.Э., Кунтыш В.Б. Технико-экономический выбор парамезров в паро-
игзовом теплообменнике И Известия вузов. Энергетика. — 1974, № 9, с. 82—87.
Глава десятая
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВОЗДУШНО-
ВОДЯНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а ~ коэффициент температуропроводности, м2/с
Vp V2 - объемный расход воды и воздуха, м3/ч
Q - тепловой поток аппарата (количество снимаемой
теплоты), кДж/ч
- внутренний диаметр грубы, м
d - наружный диаметр трубы, м
dc - диаметр стержня, м
F - площадь поверхности теплообмена, м2
f - площадь проходного сечения теплоносителя, м2
hc - высота стержня, м
п - число трубок в аппарате
w - скорость теплоносителя, м/с
t - температура, °C
Аг - перепад температуры по ходу теплоносителя, °C
А7 - температурный напор, °C
ср - теплоемкость при p-corist, кДж/(кг К)
а - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К)
к - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К)
v - коэффициент кинематической вязкости, м2/с
5СТ - тол пиша стенки трубы, м
коэффициент теплопроводности, В1/(м-К)
р - плотность теплоносителя, кт/м3
St=Nu/Re-Pr - число Стантона
Pr=vM - число Прандтля
10.1. Результаты исследований по обеспечению работы ВВТ
в режиме максимальной теплопередачи
Одним из основных видов технологического оборудования,
используемого в газовой и нефтехимической промышленности и
в смежных с пикш производствах, являются воздушно-водяные
теплообменники (ВВТ), составляющие 50% по массе всего тепло-
обменного оборудования. Эти теплообменники широко применя-
352
ются в системах воздушно -водяного охлаждения газоперекачива-
ющих агрегатов (ГПА), для охлаждения магистрального газа, а
также для межступенчаюго охлаждения газа в компрессорах авто-
мобильных газонаполнительных компрессорных станций.
Однако коэффициенты теплоотдачи в указанных аппаратах с
воздушной лимитирующей стороны (например, при скорости воздуха
10... 15 м/с и температуре 20 °C) не превышают 50...65 Вт/(м2К),
чт о не удовлетворяет современным требованиям и приводит к уве-
личению поверхностей теплообмена и, следовательно, к повыше-
нию металлоемкости. В этой связи создание высокоэффективной
и относительно малоэнергоемкой теплообменной аппаратуры яв-
ляется задачей, имеющей большое народнохозяйственное значение.
В рассматриваемых теплообменных аппаратах осуществляет-
ся конвективный теплообмен при вынужденном движении тепло-
носителей.
Однако в современной теории конвективного теплообмена нет
никаких указаний о влиянии на интенсивность теплоотдачи отно-
шения теплообменивающихся масс. Между тем проведение в пос-
леднее время во ВНИИГАЗе исследований теплопередачи в воз-
душно-водяных теплообменных аппаратах позволило открыть ряд
новых, неизвестных до настоящего времени явлений, позволяю-
щих интенсифицировать теплопередачу.
Для интенсификации т еплоотдачи в В ВТ применяются раз-
личные методы и способы, большинство из которых основано на
применении турбулизаторов, которые сами по себе в теплообмене
не участвуют и не увеличивают ее поверхность. Одним из эффек-
1ивных способов интенсификации теплоотдачи является исполь
ювание поля массовых (центробежных) сил для разрушения по-
г раничног о слоя на вращающейся теплопередающей поверхност и
в динамических геплообмепных аппаратах различного назначе-
ния [1—3]. Так как в ВВТ используются разнородные теплопоси-
гели с различными теплофизическими свойствами, то теорети-
ческий и практический интерес имеет изучение влияния на нн-
генсивность теплоотдачи соотношений теплообменивающихся масс
теплоносителей. Для решения этого вопроса во ВНИИГАЗе на
установке с аэродинамической трубой при V2=var и V]=consl были
проведены исследования теплопередачи в ВВТ, которые позволили
экспериментально установить следующую закономерность. В
зависимости от выбранного типа поверхности теплообмена со
стороны воздуха и выбранной схемы движения теплоносителей
I J Ьеесонный А.Н. и др.
353
каждому расходу воды соответствует определенный расход воздуха,
который отбирает от воды максимальное количество тепловой
энергии. Отношение расходов теплоносителей при этом будет
оптимальным и постоянным для выбранных типов поверхности
теплообмена и схемы движения теплоносителя, т.е. (V2/Vr= const).
Установленная закономерность теоретически хорошо объяс-
няется фактором Колборна St-Pi=/(Re) [4], характеризующим по-
верхности теплообмена в зависимости от числа Рейнольдса. Сле-
довательно, для получения идентичного теплового эффекта при
Vj=const поверхность, имеющая максимальное значение фактора
Колборна, требует меньшего расхода воздуха и отношение
теплообменивающихся масс будет меньшим.
Результаты исследований показали, что отношение геплооб-
менивающихся масс является обратно пропорциональной функ-
цией фактора Колборна (V2/)-/(St-Рг2/3) и изменяется по линей-
ному закону, что подтверждается табл. 10.1.
Приведенные данные позволяют сделать следующие выводы.
Таблица 10.1
Значения фактора Колборна для различных типов
теплообменных поверхностей
Поверхность теплообмена Фактор Колборна при Ке2=103 nyV1)0pt=cons(
Пластинчато-ребристая поверхность со стерженьковым оребрением при шахматном
расположении стержней Трубчатая поверхность из гладких труб при шахматном расположении и поперечном 0,018...0,03 — 1200*
движении воздуха Трубчатая поверхность из оребренных круглых труб при шахматном расположении 0,015...0,025 1400**
и поперечном движении воздуха Пластинчато-ребристая поверхность с жалюзийными ребрами при продольном дви- 0.013...0,017 1600*
жен и и воздуха Трубчатая поверхность из круглых труб со сплошными ребрами при шахматном рас- 0,009...0,015 1750**
положении и поперечном движении воздуха Пластинчато-ребристая поверхность с гладкими ребрами при продольном движении 0,00о...0,011 1900*
воздуха Трубчатая поверхность из гладких труб 0.004...0,007 2100**
при продольном движении воздуха 0,005 2300*
* Определено эксперименлально.
** Определено по зависимости (V,/Vj) ^/(St-Pr273).
354
1. Оптимальное отношение (V2/V1)opt=const обеспечивает ра
боту теплообменного аппарата в экономичном режиме с макси-
мальной теплопередачей при оптимальных энергозатратах.
2. Наибольшей тепловой эффективностью обладает стержень-
ково-оребрепная поверхность при шахматном расположении стерж-
ней, а наименьшей - гладкотрубчатая поверхность при продоль-
ном движении воздуха. Трубчатая поверхность из оребренных круг-
лых труб при шахматном расположении и поперечном движении
воздуха, применяющаяся в отечественных ТВО, имеет отношение
(V2/V])=1600=const, чему соответствует угол атаки лопастей вен-
тилятора Р=15°. Изменение расхода воздуха в диапазоне измене-
ния угла атаки от (3=15° до максимального значения не влияет на
количество тепла, отводимого в аппарате от охлаждаемой воды
(V^const), которое остается постоянным, т.е. £2=const.
Таким образом, экспериментально подтверждено, что режим
работы отечественных ТВО с [За 15°, которому соответствует от-
ношение (V2/V1)al600=const, позволяет поддерживать не только
нормальное тепловое состояние тепловых машин, но и одновре-
менно уменьшить на 20...25% мощность электродвигателя венти-
лятора.
Впервые оптимальное отношение теплообменивающихся масс
было учтено в 1985 г. на компрессорных станциях Мингазпрома,
где в системах воздушно-водяного охлаждения ГПА на экономич-
ный режим работы с расходом воздуха V2=1600 было переве-
дено 1393 серийных апл арата воздушного охлаждения воды в четы-
рехметровом исполнении, что дало годовой экономический эф-
фект 658 тыс.руб.
3. Для определения количественных показателей наиболее
эффективной стерженьково-оребренной поверхности проведено
исследование теплоотдачи в ВВТ со стерженьковым оребрением
dc=3,0 мм, на основании которого установлено, что при (V2/Vp=
al200=const и при идентичных условиях сравнения коэффициент
теплоотдачи со стороны воздуха а2 в исследованном типе оребре-
ния в 2 раза выше, чем в отечественных ТВО, в которых применя-
ются трубы, оребренные круглыми ребрами (рис. 10.1).
При (Ургр^ПОО определены критериальные зависимости,
описывающие закономерности теплоотдачи со стороны воздуха и
воды (рис. 10.2):
355
12*
Nu1=O,O24Re10’635, (10.1)
Nu2=O,O87Re20,67. (10.2)
4. Способы и ме1 оды интенсификации конвективного тепло-
обмена, обеспечивающие опережающий рост теплового эффекта
Рис 10.1. Зависимость коэффициента теплоотдачи от, с воздушной стороны от ско
рости воздуха ну в сжатом сечении при (УТ/Vp =1200=const и г2~25 °C в иссле-
дованном стержепьковом оребрении (Г) и в серийном ТВО с круглым оребрением
труб пучка (2) для тех же ус по вин.
Рис. 10.2. Зависимость теплоотдачи (/) по водяной стороне Nuj^Rep в трубе со
стерженьковым оребрением при (WVp =1200=--const и теплоотдачи (2) с воздушной
стороны Nu->=/(Re2) для тех же условий.
3 — опытные данные.
356
по сравнению с ростом энергозатрат, должны применяться обяза
гелыю в сочетании с оптимальными отношениями теплообмени-
вающихся масс, так как только при этом условии будет обеспечп
вагься работа ВВТ с максимальной теплопередачей и оптималь-
ными затратами энергии.
5. Научное значение оптимального отношения теплообмени
вающихся масс заключается в том, что значительно упрощается
методика инженерного расчета ВВТ, так как позволяет, пользу-
ясь отношением (V?/V1)opt=consl, рассчитывать аппараты, опти-
мизированные по тепловой эффективности, ио энергозатратам и
по габаритам.
10.2. Методика и пример расчета ВВТ
с неподвижной поверхностью теплообмена
На основании проведенных исследований разработана мето-
дика инженерного расчета со стерженьковым оребрением непо-
движной теплообменной поверхности при оптимальном отноше-
нии расходов теплоносителей (V2^i)Opt“1200=const.
Исходные данные для расчета: расход воды Vp м^/ч; расход
воздуха V2=1200V|, ма/ч; температура воды и воздуха на входе в
теплообменник t\ и t 2, °C; количество снимаемого тепла Q, кВт;
схема движения теплоносителей •- противоток.
Определяются в первом приближении физические константы
гстиюносителсй по их начальным температурам. Из уравнения
г силового баланса определяются конечные температуры теплоно-
сителей, а также средние температуры, харакгеризующие процесс
гснлопередачи.
Расчет воздушной полости. Определяем сжатое проходное
сечение трубною пучка f2=V2/(w2-3b00), м2,
где w2 - скорость воздуха в сжатом сечении трубного пуч-
ка, м/с; задаем исходя из рекомендаций, приведенных в [5].
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха a2=Nu2^2^c’
Вт/(м2К), где Nu2 вычисляется по формуле (10.2), в котором
^e2=vv2^v2’ а ~ диаметр стержня, задаем Jc=h-2 мм.
Поверхность охлаждения трубного пучка со стороны воздуха
F2-Qla2&t2, м2, где Л^2=?ст‘~?2’ 1Ст ~ сРеД11ЯЯ температура стенки
трубок, °C; t2 - средняя температура воздуха, °C.
Количество стержней в оребрении ^NC=F2/^SC, где A5c-7tdc/?c+
+0,785 dc2 - поверхность стержня, м2; /?с - высота стержня, выби-
раем по рекомендациям, приведенным в [5].
357
Проходное сечение грубного пучка по водену 3600), м2,
где Wj - скорость воды в трубках пучка, выбираем по рекоменда-
циям, приведенным в [6].
Количество трубок в пучке п==/’1/(0,785б/12), где dx - диаметр
трубки, выбираем по рекомендациям, приведенным в |6].
Количество рядов стержней на рабочей длине грубного пучка
z=ZNc/ZATc, где £ЛГС количество стержней в одном ряду на
всех трубках трубного пучка, где - количество стерж-
ней в одном ряду на одной трубке.
Поперечное сечение пучка с учетом размещения трубок и
стержней оребрения/'2 =f м2, где yj\f}=(QJS5d2-vhcdc пс)п,
м2, где d - наружный диаметр трубок пучка, м; /?с - высота с герж-
ня, м.
Гидравлическое сопротивление воздушного тракта определя-
ется по общепринятой методике с учетом местных сопротивле-
ний. Эквивалентный диаметр межтрубного пространства необхо-
димо определять с учетом оребрения в соответствии с рекоменда-
циями, приведенными в |6].
Расчет водяной полости. Коэффициент теплоотдачи со сто-
роны воды Вт/(м2 К), где Nuj вычисляется по фор-
муле (10.1), в которой Re^WjJj/Vp
Поверхность охлаждения трубного пучка со стороны воды
находим из уравнения теплообмена F^Q/CajA^), м2, где
~7СТ, °C; tl - средняя температура воды, °C.
Рабочая длина трубного пучка L=F1/(tcJ1h), м.
Гидравлическое сопротивление водяного тракта определяется
по формуле Дарси с учетом местных сопротивлений.
Общая часть расчета. Коэффициент теплоотдачи, отнесен-
ный к единице гладкой поверхности со стороны воды,
‘/СССЧй- вт/(м2-к)'
Количество переданного тепла Q=kFi^tcpy кВт, где А^р^-л? —
средний температурный напор между полостями теплообменника, °C.
Точность определения количества тепла из уравнений тепло-
обмена, теплопередачи и теплового баланса должна находиться в
пределах ±10%.
Пример инженерного расчета ВВТ со стерженьковым ореб-
рением трубного пучка. Исходные данные: У1=362 м3/ч;
V2= 1200Vt=1200-362=435000 м3/ч; температура воды и воздуха па
358
входе в теплообменник ^=80 °C и г'2=15 °C; количество сжима
емого тепла 2=770000-4,2 кДж/ч; схема движения теплоносите-
лей - противоток.
Температуры теплоносителей на выходе из теплообменника
Ar1=C/(V1p1cpl)=(770000-4,2)/(362-965,3-l,0-4,2)=2,2 °C;
f"1=r'1-Af1=80“2,2=77,8 °C;
4r2=e/(V2p2cp2)=(770000-4,2)/(435000-1,226-0,244,2)=6,0 °C;
Г2=г'2+Дг2= 15+6,0=21 °C.
Средние температуры воды, воздуха, стенки и стержней ореб-
рения:
Z1=(fl+f'1)/2=(77,8+80)/2=78,9 °C;
f2=(f2+C2)/2=( 15+21 )/2= 18 °C;
гС1=(г 1+г2)/2=(78,9+18)/2=48,5 °C.
Расчет воздушной полости. Сжатое проходное сечение груб
иого пучка /2=V2/(iv2-3600)=435000/( 10,0-3600)= 12,1 м2; vv2 при-
нимаем, исходя из рекомендаций, приведенных в [5].
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха а2: Nu2=0,087X
XRe20’67; Re2=H’2</c/v2=( 10,0-0,002)/15,06-10 6= 1340; 0,67-lgl340=
= 126; Nu?=0,087-126= 10,95; a7=NuA,/</=( 10,95-2,23-10 2)/0,002=
= 122 Bt/(m2-K).
Поверхность охлаждения трубного пучка со стороны воздуха
F2=(2/(a2A7)=770000/(122-30,5)=207 м2; АГ2=гст-?2=48,5~ 18=
=30,5 °C.
Количсс то стержней в оребрении 2^V=F2/A5C=207/0,0000755=
=2750000; А5с=л</с/?с=3,14-0,002-0,012=0,0000755 м2.
Проходное сечение трубного пучка по воде/1=V1/(w1-3600)=
=362/(0,55-3600)=0,183 м2; >^=0,55 м/с принимаем в соответст-
вии с рекомендациями в [6].
Количество трубок в пучке n=/1/(0,785-J12) = 0,183/(0,785Х
Х0,0282)=300.
Количество стержней в одном ряду на всех трубах YJ^'C=
=ннс^300-30=9000; ис=30 - количество стержней в одном ряду на
одной трубке.
Количество рядов стержней на рабочей длине трубного пучка
г=£^ДХс=2750000/9000=305.
Поперечное сечение пучка с учетом размещения трубок
Г=/2+Б!У1=12,1+0,456=12,556 м2;ЕД/1=(0,785^2+/гс^снс)л=(0,785Х
Х0,0322+0,012-0,002-30)300=0,456 м2.
359
Расчет водяной полости. Коэффициент теплоотдачи со сто-
роны воды оц: Nuj=0,024Re10,635; Re1=iv]6/1/v1=(0,55-0,028)/(0,365X
Xio 6)=42000; O,6351g42OOO=85O; NuI=0,024Re)°’635=
=0,024-850=20,4; a1=Nu1X,/rf1=20,4-58-10“2/0,028=420 Вг/(м2К).
Поверхность охлаждения трубного пучка со стороны воды
Л1=2/(а.Д7,)=770000/(420-30,4)=60 м2; Дг.=г.-? =78.9 -
1, 1 1 Л J V I
"48,5=30,4 °C.
Рабочая ддана трубного пучка L~FХ1(ndр?)=60/'(3,14-0,028-300)=
=2,27 м.
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к единице гладкой
поверхности
ъ _ 1 /( 1 I \ г
-’°— +_L.“ ] =208Bi/(m2-K).
, 40 122 2077
/ 4 1 СТ 2 L'
Количество переданного тепла Q=kF}Д/ср=208-60-60,9=
=760000-4,2 кДж/ч; Дгср=г1~г2=78,9~ 18=60,9 °C.
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к единице оребреп-
ной поверхности
Y 1 207 0,002207 1 >
/ <420 60^40 б6’+122>
= 60 Вт/(м2-К).
Количество переданного тепла (2=£Г2Дгср=60°207-60,9=
=760000-4,2 кДж/ч.
Результаты расчета свидетельствуют о том, что лежащие в
основе разработанной мегодики расчета критериальные уравне-
ния вполне удовлетворительно отражают закономерности тепло-
передачи в ВВТ со стерженьковым оребрением трубною пучка.
Гидромеханический расчет теплообменника осуществляется по об-
щепринятой методике.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Васильев Ю.Н., Гриценко А.И., Нестеров В.Д. Новые теплообменники. -
М.: Недра, 1994. - 73 с.
2. Нестеров В.Д., Васильев Ю.Н. Повышение эффективности воздушно-водя-
ных теплообменников //Тяжелое машиностроение. - 1991. - N°4.~ С. 13-14.
3. Нестеров В.Д., Васильев Ю.Н. Вихревые динамические теплообменники. -
М.: Недра. 1982. - 160 с.
4. Кейс В.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники. - М.: Энергия, 1967. -
223 с.
5. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного
охлаждения. - М.: ВНИИнефтемаш, 1971. - 102 с.
6. Берман С.С. Теплообменные аппараты и конденсационные устройства гур-
боустановок. - М.: Машгаз, 1959. - 428 с.
360
Глава одиннадцатая
РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ
КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ТВО
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
р — максимальное рабочее давление среды в
аппарате, МПа
/? — расчсшое давление, МПа
/> — пробное давление, давление испытания,
МПа
[р] — допускаемое давление для обечайки или
днища с отверстиями, МПа
t — максимальная рабочая температура среды
в аппарате, °C
— расчетная температура, °C
20
ст — минимальное значение предела текучести
материала при температуре 20°С, МПа
20
ат — минимальное шачепие предела прочности
материала при температуре 20°С, МПа
с’г — минимальное значение предела текучести
материала при расчетной текптера гуре, МПа
— минимальное значение предела прочности
материала при расчетной температуре, МПа
<7^2 или — минимальное значение условного предела
текучести материала при расчетной темпе-
ратуре, МПа
//г — коэффициент запаса по пределу текучести
пъ — коэффициент запаса по пределу прочнос-
ти (временному сопротивлению)
нтп — коэффициент запаса по пределу текучести
в режиме пробного испытания
Чсу — поправочный коэффициент к допускаемым
напряжениям
— размер сварного шва приварки труб, мм
Ьо, — ширина крайних пролетов камер (рис. 11.5.
б и в), мм
361
bQR —- минимальнее расстояние между наружными
поверхностями двух соседних штуцеров, мм
/?• — ширина промежуточных пролетов камер
(рис. 11.5, б И в\ мм
b — ширина прокладки, мм
ЬрК — расчетная ^лирика прокладки, мм
с — суммарная прибавка, мм
q — прибавка д^я компенсации коррозии и эро-
зии, мм
с2 — прибавка для компенсации минусовою до-
пуска, мм
q — прибавка технологическая, мм
cs — суммарная прибавка к толщине стенки
штуцера,
ср — глубина канавок под прокладку в перфо-
рированной задней стенке, мм
d — внутренний Диаметр штуцера, мм
— диаметр отверстий в решетках камер (рис.
11.1 и 11.3), Мм
— расчетный Диаметр, мм
<7ОТ — наибольший расчетный диаметр отверстия,
не требутотДОГо дополнительного укрепле-
ния, мм
<7В — диаметр бо-лта (шпильки), мм
dE — эффективный диаметр отверстия в решет-
ке или задней стенке, мм
dni — размер отверстий в i-и перегородке, мм
d R — расчетный Диаметр резьбы пробок в каме-
рах (рис. Н.4 и 11.5, в), мм
dR — расчетный диаметр штуцера, мм
<7.г — наружный диаметр трубы, мм
q, е2 — плечи изгибающих моментов, мм
/?р — толщина прокладки, мм
— поправочное коэффициенты для свободно
опертых ш1ит
f2 — поправочной коэффициент для защемлен-
ной плиты
— поправочной коэффициент для плиты, за-
щемленной вдоль продольных краев и сво-
бодно опертой вдоль поперечных краев
362
lQ глубина развальцовки, мм
/j — исполнительная длина штуцера, мм
/2 — исполнительная ширина накладного коль-
ца, мм
/в — шиша болта (шпильки) между опорными по-
верхностями, мм
lni — расстояние между отверстиями в i-й перего-
родке, мм
/ — длина ввинчивания пробки, мм
lR — расчетная ширина зоны укрепления в ок-
рестности штуцера или торообразной встав-
ки, мм
G/? — расчетная длина штуцера, мм
/2А> — расчетная ширина накладного кольца, мм
т — прокладочный коэффициент
п — число болтов (шпилек)
Гр /2 — шаг отверстий под трубы в продольном и
поперечном направлении (рис. 11.6), мм
[</]т, [</]Л, — допускаемая нагрузка на единицу площад-
ки трубного пучка из условия прочности
труб и крепления труб в решетке, МПа
— допустимая нагрузка на единицу площади
трубного пучка из условия крепления груб
развальцовкой, МПа
— допустимая нагрузка на единицу площади
трубного пучка из условия крепления груб
приваркой, МПа
[<715з — допустимая нагрузка на единицу площади
трубного пучка из условия крепления труб
приваркой с подвальцовкой, МПа
г — радиус отбортовки или торовой части го-
рообразной вставки, мм
S, s — исполнительная толщина стенки укрепля-
емого элемента, мм
-— исполнительная толщина стенки штуцера, мм
— расчетная толщина стенки штуцера, мм
х — расстояние от центра отверстия до оси эл-
липтического днища, мм
s2 -— исполнительная толщина накладного коль-
ца, мм
363
Ав — расчетная площадь поперечного сечения
болтов (пшилек), мм2
— вну1решпш размер камеры в поперечном на-
правлении, мм
— ширина зоны решетки толщиной мм
В2 — наружный размер прокладки в поперечном
направлении, мм
В^ — расстояшге между осями болтов (шпилек) в
поперечном направлении (рис. 11.1 -113), мм
В4 — наружный размер камеры в поперечном на-
правлении, мм
Вр — расче гный размер решетки в поперечном на-
правлении, мм
В = В2 +b R — ДЛЯ камер по рис. 11.1—113
Вр - Bq — для камер по рис. 11.3, г— 11.5, а
Bp=mi\x{bQ...bi.,.bk} — для камер ио рис. 11.5, б и в
Вл — расчетная ширина перфорированной юны
решетки, мм
D — внутрешпш диаметр обечайки или днища, мм
DK — внутренний диаметр конуса но пен тру ук-
репляемою отверстия, мм
Е, Ер — модули продольной упругости материалов
камеры и прокладки, МПа
Ео — расчетное усилие в болтах (пшильках) в
условиях монтажа или испьиапия, Н
— расчсчное усилие па единицу длины труб-
ной решетки или крышки, Н/мм
Гв — расчетное усилие в болтах (шпильках) в
расчетных условиях, Н
Н — глубина камеры (крышки), мм
L — длина грубы, мкг
Lq — внутренний размер камеры в продольном
направлении, мм
Lqz — ширина зоны укрепления, прилегающей к
штуцеру, мм
L2 — наружный размер прокладки в продольном
направлении, мм
-— приведенная длина труб при продольном
изгибе, мм
364
расстояние от наружной поверхности шту-
цера до ближайше! о несущего конструктив-
ного элемента, мм
расчетный размер решетки в продольном
направлении, мм
для камер по рис. 111 — 11.3, а—б
для камер по рис. 11.3, в—11.5
наибольший внугрешшй радиус выпуклого
днища, мм
толщина трубной решетки в пределах юны
перфорации, мм
толщина трубной решетки в месте уплот-
нения, мм
I олщина трубной решетки вне зоны уплот
нения, мм
толщина донышка крышки для камер но
рис. 11.1—11.3, а и толщина задней стен-
ки для камер по рис. 11.3, г—11.5, мм
толщина стенки крышки в месте присоеди-
нения к фланцу для камер по рис. 11.1-
11.3, а\ толпщна верхней и нижней стенки
камер по рис. 11.4—11.5; 55=5С1 для камер
по рис. 11.3, в и г, мм
толщина фланца крышки, мм
Iолщина боковой стенки, мм
толщина /-й перегородки, мм
толпщна стенки трубы, мм
коэффициент понижения прочности при
наличии отверстия
число рядов труб в поперечном направле-
нии, мм
коэффициенты
угол конусности, градус
угол между осью наклонного штуцера
и нормалью к поверхности обечайки
или днища в центре отверстия, градус
относительная ширина беструбной зоны
решетки
характеристика способа развальцовки
вспомогательные коэффициенты
365
Лр — коэффициент податливости фланцевого
соединения крышки и решетки
ХК.ХС — коэффициенты сопротивления фланцевой
части крышки
/1, х2 — отношения допускаемых напряжений
[ОМ°]КЛ°]рЛ°]т— допускаемые напряжения для материалов
камер, крышек, решеток и труб при рас-
четной температуре, МПа
[о]рЛ°]в°— допускаемое напряжение для материала
болтов (крышек) при расчетной темпера-
туре при эксплуатации и при монтаже и
испытании, МПа
Фр— коэффициент ослабления решетки и зад-
ней стенки
Ф— коэффициент прочности сварного шва
Фт — коэффициент уменьшения допускаемого на-
пряжения труб при продольном изгибе
со — параметр трубного основания
Фк -— безразмерная характеристика нагружения
крышки давлением, действующим на ее
фланцевую часть
Фр -— безразмерная характеристика нагружения
решетки давлением, действующим на бес-
трубную зону
Ак — безразмерная характеристика нагружения
крышки болтовым изгибающим моментом
Лр — безразмерная характеристика нагружения
решетки болтовым изгибающим моментом
Q — коэффициент несущей способности труб-
ного пучка
с, р, [oj, [о|к. [0]Р, [о]т, LK, Ф определяют по ГОСТ 14249—89 [1].
11.1. Основные положения
Основными параметрами, определяющими конструкцию ап-
парата с точки зрения его надежности и прочности, являются сре-
да, давление и температура, а также выбранный конструктивный
материал для его узлов и элементов.
Основными несущими элементами ТВО являются камера, труб-
ная решетка, фланцевое соединение (круглое и прямоугольное),
366
штуцера, патрубки и зона их соединения со стенкой камеры, тру-
бы и зона их соединения с трубной решеткой, а также опорные
металлоконструкции.
Задачей прочностного расчета является определение необхо-
димых толщин элементов и узлов их соединения, обеспечиваю-
щих прочность конструкции аппарата в целом. Расчет на проч-
ность подразделяется на два типа (вида): проектировочный рас-
чет, в результате которого определяются номинальные конструк-
। явные размеры (толщины) основных элементов корпуса аппара-
ia, необходимые для обеспечения его прочности при заданных
расчетных параметрах; поверочный расчет — который проводит-
ся после принятия окончательного варианта конструкции после
добавления к поминальным размерам всех прибавок на коррозию,
плюс, по технологическим, конструктивным и другим соображе-
ниям (например, соображениям жесткоеги, унификации и т.д.).
При проведении расчетов необходимо использовать прежде всего
официальные нормативные материалы: ГОСТ и ОСТ, РТМ, РД,
МР и т.д., однако в ряде случаев этого бывает недостаточно. В
наше время существует много программ и расчетов па ЭВМ, ис-
пользующих численные методы, в частности, МКЭ (метод конеч-
ных элементов). Однако необходимо относиться к таким програм-
мам достаточно осторожно, пользоваться апробированными про-
|раммами, имеющими сертификат или регистрационный номер.
Внутреннее давление. Одной из главных определяющих вели-
чин при расчете на прочное гь узлов и деталей химических аппаратов
является давление среды в аппарате. Различают: рабочее, расчетное
и пробное давление [1].
Под рабочим давлением р для сосуда и аппарата следует по-
нимать максимальное внутреннее избыточное давление среды в
аппарате, возникающее при нормальном протекании рабочего
процесса, без учета гидростатического давления среды и допусш-
мою кратковременного повышения давления во время действия
предохранительного клапана или других предохранительных уст-
ройств.
Под расчетным давлением р в рабочих условиях для элемен-
та аппаратов следует понимать давление, на которое проводится
их расчет на прочность. Расчетное давление р для элементов
аппарата принимают, как правило, равным рабочему давлению
или выше.
При повышении давления в аппарате во время действия предо-
367
хранительных устройств более чем на 10% но сравнению с рабо-
чим элементы аппарата должны рассчитываться на давление, рав-
ное 90% давления при полном открытии клапана или предохра-
нительною устройства.
Под пробным или испытательным давлением р в аппарате
следует понимать давление, при котором проводится испытание
аппарата при изготовлении и периодически —при эксплуатации.
Как правило, проводятся гидравлические испытания водой, реже —
маслом. В отдельных случаях проводятся пневматические испы-
тания на то же пробное давление, что и при тидроисиы тапни, ио
при этом необходим акустико-эмиссионный контроль в процессе
испытания для обеспечения его безопасности.
Пробное давление при гидравлическом испытании определя-
ется по формулам: для аппаратов, за исключением литых
рпр = 1,25р[о]20/[о]';
(11.1)
для аппаратов, изтотовлепных из литья,
рпр = 1,5р[о]20/|о]'. (11.2)
Отношение [а]20/[о]/ принимается по тому из использован-
ных материалов (обечайки, днища, крышки, фланцы, крепеж,
патрубки) аппарата, для которого оно является наименьшим.
Температура. Очень важным параметром при расчете на проч-
ность узлов и элементов аппаратов является определение их тем-
пературы. Различают рабочую и расчетную температуры [1].
Под рабочей температурой t понимают температуру среды в
аппарате при протекании в нем нормально!о гехнолопгческого
процесса или допускаемою форсированного процесса.
Под расчетной температурой стенки г различных узлов и эле-
ментов аппарата понимается температура, при которой произво-
дится расчет на прочность. Она необходима для выбора механи-
ческих характеристик используемого материала — предела проч-
ности, предела текучести, относительного удлинения, ударной
вязкости, а также для определения линейных удлинений элемен-
тов аппарата и для определения перепада температур А/ по тол-
щине стенки при расчете перегородок между объемами с различ-
ными температурами.
Основные материалы, применяемые для изготовления ТВО.
Основные конструктивные материалы, применяемые для изгогов-
368
нения узлов и элементов аппаратов воздушного охлаждения, при
всдеиы в табл. 2.2, 2.3.
В табл. 2.2 приведены материалы для изготовления основных
дезалей и сборочных единиц ТВО, работающих под давлением, с
указанием нормативных документов, в соответствии с которыми
ли материалы выпускаются. Материалы приведены в зависимос-
1и от типа материального исполнения при заказе аппаратов и его
условного обозначения.
В табл. 2.3 приведены рекомендованные области применения
материальных исполнений теплообменных секций.
Выбор допускаемых напряжений. Допускаемые напряжения
дня выбранных конструктивных материалов элементов и узлов
аппарата для рабочих условий определяются исходя из расчетной
1смпературы этих элементов. В Приложении 1 к ГОСТ 14249—89
111 приведены допускаемые напряжения основных конструкцион-
ных сталей, как yiпородистых и низколегированных, так и тепло-
ус юйчивых хромистых и коррозионностойких сталей аустенит-
ною класса. При расчетах на прочность в соответствии с ГОСТ
14249—89 это Приложение является обязательным. При расчетах
в соответствии с другими нормативными материалами и питера-
lypiiWMH источниками, а также при использовании материалов,
о । сутствующих в указанном Приложении, можно определять до-
пуск аемые напряжения исходя из значений механических свойств
ма1ериалов пт (<т0>2) и ов с принятыми ныне коэффициентами
lanaca по пределу текучести нт=1,5 и по пределу прочности мв =2,4
но формулам: для углеродистых и низколегированных сталей
[o]z = T|min
tp
О ИЛИ
<р
т0,2
дня аустенитных сталей
г -it • I °т!,0
[Q = и mins - --
'Ч
1‘Р
_в_
«в
Дня условий испытания допускаемое напряжение определяют
По формуле
/20° С „ /20° С
СТ т ИЛИ CTtqo
п------------------
Г=20°С
или ст1 0
^ти
где нтц = 1Д — для гпдроиспытаний, ити = 1,2 —для пневмо-
Исньпаний.
9
(11.5)
369
Поправочный коэффициент П должен быть равен единице, за
исключением с зальных отливок, для которых П имеет следую-
щие значения: 0,8 — для отливок, подвергающихся индивидуаль-
ному контролю неразрушаюпшми методами; 0,7 — для остальных
отливок.
11.2. Расчет основных узлов и элементов камер ТВО
Расчет основных узлов и элементов камер разъемной копегрук-
цин с ззлоской прокладкой и камер неразъемной конструкции,
работающих под внутренним давлением, необходимо проводить в
соответствии с ГОСТ 25822—83 [3], при этом необходимо соблю-
дать требования ГОСТ 14249—89 [1] и ОСТ 26-291-94 [4].
Условия применения расчетных формул. Расчетные форму-
лы применяют при условии, что расчетная температура не превы-
шает значений, при которых возникает ползучесть материалов, и
при условии, чзо разность температур между смежными потоками
в многоходовых секциях не превышает 100°С.
Расчетные формулы применимы, если обеспечить свободное
перемещение трубного пучка в результате температурных удлине-
ний, а также при выполнении следующих соотношений:
(5j-c)/fip<0,4 и (S4-c)/B0<0,4.
Основные конструк гивные схемы камер и обозначения их гео-
метрических размеров приведены на рис. 11.1—11.5. Допускает-
ся использовать расчетные формулы для аналозичных схем камер
ТВО, не приведенных на рис. 11.1—1L5.
Расчет вспомогательных величин, общих для камер разъ-
емной и неразъемной конструкции. Геометрические характерис-
тики решетки.
Дт =min{z г2; В} (см. рис. 11.6) (11.6)
Здесь z — число рядов труб в поперечном направлении.
Йр-Я, л((/ -5Т)(5, - с)
/ — --‘-----• 1) —---‘----!---1----•
Р «т ’
зде dE<=dQ--2ST —для груб, закрепленных на везо толщину ре-
шетки: dE-dQ-S1 —для труб, закрепленных в части толщины
решетки; dE ~dQ —-для стальных решеток с трубами из цветных
металлов; dE - dpR —для перфорированной задней стенки.
370
Гис, 11.1. Камера разъемной конструкции
i о сварной полуцилиндрической крышкой.
Рис. 11.2. Камера неразъемной
конструкции с полуцилиндри-
ческой задней сгенкой.
Допускаемая нагрузка на единицу площади сечения трубного
пучка: из условия прочности труб
и । условия прочности крепления грубы в рсшезке
— дня развальцовки;
Мт, - OJo-y min|[c]T; [п]р| —для приварки; (11.9)
- [<7L2 + — для приварки с подвальцовкой,
щи р =0,25 —для гладких соединений; ръ=0,50 —дляразваль
цовки в канавку.
Коэффициент
Расчетая ширина плоской прокладки
(11.10)
bpR = min Z?p; 3,87 lbp '.
(11.11)
Пчечи изгибающих моментов в разъемных камерах
е} ~0,5(В3~Вр); е2 =0,5(В3-В2). (11.12)
371
Рис. 11.3. Камеры неразъемной конструкции.
а — сварная бег перегородок; б— илампо-сварная без перегородок; в — сварная с перегородками; г— штампо-сварная с перегородками.
£££
Рис. 11.4. Камера разъемной
конструкции со сварной
крышкой.
Расчет камер разъемной конструкции. Расчетное усилие в
болтах (шпильках) в условиях эксплуатации
/"в Р(^*р^р 2^р/^И7(Тр ^р^Ь
(ПЛЗ)
в условиях испытания или монтажа
Fq - max^/?n р / pF$, рп рГПр^р^р + + Z?p)||. (11Л4)
Коэффициент Пр принимает значение от 1 до 2, для оценоч-
ною расчета в 1-м приближении принимают р ~2 . В Приложе-
нии 2 к ГОСТ 25822—83 [3] приводится уточненный расчет ко-
эффициент Пр
Условия прочности болтов (шпилек)
Л)Мв ЯсНв°‘’ ^вМв Я^Нв*
(11.15)
В табл. 11Л приводятся площади поперечного сечения болтов
(шпилек) по внутреннему диаметру резьбы Ав.
В табл. 11.2 приводятся допускаемые напряжения [о]в для
основных материалов применяемых болтов.
Коэффициент т — прокладочный коэффициент из иабл. 113.
Расчет трубной решетки. Толщина трубной решетки: в пре
делах перфорации
5'] - 0.71ЯТ L + ш + q) + 1,5.—^- + с (11.16)
1Ч>р1^!рГ ; <₽р1”1р
373
374
Площадь поперечного сечения болтов
Таблица 11.1
Диаметр ботга Д, мм М10 Ml 2 Ml б М20 М24 М2 7 мзо М36 М4? М48
Площадь поперечно- го сечения болта по
внутреннему диамет-
ру ре <ьбы* Лв, мм2 52,2 76,2 144,0 225,0 324,0 430,0 520.0 760,0 1045,0 1380,0
Нагрузочная способ- ность <ажима Bj, Н — — 18000 28000 40000 53000 65000 102000 — ———
Высота упора мм — 28,0 32,0 36,0 36.0 37,0 42,0 ——— —
*В случае применения шпилек с проточкой стержня до диаметра, меньшего внут-
реннего диаметра резьбы, значение площади поперечного сечения определяется по
диаметру проточки.
Таблица И.2
Допускаемое напряжение для материалов болтов
Расчетная 1емпература Допускаемое напряжение (g] , МПа, цчя статей марок В J0XMA
35, 40 12Х18Н10Д 10Х17Н13М2Т 45Х14Н14В2М 20X13 35Х, 40Х, 38ХА. 37Х12Н8ГВМФБ 20ХНЗА
20 130,0 110,0 160,0 195,0 230,0 230,0
100 126,0 105,0 150,0 182,0 230,0 230,0
200 120,0 98,0 150,0 165,0 225,0 200,0
250 107,0 95,0 144,0 158,0 222,0 182.0
300 97,0 90,0 139,0 150,0 222,0 174,0
<50 86,0 86,0 128,0 147,0 185.0 166,0
373 80,0 85,0 128,0 146,0 175,0 166,0
400 75,0 83.0 128,0 145,0 160,0 166,0
425 68,0 82.0 125,0 143,0 156,0 161,0
450 80,0 123,0 142,0 156,0
475 79,0 120,0 140,0
500 78,0 118.0
510 117,0
520 116,0
530 115,0
540 114,0
550 113,0
375
Продолжение табл. II.2
Расчетная температура Допускаемое напряжение МПа, для сталей марок
25ХМ1МФ 25Х2М1Ф 20Х1МФ1БР 18Х12ВМБФР 14Х17Н2 20X13 07X16Н6
2.0 238,0 238,0 238,0 238,0 298,0 195,0 321,0
100 227,0 232,0 234,0 234.0 294,0 182,0 314,0
200 217,0 231,0 224.0 231,0 287,0 165,0 312,5
250 210,0 224.0 213,0 227,0 284,0 157,5 309,8
300 199,0 220,0 202,0 227,0 280.0 150,0 307.0
350 185,0 213,0 185,0 220,0 280,0 147.0 307,0
375 180,0 209,0 183,0 216,0 146,0
400 175,0 206,0 182,0 213,0 145,0
425 168,0 202.0 178,0 208,0 143,5
450 161,0 199,0 175,0 203,0 142,0
475 152,0 195,0 171,0 196,0 100,0
500 143,0 192,0 167,0 189,0
Т а б л и и а 11.3
Характеристики прокладок
Тип и материал прокладки Коэф- фици- ент т Удельное давление обжатия прок тад- ки 9обж- МПа Допускае- мое удельна давление R1, МПа Коэффи- циент об- жатия. к Условный модуль сжатия -5 Е -10 МПа п
Плоская из резины по ГОСТ 7338—90 с твердостью по Шору А до 65 единиц; 0,5 2,0 18,0 0.04 0.3-10 4 IT- к. ь п_ 2h п
И< резины по ГОСТ 7338—90 с твердостью по Шору А бо- лее 65 единиц; Из паронита по ГОСГ 481—80 при толщине не больше 2 мм; 1,0 2.5 4,0 20,0 20,0 130,0 0,09 0,90 0,4-10 4 0.02 1 + b п 2h п
Из картона асбестового по ГОСТ 2850—80 при толщине 1—3 мм; 2,5 20,0 130,0 0,90 0,02
Из фторопласта-4 ТУ 6-05-810 при толщине 1—3 мм; 2,5 10,0 40,0 1.00 0,02
Плоская из алюминия марки АД по ГОСТ 21631—76; 4,0 60,0
Из латуни марки Л63 по ГОСТ 2208—75; 4,75 90,0
Из стали 05кп по ГОСТ 9045—93 5,5 125,0
376
Продолжение г а б л. 113
Тип и материал прокладки Коэф- фици- ент гп Удельное давление обжатия проклад- ки <7обж' МПа Допускае- мое удельное давление [</1, МПа Коэффи- циент об- жатия. к Условный модуль сжатия -5 Е 10 МПа п
Плоская из асбеста по ГОСТ 2850—80 в оболочке из:
алюминия 3,25 38,0 0,04
меди и латуни 3,5 46,0
стали 05КП 3,75 53,0
стали типа 12X18H10T 3,75 53,0 0,05
Кольцо с овальным или вось- мигранным сечением из:
стати 0,5КП по ГОСТ 9045—93 или 08X13 по ГОСТ 5632—72 5,5 125,0
слали 08Х18Н10Т 6,5 180,0
Примечание. Для сред с высокой проникающей способностью (водород,
п’пий, легкие нефтепродукты, сжиженные газы и т.п.) «у f = 35,0 МПа.
в месте уплотнения
S7 =0,71 -5- 4е. +1,5-5- +с; (11.17)
|о’р
в зоне уплотнения
53=0,71 р- 4^ +1,5-5-+с. (11.18)
[g)p
Коэффициенты Л \|/р, Q —определяются по формулам:
Лр = 4FbBx/pLp ВрВ^; v|/p = МЧ + 2):
Q =--------------если рц<(рт
1?]т + рц
(11.19)
— если рг|>Фтк/]т’ а Рас-
Мспюе усилие Fi -----5---—
£0 +^р ^п р
377
Условие прочности крепления труб в решетке
l<7]y>/>[ZF - n+ZM(Ap +'i'p)l- (11.20)
Коэффициенты Zp и ZM определяются по формулам в зависи-
мости о г
а> = 1,6-М-^-; Z sha)+cosm ; z =
S V L shce + since м 4
1
shce -cosce
she) + мп се
(11.21)
или по трафику (рис. 11.7).
Рис. 1 1.7. Графики для определе-
ния коэффицисп гов 7}: и 7 .
Расчет крышки. Толщина донышка крышки должна отвечать
условию
(11.22)
к
378
Дня крышек по рис. 11.3, в толщина донышка должна огве
чать условию:
— /——^— + 0,5—~+с,
yl<4 у 4 + Хс Ф2[ст|
(11.25)
Y -^[15^
те Лс “ l
л
Толщина стенки крышки, присоединяемая к фланцу
Здесь для крышек по рис. 11.1—11.3, а и б Хс определяется
по формуле (11.24), а для крышек по рис. 11.3, б Хс = ХК — по
в юрой части этой формулы.
Толщина фланца крышки 56 рассчитывается по формуле дня
5’2, 1де вместо [с>]р подеiявляется [о]к . Толпщна боковой
cieiiKii 57 крышек по рис. 11.1 —11.3, а, б должна отвечав
условию , а дня крышек по рис. 11.3, в
Sj >max< 5S; О,25Во
(11.27)
Расчет камер неразъемной конструкции. Расчет камер с плос-
кой задней стенкой с пробками (рис. 11.4—11.5)
Толщина задней стенки должна быть
S4>O,5Bp
(11.28)
для камер по рис. 11.4 и 11.5, а;
J\ -1 для камер по рис. 11.5, б и в.
Толпщна решетки 5) -54.
379
Толщина верхней и нижней стенок для конструкций по рис.
11.4 и 11.5, б должна быть
а для конструкций по рис. 11.5, а и в S5 = 54.
Толщина перегородок в камерах по рис. 11.5, б и в должна
быть
(11.30)
Толщина боковой стенки должна быть
Расчет камер с полуцилиндрической задней стенкой.
Толщину по;1уцилиндрической задней стенки определяют, как
толщину цилиндрической обечайки с внутренним диаметром Во, т.е.
V--------— + (11.32)
2[с\Ч-р
Толщину трубной решетки определяют как толщину Sj для
разъемной камеры при л -0 .
Толщину боковой стенки определяют по формуле для боко-
вой стенки камеры (11.27) по рис. 11.3, в.
Условие прочности труб в решетке
(11.33)
380
Расчет толщины патрубков для ввода (вывода)охлаждаемо-
го продукта в ТВО. Толщина стенки патрубка для ввода (вывода)
продукта определяется в два этапа.
На первом этапе находится расчетная толщина стенки ци-
линдрической оболочки (грубы) исходя из выбранного условного
диаметра, материала трубы, расчетного давления и температуры
по формуле [ 1 ]
2Мф-р
(11.34)
Далее исходя из сортамента па трубы выбирается по копетрук-
тивпым соображениям (жесткости, свариваемости и т.д.) подходя-
щая труба толщиной, не менее полученной расчетной.
На следующем этапе проводится расчет укрепления отверстия
в стенке камеры, определяющей достаточность выбранной тол-
щины стенки штуцера. Если же расчет показывает, что необходи-
мо дополнительное укрепление, то придется решить вопрос из
конструктивных соображений об увеличении толщины стенки ук-
репляемого элемента либо толщины стенки трубы.
Расчет укрепления отверстий в цилиндрической обечайке, эл-
липтическом или полусферическом днищах проводится в соот-
ветствии с ГОСТ 24755—89 [5]. Ниже приведена несколько упро-
щенная методика расчета по этому стандарту.
Если патрубок размещен на плоском элементе камеры, то в
соответствии с ГОСТ 14249—89 [1] — для круглых крышек или
днищ либо в соответствии с ОСТ 108.031.09—85 [6] определяется
толщина крышки или днища (без учета укрепления стенкой пат-
рубка).
Таким образом, прочность узла ввода (вывода) продукта опре-
деляется окончательно после выполнения условий укрепления для
криволинейных элементов (обечаек или днищ), либо после опре-
деления толщины стенки плоских элементов.
Расчет укрепления отверстий. Расчет укрепления отверстий
в цилиндрических, конических, сферических и эллиптических обо-
лочках проводится по ГОСТ 24755—89 [5]. Расчет распространя-
ется па укрепление круглых и овальных отверстий в стенках ци-
линдрических обечаек, конических переходов и днищ, а также
эллиптических и сферических днищ, изготовленных из пластич-
ных в условиях эксплуатации сталей.
381
Пределы применения метода расчета:
цилиндрическая обечайка
конический переход
или днище
эллиптическое и
^/D<l,0 S/ZK0J;
^/Z)<l,0 5/ZK0,l,cosa; (1 L35)
сферическое днище dR6 S/Z)<O,1.
Отверстия в краевой зоне днищ, как правило, не допускают-
ся, кроме отверстий, диаметром J^Cmax^S-c); с)|.
При установке наклонных штуцеров па цилиндрических обе-
чайках угол У между осью ппуцера и осью обечайки нс должен
превышать 45°. Для смещенных (нецентральных) штуцеров на эл-
липтических днищах угол У не должен превышать 60°.
Основная расчетная схема приведена па рис. 11.8. Основные
Рис. 11.9. Расчетная схема дтя наклон-
ного штуцера на обечайке.
Рис. 11.8. Основная расчетная схема
соединения штуцера со стенкой
сосуда.
расчетные формулы следующие.
Расчетные диаметры укрепленных элементов:
— цилиндрической обечайки
(11.36)
(11.37)
— конической обечайки, перехода или днищ
= Z)K/cosa;
382
— эллиптических днищ
(11.38)
— для сферических днищ, а также горосферических дииш
вне зоны отбортовки
Dr-2R. (11.39)
Расчетный диаметр отверстия в стейке обечайки, перехода
или днища, ось которого совпадает с нормалью к поверхности в
центре отверстия
(11.40)
Дтя смещенных штуцеров на эллиптическом днище
dR=(d+2cs'} ф-(2.х,Ок)2. (11.41)
Дш наклонных штуцеров на обечайке, оси которых лежат в
плоскости продольного сечения обечайки, и для всех отверстий в
сферических и юросферпческих днищах (рис. 11.9)
=p + 2c5)/cos2y. (11.42)
Д1Я штуцеров с оIбортовкой или горообразной вставкой (рис.
11.10)
dR = J-bl,5^c-5K) + 2cs. (1 L43)
Расчетные толщины стенок укрепляемых элементов опреде-
ляются в соответствии с ГОСТ 14249—89 [1].
Расчетные толщины штуцеров рассчитывают по формуле для
цилиндрической обечайки
51р =/’0 + 2сЗ/21а11 Ф1Р- (11.44)
Расчетная длина штуцера, участвующая в укреплении, для
наружной части штуцера определяется по формуле
= min{/p 1,25^(б/ + 2cs)(.vT - cs - •.
(11.45)
Ширина зоны укрепления в обечайках, переходах и днищах
(11.46)
383
Рис. 11.10. Варианты укрепления отверстий.
а, б — отбортовкой: в г — торообразной вставкой или вварным кольцом.
Расчетная ширина зоны укрепления в стенке обечайки пере-
хода или днища в окрестности штуцера без торообразной вставки
или вварного кольца
lR=L0’ (11.47)
а при наличии торообразной вставки или вварного кольца
lR = min|/; Lo|, (11.48)
где I — фактическая ширина вставки или кольца.
Расчетная ширина накладного кольца
/2р = пйп|/2; ^£>р(^2 +s- с)У (1 ].49)
где /2 — фактическая толщина накладного кольца.
384
Для отверстий, удаленных от
других конструктивных элементов
(трубная решетка, фланец, опора,
стык разных обечаек) (рис. 11.11)
па расстоянии Lr<Lq,
Lr=Lk. (Ц.50)
Одиночные отверстия. Отвер-
стие считается одиночным, если
ближайшее отверстие не оказыва-
ем на него влияния, т.е. когда рас-
стояние между наружными поверх-
ностями соседних штуцеров bQR
удовлетворяет условию
Рнс. 11.11. Расчет ная схема для шту-
церов. находящихся вблизи других
конструктивных элементов.
b0R>2^DR(s-^c). (11.51)
Расчетный диаметр одиночного отверстия дополнительного ук-
репления, кроме избыточной толщины стенки
Если расчетный диаметр одиночного отверстия dR^dQ, то
дальнейших расчетов укрепления отверстий не требуется.
Для отверстий с dR>dQ необходимо провести расчет укреп-
ления, приведенный ниже, т.е. выполнить условие укрепления.
Условие укрепления одиночного отверстия при наличии утол-
щения стенки сосуда или штуцера, накладного кольца, горообраз-
ной вставки или отбортовки, либо этих вариантов укрепления в
любой комбинации (при отсутствии какого-либо элемента его
размеры обнуляются) имеет вид
Здесь d$R - O,4Lo.
Рекомендуемый вариант укрепления — без использования на-
кладного кольца. Если же все-таки кольцо необходимо, то тол-
щина его S2 должна быть не более двух толщин стенки сосуда 5,
если же 52>25, кольца рекомендуется устанавливать снаружи и
изнутри.
При необходимости определения допускаемого давления для
13 Бессонный A..H. и др.
385
узлов со штуцерами условие укрепления преобразовывается в ко-
эффициент понижения прочности V:
V - miip 1;
(11.54)
а затем допускаемое давление для узла с отверстием или штуце-
ром определяется по формуле
(11.55)
Dd JS-cJV
A \ /
где ^=1 —для цилиндрических обечаек; к2=2 --для выпук-
лых днищ.
В ГОСТ 24755—89 [5] имеется расчет укрепления взаимо-
влияющих отверстий, при необходимости им можно воспользо-
ваться, но из-за громоздкости формул и как пепредс i авляющий
особой актуальности здесь мы его не приводим.
Расчет толщины крышек прямоугольной формы. (В со-
ответствии с ОСТ 108.031.09—85 [6].)
Номинальная толщина овальной или прямоугольной крышки
(рис. 11.12) должна быть не менее
(11.56)
где с — суммарная прибавка на коррозию к толщине с генки; —
расчетная толщина, определяется по формуле
slR=kmV,n4P'№’ (11.57)
где кт — коэффициент в зависимости от конструкции крьппки
(рис. 11.13).
Рис. 11.12. Расчетная схема 1тя овальной
(прямоугольной) плоской крышки.
386
д
Рис. 11.13. Конструкция узла крепления крышки.
Тип конструкции
по рис. 11.13
п
а 0,5--^
п+Ь
б 0,41
в 0,53
г 1,25
д 0,41
Здесь b — ширина прокладки; ив — максимальный размер по
центрам болтов (рис. 11.12).
Коэффициент У определяется по формуле
Y = l541/^l+(/n/n)2. (11.58)
387
13*
Кроме того, должны выполняться следующие условия:
1. Толщина крышки по кольцевому участку действия усилия
от болтов должна удовлетворять условию
53Х),75Г
(11.59)
2. Конструкция крышки по рис. 11.13, г при /?+/?>500 мм
к применению не рекомендуется.
3. Для крышек по рис. 11.13, д усилие затяга болтов не долж-
но превышать двукратного усилия от внутреннего давления. До-
пускаемое рабочее давление при гидравлическом испытании не
должно превышать значения, полученного по предыдущей форму-
ле, в которую подставлено [о] вместо [of . При этом необходимо
помнить, что давление рабочее и гидроиспытания для аппарата в
Рис. 1 1.14. Конструкции стандартных стальных плоских приварных и сво-
бодных фланцев для труб и трубной арматуры.
а - — с соединительным выступом по ГОСТ 1255—67; б, в — с выступом и впадиной по ГОСТ
12828—67; г, д — свободные на приварном котьце с выступом и впадиной по ГОСТ 12834—67.
388
Рис. 11.15. Конструкции стандартных стальных приварных встык фланцев ятя груб
и грубной арматуры.
а - с соединительным выступом по ГОСТ 12830—67; б — под проктадку овального сечения по ГОСТ
12833—67; в, г — с выступом и впадиной по ГОСТ 12831— 67: Я е — с шипом и пазом по ГОСТ 12832 67.
целом, содержащего плоскую крышку, должно быть не больше
соответствующих давлений для плоских крышек.
Фланцевые соединения круглой формы. В аппаратах воз-
душного охлаждения для соединения отдельных частей применя-
ются фланцевые соединения круглой формы. На фланцах присо-
единяются к камерам патрубки, подводящие и отводящие охлаж-
даемый продукт, арматура и т.д. Фланцевые соединения должны
быть прочными, жесткими, герметичными и доступными для сбор-
ки, разборки и осмотра.
Для труб и трубной арматуры фланцевые соединения стандар-
тизированы и выбираются в соответствии с соответствующими
ГОСТами.
Конструкции стандартных стальных фланцев для грубной ар-
матуры и зруб показаны на рис. 11.14 и 11.15 [7]. В табл. 11.4
приведены основные зипы и параметры стандартных арматурных
фланцев, а в табл. 11.5—11.7 — их основные геометрические раз-
меры. В табл. 11.8 даны рекомендуемые материалы для деталей
стандартных соединений трубопроводной арматуры и труб в зави-
симости от рабочих условий.
389
Таблица 11.4
Типы и параметры стандартных фланцев для груб и грубной арматуры
Тип фланцев Стандарт Ру, МПа Оу, мм
Стальные плоские привар- ные с соединительным вы- ступом (рис. 11.14, а) ГОСТ 1255—67 0,1: 0,25 0,6 1,0: 1,6 2,5 10—1600 10—1000 10—600 10—500
Стальные плоские привар- ные с выступом или впади- ной (рис. 11.14, б, <?) ГОСТ 12828—67 0,1: 0,25: 0,6 1,0: 1,6 2,5 10—800 10—600 10—500
Стальные свободные на приварном кольце с высту- пом или впадиной (рис. 1 1.14, г, а) ГОСТ 12834—67 0,1: 0,25: 0,6; 1,0; 1,6; 2,5 10—500
Стальные приварные встык с соединительным выступом (рис. 11.15, а) ГОСТ 12830-67 0,1: 0.25 0,6 1,0: 1,6 2,5 4,0 6,4: 10,0 16,0 20,0 10—1600 10—1400 10—1200 10—800 10—500 10—400 15—300 15—250
Стальные приварные встык выступом или впадиной (рис. 11.15, <?. г) ГОСТ 12831—67 0,1; 0,25; 0.6 1,0: 1,6; 2,5 4,0 6,4; 10,0 16,0 20,0 10—800 10—800 10—500 10—400 15—300 15—250
Стальные приварные встык с щипом или пазом (рис. 11.15, д, е) ГОСТ 12832—67 0,1: 0,25: 0,6 1,0: 1,6: 2,5 4,0 6,4; 10,0 10—800 10—800 10—500 10—400
Стальные приварные встык п(?д прокладку овального сечения (рис. 11.15, б) ГОСТ 12833—67 6,4: 10,0 16,0 20,0 10—400 15—300 15—250
Таблица 11.5
Фланцы для груб и трубной арматуры стальные плоские приварные
с соединительным выступом (рис. 11.14, а),
с выступом или впадиной (рис. 11.14, в)
и свободные на приварном кольце с выступом или впадинои (рис. 11.14, г, 0)
„ МПа Размеры, мм Число отвер- стий i
Dy /Л ф /Л h d
<0,25 10 75 50 35 30 15 16 8 8 10 12 4
15 80 55 40 34 19 20 8 8 10 12 4
390
Продолжение т а б л. 1L
Ру МПа Размеры, мм Число отвер- стий г
D> °ф D1 h h\ ^2 d
20 90 65 50 44 26 27 10 10 10 12 4
25 100 75 60 52 33 34 10 10 12 12 4
32 120 90 70 60 39 41 10 10 12 14 4
40 130 100 80 70 46 48 10 10 12 14 4
50 140 НО 90 81 59 61 10 12 12 14 4
65 160 130 НО 101 78 80 11 14 14 14 4
80 185 150 128 116 91 93 11 14 14 18 4
100 205 170 148 138 НО 112 11 14 14 18 4
125 235 200 178 167 135 138 и 14 14 18 8
<0,25 150 260 225 202 192 161 164 13 16 16 18 8
200 315 280 258 250 222 225 15 18 18 18 8
250 370 335 312 304 273 279 18 18 20 18 12
300 435 395 365 357 325 331 18 20 24 23 12
350 485 445 415 407 377 383 18 20 28 23 12
400 535 495 465 457 426 433 18 24 32 23 16
500 640 600 570 562 530 537 20 26 38 23 16
600 755 705 670 662 630 —— 20 27 20
800 975 920 880 868 820 — 21 — 30 24
1000 1175 1120 1080 " - « 1020 25 — 30 28
1200 1375 1320 1280 — 1220 — 25 — 30 32
1400 1575 1520 1480 — 1420 27 — 30 36
1600 1785 1730 1690 — 1620 •— 27 — — 30 40
10 75 50 35 30 15 16 10 8 10 12 4
15 80 55 40 34 19 20 10 8 10 12 4
20 90 65 50 44 26 27 12 10 10 12 4
25 100 75 60 52 33 34 12 10 12 12 4
32 120 90 70 60 39 41 13 10 12 14 4
40 130 100 80 70 46 48 13 10 12 14 4
50 140 ПО 90 81 59 61 13 12 12 14 4
65 160 130 НО 101 78 80 13 14 14 14 4
80 185 150 128 116 91 93 15 14 14 18 4
0,6 100 205 170 148 138 НО 112 15 14 14 18 4
125 235 200 178 167 135 138 17 14 14 18 8
150 260 225 202 192 161 164 17 16 16 18 8
200 315 280 258 250 222 225 19 18 18 18 8
250 370 335 312 304 273 279 20 18 20 18 12
300 435 395 365 357 325 331 20 20 24 23 12
350 485 445 415 407 377 383 22 20 28 23 12
400 535 495 465 457 426 433 24 24 32 23 16
500 640 600 570 562 530 537 25 26 38 23 16
600 755 705 670 662 630 — 25 — 27 20
800 975 920 880 868 820 — 27 — — 30 24
1000 1175 1120 1080 — — 31 — — 30 28
10 90 60 40 35 15 16 10 10 12 14 4
15 95 65 45 40 19 20 10 10 12 14 4
20 105 75 58 51 26 27 12 12 14 14 4
1.0 25 115 85 68 58 33 34 12 12 14 14 4
32 135 100 78 66 39 41 14 12 16 18 4
40 145 НО 88 76 46 48 15 12 18 18 4
391
Продолжение табл. 11.5
Pv, МПа Размеры, мм Число отвер стий z
°У £1 D5 h hi ^2 d
50 160 125 102 88 59 61 15 14 18 18 4
65 180 145 122 ПО 78 80 17 16 20 18 4
80 195 160 138 121 91 93 17 16 22 18 4
100 215 180 158 150 НО 112 19 16 24 18 8
125 245 210 188 176 135 138 21 18 26 18 8
150 280 240 212 204 161 164 21 18 26 23 8
1,0 200 335 295 268 260 222 225 21 20 26 23 8
250 390 350 320 313 273 279 23 22 28 23 12
300 440 400 370 364 325 331 24 22 30 23 12
350 500 460 430 422 377 383 24 24 32 23 16
400 565 515 482 474 426 433 26 26 31 27 16
500 670 620 585 576 530 537 28 28 38 27 20
600 780 725 685 678 630 1 " 31 — — 30 20
10 90 60 40 35 15 16 12 12 14 14 4
15 95 65 45 40 19 20 12 12 14 14 4
20 105 75 58 51 26 27 14 14 16 14 4
25 115 85 68 58 33 34 16 14 16 14 4
32 135 100 78 66 39 41 16 16 18 18 4
40 145 НО 88 76 46 48 17 16 20 18 4
50 160 125 102 88 59 61 19 16 20 18 4
65 180 145 122 НО 78 80 21 18 22 18 4
80 195 160 138 121 91 93 21 18 24 18 4
100 215 180 158 150 НО 112 23 20 26 18 8
1,6 125 245 210 188 176 135 138 25 20 28 18 8
150 280 240 212 204 161 164 25 22 28 23 8
200 335 295 268 260 222 225 27 22 28 23 12
250 405 355 320 313 273 279 28 24 30 27 12
300 460 410 378 364 325 331 28 24 32 27 12
350 520 470 438 422 377 383 30 26 34 27 16
400 580 525 490 474 426 433 34 28 36 20 16
500 710 650 610 576 530 537 44 30 42 33 20
600 840 770 720 678 630 — 45 — — 40 20
10 90 60 40 35 15 16 14 14 16 14 4
15 95 65 45 40 19 20 14 14 16 14 4
20 105 75 58 51 26 27 16 16 18 14 4
25 115 85 68 58 33 34 16 16 18 14 4
32 135 100 78 66 39 41 18 16 20 18 4
40 145 ПО 88 76 46 48 19 18 22 18 4
50 160 125 102 88 59 61 21 18 22 18 4
2,5 65 180 145 122 НО 78 80 21 20 24 18 8
80 195 160 138 121 91 93 23 20 26 18 8
100 230 190 162 150 НО 112 25 22 28 23 8
125 270 220 188 176 135 138 27 24 30 27 8
150 300 250 218 204 161 164 27 24 30 27 8
200 360 310 278 260 222 225 29 24 30 27 12
250 425 370 335 313 273 279 31 26 32 30 12
300 485 430 390 364 325 331 32 26 34 30 16
350 550 490 450 422 377 383 38 28 38 33 16
392
Продстженйг1 т а б л. 11.5
Ру МПа Размеры, мм Число
°Ф D, Л d4 h d отвер- стий z
2,5 400 610 550 505 474 426 433 40 30 42 33 16
500 730 660 615 576 530 537 48 32 50 40 20
Примечания: 1. Дтя всех фланцев D, = D? -1 мм . 2. Для всех фланцев
значения Ло, /л. и Л4 в зависимости от /)у;
Z2y, мм ....... /Zq, mm ......... <32 40—250 300- 500 ^600
. 2 3 4 5
hy мм ......... . 4 4 5 6
Л4, мм........ . . 3 3 4 5
3. Для свободных фланцев на все г У значение с в зависимости от D, :
D мм . . <20 25—50 65—150 200 250—300 350—500
/мм...... 4 5 6 8 11 12
4. Диаметр резьбы болтов (шпилек) dE для всех фланцев при соответствующих d:
d, мм.... 12 14 18 23 27 30 33 40
dE, мм . . М10 М12 М16 М20 М24 М27 МЗО М36
Примеры условного обозначения: стальной плоский
приварной фланец с соединительным выступом с D =50 мм на р -1,0 МПа:
Фланец 50-10 ГОСТ 1255- ^67; У
стальной плоский приварной фланец с выступом с =100 мм на = 1,6 МПа:
Фланец 1-100-16 ГОСТ 12828 - -67;
то же, с впадиной:
Фланец П-100-16 ГОСТ 12828—67;
стальной свободный фланец на приварном кольце с выступом с =300 мм на
pv = 0,6 МПа:
Фчанец 1-300-6 ГОСТ 12834- 67;
то же, с впадиной:
Фланец 11-300-6 ГОСТ 12834 - 67.
Таблица 11.6
Фланцы для труб и трубной арматуры стальные приварные встык
с соединительным выступом (рис. 11.15, а), с выступом или
впадиной (рис. 11.15, в, г), с шипом или пазом (рис. 11.15, Э, е)
р МПа Размеры, мм Число отвер- стий г
Яф Об о. о2 о4 о5 о6 н h d
10 75 50 35 30 15 8 22 25 8 12 4
<0,25 15 80 55 40 34 19 12 28 28 8 12 4
393
Продолжение г а б л. 11 .6
У МПа Размеры, мм Числе отвер стий
°У "ф н h d
20 90 65 50 44 26 18 36 30 8 12 4
25 100 75 60 52 33 25 42 30 8 12 4
32 120 90 70 60 39 31 50 30 8 14 4
40 130 100 80 70 46 38 60 36 9 14 4
50 140 ПО 90 81 58 49 70 36 9 14 4
65 160 130 ПО 101 77 66 88 36 9 14 4
80 185 150 128 116 90 78 102 38 И 18 4
100 205 170 148 138 ПО 96 122 40 11 18 4
125 235 200 178 167 135 121 148 40 11 18 8
150 260 225 202 192 161 146 172 41 11 18 8
<0,25 200 315 280 258 250 222 202 235 48 13 18 8
250 370 335 312 304 278 254 288 48 16 18 12
300 435 395 365 357 330 303 340 49 16 23 12
350 485 445 415 407 382 351 390 49 16 23 12
400 535 495 465 457 432 398 440 49 16 23 16
500 640 600 570 562 535 501 545 54 19 23 16
600 755 705 670 662 636 602 650 60 19 27 20
800 975 920 880 868 826 792 844 65 19 30 24
1000 1175 1120 1080 — 1028 992 1044 65 21 30 28
1200 1375 1320 1280 — 1228 1192 1244 70 23 30 32
1400 1575 1520 1480^ — 1428 1392 1445 70 23 30 36
1600 1785 1730 1690 1628 1592 1646 70 23 30 40
10 75 50 35 30 15 8 22 25 10 12 4
15 80 55 40 34 19 12 28 30 10 12 4
20 90 65 50 44 ’ 26 18 36 32 10 12 4
25 100 75 60 52 33 25 42 32 12 12 4
32 120 90 70 60 39 31 50 35 12 14 4
40 130 100 80 70 46 38 60 38 12 14 4
50 140 ПО 90 81 58 49 70 38 12 14 4
65 160 130 НО 101 77 66 88 38 12 14 4
80 185 150 128 116 90 78 102 40 13 18 4
100 205 170 148 138 ПО 96 122 41 13 18 4
0,6 125 235 200 178 167 135 121 148 43 15 18 8
150 260 225 202 192 161 146 172 46 15 18 8
200 315 2.80 258 250 222 202 235 53 17 18 8
250 370 335 312 304 278 254 288 53 18 18 12
300 435 395 365 357 330 303 340 54 18 23 12
350 485 445 415 407 382 351 390 54 18 23 12
400 535 495 465 457 432 398 440 54 18 23 16
500 640 600 570 562 535 501 545 54 19 23 16
600 755 705 670 662 636 602 650 60 19 27 20
800 975 920 880 868 826 792 844 65 19 30 24
1000 1175 1120 1080 — 1028 992 1044 65 21 30 28
1200 1400 1340 1295 — 1228 1192 1248 75 23 33 32
1400 1620 1560 1510 — 1428 1392 1456 90 27 33 36
394
Продолжение г а б л, 11.6
pv. МПа У Размеры, мм Числе отвер- стий
°У ф D6 н h d
10 90 60 40 35 15 8 25 35 10 14 4
15 95 65 45 40 19 12 30 35 10 14 4
20 105 75 58 51 26 18 38 38 12 14 4
25 115 85 68 58 33 25 45 40 12 14 4
32 135 100 78 66 39 31 55 42 13 18 4
40 145 110 88 76 46 38 62 45 13 18 4
50 160 125 102 88 58 49 76 45 13 18 4
65 180 145 122 110 77 66 94 48 15 18 4
80 195 160 138 121 90 78 105 50 15 18 4
100 215 180 158 150 ПО 96 128 51 17 18 8
1,0 125 245 210 188 176 135 121 156 60 19 18 8
150 280 240 212 204 161 146 180 60 19 23 8
200 335 295 268 260 222 202 240 61 19 23 8
250 390 350 320 313 278 254 290 63 21 23 12
300 440 400 370 364 330 303 345 64 22 23 12
350 500 460 430 422 382 351 400 64 22 23 16
400 565 515 482 474 432 398 445 64 22 27 16
500 670 620 585 576 535 501 550 69 24 27 20
600 780 725 685 678 636 602 650 70 24 30 20
800 1010 950 905 878 826 792 850 80 27 33 24
1000 1220 1160 1110 1028 992 1050 85 29 33 28
1200 1455 1380 1325 — 1228 1192 1256 95 33 40 32
10 90 60 40 35 15 8 25 35 12 14 4
15 95 65 45 40 19 12 30 35 12 14 4
20 105 75 58 51 26 18 38 38 12 14 4
25 115 85 68 58 33 25 45 40 12 14 4
32 135 100 78 66 39 31 55 42 13 18 4
40 145 110 88 76 46 38 64 45 13 18 4
50 160 125 102 88 58 49 76 45 13 18 4
65 180 145 122 ПО 77 66 94 48 15 18 4
80 195 160 138 121 90 78 ПО 50 17 18 4
1,6 100 215 180 158 150 ПО 96 130 51 17 18 8
125 245 210 188 176 135 121 156 60 19 18 8
150 280 240 212 204 161 146 180 60 19 23 8
200 335 295 268 260 222 202 240 61 21 23 12
250 405 355 320 313 278 254 292 68 23 27 12
300 460 410 378 364 330 303 346 70 24 27 12
350 520 470 438 422 382 351 400 74 28 27 16
400 580 525 490 474 432 398 450 79 32 30 16
500 710 650 610 576 535 501 559 94 38 33 20
600 840 770 720 678 636 602 660 95 41 40 20
800 1020 950 900 878 826 792 850 100 45 40 24
1000 1255 1170 1110 11 1028 992 1060 115 49 46 28
1200 1485 1390 1325 — 1228 1192 1268 130 51 52 32
395
Продолжение табл. 11.6
р.* МПа г У Размеры, мм Число отвер- стий г-
РУ О» ^Б Ъ Я, Об Н h d
10 90 60 40 35 15 8 26 35 14 • 14 4
15 95 65 45 40 19 12 30 35 14 14 4
20 105 75 58 51 26 18 38 36 14 14 4
25 115 85 68 58 33 25 45 38 14 14 4
32 135 . 100 78 66 .39 31 56 45 16 18 4
40 145 110 88 76 46 ‘ 38 64 48 16 18 4
50 160 125 102 88 58 49 76 48 17 18 4
65 180 145 122 НО 77 66 96 53 19 18 8
2,5 80 195 160 138 121 90 78 110 55 19 18 8
100 230 190 162 150 ПО 96 132 61 21 23 8
125 270 220 188 176 135 121 160 68 23 27 8
150 300 250 218 204 161 146 186 71 25 27 8
200 360 310 278 260 222 202 245 78 27 27 12
250 425 370 335 313 278 254 300 78 29 30 12
300 485 430 390 364 330 303 352 84 32 30 16
350 550 490 450 422 382 351 406 89 36 33 16
400 610 550 505 474 432 398 464 104 40 33 Гб
500 730 660 615 576 535 500 570 104 44 40 20
600 840 770 720 678 636 600 670 120 49 40 20
800 1075 990 930 878 826 790 874 140 55 46 24
10 90 60 40 35 15 8 26 35 14 14 4
15 95 65 45 40 19 12 30 35 14 14 4
20 105 75 58 51 26 18 38 36 14 14 4
25 115 85 68 58 33 25 45 38 14 14 4
32 135 100 78 66 39 31 56 45 16 18 4
40 145 ПО 88 76 46 38 64 48 16 18 4
50 160 125 102 88 58 48 76 48 17 18 4
65 180 145 122 110 77 66 96 53 19 18 8
4,0 80 195 160 138 121 90 78 112 58 21 18 8
100 230 190 162 150 ПО 96 138 68 23 23 8
125 270 220 188 176 135 120 160 68 25 27 8
150 300 250 218 204 161 145 186 71 27 27 8
200 375 320 280 260 222 200 250 88 35 30 12
250 445 385 345 313 278 252 310 101 39 33 12
300 510 450 410 364 330 301 368 116 42 33 16
350 570 510 465 422 382 351 418 120 48 33 16
400 655 585 535 474 432 398 480 139 54 40 16
500 755 670 615 576 535 495 580 139 58 46 20
10 100 70 50 35 15 8 34 48 16 14 4
15 105 75 55 40 19 12 38 48 16 14 4
20 125 90 68 51 26 18 48 56 18 18 4
25 135 100 78 58 33 25 52 58 20 18 4
32 150 110 85 66 39 31 64 62 21 23 4
6,4 40 165 125 96 76 46 37 74 68 21 23 4
50 175 135 108 88 58 47 86 70 23 23 4
65 200 160 132 ПО 77 64 106 75 25 23 8
80 210 170 142 121 90 77 120 75 27 23 8
100 250 200 170 150 ПО 94 140 80 29 27 8
125 295 240 205 176 135 118 172 98 33 30 8
396
Продолжение т а б л. 11.6
Ру, МПа Размеры, мм Число отвер- стий Z
°У °ф Об Oi о2 ^4 я h d
150 340 280 240 204 161 142 206 108 35 33 8
200 405 345 300 260 222 198 264 113 41 33 12
6,4 250 470 400 355 313 278 246 316 118 45 40 12
300 530 460 415 364 330 294 370 124 50 40 16
350 595 525 475 422 382 342 430 144 56 40 16
400 670 585 525 474 432 386 484 159 62 46 16
10 100 70 50 35 15 8 34 45 16 14 4
15 105 75 55 40 19 12 38 48 18 14 4
20 125 90 68 51 26 18 48 53 20 18 4
25 135 100 78 ' 58 33 25 52 58 22 18 4
32 150 110 85 66 39 3! 64 62 22 23 4
40 165 125 96 76 46 37 76 70 23 23 4
50 195 145 115 88 58 45 86 71 25 27 4
10.0 65 220 170 140 110 77 62 ПО 83 29 27 8
80 230 180 150 121 90 75 124 90 31 27 8
100 265 210 175 150 НО . 92 146 100 35 30 8
125 310 250 210 176 135 112 180 115 39 33 8
150 350 290 250 204 161 136 214 128 43 33 12
200 430 360 315 260 222 190 276 143 51 40 12
250 500 430 380 313 278 - 236 340 163 57 40 12
300 585 500 445 364 330 -284 400 184 66 46 16
350 655 560 500 422 382 332 460 199 72 52 16
400 715- 620 560 474 432 376 510 204 76 52 16
15 105 75 55 40 19 12 38 52 18 14 4
20 125 90 68 51 26 18 48 58 20 18 4
25 135 100 78 58 33 25 52 58 22 18 4
32 150 НО 85 66 39 31 64 67 22 23 4
40 165 125 96 76 46 37 76 75 25 23 4
50 195 145 115 88 58 45 86 78 27 27 4
16,0 65 220 170 140 110 77 62 ПО 88 31 27 8
80 230 180 150 121 90 75 124 93 33 27 8
100 265 210 175 150 110 92 146 103 37 30 8
125 310 250 210 176 135 112 180 118 41 33 8
150 350 290 250 204 161 136 214 133 47 33 12
200 430 360 315 260 222 190 276 148 57 40 12
250 500 430 350 313 278 236 340 168 65 40 12
300 585 500 445 364 330 284 400 189 74 46 16
15 120 82 55 28 23 14 40 54 24 23 4
20 130 90 63 35 29 19 46 57 26 23 4
25 150 102 73 42 36 25 54 62 28 27 4
32 160 115 86 50 43 31 64 67 W 27 4
40 170 124 91 56 49 36 74 75 31 27 4
20,0 50 210 160 129 70 61 46 105 98 37 27 8
65 260 203 167 97 90 68 138 121 45 30 8
80 290 230 190 116 ПО 80 162 135 51 33 8
100 360 292 245 138 135 102 208 178 63 40 8
125 385 318 271 170 170 130 234 178 73 40 12
150 440 360 306 190 196 150 266 193 79 46 12
397
Продолжение г а б н. 11.6
fy, МПа Размеры, мм Число отвер- стий 4
Оу Оф ^4 D6 Н h d
20.0 200 535 440 380 245 248 192 340 233 89 52 12
250 670 572 508 319 330 254 460 303 107 58 16
Примечая и я: 1. Для всех фланцев ГГ = £>2 - 1 мм, 2. Для всех фланцев
значения й0, й3 и й4 в зависимости от Dy:
£>v, мм . . . . . . . <32 40—250 300—500 ^600
й0, мм 2 3 4 5
й3, мм . ... . 4 4 5 6
Й4, мм 3 3 4 5
3. Для фланцев с пазом значение а} в зависимости от для соответствующих /)у:
МПа ДЛЯ Оу. мм
10: 15 20; 25; 32 40—80 100- 300 300- -500 >600
<0,6 6 6 8 11 11 14
^1,0 6 8 8 И 14 14
4. Для всех фланцев с шипом а ~а} -1 мм. 5. Диаметр резьбы болтов (шпилек) Jg для всех фланцев при соответствующих J:
d, мм ... 12 14 18 23 27 30 33 40 46 52
Jg, мм.. MIO М12 М16 М20 М24 М27 М30 М36 М42 М48
6. Размер Лу на рис. 11.5, д определяется в зависимости от £>у:
D, мм....... <250 300—500 600—800
йр мм........ 4 5 6
Примеры условного обозначения: стальной приварной встык
фланец с соединительным выступом с D =50 мм на р =1,0 МПа:
Фланец 50-10 ГОСТ 12830—67;
стальной приварной встык фланец с выступом с £) =100 мм на р =2,5 МПа:
Фланец 1-100-25 ГОСТ 12831-67;
то же, с впадиной:
Фланец II-100-25 ГОСТ 12831—67;
стальной приварной встык фланец с шипом с D =300 мм на р^ = 4,0 МПа:
Фланец (1)-300-40 ГОСТ 12832—67;
то же, с пазом:
Фланец (11)-300-40 ГОСТ 12832-67,
Таблица 11.7
Фланцы стальные приварные встык под прокладку овального сечения
(рис. 11.15, 6)
/у МПа Размеры, мм Число отвер- стий г
Z), Ф Вь ^4 ^5 D, н h d
10 100 70 50 15 8 34 35 48 16 6,5 9 14 4
6,4 15 105 75 55 19 12 38 35 48 16 6,5 9 14 4
20 125 90 68 26 18 48 45 56 18 6,5 9 18 4
25 135 100 78 33 25 52 50 58 20 6,5 9 18 4
398
Продолжение т а б ч. 11.7
Ру Размеры, мм Числе
МПа °, zx Ф ^6 Z)7 Н h а2 d отвер- стии г
32 150 110 85 39 31 64 65 62 21 6,5 9 23 4
40 165 125 96 46 37 74 75 68 21 6,5 9 23 4
50 175 135 108 58 47 86 85 70 23 8 12 23 4
65 200 160 132 77 64 106 НО 75 25 8 12 23 8
80 210 170 142 90 77 120 115 7 s 27 8 12 23 8
6.4 100 250 200 170 НО 94 140 145 80 29 8 12 27 8
125 295 240 205 135 118 172 175 98 33 8 12 30 8
150 340 280 240 161 142 206 205 108 35 8 12 33 8
200 405 345 300 222 198 264 265 113 41 8 12 33 12
250 470 400 3 S 5 278 246 316 320 118 45 8 12 40 12
300 530 460 415 330 294 370 375 124 50 8 12 40 16
350 595 525 475 382 342 430 420 144 56 8 12 40 16
400 670 585 525 432 386 484 480 159 62 8 12 46 16
10 100 70 50 15 8 34 35 45 16 6,5 9 14 4
15 105 7 5 55 19 12 38 S 48 18 6,5 9 14 4
20 125 90 68 26 18 48 45 53 20 6,5 9 18 4
25 135 100 78 33 25 52 50 58 22 6.5 9 18 4
32 150 НО 85 39 31 64 65 62 22 6,5 9 23 4
40 165 125 96 46 37 76 75 70 23 6,5 9 23 4
50 195 145 115 58 45 86 85 71 25 8 12 27 4
10.0 65 220 170 140 77 62 110 1 10 83 29 8 12 27 8
80 230 180 150 90 75 124 115 90 31 8 12 27 8
100 265 210 175 НО 92 146 145 100 35 8 12 30 8
125 310 250 210 135 112 180 175 115 39 8 12 33 8
150 350 290 250 161 136 214 205 128 43 8 12 33 12
200 430 360 315 222 190 276 265 143 51 8 12 40 12
250 500 430 380 278 236 340 320 163 57 8 12 40 12
300 585 500 415 330 284 400 375 184 66 8 12 46 16
350 655 560 500 382 332 460 420 199 72 11 17 52 16
400 715 620 560 432 376 510 480 204 76 И 17 52 16
15 105 75 £ 55 19 12 38 35 52 18 6,5 9 14 4
20 125 90 " 68 26 18 48 45 58 20 6,5 9 18 4
25 135 100 78 33 25 52 50 58 22 6.5 9 18 4
32 150 НО 85 39 31 64 65 67 22 6,5 9 23 4
40 165 125 96 46 37 76 75 75 25 6,5 9 23 4
50 195 145 115 58 45 86 95 78 27 8 12 27 4
16,0 65 220 170 140 77 62 НО 110 88 31 8 12 27 8
80 230 180 150 90 7 5 124 130 93 33 8 12 27 8
100 265 210 175 110 92 146 160 103 37 8 12 30 8
125 310 250 210 135 112 180 190 118 41 8 12 33 8
150 350 290 250 161 136 214 205 133 47 10 14 33 12
200 430 360 315 222 190 276 275 148 57 И 17 40 12
250 500 430 380 278 236 340 330 168 65 11 17 40 12
300 585 500 445 330 284 400 380 189 74 14 23 46 16
15 120 82 55 23 14 40 40 54 24 6,5 9 23 4
20 130 90 63 29 19 46 45 57 26 6,5 9 23 4
25 150 102 73 36 2 > 54 50 62 28 6,5 9 27 4
20,0 32 160 115 86 43 31 64 65 67 30 6,5 9 27 4
40 170 124 91 49 36 74 75 75 37 6,5 9 27 4
50 210 160 129 61 46 105 95 98 37 8 12 27 8
65 260 203 167 90 68 138 130 121 45 8 12 30 8
80 290 230 190 но 80 162 160 135 51 8 12 33 8
399
П р о а о л ж е н и е т а б л. 11.7
Р.р Размеры, мм Число отв ер стий <.
МЛа о, °ф Dx D6 н h ^3 d
100 360 292 245 135 102 208 190 178 63 8 12 40 8
20,0 125 385 318 271 170 130 234 205 178 73 10 14 46 12
150 440 360 306 196 150 266 240 193 79 11 17 46 12
200 535 440 380 248 192 340 305 233 89 11 17 52 12
Примечания: 1. Значение hQ в зависимости от £>у:
Dy, мм ...... . <32 40—250 >300
hQ, мм...... 2 3 4
2. Диаметр резьбы болтов (шпилек) Jg для всех фланцев при соответствующих J:
J, мм ... 14 18 23 27 30 33 40 46 52
JK, мм.. М12 М16 М20 М24 М27 М30 М36 М42 М48
Пример условного обозначения стального приварного встык
фзанца под прокладку овального сечения с -125 мм на р =16 МПа:
Фланец 125 160 ГОСТ 12833 67.
Таблица 11.8
Рекомендуемые материалы для деталей
стальных стандартных фланцевых соединений труб и трубной арматуры
Деталь Рабочие условия Марка стали Технические требования
р, МПа /, °C
Фланец плоский Приварной С2,5 От 0 до +300 ВСтЗспЗ; ВСтЗпсЗ; ВСтЗГпсЗ ГОСТ 14637—79
От -20 до4 300 ВСтЗсп4; ВСтЗпс4: ВСтЗГпс4
20К ГОСТ 5520—79
От -40 до +300 16ГС
08Х22Н6Т; 08Х21Н6М2Т ГОСТ 7350—77, группа А
От -70 до +300 09Г2С ГОСТ 8479—70, группа IV, КП 25
12Х18Н9Т; 12Х18Н10Т; 10Х17Н13М2Т; 1OX17H13M3T; 06ХН28МДГ ГОСТ 7350—77, группа А
' Фланец свободный От -20 до +300 ВСт4спЗ ГОСТ 14637—79
От -40 до +300 16ГС; 09Г2С ГОСТ 5520—79
400
Продолжение т а б л. 11.8
Деталь Рабочие условия Марка стали Технические требования
/?, МПа t, °C
Кольцо приварное <2,5 От 0 до +300 ВСтЗспЗ; ВСтЗпсЗ; ВСтГпсЗ ГОСТ 14637—79
От -20 до +300 ВСтЗсп4; ВСтЗпс4; ВСтЗГпс4
20К ГОСТ 5520—79, группа А
От -40 до 4-300 12Х18Н9Т; 12Х18Н10Т; 10Х17Н13М2Т; 1OX17H13M3T ГОСТ 7350—77, группа А
Фланец приварной встык <16,0 От 0 до +560 15ХМ ГОСТ 8479—70, группа IV, КП 28С
От -40 до ‘600 15Х5М ОСТ 704—72, группы IV и IVk
От -40 до +300 08Х22Н6Т; 08Х21Н6М2Т
От -253 до 4-600 12Х18Н9Т; 12Х18Н10Т; 10Х17Н13М2Т; 1OX17H13M3T
От -70 до —30 10Г2 ГОСТ 8479—70, группа IV, КП 22
От -70 до +475 09Г2С ГОСТ 8479—70, группа IV, КП 25
Болты, шпильки <2,5 От -40 до +300 35 ГОСТ 1759—70
<16,0 От -40 до +540 25Х2М1Ф ГОСТ 20072—74
От -70 до -40 20ХНЗА ГОСТ 4543—71
От - 70 до +400 35Х; 38ХА
От -70 до +450 30ХМА
От -70 до +600 45Х14Н14В2М ГОСТ 20072—74
От -253 до +600 12Х13Н1ОТ; 10Х17Н13М2Т ГОСТ 1759—70
401
Продолжение г а б л. J 1.8
Деталь Рабочие условия Марка стали Технические требования
р. Mila /, °с
Гайки ^2,5 От ~40 до +300 25 ГОСТ 1759—70, КП 5 или КП 6
<16,0 От -40 до +540 25Х1МФ ГОСТ 20072—74
От -70 до -40 2OXII3A; 10Г2 ГОСТ 4543—71
От -40 до т450 40Х
От -40 до ^510 30ХМА
От 40 до + 450 37Х12Н8Г8МФБ ГОСТ 20072—74
От 253 до ьбОО 12Х18Н10Т; 10Х17Н13М2Т ГОСТ 5949—75
Примечание: 1. Здесь КП — класс прочности.
Таблица 11.9
Прокладки плоские эластичные из пароиита
для стандартных фланцевых соединений труб и трубной арматуры
(рис. 11.16, н), ГОСТ 15180-70
мм, для прикладок unia Д мм. типа
ДЛЯ Про кладок
Dy ММ А на ру, МПа Б и В на МПа KJ КГ *— В на ру МПа
Ci О чС о \О о CD т •ч -Ч V; О ’Т •4
Vi О »— •—' ci тГ < =< V! 47
10 38 38 45 45 45 45 29 34 34 14 19 24 24
15 43 43 50 50 50 50 33 39 39 20 23 29 29
20 53 53 60 60 60 60 43 50 50 25 33 36 36
25 63 63 69 69 69 69 51 57 57 29 41 43 43
32 75 75 81 81 81 81 59 65 65 38 49 51 51
40 85 85 91 91 91 91 69 75 75 45 55 61 61
50 95 95 106 106 106 106 80 87 87 57 66 73 73
65 115 1 15 126 126 126 126 100 109 109 75 86 95 95
80 132 132 141 141 141 141 115 120 120 87 101 106 106
100 151 151 161 161 166 166 137 149 149 106 117 129 129
125 181 181 191 191 191 191 166 175 175 132 146 155 1 155
402
Продолжение т а б л. 11.9
Da, мм, для прокладок типа 4, мм, для прокладок пша
Dy мм Д на у МПа Б и В на ру, МПа ia МПа В на Ру, МПа
О /1 о о >О W4 г? о о о VI т d А. и В I Pyf> 6,4 ю с V' 1
150 206 206 216 216 222 222 191 203 203 161 171 183 183
200 261 261 271 271 282 288 249 259 259 216 229 239 239
250 318 318 327 327 338 350 303 312 312 264 283 292 292
300 372 372 376 382 398 415 356 363 363 318 336 343 343
350 421 421 436 442 455 475 406 421 421 372 386 395 395
400 473 473 487 495 515 543 456 473 473 421 436 447 447
500 576 576 592 615 620 620 561 575 575 528 541 549 549
600 677 677 693 728 728 739 661 677 677 620 635 651 651
800 888 888 915 908 942 970 867 877 — 820 841 851 —-
1000 1088 1088 1125 1122 1150 1 " “ — — 1020 — — —
1200 1288 1305 1338 1334 1360 — ---— — — 1220 — 1 11 —
Примечания: 1. Прокладки типа А — для всех фланцев с соединитель-
ным выступом (см. рис. 11.14, а; 11.15, а и табл. 11.5, 11.6), прокладки типа Б —
для фланцев с выступом и впадиной (см. рис. 11.14, б—д\ 11.15, <?, г и табл. 11.5,
11.6), прокладки типа В — для фланцев с шипом и пазом (см. рис. 11.15, д, е и
табл. 11.5, 11.6). 2. Толщина всех прокладок 5=2 мм.
Пример условного обозначения прокладки типа Б для фланца
с D =100 мм на р =1,0 МПа:
У У Прокладка Б-100-10 ГОСТ 15180—70.
Таблица 11.10
Прокладки металлические овального и восьмиугольного сечений
для стандартных фланцевых соединений труб и трубной арматуры
(рис. 11.16, в, г)
мм Ру, МПа Прок задки овального сечения Прокладки восьмиуголь- ного сечения
Размеры, мм
D ь j D b S с
15 20 25 32 40 6,4; 10,0; 16,0 35 45 50 65 75 8 14
50 • 6,4; 10,0 16,0 85 95
65 6,4—16,0 НО
403
Продолжение т а б л. 11.10
мм />у. МПа Прокладки овального сечения Прокладки восьмиуголь- ного сечения
Размеры, мм
D ь т D ь S с
80 6,4; 10,0 16,0 115 130 11 18 - ' " ' - ' - • —
100 6,4: 10,0 16,0 145 160
125 6,4: 10,0 16,0 175 190
150 6,4; 10,0 205
16,0 13 20
200 6,4: 10,0 265 11 18
16,0 275 16 22 275 16 22 10
250 6,4; 10,0 16,0 320 330 11 16 18 ’ 22 330 16 . 22 10
300 6,4 10,0 375 375 И 11 18 18- 375 11 18 8
16,0 380 22 30 380 22 30 12
350 6,4 420 11 18 — —— — —
10,0 16,0 16 22 22 30 420 420 16 22 22 30 10 12
400 6,4 480 И 18 — — -— —
10,0 16,0 16 22 22 30 480 480 16 22 22 30 10 12-
Рис. 11.16. Конструкции прокладок фланцевых соединений.
а - плоская из неметаллических материалов (s < 2 мм): б — асбометаллическая
гофрированная с оболочкой из стали (т - 4,3 мм;-jj — 3,4 мм) и с оболочкой-ил
латуни или алюминия (s - 4,5 мм; Jj - 3,6 мм) ; в — металлическая.овальною
сечения; г — металлическая восьмиугольного сечения.
404
Таблица 11.11
Типы и параметры стандартных фланцевых бобышек стальных аппаратов
(рис. 11.17), ОСТ 26-01-748-73
Тип Исполнение Параметры
Dy, мм Ру МПа V °C
1 1,0; 1,6; 2,5
А (вредные) 2 10—200 2,5; 4,0; 6,4 От -70
3 1,0; 1,6; 2,5; 4,0 до и600
4 6,4
1 1,0; 1,6; 2,5
Б (наклад- 2 50—200 2,5; 4,0, 6,4 От 70
ные) 3 1,0; 1,6; 2,5; 4,0 до +425
4 6,4
Дня уплотнения во фланцевых соединениях применяют про-
кладки следующих типову 1) неметаллические, асбометаллические
и комбинированные на соединительном выступе фланцев; 2) не-
металлические, асбометаллические в уплотнении выступ—впади-
на; 3) неметаллические, асбометаллические, в уплотнении Шиц—
впадина для сред с высокой проникающей способностью (водо-
род, гелий, легкие нефтепродукты, сжиженные тазы); 4) металли-
ческие плоские в уплотнении шип—паз; 5) металлические оваль-
ного и восьмиугольного сечений. Все эти прокладки стандартизо-
ваны. Конструкция прокладок и обозначения их геометрических
размеров приведены на рис. 11.16; основные геометрические раз-
меры для всех типов прокладок — в табл. 11.9—11.10.
Присоединение трубной арматуры и труб к аппарату осущест-
вляется большей частью с помощью фланцевых штуцеров, а когда
штуцер по каким-либо соображениям применять нецелесообраз-
но (например, из-за отсутствия места и т.д.), к корпусу приварива-
ется фланцевая бобышка, к которой непосредс гвенпо и присо-
единяется арматура или труба с соответствующим фланцем. Флан-
цевые бобышки также стандартизованы. Конструкция и обозна-
чения геометрических размеров приведены на рис. 11.17 [7]. Типы
и параметры стандартных фланцевых бобышек —в табл. 11.11
[7]. Основные геометрические размеры фланцевых бобышек в зави-
симости от рабочих параметров приведены в табл. 11.12—11.13 [7].
Расчет толщины стенки Перфорированных цилиндрических
коллекторов проводится в соответствии с котельными нормами
ОСТ 108.031.09—85 [6] й ОСТ 108.031.10—85 [8].
405
Рис. 11.17. Конструкции стандартных стальных приварных бобышек для присоеди
нения трубной арматуры и труб по ОСТ 26-01-748—73.
а _ тип А, врезные (исполнения: 1 — с соединительным выступом; 2 — с впадиной; 3 — с патом; 4 - под
нрокдадку овального и восьмиугольного сечений); б - тип Б, накладные с приварным кольцом и втулкой
(исполнения: 1 — с гладким кольцом; 2 — с впадиной на кольце: 3 — с пазом на кольце; 4 -- под прокладку
овального и восьмиугольного сечений).
406
Таблица 11.12
Стандартные стальные приварные фланцевые бобышки врезные (тип А)
для трубной арматуры и труб (рис. 11.17. л, исполнения 1-4),
ОСТ 26-01-748-73, мм
d р , МПа 5
1.0: 1.6 2.5 4,0 М
D // D Н D н D н
10 i 5 8 12 400—3800 32 400—2400 2600—3200 3400—4000 32 40 50 400—1500 1600—1900 2000—2800 3000—4000 32 40 55 80 400—1000 1100—1500 1600—2000 2200—2600 36 50 65 85
20 25 18 25 400—1000 1100—1400 1500—2000 2200—2600 36 50 65 85
400—1400 1500—1900 2000—2800 3000—4000 32 40 55 85 400—1100 1200—1600 1700—2000 2200—2600 40 55 70 85
32 40 31 38 400—4000 36 400—2800 3000—4000 36 50 400—1600 1700—2200 2400—3200 3400—4000 36 45 65 85 400-- -1 400 1500—1900 2000—2600 50 65 85 50 65 85
с0 49 400—4000 36 400—2600 2800—4000 36 50 400—1600 1700—2200 2400—3200 3400—4000 36 45 65 85 400—1300 1400—1900 2000—2600
65 66 400—1500 1600—2000 2200—3200 3400—4000 36 45 65 85 400-- 1300 1400-1800 1900-2600 >0 65 85
яо 78 400—1400 1500—2000 2200- 3200 3400—4000 36 45 65 85
100 96 400—3400 3600—4000 45 55 400—2200 2400—3200 3400—4000 50 65 85 400 450— 1800 1900—2400 55 65 85
125 121 500—4000 36 4?0—4000 5э 450—2000 2200—2800 3000—4000 55 65 85 400; 450 500: 550 600—1200 1300—1800 1900—2400 85 70 60 70 85
407
Продолжение г а б л. 11.12
ру МПа
D У d 1,0; 1.6 2,5 4.0 6,4
D н D н D н D н
150 146 S50--4000 45 550—4000 55 400; 450 500: 550 600—1500 1600—2800 3000—3800 85 65 55 65 85 500—600 650—1400 1500—2200 85 70 85
200 202 800— 4000* 650: 700** 800— 2200** 2400— 3800** 45 55 45 55 600—700 800—2000 2200—4000 70 55 70 600—700 800—1600 1700—3800 85 65 85 800—1500 85
Примечания: 1. Значения £)ф, />Б, /)р £>?, hQ, h4. dE и z (число болтов
или шпилек) см. табл. 11.5 и 11.6 для соответствующих р значения D7, а2, и Л3 см.
в табл. 11.7. 2. В случае применения бобышек при рабочей температуре выше
200°С они должны быть проверены расчетом при рабочих условиях (рабочей тем-
пературе и рабочем давлении) по формулам, приведенным в ОСТ 26-01-748—73.
Пример условного обозначения бобышки типа Л,
исполнения 3 на D =100 мм, р- 4,0 МПа толщиной // = 65мм:
Бобышка А-3-100-40-65 ОСТ 26-01-748- 73.
Таблица 11.13
Стандартные стальные приварные фланцевые бобышки накладные (тип Б)
с втулками и кольцами для трубной арматуры и труб
(рис. 11.17, б, исполнения 1-4), ОСТ 26-01-748-73, мм
Dy DH 4 «nun Pr МПа н hi I
1,0 53 20 37 10 45
1,6 63 20 37 10 55
50 57 х 6 200 2,5 78 20 37 10 70
4,0 113 20 37 10 105
6,4 153 24 45 12 145
1,0 53 20 39 10 45
1,6 63 20 39 10 55
65 76 х 6 225 2,5 78 20 39 10 70
4,0 113 20 39 10 105
6,4 153 24 48 12 145
1,0 53 20 42 10 45
1,6 63 20 42 10 55
80 89 х 6 225 2,5 78 20 42 10 70
4,0 ИЗ 20 42 10 105
6,4 153 24 50 12 145
* Только для р = 1,0 МПа.
** Только для р - 1,6 МПа.
г у
408
Продолжение табл. 11.13
°, Ру> МПа н *1 Ъ hi 1
1,0 53 20 42 10 45
1,6 63 20 42 10 55
100 108 х 7 275 2,5 83 24 50 10 75
4,0 113 24 50 10 105
6,4 158 30 60 12 150
1,0 53 20 44 12 45
1,6 63 20 44 12 55
125 133 х 7 325 2,5 93 30 60 12 85
4,0 123 30 60 12 115
6,4 163 32 68 14 155
1,0 58 24 50 12 50
1,6 68 24 50 12 60
150 159 х 7 400 2,5 93 30 60 12 85
4,0 123 30 60 12 115
6,4 168 36 74 14 160
1,0 58 24 50 12 50
1,6 68 24 50 12 60
200 219 х Ю 550 2,5 93 20 60 12 85
4,0 123 32 65 12 115
6,4 168 36 74 14 160
Примечания: 1. Значения D$, £>Б, Dv D^, а^ h4, <7Б и с (число ботгов или
шпилек) см. в табл. 11.5 и 11.6 для соответствующих ру, значения £>7, а2 и h, см. в
табл. 11.7. 2. Накладные бобышки предназначены для аппаратов из двухслойных
сталей. 3. Материал собственно бобышек такой же, как материал основного слоя
двухслойной стали, а кольца и втулки — как материал плакированного слоя. 4. В
случае применения бобышек при рабочей температуре выше 200°С они должны
быть проверены расчетом при рабочих условиях (рабочей температуре и рабочем
давлении) по формулам, приведенным в ОСТ 26-01-748—73.
Пример условного обозначения бобышки типа Б
исполнения 3 на D =150 мм, р =1,6 МПа:
' Бобышка Б-З* 150-16 ОСТ 26-01-748 —73.
Номинальная толщина цилиндрической обечайки коллектора
определяется по формуле
+с,
к
(11.60)
где расчетная толщина стенки
5Л=рр/(2<р[о]г -р).
(11.61)
Здесь Ф —коэффициент прочности, который определяется
для коллекторов с отверстиями в зависимости от вида ослабления
в соответствии с [8]. Расчетный коэффициент прочности Ф
409
Рис. 11.18. Расположение осей отверстий
относительно сварных швов.
/- I — расчетное направление (дчя цилиндрической
детачи при расчете на внутреннее давление - про-
дольная ось): II - П средняя линия сварного соеди-
нения; III—III -• направление расчетной нагррки.
принимается равным либо минимальному из значений коэффици-
ентов прочности сварных соединений Фю и отверстий фбУ, либо
их произведению в зависимости от расстояния между кромкой
ближайшего к сварному шву отверстия и центром сварного шва
. Если расстояние равно или менее 0,5^D(5-c) , или менее
50 мм, или отверстие пересекает сварной шов, io расчетный коэф-
фициент прочности следует определять по формуле (см. рис. 11.18)
(11.62)
В остальных случаях
ф = тш|ф^; фю/д/1 — 0,75siii4схш(11.63)
При наличии укрепленных отверстий вместо Ф^ следует
принимать Фс — коэффициент прочности деталей, ослабленных
отверстиями с учетом укрепления этих отверстий.
Для бесшовных деталей расчетный коэффициент прочности
Ф следует принимать равным ФбУ или фс , а для деталей, не имею-
щих отверстий или с одиночным отверстием d <{\25^D(s~c\ ,
расчетный коэффициент прочности
ю 1 - 0,75sin 4 аоо.
(11.64)
410
Рцс. 11.19. Типы соединения труб (штуцеров) с расчетной деталью.
Рис. 11.20. Отверстия с различ-
ными диаметрами по толщине
стенки.
Во всех случаях коэффициенты прочности ф, фю, фс ф^ не
должны быть более 1. Коэффициенты прочности стыковых со-
единений, выполненных любым допущенным способом, обеспе-
чивающим полный провар при выполнении контроля качества шва
по всей длине, принимается равным 1.
При контроле не менее 10% длины шва — фт =0,8 ; при вы-
борочном контроле менее 10% и при отсутствии контроля фт = 0,7.
Коэффициенты прочности угловых сварных соединений и со-
единений внахлестку принимаются следующими. При расчете уг-
ловых и тавровых сварных соединений на все виды нагрузок, кроме
сжатия, коэффициент ф^-0,8 при контроле радиографией или
УЗК по всей длине шва и фтС0,6 при выборочном контроле или
при отсутствии контроля. При расчете сварных соединений внах-
лестку на все виды нагрузок коэффициенты прочности Фм следу-
ет принимать не более 0,6.
Коэффициенты прочности, учитывающие наличие отверстий*
Диаметры отверстий при определении коэффициентов прочности
Ф^ или Фс следует принимать в соответствии с рис. 11.19. Для
отверстий, имеющих по толщине стенки расточки с несколькими
разными диаметрами (рис. 11.20), следует принимать равным ус-
ловному диаметру, определяемому по формуле
= где 5 = ^/?/, (11.65)
411
— для сварных отверстий — размеру отверстия в
направлении рассматриваемого ряда;
— для соседних отверстий ряда, имеющих разные
диаметры, — среднеарифметическому значению диаметров;
— для отверстий, имеющих резьбу — среднему диаметру
резьбы.
Коэффициент прочности деталей, имеющих одиночное отвер-
стие, кромка которого удалена от кромки ближайшего отверстия
на расстоянии не менее , определяется по формулам:
— для ослабления одиночным неукрепленным отверстием
<pd = ^(z+l,75), (11.66)
где z = d/^D(s-cy,
— для ослабления одиночным укрепленным отверстием
9
(11.67)
где — сумма укрепляющих площадей вокруг отверстия
[8, п. 3,6].
Коэффициент прочности цилиндрических деталей, ослаб-
ленных рядом или полем неукрепленных отверстий. Формулы
для вычисления приведенного коэффициента прочности при раз-
ных вариантах ослабления цилиндрической детали отверстиями
приведены в табл. 11.14. Здесь даны варианты ослабления про-
дольным, поперечным и косым рядами отверстий как с равными,
так и с неравными шагами, а также аналогичные варианты с зуб-
чатыми рядами. Кроме того, приведены варианты коридорного и
пилообразного поля отверстий.
Коэффициент прочности деталей, ослабленных продольным
рядом или коридорным полем отверстий с одинаковым шагом,
определяется по формуле
<pd =(/-</)/'• (11.68)
Коэффициент прочности цилиндрической детали, ослаблен-
ной поперечным рядом или полем отверстий с одинаковыми ша-
гами, определяется по формуле
(11.69)
412
Г а блица 1 1.14.
Формулы для вычисления приведенного коэффициента прочности при разных вариантах ослабления детали отверстиями
413
Вариант Характеристика распо- ложения отверстии
1 Косой ряд С равными шагами
2 Ряд отверстий с разными шагами (из углеродистой стали): продольный 1
Эскизы вариантов ослабления детали отверстиями
f-t.r —минимальный шаг
И ill’
Формула
d JL
1 4-пГ
т
ll + м2/
При m>5 рекомендуется применять формулу
где л = 1/m-afb, т~Ь/а
Наименьшее из двух значений:
среднеарифметического для наихудшего сочетания
двух соседних шагов:
<pd =0,5(^+<₽");
для двух смежных отверстий с минимальным шагом:
2(1 — ф • ) +• /о .
т min' ** т ппп
I t
Продолжение табл, 11.14
414
Зубчатый ряд с
равномерным
расположением
отверстий:
продольный
т—Ы а
415
поперечный
т-b! а
Наименьшее из двух значений:
для продольного ряда с шагом t по формуле (11.67)
для косого ряда при т = Ыа по формуле (11.69)
Наименьшее из двух значений:
для поперечного ряда с шагом по формуле (11.68)
для косого ряда при т = Ыа по формуле (11.69)
Продолжение табл. 11.14
Вариант
Характеристика распо-
ложения отверстий
Эскизы вариантов ослабления детали отверстиями
Формула
4
Зубчатый ряд с
равномерным распо-
ложением отверстий
(из углеродистой ста-
ли):
Наименьшее из следующих значений:
наименьшего из определенных для продольных
рядов /—I и II—II по формуле (11.67)
наименьшего из определенных для двух соседних
косых шагов:
416
продольный
(pd = °,5(4>^ + 4>"),
b b
т'~^ и т-п
наименьшего для двух смежных отверстий:
d 2(1+ z)-(2+^)(pnlin ’
где (р : — наименьшее значение для косого ряда
1Ши А
согласно варианту 1.
поперечн ый
Наименьшее из следующих значений:
наименьшего из определенных для поперечных
рядов I—I и II—II по формуле (11.68)
наименьшего из определенных для двух соседних
косых шагов:
где
<prf=o^+(p") ,
наименьшего для двух смежных отверстий:
" 2(l + z)-(2+z)<pm!n'
где (pniin — наименьшее значение для косого ряда
согласно варианту 1.
Продолжение табл. 11.14
81Г
Вариант Характеристика распо- ложения отверстий
5 Коридорное поле с неравномерным рас- положением отверс- тий
Эскизы вариантов ослабления детали отверстиями
Формула
Наименьшее из двух значений:
для продольного ряда с разными шагами согласно
варианту 2;
/Г1Я поперечного ряда с разными шагами согласно
варианту 2
б
Поле с пилооб-
разным расположени-
ем отверстий
т-Ы а
Наименьшее из следующих значении:
для продольного ряда с шагом t по формуле
(11.67)
для поперечного ряда с шагом Zj по формуле
(11.68)
для косою ряда при т-Ыа по формуле (11.69)
При шахматном равномерном расположении отверстий необ-
ходимо вычислить три значения коэффициента прочности: в про-
дольном направлении (для шага t = 2a ); в поперечном направле -
нии (для шага ц = 2Ь)\ в косом направлении по формуле
d
a
2
ш
1 - 0,75 -----
, . 2
где m-b/а , а затем окончательно выбирается наименьшее из трех
найденных значений.
11.3. Прибавка к толщине стенки
и коэффициенты прочности сварных швов
Толщина стенки и прибавки. Расчетные толщины стенок эле-
ментов и узлов аппаратов S’R определяются по заданным значени-
ям расчетного давления, номинальною допускаемого напряжения
выбранного материала с учетом ослабления отверстиями и (или)
сварными соединениями.
Номинальные толщины стенок 5 должны приниматься по
расчетной толщине с учетом прибавок к толщине стенки с ок-
руглением полученного значения до ближайшего большего раз-
мера, имеющегося в сортаменте толщин соответствующих полу-
фабрикатов. Допускается округление в меньшую сторону не
более 3% от принятой окончательно номинальной толщины
стенки [1].
По значению прибавки к расчетной толщине стенки подразде-
ляются: q — прибавка для компенсации коррозии и эрозии; с2 —
прибавка для компенсации минусового допуска; — прибавка
технологическая; с-с} +с2 +с3 — сумма прибавок к расчетным тол-
щинам стенок узлов и элементов.
При проверочном расчете прибавку вычитают из исполнитель-
ной толщины стенки. Если известна фактическая толщина стен-
ки, то прибавки с2 и с3 можно не вычитать.
При двустороннем контакте и коррозионной и (или) эрозион-
ной среде прибавку q необходимо соответственно увеличивать
(удваивать).
Технологическая прибавка с3 предусматривает компенсацию
утонения стенки при технологических операциях — вытяжке,
штамповке, гибке труб и т.д.
419
14*
Таблица 11.15
Прибавка для компенсации минусового допуска
5, мм Су мм 5, мм Су мм S. мм Су мм
1 -0.12 8—24 0,8 65—70 65—70
2 -0,18 26—30 0,9 75—80 75—80
3 -0,22 32—34 -1,0 85—90 85—90
4 -0,4 36—40 "1,1 100— 100—
5 -0,5 42—50 1,2 НО ПО
6 -0,6 55—60 1,3 120 120
Таблица 11.16
Коэффициенты прочности сварных швов
Вид сварного шва Значение коэффициентов прочности сварных швов
Длина контролируемых швов от общей длины составляет 100% Длина контролируемых швов от общей длины составляет от 1 0 до 50%
Стыковой или тавровый с двусто- ронним сплошным проваром, выпол- няемый автоматической и полуавтома- тической сваркой 1,0 0,9
Стыковой с подваркой корня шва или тавровый с двусторонним сплош- ным проваром, выполняемый вручную 1,0 0,9
Стыковой, доступный сварке толь- ко с одной стороны и имеющий в про- цессе сварки металлическую подклад- ку со стороны корня шва, прилегаю- щую по всей длине шва к основному металлу 0,9 0,8
Втавр, с конструктивным зазором свариваемых детатей 0,8 0,65
Стыковой, выполняемый автомати- ческой и полуавтоматической сваркой с одной стороны с флюсовой или ке- рамической подкладкой 0,9 0,8
Стыковой, выполняемый вручную с одной стороны 0,9 0,65
* Объем контроля определяется техническими требованиями нэ изготовление и правилами Госгортехнадзора.
420
Прибавка для компенсации минусового допуска на толщину
листа с2 приведена в табл. 11.15 в зависимости от толщины листа 5.
Прибавки с2 и с3 учитывают в тех случаях, когда их суммар-
ное значение превышает 5% номинальной толщины листа.
Коэффициент прочности сварных швов. При расчете на проч-
ное гь сварных элементов аппаратов необходимо учитывать коэф-
фициент прочности сварных соединений 9. Числовые значения
этих коэффициентов в зависимости от вида шва и объема его
контроля приведены в табл. 11.16. Дня бесшовных элементов со-
судов и аппаратов ср = 1.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. ГОСТ 14249—89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность.
2. ОСТ 26-02- Н09—87. Аппараты воздушного охлаждения. Общие техничес-
кие условия.
3. ГОСТ 25822—83. Сосуды и аппараты. Аппараты воздушного охлаждения.
Нормы и методы расчета на прочность.
4. ОСТ26-291—94. Сосуды и аппараты стальные сварные. Общие технические
условия.
5. ГОСТ 24755—89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета укрепления
отверстий.
6. ОСТ 108.031.09—85. Котлы стационарные и трубопроводы пара и горячей
воды. Нормы расчета на прочность. Методы определения толщины стенки.
7. Лащинский А.А. Конструирование сварных химических аппаратов: Спра-
вочник. Л.: Машиностроение, 1981.
8. ОСТ 108.031.10—85. Котлы стационарные и трубопроводы пара и горячей
воды. Нормы расчета на прочность. Определение коэффициентов прочности.
Глава двенадцатая
МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ ТВО
12.1* Контроль качества механического соединения ребер
в биметаллической трубе
Механическое соединение ребристой оболочки с несущей
грубой имеет дискретный характер, гак как сопряженные поверх-
ности соприкасаются лишь вершинами микрошероховатостей,
микрозазоры заполнены воздухом, теплопроводность которою в
тысячу раз ниже теплопроводности металла. Это обуславливает
появление дополнительного термического сопротивления тепло-
передаче — термического контактного сопротивления (ТКС) Ак.
Площадь воздушного зазора в контактной зоне зависит от сте-
пени шероховатости сопряженных поверхностей, их физико-ме-
ханических свойств и усилия механического обжатия оболочкой
несущей трубы. В процессе изготовления биметаллических груб
возможно ослабление плотности механическою соединения реб-
ристой оболочки с несущей трубой, вызванное нарушением тех-
нологического режима или износом инструмента, что приводит к
резкому увеличению ТКС в зоне контакта, соответствующему
снижению теплового потока через стенку трубы и, в конечном
счете, снижение подогрева воздуха, обтекающего снаружи реб-
ристую оболочку.
Исследования [1,2] показываю!, что в биметаллических тру-
бах с накатным или ленточным оребрением при нормальном ка-
честве изготовления ТКС имеют примерно величину АК=О,З...0,14
м2-К/кВт, что почти на порядок меньше большего из термичес-
ких сопротивлений — теплоотдачи со стороны воздуха. По срав-
нению с монометаллической оребренной трубой это вызывает
снижение коэффициента теплопередачи в среднем на 5... 10%.
Дня проверки соответствия стандартам качества изготовления
биметаллических труб на заводах-изготовителях возможно при-
менение механического, теплотехнического или электрического
способов контроля.
Механический способ контроля качества контакта соеди-
нения ребер. Способ пригоден для контроля качества изготовле-
ния труб с накатными ребрами и заключается в измерении уси-
лия, необходимого для выпрессовки несущей трубы из ребристой
422
оболочки. Для проведения испытаний из подлежащей контролю
трубы вырезают несколько образцов длиной 100 мм и поочередно
помещают их в пресс. Начальное усилие выпрессовки внутренней
зрубы при нормальном качестве изготовления должно быть не
менее 10000 Н. В случае, если усилие выпрессовки хотя бы в
одном образце менее указанной величины, необходимо проверить
настройку приводных валков, состояние накатных дисков, разме-
ры алюминиевой заготовки, после чего проводят повторную про-
катку ребер с дальнейшей вырезкой образцов и замером усилия
выпрессовки.
Теплотехнический способ контроля качества контакта со-
единения ребер. Способ кон троля является неразрушающим и оди-
наково пригоден для труб с накатным или навитым оребрением
(а.с. 1236298 СССР).
Для выполнения теплотехнического контроля используется
специальная установка (рис. 12.1), в которую помещается часть
подлежащей проверке трубы 3. Установка состою из кожуха 4,
входного 6 и выходного 2 воздушных патрубков, вентилятора 5 и
штуцеров 1 для подключения к греющему теплоносителю, диффе-
ренциальной термопары 7 и регистрирующего прибора 8.
Рис. 12.1. Принципиальная схема стенда для теплотехнического контроля качества
изготовления биметаллических оребренных труб.
Контроль надежности механического соединения осуществля-
ется в стационарном или регулярном тепловом режиме. В первом
случае трубу помещают в кожух, подсоединяют штуцера, после
423
чего внутрь трубы подают греющий теплоноситель с постоянными
параметрами. Включают вентилятор, который подает внутрь ко-
жуха воздух, охлаждающий ребристую оболочку снаружи, и изме-
ряют подогрев воздуха в установившемся режиме. Если величина
подогрева воздуха ниже, чем для идентичной эталонной трубы, то
испытуемая труба бракуется. В случае проведения испытаний по
методу регулярного теплового режима (а.с. 1601492 СССР) о ка-
честве изготовления биметаллической трубы судят по темпу ох-
лаждения предварительно нагретой ребристой грубы, сравни-
вая его с темпом охлаждения эталонной трубы.
Электрический способ контроля качества контакта соеди-
нения ребер. Способ основан на различии электропроводимости
материала несущей внутренней трубы и алюминиевой ребристой
оболочки. При хорошем механическом контакте оболочка шун-
тирует несущую трубу и ее электрическое сопротивление оказы-
вается приблизительно равным электрическому сопротивлению
оболочки [4]. Для проведения испытаний необходимы микроом-
метр типа Ф-415, два гибких низкоомных соединительных прово-
да с зажимами на концах. Биметаллическая труба устанавливает-
ся на диэлектрических подставках, зажимы соединительных при-
боров присоединяют к противоположным концам трубы, причем
один зажим соединяют с ребристой оболочкой, другой — с несу-
щей трубой. Выполняю! замер электрического сопротивления и
сравнивают его с величиной электрического сопротивления эта-
лонной оребренной трубы идентичного типоразмера и материаль-
ного исполнения. Если R>R3, то испытуемая труба бракуется.
12.2. Исследование теплоаэродинамических характеристик
трубных пучков
Экспериментальные исследования теплоотдачи и аэродинами-
ческого сопротивления трубных пучков с различными геометри-
ческими параметрами играют определяющую роль в развитии со-
временного аппаратостроения. Предварительные исследования
новых типов ребристых труб и компоновок трубных пучков на
моделях позволяют установить расчетные зависимости, предви-
деть научные гипотезы, заблаговременно выявить недочеты. Толь-
ко правильно поставленный эксперимент, удовлетворяющий тре-
бованиям теории подобия, гарантирует надежные результаты, ко-
торые и используются в промышленности. Теория подобия требует,
424
чтобы процессы, воспроизводимые в модели, были подобны про-
цессам, происходящим в образце. Для этого необходимо соблю-
дать геометрическое, leruroBoe и гидродинамическое подобие.
Вследствие технических сложностей, возникающих при про-
ведении строго поставленного эксперимента, методику исследо-
ваний в ряде случаев упрощают, когда вместо полного обогрева
всех труб модельного пучка обогревается только одна измери-
тельная трубка — калориметр, а остальные трубки остаются хо-
лодными.
В отличие от полного при локальном методе теплового моде-
лирования отсутствует тепловая подготовка потока, набегающего
па трубку-калориметр, и набегающий поток во всех точках имеет
одинаковую температуру. Опыт показывает, что хорошее переме-
шивание основного потока и по1раничного слоя, срывающего с
поверхности труб предшествующего ряда, достигается лишь в пуч-
ках со свободной компоновкой труб и при высоких числах Рей-
нольдса. При обработке наблюдений в полном методе моделиро-
вания за температуру потока принимают среднее арифметическое
температур на входе и выходе из пучка. В случае локального ме-
тода за температуру потока принимаю! температуру набегающего
воздуха.
Сравнительные исследования [2, 5] показали, что при локаль-
ном методе моделирования теплоотдача в тесных шахматных пуч-
ках оребренных труб имеет до 10... 15% более высокие значения,
чем теплоотдача, определенная по методу полного теплово! о мо
делирования.
В случае использования результатов локального моделирова-
ния для тепловых расчетов принимаются поправочные коэффи-
циенты [2], которые даюзся в гл. 5.
В зависимости от требований эксперимента опытные стенды
выполняются по замкнутой или разомкнутой схеме в виде аэроди-
намического контура или аэродинамической трубы. В качестве
энергоносителя для обогрева трубного пучка и калориметров при-
меняют горячую воду, водяной пар, электроэнергию, расходы ко-
торых и параметры тщательно измеряются.
Для изменения температуры стенки в трубке-калоримегре чаще
всего используют медь-константановые термопары из проволоки
диаметром 0,15 мм, зачеканенные в стенку трубы с учетом требо-
вания минимального искажения ее температурного поля. ЭДС тер-
мопар измеряют с помощью низкоомных потенциометров, причем
425
холодные спаи помещают в сосуде с тающим льдом. Термопары
предварительно градуируют в жидкостном термостате по показа-
ниям образцов термометра с ценой деления шкалы 0,05 °C. Граду-
ировку термопар проверяют после запеканки их в стенку грубы,
после установки калориметров, а также после завершения серии
опытов.
Устройство калориметрической трубки с электрическим обо-
гревом приведено на рис. 12.2. Калориметр состоит из оребрен-
ной трубки 7, сердечника 3 с основным электрическим нагревате-
лем 4 и торцевым нагревателем б, компенсирующим торцевую
потерю тепла. Кольцевой зазор между трубкой и нагревательной
спиралью засыпан корундом 2. Температура стенки калориметра
измеряется с помощью пяти термопар 5, приваренных у корня
ребра по полуокружности. Нагрузка торцевого нагревателя регу-
лируется таким образом, чтобы свести к ггулю показания диффе-
ренциальной термопары 7—8 [6]. При общей длине калориметра
71 мм выделяемая мощность определялась в средней его части на
длине 57,2 мм, для чего основной нагреватель снабжался потен-
циальными проводами 9. Электроды термоггар помещались во фто-
ропластовую трубку 10.
Схема простой экспериментальной установки для измерения
теплоотдачи и аэродинамического сопротивления трубных пуч-
ков показана па рис. 12.3. Установка представляет собой [6] от-
крытую низкопапорпую аэродинамическую трубу, состоящую из
профилированного по лемнискате входного сошга 7, стабшгизнру-
ющего поток учас гка < рабочего участка 7, где размещаются изу-
чаемые модели трубных пучков, и вентилятора 9 с приводом
электродвигателя постоянного тока для плавного регулирования
частоты вращения.
Изменение скорости воздуха производится с помощью пнев-
мометрической трубки 2, подключенной к микроманометру 3.
Аэродинамическое сопротивление трубного пучка определяется
микроманометром по перепаду статического давления до и за пуч-
ком. Повышение температуры воздуха в пучке измеряется миого-
спайной дифференциальной термопарой 8, холодное плечо кото-
рой помещается на входе в аэродинамическую трубу.
В рабочем участке с помощью верхней и нижней трубных
досок собирается трубный пучок, с боковых сторон пучка уста-
навливаются полутрубки.
426
Рис- 12.2. Конструкция калориметрической оребренной трубы с электрическим
нагревателем.
Электропитание нагревателей в трубах и калориметрах, раз-
мещенных по одному в каждом поперечном ряду, производится
переменным током через автотрансформатор 5 и ваттметр 6. На-
ряду со средним теплообменом трубного пучка или калориметра
большой интерес представляют закономерности локальной теп-
лоотдачи на поверхности ребристых труб. Конструкция калори-
метрического устройства в виде одиночной трубы с кольцевыми
ребрами постоянной толщины показана на рис. 12.4 [7]. Труба
изготовлена из красной меди, состоит из двух частей, соединен-
ных на трубе. Во внутренней полости трубы, заполненной водой,
размещен электрический нагреватель, мощносзъю 1 кВт. К крышке
присоединен конденсатор. Уровни воды в рубашке конденсатора и
внутренней полости трубы контролируются водомерными стеклами.
427
428
38f0
Рис. 12.3. Схема экспериментальной установки для измерения средней теплоотдачи и аэродинамического сопротивления трубных пучков.
Рис. 12.4. Калориметрическое устройство для исследования местной теплоотдачи
па поверхности поперечных кольцевых ребер.
I. 2 - нижняя и верхняя части оребренной трубы: 3 — нагреватель; 4 — крышка; 5 7 _ слив и вход
охлаждающей воды; 6 — конденсатор; 8 — воздушник; 9 — предохранительный клапан; 10 - рубашка
конденсатора; 11, 12 — водомерные стекла; 13 — каналы для укладки проводов датчиков и термопар; № 1 -
6 — номера датчиков теплового потока.
429
На поверхности среднею ребра и прилежащей к нему поверхно-
сти грубы встроены заподлицо шесть батарейных датчиков тепло-
вого потока вместе с термопарами. Провода датчиков и термопар
выведены к измерительным приборам.
В рабочем режиме вода во внутренней полости трубы кипит,
пар поступает в конденсатор, откуда конденсат непрерывно воз-
вращается в область кипения. Регулированием мощности система
вводится в равновесное состояние*. Ориентация датчиков относи-
тельно потока изменялась путем осевого поворота оребренной
трубы. Локальные коэффициенты теплоотдачи рассчитывались как
отношение теплового потока с поверхности батарейного датчика
к разности температур стенки и среднеарифметической темпера-
туры воздуха.
Конструкции экспериментальных установок для изучения сред-
ней и местной теплоотдачи, методики проведения экспериментов и
способы обработки наблюдений отличаются большим разнообрази-
ем [2], что оказывает влияние на точность получаемых результатов
и затрудняет согласование данных различных лаборатории.
После завершения сборки опытного стенда производится его
тарировка, т.е. проводятся испытания хорошо изученной модели
трубного пучка с последующей проверкой сходимости вновь по-
лученных результатов с известными многократно аппробирован-
ными данными.
Прежде чем начать проведение эксперимента, необходимо
спланировать объем испытаний, интервалы между отдельными
измерениями и последовательность измерений. Выбор совокуп-
ности экспериментальных точек определяется ограничениями из-
мерительной аппаратуры по мощности, скорости, давлению, тем-
пературе и т.д. При малом количестве опытных точек снижается
точность результатов, трудно установить закон или функцию. Слиш-
ком большое количество измерений увеличивает трудозатраты,
связанные с проведением эксперимента и обработкой данных.
Выбор интервала между экспериментальными точками зависит от
характера экспериментальной кривой и относительной точности
данных на различных участках. В большинстве случаев опытные
данные имеют меныпую точность в начальных участках графика,
поэтому для повышения точности число отсчетов на этих участ-
ках должно быть увеличено.
Последовательность измерений при проведении эксперимента
часто является независимым параметром, так как калориметры
430
после выхода на режим не возвращаются в исходное состояние.
Для исключения влияния последовательности испытаний, в тех
случаях, когда это возможно и целесообразно, прибегают к ран-
домизации последовательности опытов с помощью жеребьевки или
таблицы случайных чисел.
Измерения выполняют только при установившемся режиме,
когда показания приборов не меняются. Обработку результатов
прямых измерений и погрешности косвенных измерений выпол-
няют в соответствии с ГОСТ 8.508—84 и ГОСТ 8.207—76.
12.3. Испытания теплообменников на плотность и прочность
Наиболее распросграненным способом испытаний на проч-
ность и плотность являются гидравлические (гидростатические)
испьпания, при которых проверяют сварные швы, вальцованные
соединения труб в отверстиях трубных решеток, места уплотне-
ния крышек, прочность и плотность всего аппарата. Проверку
сварных швов рекомендуется выполнять до проведения оконча-
тельных гидравлических испытаний. Отыскание течей возможно
при опрессовке трубного пространства воздухом при давлении
0,135...0,17 МПа. На сварные швы наносится мыльный раствор
(100 г хозяйственного мыла на 1 л воды), в местах течи наблюда-
ются крошечные пузырьки.
Более чувствительный метод связан с использованием гелия,
который лучше других газов (кроме водорода) диффундирует че-
рез неплотности. Внутри испытуемого объема создается разреже-
ние до 133 -10~3 Па. Зонд с вытекающим гелием перемещают вдоль
швов, разъемов и поверхностей, в которых вероятно наличие течи.
Когда зонд оказывается в районе неплотности, гелий вместе с
воздухом протекает в вакуумированный объем. Затем этот объем
соединяется с масс-спектрометрической камерой, в которой пред-
варительно создается вакуум до 665 10“^ Па. Гелий из объема
отсасывается в камеру, электрическая часть которой генерирует
сигнал. Уровень сигнала соответствует концен!рации 1елия. С по-
мощью гелиевых течеискателей ГТИ-6 и МХ1102 можно обнару-
жить течь с расходом гелия 10~16 м3/с.
Для применения галоидного гечеискателя испытуемый объем
после откачки воздуха заполняется под избыiочным давлением
0,01 МПа одним из газов, относящихся к галогенидам или гало-
идным соединениям (фреон, хлор, четыреххлористый углерод,
431
хлороформ и др.). Датчик, отсасывающий 1аз, перемещается вдоль
поверхности, в которой подозревается течь. Поступающий от дат-
чика воздух подается в горелку, бесцветное пламя которой при
небольшом присутствии галоидов окрашивается в зеленый цвет.
В электронных приборах присутствие газов, содержащих хлор,
резко увеличивает эмиссию ионов, перемещающихся от нагретого
анода к катоду. Изменение анодного тока регистрируется микро-
амперметром. Галоидный течеискатель ГТИ-2 позволяет выявить
зечи газа с расходом 1О~10 м3/с.
Гидравлические испыгания с целью проверки прочности де-
талей и плотности сварных и разъемных соединений проводят
после выполнения всех сварных и сборочных работ чистой водой
с температурой не ниже 5 °C и не вьппе 40 °C. Аппарат заполня-
ют водой, выпуская воздух из верхней части аппарата, после чего
постепенно, в течение 5-—10 мин, повышают давление до нормы с
помощью гидравлического пресса.
Правилами Госгортехнадзора установлены следующие нормы
давления ри при испытании сосудов и аппаратов, работающих
под давлением: для сосудов на рабочее давление р 0,5 МПа —
1,5/?р, но не менее 0,2 МПа; для сосудов па рабочее давление
> 0,5 МПа — 1,25 р но не менее рр4- 0,3 МПа.
Продолжительность испытания не должна превышать 10 мин,
после чего давление снижается до рабочего. За период испытаний
показания манометра не должны заметно снижаться. После умень-
шения пробного давления до рабочего производится осмотр всех
сварных соединений и прилегающих к ним участков, плотности
вальцовки труб, крепления крышек. Аппарат считается выдер-
жавшим гидравлические испытания, если при осмотре не было
обнаружено разрывов, трещин, течи, слезок, запотевания на ме-
талле сосуда и в сварных швах, а также видимых остаточных
деформаций. Снижение рабочего давления по манометру в тече-
ние 2 ч не должно превышать 5%.
Пневматические испытания аппаратов на прочность разреша-
ется проводить в тех случаях, когда удаление воды из трубной
системы невозможно или заполнение аппарата водой вызывает
недопустимо высокие напряжения в элементах конструкции.
При испытаниях сжатым воздухом места возможной негерме-
тичности трубных решеток и крышек окрашивают меловым рас-
твором, а сварные швы и разъемные соединения смазывают мыль-
ной водой.
432
Давление инерзного газа или воздуха в аппарате плавно новы
шают до значения 0,5/?р. Затем при отсутствии течи давление
увеличивают до пробного ступенями по 0,1/?р на каждую ступень.
В перерывах между ступенями повышения давления проводят
тщахельный просмотр швов, разъемных соединений и меловой
окраски» Если слои меловой окраски потрескались или осыпа-
лись (признаки текучести металла), давление необходимо снизить
на 1/3.
Аппарат считается выдержавшим испытания воздухом, если
не были замечены признаки текучести металла и пропуски возду-
ха через швы и разъемные соединения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кунтыш В.Б., Пиир А.Э., Федотова Л.М. Исследование контактного терми-
ческого сопротивления биметаллических оребренных груб АВО//Изв. вузов. Лес-
ной журнал. — 1980. — № 5. — С. 82—86.
2. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты оребренных
теплообменников воздушного охлаждения. — СПб.: Энергоатомиздат, 1992. — 280 с.
3. Стенд для контроля качества контакта в биметаллических оребренных
трубах/В.Б. Кунтыш, В.И. Мелехов, Г.А. Марголин и др.//Химическое и нефтяное
машиностроение. — 1988. — № 12. — С. 7—9.
4. Пиир А.Э., Кунтыш В.Б. Электрический способ контроля качества механи-
ческого соединения несущей трубы с ребрами в биметаллических трубах//Информ.
листок N? 189—91/Архангельский ЦНТИ, 1991. — 4 с.
5. Юдин В.Ф., Тохтарова Л.С. Сравнение методов полного и локального теп-
лового моделирования//Энергомашиностроение. —- 1970. —- N° 12. — С. 27—31.
6. Легкий В.М., Письменный Е.Н. Об одной закономерности процесса тепло-
обмена в шахматных поперечно-омываемых пучках груб с внешним кольцевым
оребрением//Изв. вузов. Энергетика. — 1982. — N? 11. —- С. 107—111.
7. Исследование местной теплоотдачи трубы с кольцевыми ребрами в попереч-
ном потоке воздуха/В.М. Легкий, В.П. Павленко, А.С. Макаров и др.//Теплофизи-
ка и теплотехника. — Киев: Паукова думка. — 1973. — N° 23. — С. 86—90.
Глава тринадцатая
АВТОМАТИЗАЦИЯ И КИП
ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ТВО*
Система управления является одним из решающих элементов
повышения эффективности работы ТВО и их групп. Выбор струк-
туры управления ТВО и применяемых для реализации средств
автоматизации определяется исходя из требований технологичес-
кого процесса, числа и схемы включения ТВО в группе, кон-
структивного исполнения аппаратов.
Основные требования к системе управления ТВО и нуги их
решения средствами автоматизации изложены в рабоге [ 1].
Общие требования к системе управления ТВО. ТВО рассчи-
тываются на определенную температуру атмосферного воздуха,
при которой обеспечивается заданная температура охлаждаемой
или конденсируемой среды. Задача систекты управления ТВО —
поддерживать температуру охлаждаемой среды с заданной точ-
ностью согласно требованиям технологическою процесса.
К возмущающим воздействиям относятся:
— температура, расход и давление охлаждаемой среды на
входе ТВО;
— температура окружающего воздуха.
Температура, расход и давление охлаждаемой среды опреде-
ляются технологическим режимом основного оборудования и, как
правило, изменяются в пределах ±(24-3)% .
Температура окружающего воздуха — медленно изменяющийся
параметр. В зависимости от района и времени года разница тем-
ператур между максимальной дневной и минимальной ночной
может достигать 30 °C, в отдельных случаях до 70 °C.
К параметрам регулирования отггосягся:
— температура охлажденной среды гга вьгходе из ТВО;
— температура охлаждающего воздуха перед теплооб-
менными секциями.
Регулнрующее воздействие может осуществляться путем: из-
менения расхода охлаждающего воздуха, подводимого вентилято-
рами в теплообменные секции; рециркуляцией охлаждающего
воздуха перед теплообменными секщгями; перепуском части тех-
*
В написании главы принимал участие канд. техн, наук Пулин В.Н.
434
полопгческого потока по байпасным линиям; увлажнением ох-
лаждающего воздуха и поверхности теплообменных секций.
Рассмотрим каждое из перечисленных воздействий, реализа-
ция которых определяется назначением и конструкцией конкрет-
ного ТВО или группы ТВО в техполошческом процессе.
Изменение расхода охлаждающего воздуха возможно измене-
нием утла поворота лопастей вентилятора, частоты вращения вен-
тиляторов, отключением-включением вентиляторов. Частным слу-
чаем изменения температуры и расхода воздуха является приме-
нение рециркуляции, когда закрываются вручную боковые жалю-
зи, а по температуре воздуха под теплообменной секцией изменя-
ется угол поворота верхних жалюзей, оснащенных приводом с
дистанционным управлением. Рециркуляция используется при ох-
лаждении вязких сред.
Наиболее перспективным способом изменения производитель-
ности вентиляторов является воздействие на частоту вращения
двигателя вентилятора с помощью тиристорного преобразователя
частоты.
В настоящее время для управления асинхронными электро-
двигателями на отечественном рынке предлагается широкая но-
менклатура преобразователей (табл. 13.1) с выходным напряже-
нием 220 В, 380 В. Современные преобразователи имеют высо-
кий КПД —до 98%; широкий диапазон изменения частоты —
практически от 0 до 100%, комплектуются встроенным микро-
процессорным контроллером, позволяющим осуществлять адап-
тацию к нагрузочной характеристике двигателя (М « п 2, М - const
и др.), прием и передачу сигналов по интерфейсной связи и ряд
других функций контроля, регулирования и защиты.
Стоимость отечественных и импортных преобразователей со-
поставима. Исключается также применение сложных конструк-
тивно и в обслуживании вентиляторов с дистанционным приво-
дом поворота лопастей (например, для аппаратов 1АВГ [2]). Сту-
пенчатое изменение подачи охлаждающего воздуха осуществляет-
ся включением-отключением вентиляторов. Применением данного
метода для управления ТВО можно достичь высокой точности
регулирования температуры охлаждаемой среды. Стремление к
высокой точности регулирования приводит к увеличению частоты
включений-отключений двигателей вентиляторов и ограничивает-
ся паспортными данными конкретного двигателя. Поэтому, зада-
ваясь точностью, уменьшается надежность и долговечность электро-
435
Таблица 13.1
Тиристорные преобразователи частоты, используемые для управления ТВО
Тип Фирма- ГфОИ 5ВОДИ1 ель Напряжение на выходе КПД Наличие встроенного контроллера
“Эратон" АО “ЭРАСИБ* (Россия) 3/220 В/50 Гн 0,9—0,92 Да
ТПЧ ПО “Преобразова- тель" (Украина) 380 В/50 Гц 0,9—0,92 Нет
ЭКТ-2М ПО "Преобразова- тель" (Украина) 380 В/50 Гц 0,9—0,96 Нет
TOSVERT- 30Н2 TOSHIBA (Япония) 380 В/50 Гц 0.95—0,98 Да
ATV-452V TELEMECANIC (Франция) 380 В/50 Гц 0,95—0,98 Да
VLT серия 3000 DANFOSS (Дания) 380 В/50 Гц 0,95—0,98 Да
SIMOVERT GSE 1245 SIMENS (Германия) 380 В/50 Гц 0,95—0,98 Да
АС 502 АВВ (США) 380 В/50 Гц 0,95—0,98 Да
технической аппаратуры, обеспечивающей работу двигателя, и
самого двигателя.
При числе вентиляторов в группе ТВО более 12 можно ори-
ентироваться на диапазон регулирования ± 5 °C, а при числе вен
тиляторов 24— ±2,5 °C. На рис. 13.i [1] показано увеличение
числа включенных вентиляторов в зависимости от температуры
охлаждающего воздуха при конденсации охлаждаемого продукта
в аппаратах типа АВЗ. Аналогичный характер зависимости и при
охлаждении без конденсации.
Полной картины о поведении системы управления ТВО при-
веденный график не дает, поэтому рассмотрим результаты мате-
матического моделирования трех-, двухвептиляторных ТВО блоч-
но-модульного исполнения совместно с системой регулирования
температуры охлаждаемой среды. Математическая модель дина-
мики описывает шесть теплообменных секций (ио числу вентиля-
торов) и соответствует реальным условиям охлаждения газа. В
основе алгоритма управления заложены ПИрегулятор, аналого-
дискретный преобразователь и дискретная часть, реализующая
последовательность включения-выключения 1, 2, 3... 6; 1, 2, 3... 6
и т.д. (первый включился — первый выключился). Проведенные
436
п, шт
14
1 I
1 Л.
10
1 V
к
о
6
л
ч-
Л,
-30 -20 -10
Рис. 13.1. Изменение числа включенных вентиляторов
в зависимости от температуры атмосферного воздуха.
исследования показали (рис. 13.2), что при совпадении значений
окружающей температуры воздуха и расчетного количества вен-
тиляторов необходимое количество вентиляторов включится (обес-
печивающее заданную температуру среды) и останется работать
до момента изменения температуры окружающего воздуха или
расхода, температуры охлаждаемой среды.
В случае установленной зоны регулирования (± 2 °C) окру-
жающего воздуха 20 °C (расчетное 28 °C) происходит включение-
отключение вентиляторов в соответствии с алгоритмом. Частота
включения вентиляторов при зоне 4 °C составляет ~ 1.5 ч для каж-
дого номера вентилятора. Смещение рабочей точки от стационар-
ного режима — точки пересечения значений температуры окру-
жающего воздуха с конечным числом вентиляторов приводит к
включению-отключению одного вентилятора.
437
К
Рис. 13.2. Кривые регулирования температуры среды на выходе из группы ТВО:
а — дискретное регулирование при t — 20° С: /— б — номер двигателя; б — отработка возмущающего
воздействия t — 28° С —> 20° С; в — отработка возмущающего воздействия по расходу среды при G - 1,25(7 ;
А — зона разгона двигателя; Б — зона отработки возмущающего воздействия.
Высоких результатов регулирования температуры охлаждае-
мой среды можно достичь сочетанием дискретного воздействия
на расход охлаждающего воздуха включением-отключением и из-
менением частоты вращения вентиляторов. Зона плавного регу-
лирования при этом должна составлять 10—25% теплопроводности
ТВО. В зависимости от выбранной зоны плавного регулирования
438
определяется число вентиляторов, подключаемых к тиристорным
преобразователям. Таким образом, удается значительно уменьшить
количество преобразователей и обеспечить высокую точность ре-
гулирования температуры среды.
Практическая реализация. С помощью регуляторов типа
“Прогар-100” может быть ревизована система регулирования тем-
пературы среды па выходе из ТВО путем включения-отключения
двигателей вентиляторов по ПИ, ПИД-закону регулирования. На
цикло1рамме рис. 13.3 покатано, что колебания температуры Гс в
пределах установленной зоны не приводит к изменению выходно-
го сигнала регулятора (участок 0 — fj). Выход за пределы зоны
нечувствительноегп (точки t2, приводит к выдаче дискретного
сигнала на подготовку цепей срабатывания пускателей на вклю-
чение-отключение соогветсгвующих двигателей вентиляторов по
алгоритму. Значение выдержки времени т определяется задан-
ным временем интегрирования — 1 %/с и необходимостью возврата
сигнала регулятора в среднюю точку после включения-отключе-
ния каждого двигателя.
Рис. Н.З. Пример циклограммы работы регулятора “ПРОТАР-100” в СДУ ТВО:
t — регулируемая температура: Z5 — заданная температура; У — аналоговый выход регулятора; ZB< ZH -
дискретные выходы регулятора.
439
“Калининград!азавтоматика” (г. Калининград, Россия) выпус-
кает щит управления “САУВС” АСА 2.556.049, предназначенный
Для контроля и управления работой ТВО газа и автоматического
поддержания температуры газа на выходе в заданном диапазоне.
Рассчитан на совместную работу с шестнадцатью двухвентилятор-
ными ТВО типа 2 АВГ-75.
Щит управления обеспечивает:
— автоматическое регулирование температуры газа па вы-
ходе в диапазоне от +5 до -60 °C за счет последовательного по
алгоритму, разработанному АО “ЛЕННИИХИММАШ”, с задан-
ным интервалом времени пуска и останова необходимого числа
Двигателей в автоматическом режиме. Ширина зоны нечувстви-
тельности устанавливается в диапазоне от 3 до 20 °C;
— рабочий интервал времени пуска или останова двигате-
ля в пределах от 30 с до 10 мин;
— возможность выбора первого вентилятора в “АВТ” ре-
жиме с последующим включением по алгоритму. Из алгоритма
исключаются вентиляторы, выведенные на “местное” управление,
а также неисправные;
— отключение двигателя вентилятора при срабатывании дат-
чика вибрации (предусмотрен “сухой контакт”);
— аналоговое управление с помощью регулятора “Протар-
100»;
— искробезопасность входных цепей уровня “ic” по
ГОСТ 22782.5—78, маркировка по взрывозащите 2ExicIIT5.
Щит управления (1800x600x600 мм) имеет блочно-модульную
конструкцию закрытого исполнения. Одна плата управления пред-
назначена для формирования сигналов управления и сигнализа-
ции двух вентиляторов одного аппарата. Обобщенная информа-
ция вида “сухой контакт” может выводиться на верхний уровень
управления — ’’неисправность ТВО”, “ТВО в работе”, “превыше-
ние Тс”. Платы — модули с “жесткой” логикой не позволяют из-
менять алгоритм управления ТВО.
Функциональная схема автоматизации (рис. 13.4, см. вкладку) блоч-
но-модульных ТВО, соединенных параллельно, включает аналого-дис-
кретное регулирование температуры среды на выходе, аналоговое ре-
гулирование температуры воздуха рециркуляции, остановку вентиля-
торов по сигналу от вибродатчиков при превышении допустимого уровня
вибрации. Условные обозначения по ГОСТ 21.404—85 [3].
440
Система управления предусматривает следующие режимы ра-
боты:
— местное управление;
— дистанционное управление;
— - автоматическое управление.
Режим автоматического управления является основным, дис-
танционного — вспомогательным. Режим местного управления
используется для профилактического обслуживания и ремонта.
Переход па местное управление производится для всех вентилято-
ров каждого аппарата одновременно ключом, устанавливаемым
на нппе управления или с панели контроллера БК-L Переход с
дистанционного режима на автоматический осуществляется без
изменения состояния работы вентиляторов (включен-выключен).
Непосредственно на аппаратах устанавливаются исполнитель-
ные механизмы поворота жалюзей (МИМ), элсктропневмопреоб-
разователи (ПЭП), преобразователи температуры ТС1...ТС7, виб-
ровыключатели или аналоговые датчики вибрации. Вблизи каж-
дого аппарата размещаются местные панели управления П1...П4 с
кнопками управления двигателей вентиляторов и аварийной оста-
новки SB31...SB34. Управление с местной панели возможно толь-
ко по разрешающему сигналу со щита управления. Щит управле-
ния в операторной содержит кнопки управления SB 11 ...SB 15, све-
тозвуковую сигнальную аппаратуру, аналого-дискретный управ-
ляющий микропроцессорный контроллер БК-1 и контроллер виб-
розащиты БК-2. Контроллер БК-1 по заданной программе в соот-
ветствии с алгоритмом и сигналами преобразователей температу-
ры выдает управляющие сигналы на тиристорный преобразова-
тель, пускатели двигателей вентиляторов, исполнительные меха-
низмы привода жалюзей, реализуя регулирование температуры ох-
лажденной среды и температуры воздуха при рециркуляции по
ПИ-закону. На лицевых панелях контроллеров БК-1, БК-2 име-
ются кнопки управления и индикаторы вывода информации. Кро-
ме того, контроллеры имеют интерфейс для приема-передачи ана-
логовых и дискретных сигналов с верхнего уровня управления.
Электросиловое оборудование, включая тиристорный преобразо-
ватель ПТ-1, устанавливается в электротехническом помещении с
периодическим обслуживанием.
При выборе технических средств для реализации системы
управления необходимо руководствоваться конкретными условиями
эксплуатации, требованиями ПУЭ-76, изд. 6 [4]. Основным эле-
441
ментом, определяющим функциональные возможности, является
программируемый контроллер. Moiyr быть рекомендованы кон-
троллеры серии МК (ПО “Теплоавтомат”, г. Харьков, Украина),
Р-130 и его модификации АО “ЗЭ и М” (г. Чебоксары, Россия).
Например, при эксплуатации ТВО в зонах класса В-1Г на
местных панелях управления устанавливаются взрывозащищен-
ные кнопки типа КУ-90, КУ-92, посты управления типа ПВК-
14У, ПВК-24У, соединительные коробки типа КСВ-1, КСВ-2. В
качестве преобразователей температуры применяются общепро-
мышленные термометры ТСМ-0879, ТСМ-0595, Гр50М. В ком-
плекте мембранных исполнительных механизмов привода жалю-
зей поставляются взрывозащищенные электропневмопреобразова-
тели типа ПЭП (ПО “Теплоавтомат”, г. Харьков, Украина) с вход-
ным сигналом 0—5 мА, 4—20 мА, 0—10 В. При отсутствии воз-
духа КИП или если его осушка недостаточна, возможно примене-
ние однооборотных взрывозашшценных электрических механиз-
мов серии МЭО-ПВТЧ-93 АО “ЗЭ и М” (г. Чебоксары, Россия).
Виброзащита и вибродиагностика
Для определения и оценки технического состояния машин и
механизмов широко используют методы технического диагности-
рования па основании результатов измерения параметров, харак-
теризующих их функциональное поведение. В качестве диагнос-
тических признаков целесообразно выбирать вибромстрические
показатели. Это обусловлено тем, что вибромстрические показа-
тели содержат большой объем информации о техническом состо-
янии объекта, в том числе и о наличии и характере дефектов
изготовления или качества ремонта.
Опенка состояния машин с помощью виброметрии путем пе-
риодического или непрерывного измерения параметров вибрации
позволяет значительно снизить стоимость технического обслужи-
вания и ремонта, исключая необходимость профилактической за-
мены давно используемых, но вполне пригодных для работы дета-
лей. Кроме тою, непрерывное изменение параметров вибрации
позволяет значительно снизить вероятность аварийного выхода
машины из строя и уменьшить последствия аварии за счет свое-
временного отключения электропривода.
Уровень вибрации может характеризоваться следующими
параметрами: виброперемещением, виброскорос гью и виброуско-
442
рением. Виброперемещение — расстояние при движении точки
измерения относительно ее положения в состоянии покоя, выра-
жается в метрах. Виброскорость — скорость движения точки из-
мерения, выражается в метрах в секунду. Виброускорение — ско-
рость, с которой движение точки измерения изменяется во време-
ни, ускорение выражается метрах в секунду квадратную. В случае
простейших гармоничных колебаний эти параметры определяют-
ся следующими выражениями:
У=я/(2л/); S=а/(4л2f2):
где V—амплитуда виброскорости, м/с; S - амплитуда вибропе-
ремещения, м; а — амплитуда виброускорения, м/с2; f— частота
колебаний, с1.
Форма и период рассматриваемых колебаний идентичны для
этих трех параметров, однако имеется взаимный фазовый сдвиг
(рис. 13.5).
Рис. 13.5. Зависимость между параметрами вибрации:
2 ,
1 — ускорение а; 2 — скорость V — О / (2я f) = J ddf' 3 — смещение
2 2 г
5 = й/(4я f ) = \vdt-
Виброскорость можно определить путем деления виброуско-
рения на пропорциональный частоте фактор, пропорциональный
возведенной в квадрат частоте. Описанные вьппе операции авто-
матически определяются электронными интеграторами, встроен-
ными в современных виброизмерительных приборах. Как показы-
443
saei многолетний опыт, наиболее точно отображает опасность
механических колебаний среднеквадратичное значение вибро-
скорости, измеренное в частотном диапазоне от 10 до 1000 Гц.
Образующаяся в результате вибрации энергия пропорциональна
квадрату скорости вибрации в процессе распространения внутри
оборудования, приводит к износу и образованию дефектов. Таким
образом, среднеквадратичное значение виброскорости, измерен-
ное в частотном диапазоне 10—1000 Гц, может являться критери-
ем оценки общего технического состояния вентилятора ТВО.
Основные спектральные составляющие при этом будут сле-
дующие:
1. Вибрация с частотой вращения двигателя f = Гц, где
п — частота вращения мин"1. Эта вибрация характеризуется несов-
падением оси инерции ротора с осью вращения и может быть
вызвана дисбалансом ротора, расцентровкой электродвигателя и
вентилятора, неравными площадями или установленными углами
атаки лопастей вентилятора, неизбежной тепловой писимметрией
ротора из-за разной толщины пазовой изоляции обмоток ротора,
наличием витковых замыканий в обмотках возбуждения, различ-
ными условиями охлаждения двигателя.
2. Вибрация с удвоенной частотой f}~2f~2n/60 вызвана
овальностью шейки вала из-за неправильной обмотки или шли-
фовки.
3. Вибрация, вызванная аэродинамическими процессами (ло-
паточная частота):
п
f2=m— ,
60
где т — число лопаток вентилятора. Для УК-2М т-4. Возника-
ет при наличии препятствий потоку воздуха вблизи вентилятора
(в нашем случае коллектор).
4. Вибрация, вызванная подшипниками, применяемыми в
электродвигателях ТВО. Подшипники качения, применяемые в
электродвигателях ТВО, имеют в своем составе несколько дина-
мически взаимодействующих деталей, являющихся источниками
нескольких возбуждающих вибрации сил с частотами, кратными
частоте вращения внутреннего кольца подшипника, т.е. частоте
вращения ротора [4].
Характеристики подшипников, применяемых в электродвига-
телях [5] следующие.
1. Шарикоподшишшки упорные одинарные типа 8000: d-180 мм,
444
D--300 мм, Do-24O мм, 70=44,45 мм, число тел качения ZT—15;
2е Роликоподшшшики радиальные с короткими цилиндрическими
роликами однорядные типа 3200: <7—110 мм, D -200 мм, Z)o-155 мм,
dQ-23 мм, ZT—17; обозначения см, на рис. 13.6. Частоты спектраль-
ных составляющих вибрации приведены в табл. 13.2 [6].
Рис. 13.6. Обозначение разме-
ров подшипника качения.
Таблица 13.2
Расчетные формулы частот спектральных составляющих
Причина вибрации
1. Разностенность внутренних
колец подшипников
2. Овальность внутренних колец
3. Радиальные зазоры в подшипниках
4. Повреждения и волнистость
внешнего кольца подшипников
5. Повреждения и волнистость
внутреннего кольца подшипников
6 Ассиметрия расположения тел
качения
7, Повреждение тел качения
Частота вибрации, Гц
ZT п 7
~Т 6О'Т
— число тел качения
f =АаГ1+V
5 2 6ol dJ
п d
- %----— ZT, х = 1, 2, ...т
60 D-d т
; - Ро " fl A' "
77 dtl 60l /)J
445
Таблица 133
Нормативные значения виброскорости (ИСО-2372)
Класс оценки Среднеквадратичное значение виброскорости, мм/с
К М Г
Хорошо 0.18- 0,71 0,18 - 0,12 0,18 - 1,8
Допустимо 0,71 - 1,8 1,12 - 2,8 1,8-4,50
Предельно допустимо 1,8- 4,50 2,8-7,10 4,50- 11,20
Недопустимо " 4,80 > 7,1 ' 11,2
Частоты спектральных составляющих, рассчитанные по фор-
мулам, приведенным в табл. 13.3, могут несколько отличаться от
измеренных вследствие многочисленности вынуждающих сил и
сложности упругой системы реальной машины.
Существующие технические нормы по ограничению вибра-
ции машин можно подразделить на следующие категории:
а) нормы, регламентирующие виброактивность конструкций
и качество изготовления машин;
б) эксплуатационные нормы допустимой вибрации машин;
в) нормы на вибростойкость машин при воздействии внешней
вибрации.
Нормы собственной вибрации электрических машин регла-
ментируются стандартами ИСО и соответствующими националь-
ными стандартами. Для применяемых в вентиляторах ТВО электро-
двигателей нормирование значений виброскорости может быть
выполнено по ИСО-2372 (табл. 13.3).
Группа К — машины мощностью до 15 кВт; группа М — ма-
шины мощностью до 15—75 кВт или до 300 кВт на специальном
фундаменте; группа Г — машины более 300 кВт на жестком и
тяжелом фундаменте.
После обследования определенного количества нормально
работающих аппаратов и нескольких аварийных, с учетом норм
ИСО-2372, касающихся допустимого превышения уровня вибра-
ции на электродвигателе определены критерии оценки типичного
состояния ТВО типов АВЗ и 2АВГ-75 по вибропараметрам для
систем виброзащиты:
— амплитудный диапазон контроля СКЗ виброскорости от
3 до 20 мм/с;
— частотный диапазон от 4 до 400 Гц.
446
Точки контроля выбираются на периметре верхнего подшип-
никового узла при измерении вибрации в радиальной установке.
Порог срабатывания виброзашиты должен устанавливаться
индивидуально для каждого вентилятора и соответствовать трех-
кратному превышению уровня виброскорости нормально работа-
ющего вентилятора.
Аппаратура виброзащиты и вибродиагностики
В 70—80-х годах в качестве средств виброзащигы ТВО при-
менялись различные механические вибровыключатсли и виброре-
ле, входящие, как правило, в комплект поставки импорзных ТВО,
такие, как “Нуово-Пиньоне” (Италия), 66E-J-L (Япония) и т.п.
Апалоптчпый вибровыключатсль ВВ-01 был разработан АО “ЛЕН-
НИИХИММАШ” и передан для серийного производства па завод
“Калинишрадгазавтоматика”. По конструкции подобные устрой-
ства отличаются друг от друга, но все содержат инерционную мас-
су, которая в состоянии покоя удерживается усилием пружины
или магнитным полем в одном положении и под действием вибра-
ции скачком переходит в другое (защелка), управляя электричес-
ким контактом. Возврат в рабочее положение производится вруч-
ную — кнопкой на корпусе внбровыключателя или электромаг-
нитом, управляемым со щита. Недостатками таких механических
устройств являются их невысокая механическая надежность вслед-
ствие наличия подвижных механических элементов и пружин,
испытывающих постоянное воздействие вибрации и изменяющих-
ся темпера тур, неудобство настройки, так как ортаны регулиров-
ки находятся на корпусе внбровыключателя, установленного на
двигателе работающего вентилятора, и отсутствие возможности
контролировать и тем более диагностировать изменение типично-
го состояния ТВО. Кроме того, за счет развития технологий элек-
тронной техники цена таких устройств оказалась сравнимой с
ценой электронного виброизмерителыюго канала, что окончательно
сделало нецелесообразным их применение.
Электронная система виброзапщты состоит из аксельромет-
ра, установленного на электродвигатель вентилятора, предвари-
тельного усилителя, расположенного в непосредственной близос-
ти от аксельрометра. и блока преобразования и индикации, раз-
мещенного на щите управления. Настройка (установка порога
срабатывания) производится непосредственно па блоке преобра-
447
зования, также со и шт а управления можно наблюдать за вибра-
цией аппаратов. Подобные системы обычно имеют выходы для
подключения внешних устройств анализатора и персонального
компьютера (ПК), что позволяет использовать их для организации
вибродиапюстикн и непрерывного контроля технического состо-
яния вентилятора ТВО.
Серийно выпускаем те отечественной промышленностью сис-
темы контроля вибрации в полной мере не отвечают необходи-
мым требованиям эксплуатации. Эю связано с техническими или
климатическим! характеристикам! или с исполнением но взры-
вобезонасности.
По этой причине организации-разработчики ТВО и систем их
автоматизации самостоятельно разрабатывают и выпускают сис-
темы виброзащиты и вибродиагностики под конкретные задачи.
Примером такой системы является система В В-04 АО “ЛЕННИИ-
ХИММАШ”.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Крюков Н.П. Аппараты воздушного охлаждения. — М.: Химия, 1983. --
168 с.: ил.
2. Аппараты воздушного охлаждения. Катало!, VI.: ЦИИТИНЕФТЕ*МАШ.
1992. —16 с.
3. Проектирование систем автоматизации технологических процессов:
Справочное пособие/А.С. Клюев и др. М.: Энергоатомиздат, 1990. — 464 с.
4„ Исаков В.М., Федорович М.А. Виброшумозаши га в электромашинострое-
нии. — Л.: Энергомашиздат, 1986. — 206 с.
5. Бейзелъман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перелъ Л.Я. Подшипники качения:
Справочник. — М.: Машиностроение, 1969. — 608 с.
6. Борьба с шумом на производстве: Справочник/Под ред. Е.Я. Ющина. М.:
Машиностроение, 1985. — 400 с.
Глава четырнадцатая
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ И МЕРЫ БОРЬБЫ
С ШУМОМ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ТВО
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а, Ь, с — размеры измерительной поверхности
/р /2— размеры основания параллелепипеда, огибающею
ТВО
— высота параллелепипеда, огибающего ТВО
М — расчетная масса, колеса вентилятора, кг
п — частота вращения, с‘1
/?р— избыточное расчетное давление технологической
среды в аппарате, МПа
/?! — избыточное максимальное давление технологичес-
кой среды в аппарате при срабатывании предохра-
нительного устройства, МПа
рпр -- пробное давление (при гидравлическом испытании),
МПа
PR — избыточное расчетное давление, МПа
— коэффициент звукопоглощения
X — длина звуковой волны
ц — плотность расстановки элементов в системе
о — величина, определяющая эффективность системы
звукопоглощения
— допускаемое напряжение для материала аппара-
та или его элементов при температуре 20 °C, МПа
Lо]г ~ допускаемое напряжение для материала аппарата
или его элементов при расчетной температуре, МПа
14.1. Причины, влияющие на безопасность
обслуживания ТВО
В процессе эксплуатации ТВО следует учитывать такие опас-
ные и вредные производственные факторы, как аварийное по-
вышение давления и утечка рабочей среды, воздействие на персо-
нал электрического тока, расположение отдельных узлов обору-
дования на значительной высоте, наличие вращающихся частей,
повышенный шум, вибрация.
15 Бессонный А.Н. и др.
449
Причинами аварийного повышения давления рабочей среды в
теплообменных секциях ТВО являются, как правило, не предус-
мотренные технолоптческим регламентом случаи. Например: при-
ток в аппарат рабочей среды при закрытой задвижке на выходе;
перегрев теплообменных секций вследствие неисправности вен-
тилятора; нарушение работы системы автоматического управле-
ния и защиты; опшбки в действиях обслуживающего персонала.
Утечки рабочей среды возникают в основном из-за паруйте--
ния герметичности теплообменных секций в местах кретитештя
труб, что связано с отсутствием достаточно падежных методов
контроля герметичности этих узлов в процессе изготовления. Об-
наружить утечку газообразной среды из теплообменных секций
во время работы ТВО практически невозможно, что особенно
опасно при использовании в качестве рабочих сред взрывоопас-
ных продуктов.
Опасность поражения персонала электрическим током может
возникнуть при появлении электрического напряжения на метал-
лических нетоковедущих частях ТВО в результате повреждения
изоляции обмоток электродвигателя вентилятора или изоляции
проводки.
Основными источниками шума и вибрации при работе ТВО
являются рабочие колеса вентиляторов, редукторы, подшипнико-
вые узлы и электродвигатели.
Ниже приведены рекомендации по снижению вредного воз-
действия на персонал опасных и вредных производственных фак-
торов, возникающих при обслуживании ТВО.
14.2. Защита от аварийного повышения давления
Запщта ТВО от разрушения при повышении давления выше
допустимого значения осуществляется с помощью предохранитель-
ных устройств (ПУ), работающих ио принципу сброса излишнего
количества рабочей среды. В соответствии с ГОСТ 12.2.085—82
[1] для аппаратов, работающих под давлением газа или пара, ко-
личество и пропускную способность ПУ выбирают таким обра-
зом, чтобы избыточное давление в аппарате р при срабатывании
ПУ не превышало следующих значений:
р МПа ....... С 0,3 Свыше 0,3 до 6.0 Свыше 6.0
Pi, МПа......Рр Ю.5 115 Рр 11 Рр
450
При резких колебаниях давления рабочей среды допускается
во время действия ПУ повышение давления в аппарате до 25% от
рабочего при условии, что это превышение давления предусмот-
рено проектом и отражено в паспорте ТВО.
Ддя аппаратов, работающих под давлением жидкости, пре-
вышение давления над избыточным рабочим при работе ПУ до-
пускается не более чем на 0,1 МПа для рабочих давлений до 0.4
МПа включительно и на 25% от р для более высоких рабочих
давлений [2]. Кроме того, следует учитывать, что при повышении
давления в секциях ТВО во время действия ПУ более чем на 10%
от рр, их необходимо рассчитывать на прочность по давлению,
равному 90% от давления при полном открытии ПУ, но не менее
чем рабочее давление.
Для зашиты ТВО от недопустимого повышения давления реко-
мендуется применять пружинные полноподъемные предохранитель-
ные клапаны прямого действия, например, типа СППК 4. Пропуск-
ная способность предохранительных клапанов и их количество
выбираются по расчету, приведенному в ГОСТ 12.2.085—82.
Если предохранительные клапаны не могут работать надежно
(высокая коррозионность среды и т.д.), то в качестве ПУ следует
применять мембранные предохранительные устройства, отвечаю-
щие требованиям РД-03-15—92 [3].
ПУ устанавливаются па подводящем трубопроводе до первого
ответвления к теплообменным секциям ТВО. Если разрешенное
давление в секциях ТВО равно или больше давления питающего
источника, то установка предохранительного устройства необяза-
тельна.
14.3. Предотвращение утечек рабочей среды
Предотвращение утечек рабочей среды допускается проведе-
нием технического освидетельствования теплообменных секций,
как до пуска в работу, так и периодически в процессе эксплуата-
ции. Техническое освидетельствование включает в себя наруж-
ный и внутренний осмотры и гидравлическое испытание. Объем,
методы и периодичность освидетельствований определяются пред-
приятиями-изготовителями ТВО, указываются в их паспортах и
инструкциях по монтажу и безопасной эксплуатации. В случае
отсутствия таких указаний техническое освидетельствование ре-
комендуется проводить в следующие сроки:
451
15
— ТВО, работающие со средой, вызывающей коррозию ме-
талла со скоростью не более 0,1 мм/год:
наружный и внутренний осмотр — 1 раз в 2 года;
гидроиспытания пробным давлением — 1 раз в 8 лет;
ТВО, работающие со средой, вызывающей коррозию металла
со скоростью более 0,1 мм/год:
наружный и внутренний осмотр— 1 раз в 12 мес;
гидроиспытания пробным давлением — 1 раз в 8 лет.
Гидравлические испытания теплообменных секций ТВО про-
водятся пробным давлением, определяемым по формуле
Рпр=1,25/7/г[о]20/[о],. (14.1)
При этом литые стальные крышки секций должны быть под-
вергнуты гидравлическому испытанию отдельно, пробным давле-
нием, определяемым по формуле
7’пр=1>5рЛ[о]20/|а],. (14.2)
Для гидравлического испытания секций применяется вода с
температурой не ниже 5 °C и не выше 40 °C, если нет других
указаний в паспорте ТВО. При заполнении водой из секции дол-
жен быть полностью удален воздух. Давление следует поднимать
равномерно со скоростью нс более 0,5 МПа в минуту. Давление
при испытании должно контролироваться двумя манометрами.
Время выдержки секций в сборе под пробным давлением со-
ставляет 10—20 мин (в зависимости от толщины стенок). Время
выдержки литых крышек, испытываемых отдельно, должно со-
ставлять 60 мин.
Ре тультаты испытаний считаются удовлетворительными, если
во время их проведения отсутствуют: падение давления ио мано-
метру; пропуски испытательной среды (течь, потение и т.п.) в
сварных соединениях и па основном металле; признаки разрыва;
течи в разъемных соединениях; остаточные деформации.
Секции ТВО, работающие под давлением вредных веществ,
огнесештых к 1, 2, 3 и 4-м классам опасности по ГОСТ 12.1.007—76
[4], рекомендуется подвергать испытанию на герметичность воз-
духом или инертным газом под давлением, равным рабочему дав-
лению. Необходимость контроля на герметичность, степень гер-
метичности и выбор методов и способов испытаний оговарива-
ются в технической документации па ТВО. Контроль герметич-
ности проводится согласно требованиям ОСТ 26-11-14—88 [5J.
452
14.4. Обеспечение электробезопасности
Электробезопасность персонала, обслуживающего ТВО, обес-
печивается выбором электрооборудования с надлежащей степе-
нью защиты, надежным заземлением и соблюдением “Правил тех-
ники безопасности при эксплуатации электроустановок потреби-
телей” [6]. ТВО, размещаемые па открытых установках, должны
быть оборудованы молниезащитой.
Выбор электрооборудования. В зависимости от условий экс-
плуатации комплектующие ТВО электродвигатели и друюе
электрооборудование изготовляются в общепромышленном или
взрывозапшщенпом исполнении.
Электрооборудование общепромышленного исполнения име-
ет различные степени защиты от соприкосновения персонала с
вращающимися и токоведущими частями, а также защиту от по-
падания внутрь электрооборудования твердых частиц и воды. Дан-
ные о применении электродвигателей с различными степенями
защиты приведены в табл. 14.1.
Электрооборудование ТВО, устанавливаемых в пределах взры-
воопасных зон, должно иметь уровни и виды взрывозащиты, опре-
деляемые в зависимости от места установки и свойств рабочей
среды. Выбор такого электрооборудования проводится в соответ-
ствии с требованиями главы 7.3 Правил устройства электроуста-
новок (ПУЭ) [7] и ГОСТ 12.2.020—76 [8].
Защитное заземление. Защитному заземлению подлежит
электрооборудование и все металлические нетоковедущие части
ТВО в следующих случаях: в помещениях без повышенной опас-
ности — при номинальном напряжении 380 В переменного или
440 В постоянного тока; в помещениях с повышенной опаснос-
тью, особо опасных помещениях шш на открытых площадках —
при номинальном напряжении 42 В переменного или ПО В по-
стоянного тока; в пределах взрывоопасных зон любого класса (по
классификации ПУЭ [7]) — при всех напряжениях переменного
и постоянного тока, в том числе при установке на заземленных
металлических конструкциях, которые в невзрывоопасных зонах
допускается не заземлять.
Заземляющие проводники крепятся к ТВО при помощи свар-
ки или специальными зажимами, выполняемыми по ГОСТ 21130—
75 [9]. Электрическое сопротивление между заземляющими зажи-
мами и каждой доступной прикосновению металлшгеской нетоко-
ведущей частью ТВО должно быть не более 0,1 Ом.
453
Таблица 14.1
Степени защиты электродвигателей от воздействия внешней среды [7]
Место установки по ПУЭ Характеристика места установки Степень защиты электродвигателей
1. Вне помещения а) Открытые производственные площа зки б) То же, но в пределах взрыво- опасной юны класса В-1г по ПУЭ JP44 или специальное соответствующее ус- ловиям работы (на- пример, для особо низких температур) Взрывозащищенное ис- полнен не
2. Сухое помеще- ние Относительная влажность воздуха не превышает 60% JPOO или УР20
3. Влажное поме- щение Относительная влажность воздуха более 60%, не превышает 75% JP20
4. Сырое помеще- Относительная влажность воздуха JP с влагостойкой изо-
ние длительное время превышает 75% ляциен
5. Особо сырое помещение Относительная влажность воздуха близка 100% (потолки, стены, пол покрыты влагой) То же
6. Жаркое поме- Температура воздуха длительное Исполнение обдуваемое
щение время превышает 40 °C или продуваемое с подводом чистого воздуха
7. Пыльное поме- Выделяется пыль в количестве, до- JP44 или исполнение,
щение статочном для проникновения внутрь оборудования продуваемое с подво- дом чистого воздуха
8. Помещение с химически ак- тивной средой Длительное время содержатся пары или образуются отложения, разрушающие изоляцию и то- коведущие части алектрообору дования То же
9. Пожароопасное помещение Помещения с пожароопасными зо- нами всех классов по ПУЭ JP44
10. Взрывоопас- а) Помещения со взрывоопасны- Взрывозащищенное ис-
ное помеще- ние ми зонами классов: В-1; В-Ia и В-П по ПУЭ б) Помещения со взрывоопасны- ми зонами классов: В-16 и В-П по ПУЭ полнение JP54
Примечания. 1. При отсутствии условий, приведенных в п. 5—7, помеще-
ния называются нормальными; 2. До освоения промышленностью машин со степе-
нью защиты JP54 разрешается применять машины со степенью защиты JP44.
454
Расчет защитного заземления ТВО выполняется на стадии
проектирования технологической установки в целом. Цель расче -
та — определить число, размеры и место расположения заземли-
гелей и заземляющих проводников, при которых напряжения при-
косновения и шага, в период замыкания фазы на заземленный
корпус ТВО, не превышают безопасных значений. Порядок рас-
чета и выбора защитного заземления приведен в специальной ли-
тературе [10].
Молниезащита. При разработке молпиезащиты ТВО, разме-
щаемые в пределах взрывоопасных зон, следует относить ко II
категории обьектов по классификации РД 34.21.122—87 [И], а
ТВО, не использующие взрывоопасные продукты, — к III катего-
рии защищаемых объектов.
Молниезащита ТВО осуществляется стержневыми или трос-
совыми молниеотводами, как отдельно стоящими, так и смонти-
рованными на металлоконструкциях аппаратов. В качестве зазем-
лителей молпиезащиты допускается использовав все рекомен-
дуемые ПУЭ [7] заземлители электроустановок, за исключением
пулевых проводов воздушных линий электропередачи. Требова-
ния к выполнению молпиезащиты и методике расчета приведены
в РД 34.21.122—87 [11].
14.5. Обслуживающие площадки и защитные ограждения
Для обслуживания и ремонта теплообменных секций ТВО,
электрооборудования, арматуры и приборов, установленных па
высоте более 1800 мм от уровня пола или нулевой отметки, следу-
ет предусмотреть обслуживающие площадки шириной не менее
800 мм. Обслуживающие площадки должны иметь перила высо-
той 1000—1200 мм и дополнительную ограждающую планку по-
середине высоты перил. В нижней части перил предусматривается
сплошная полоса шириной не менее 140 мм. Доступ к обслужива-
ющим площадкам обеспечивается с помощью лестниц с уклоном
60° или стремянок с уклоном к горизонту 75—90°. Лестницы,
площадки и ограждения должны удовлетворять требованиям ГОСТ
21.120—78 [12]. Количество лестниц к обслуживающим площад-
кам ТВО, содержащим взрывоопасные среды, должно быть не менее
двух, при длине обслуживающей площадки от 18 до 80 м.
Защитные офаждения устанавливаются на ТВО для предот-
вращения травмирования персонала вращающимися лопастями
455
вентиляторов. Защитные ограждения изготавливаются из метал-
лической сетки и должны обеспечивать постоянство формы. Ре-
комендуется выдерживать следующие расстояния между ограж-
дающей сеткой и лопастями вентилятора.
Диаметр окружности, вписанной в ячейку сетки, мм: до 8;
свыше 8 до 10; свыше 10 до 25; свьппе 25 до 40.
Расстояние от ограждения до лопастей вентилятора, мм: не
менее 15; свьппе 15 до 35; свыше 35 до 120; свьппе 120 до 200.
Прочность ограждений должна определяться из расчета воздей-
ствия на них разрушившихся частей вентилятора, а также с учетом
возможности воздействия на ограждения обслуживающего персонала.
14.6. Снижение уровня шума и вибрации
в конструкции ТВО
Шум в лопастях вентилятора возникает вследствие аэроди-
намических процессов и может быть уменьшен изменением про-
филя и размера лопастей, замены металлических лопастей стек-
лопластиковыми, применением низкооборотных двигателей, а так-
же соблюдением указаний по монтажу и эксплуатации ТВО. При
расчетах аэродинамического шума вентиляторов ТВО допустимо
использовать методику, принятую в СНиП II-12—77 113] для сис-
тем вентиляции воздушного отопления, и расчетные зависимости,
рекомендованные в работе [14].
Неуравновешенность вращающихся деталей также является
одной из причин повышенного шума и вибрации ТВО. Колеса
вентиляторов должны быть статически отбалансированы. Допус-
тимый статический дисбаланс не должен превышать величины Д,
рассчитываемой по формуле [15]
Д=55 М/п, г • см. (14.3)
Причиной вибрации может быть нарушение соосности валов
вентилятора и привода. При этом угловое смещение валов увели-
чивает осевую вибрацию, а параллельное смещение — вибрацию
в поперечном направлении. Вибрация может возрасти вследствие
дефектов, допущенных при изготовлении соединительных муфт.
Снижение уровня вибрации, связанное с нарушением соосности
валов, достигается правильной их центровкой.
Шум и вибрация в редукторах возникают как вследствие дефор-
мации сопрягаемых зубьев под действием передаваемой мощности, так
и вследствие динамических процессов, обусловленных дефектами,
456
допущенными при изготовлении и монтаже зубчатых передач.
Ориентировочно уровень звукового давления L (дБ) силовой зубчатой
передачи мощностью более 50 кВт можно определить по формуле
£ = £()4 20 Ign, (14.4)
где Ло~-4О^45 дБ — поправка на уровень звукового давления,
зависящая от качества изготовления зубчатых колес; и — окруж-
ная скорость вращения зубчатых колес, м/с.
В целях снижения шума и вибрации рекомендуется покры-
вать корпуса редукторов звукоизолирующими материалами, пред-
усматривать установку вибропоглощающих прокладок в соедине-
ниях корпуса, применять упругие муфты для соединения вала ре-
дуктора с валом двигателя. На уровень шума зубчатых передач
оказывает влияние количество смазочного масла, при недостатке
которого шум может возрасти на 10—15 дБ.
Шум и вибрация подшипников зависит от их размера, се-
рии, частоты вращения вала, типа тел качения, а также от усло-
вий монтажа и эксплуатации. Шум роликовых подшипников па
1—3 дБ сильнее шума шариковых, а уровень вибрации ролико-
вых подшипников превышает уровень вибрации шариковых под-
шипников в среднем на 5 дБ. Увеличение частоты вращения под-
шипников приводит к возрастанию шума на величину Д£, опре-
деляемую по формуле
A2, = 23,31g(n2/«i>- (14.5)
где Ир м2 — соответственно начальная и конечная частоты вра-
щения вала подшипников, с"1.
В качестве средства, значительно умепыпающето шум и виб-
рацию в подшипниковых узлах, используют специальные вклады-
ши с высоким коэффициентом затухания (металловолокнистые,
резиновые, пластмассовые). Такие вкладыши компенсируют гео-
метрическое несовершенство посадочных мест и виброиюлируют
корпус узла от подшипника. Установка вкладышей снижает шум
и вибрацию подшипникового узла па 12—15 дБ.
На уровень шума и вибрации влияют осевые натяга и перекосы
подшипников в процессе монтажа вентиляторов. При этом параметры
шума и вибрации могул возрасти на 12—15 дБ. Для снижения
параметров шума и вибрации вентиляторов ТВО, имеющих опорные
узлы с ттодшшпшками качения, рекомендуются следующие решения:
выбирать подшипники минимально необходимого размера и по
возможности более легкой серии; применять по возможности
457
однорядные радиальные шариковые подшипники; использовать
самоустанавливающиеся опоры; применять упругие вкладыши из
вибродемпфирующих материалов; обеспечивать соосность посадочных
мест на валу и в корпусе подшипникового узла; обеспечивать
минимальный радиальный зазор между подшипником и корпусом
узла; предусматривать заполнение камер подшипниковых узлов
смазочным материалом не более чем па 50% обьема, обеспечивая
при этом надежное уплотнение в местах установки крышек.
Уровень шума электродвигателей комплектующих ТВО ле-
жит в пределах 65—90 дБ (А). Шумовые и вибрационные харак-
теристики электродвигателей нормируются государственными и
отраслевыми стандартами, а также техническими условиями на
конкретные виды двигателей.
14.7. Снижение уровня шума кулисами и экранами
В случаях, когда уровень шума при работе ТВО превышает
нормы, допустимые па постоянных рабочих местах обслуживаю-
щего персонала [16] или отрицательно влияет на экологическую
обстановку в данной местности, для его снижения рекомсндускя
применять звукопоглощающие конструкции и экраны.
Одним из возможных вариантов таких конструкций являются
звукопоглощаюпще элементы кулисного типа, представляющие
собой блоки, два размера которых значительно превосходя! тре-
тий— их толщину. Относительно небольшая масса отдельных
элементов кулис, изготовляемых из полужестких и жестких плит
с декоративным покрытием из стеклопластика, позволяет закреп-
лять их на боковых поверхностях металлоконструкций ТВО.
Акустической характеристикой звукопоглощающей системы
кулисного типа является коэффициент звукопо! лощения . В
общем виде формула, определяющая коэффициент звукопогло-
щения, очень сложна, и ее численная реализация затруднена на
ЭВМ даже при определенных допущениях [17]. Коэффициент зву-
копоглощения для системы элементов кулисного типа в области
низких част01 ориентировочно можно определить но формулам:
для случая нормального падения звука
акн=ЦО1//Фн(/7Д);
в диффузном звуковом поле
акд=^о1ЛФд(ЛД);
(14.6)
(14.7)
где р — плотность расстановки элементов в системе; —
458
величина, определяющая эффективность системы, находится по
рис. 14.1; h — ширина элемента; Фн и Фд — функции, определяе-
мые по рис. 14.2; X — длина звуковой волны.
Рис. 14.1. Зависимость параметра от частоты/при различных плотностях
материала рм.
Рис. 14.2. Графики функций Фн и Фд.
459
Для получения максимальных значений коэффициентов зву-
копоглощения систем элементов кулисного типа ширину отдель-
ного элемента рекомендуется выбирать из условия 0,7X</z<0,9X
(X —длина волны, соответствующей максимальному акд ), а пе-
риод системы LK=HK+< —из условия 0,3/?опт<Лк<0,8/гопт .
Акустические экраны применяются для снижения уровня зву-
кового давления па рабочих местах, расположенных в непосред-
ственной близости от ТВО небольших размеров. Экраны изготав-
ливаются из сплошных твердых листов или щитов, облицованных
звукопоглощающим материалом. Размеры экранов, как правило,
не превышают 3,5x2,4 м, а толщина слоя звукопоглощающего
материала составляет не менее 50—60 мм. Снижение уровня зву-
кового давления на рабочем месте при установке экранов АЛ
определяется по методике, приведенной в СНиП 11-12—77 [13].
Усредненные характеристики эффективности акустических экра-
нов приведены на рис. 14.3.
Рис. 14.3. Усредненные характеристики эффективности акустических экранов.
/ - Z//?— 1,75, 2 l/b-4,5 при ///.4=2.5; 3 — l/b-2, I -- l/b—S при Н/А~5-, где / — ширина экрана: Ь -
ширина исто'шика шума: Н — высота экрана: А -- расстояние по высоте от пола до центра источника ппма.
14.8. Допустимые уровни шума и вибрации. Измерения
Основной шумовой характеристикой ТВО являются уровни
звуковою давления в октавных полосах частот: 31,5; 63; 125; 250;
500; 1000; 2000; 4000 и 8000 Гц. Допускается в качестве норми-
руемой шумовой характеристики применять значения уровней зву-
ка, измеренные ио характеристике А шумомера. Например, для
ТВО, изготавливаемых в соответствии с ОСТ 26-02-1309 — 87
[15], уровень звука, измеренный на расстоянии 1 м от наружного
контура аппарата, не должен превышать 92 дБА. Методы уста-
460
новления значении шумовых характеристик должны соответство-
вать требованиям ГОСТ 12.1.023—80 [18].
Установку ТВО необходимо проводить с учетом следующих
предельно допустимых уровней звукового давления на постоян-
ных рабочих местах [16]:
Октавные
полосы частот, Гц 31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровни звукового
давления, дБ 107 95 87 82 78 75 73 71 69
Допустимый уровень звука на рабочих местах не должен пре
вышать 80 дБА.
Измерения уровня шума проводятся по ГОСТ 12.1.028 —80
[19]. При этом для аппаратов, состоящих из нескольких крупных
секций, измерения следует проводить не менее чем в восьми точ-
ках, расположенных, как указано на рис. 14.4.
Размеры измерительной поверхности, расположенной на рас-
стоянии d-\ м от огибающего габаритные размеры ТВО паралле-
лепипеда (рис. 14.3), вычисляют по формулам
бг = 0,5/j +d; Z? = 0,5A2 +d\ с+d. (14.8)
Точки измерения 1—4 расположены на высоте /?р которую
вычисляют по формуле
= (),25(b+c+d). (14.9)
Точки измерения 5—8 расположены на высоте /?2, коюрую
вычисляют но формуле
h2 =0,75(b+c-d). (14.10)
Размер by нс должен превышать размера b и вычисляется по
формуле
by = 0,5(/?+c-d). (14.11)
Вибрационной характеристикой ТВО являются среднеквад-
ратические значения виброскорости или логарифмические уров-
ни в октавных полосах частот: 2, 4, 8, 16, 31,5 и 63 Гц.
Для ТВО, разрабатываемых по ОСТ 26-02-1309—87, логариф-
мический уровень виброскорости для привода вентилятора и опор
металлоконструкций не должен превышать 100 дБ на частоте 4 Гц.
При размещении ТВО следует учитывать гигиенические нор-
мы вибрации на рабочих местах, которые согласно ГОСТ
12.1.012—90 [20] не должны превышать следующих величин:
461
Рис. 14.4. Размещение точек измерения шума.
5 — измерительная поверхность; 1—8 — точки измерения; /j—/3 — размеры огибающего источник шума
параллелепипеда: d — измерительное расстояние; а, Ь, с — характеристические размеры измерительной
поверхности.
Октавные полосы частот, Гц . . 2 4
Средняя квадратическая
виброскорость, см/с . . . . 1,30 0,45
Логарифмический уровень
виброскорости, дБ ..... . 108 99
В качестве шумоизмерительных
момеры по ГОСТ 17187—81 [14],
8 16 31,5 63
0,22 0,22 0,22 0,22
92 92 92 92
приборов применяют шу-
которые в зависимости от
462
точности измерений подразделяются на че тыре класса: 0; 1; 2 и 3.
Для измерения уровня шума ТВО достаточно использовать прибо-
ры класса точности 2 с диапазоном частот от 20 до 8000 Гц и
приборы класса точности 3 с диапазоном частот от 31,5 до 8000 Гц,
Из шумомеров зарубежною производства наибольшее распростра-
нение в России получили немецкие шумомеры и шумомеры фир-
мы “Брюль и Кьер” (Дания). Сравнительные характеристики не-
которых зарубежных шумомеров приведены в табл. 14.2.
Таблица 14.2
Характеристики шумомеров шпон 00026 и 2218
Характеристика 00026 (Германия) 2218 (“Ьрючь и Къер ’)
Частотный диапазон, Гц 10—10000 10—10000
Диапазон без переключения, дБ 110 80
Наименьшая цена деления, дБ 0,1 0.1
Динамический диапазон, дБ (А)
с микрофоном 1" 20—-129 —
с микрофоном 1/2" 35—150 25—145
Время измерения 2с—18ч До 27,7 ч
Основная потребность измерения, дБ 0,7—1,0 0,5—1.5
Габаритные размеры, мм 340 х Ц9 х 194 80 х 120 х 330
Масса, кг 3,9 (без батарей) 2,7 (с батареями)
В качестве виброизмерительных приборов применяют вибро-
метры, например 2513 В/К, 2512 В/К, а также виброизмеритель-
пый прибор 00032 немецкою производства. Для измерения вибра-
ции допускается использовать некоторые модели шумомеров, при
условии замены микрофонов вибропреобразователями.
14.9. Обеспечение безопасности при эксплуатации ТВО
Безопасность обслуживающего персонала при эксплуатации
ТВО обеспечивается своевременным техническим обслуживани-
ем и выполнением требований инструкции в процессе пуска, ра-
боты и остановки ТВО.
Техническое обслуживание ТВО включает в себя техничес-
кий осмотр (ТО), текущий ремонт (ТР), средний ремонт (СР) и
капитальный ремонт. Рекомендуется следующая периодичность
проведения технического обслуживания:
463
Вид технического обслуживания ..... ТО ТГ СР
Пробе! между ремонтами, ч ........J440 4320 8640
Пробег до капитального ремонта определяется в зависимости
от шпа ТВО и условии эксплуатации.
Технический осмотр включает в себя следующие работы:
обдувку паром труб теплообменных секций для удаления с
них грязи (проводится юлько в летнее время);
удаление масла с фундаментов;
проверку зазоров между коллектором и вен i иля юром;
проверку и очистку защитных сеток вена иля юров, жалюзей и
их приводов (при наличии);
осмотр лопастей и остальных деталей колеса вентилятора в
целях обнаружения трещин в металле или сварных швах;
проверку электропроводки и заземление аппарата;
проверку мощности электропривода;
орт анолен тический (на слух) контроль шума вен шля юра и
привода;
проверку работы и прочистку форсунок для увлажнения воз-
духа (при наличии);
проверку наличия смазки в редукторе и подшипниковых уз-
лах.
Текущий ремонт включает в себя проведение всех работ, вхо-
дящих в технический осмотр и, кроме того:
проверку ы тяжки всех резьбовых соединений;
регулировку подшипниковых узлов;
вскрытие редуктора, регулировку зацепления и замену масла;
центровку двигателя и редуктора;
обкатку вентилятора и привода в течение 2 ч.
Средний ремонт включает в себя проведение всех работ, вхо-
дящих в текущий ремонт и, кроме того:
проведение ремонта т ихоходного электродвш а геля;
проверку состояния и замену форсунок увлажнителя воздуха
(при наличии увлажнителя);
очистку труб теплообменных секций изнутри (при необходи-
мости);
проверку сварных соединений металлоконструкций, диффу-
зора и коллектора;
проверку работы приводов жалюзи (при наличии жалюзи);
полную разборку и регулирование зубчатого зацепления ре-
дуктора;
частичное восстановление окраски поверхностей;
464
обкатку вентилятора и привода в течение 8 ч.
Капитальный ремонт включает в себя все работы, входящие
в средний ремонт и, кроме того:
ремонт или замену трубных секций;
испытание трубных секций пробным давлением, указанным в
паспорте;
проверку состояния фундаментных болтов и фундаментов, при
необходимости исправление или замена;
полную новую окраску аппарата;
обкатку аппарата, так же как при среднем ремонте.
Трубные секции ТВО подвергаются техническому освидетель-
ствованию согласно действующим “Правилам устройства и без-
опасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением” [22].
Предприятиям, эксплуатирующим ТВО на основании паспор-
та аппарата и прилагаемой к нему документации завода-изготови-
теля, должна быть разработана инструкция по эксплуатации, учи-
тывающая местные условия работы и требования технологическо-
го регламента, а также составлена схема трубопроводов с указа-
нием их назначения, проходного сечения, рабочего давления, тем-
пературы, направления движения среды и мест установки армату-
ры. Для ТВО, работающих на взрывоопасных и вредных средах,
должны быть разработаны планы ликвидации возможных аварий.
Персонал, допущенный к обслуживанию ТВО, должен знать
устройст во и принцип действия оборудования, схемы трубопрово-
дов, места установки контрольно-измерительных приборов и прин-
цип действия средств автоматики, инструкцию по эксплуатации и
мероприятия по предупреждению аварий.
В процессе монтажа, обслуживания и ремонта ТВО необходи-
мо выполнять следующие требования безопасности: при проведе-
нии монтажных и ремонтных работ, связанных с остановкой венти-
ля юра, привод вентилятора должен бы ть обесточен и приняты меры,
предупреждающие его случайное включеште; запрещается снимать
защитные ограждения во время работы вентилятора; перед пуском
аппарата в зимнее время лопасти вентилятора должны быть очище-
ны от обледенения; при проведении монтажных и ремонтных работ
трубные секции должны подниматься при помощи специальных рым-
болтов, прикрепленным к трубным решеткам, или за специальные
строповочные устройства каркаса секции. Применение строповоч-
ных устройств крышек секций для подъема всей трубной секции в
сборе недопустимо.
465
Пуск, остановка или испытания ТВО на герметичность в зим-
нее время, должны осуществляться в соответствии с графиком на
рис. 14.5.
Рис. 14.5. График пуска и осыновки ТВО в зимнее время.
рп — давление пуска; /?раб — рабочее давление; — нашившая температура воздуха, при которой допуска
ется пуск ТВО под давлением рп; — минимальная температура, при которой сталь и ее сварные соединения
допускаются для работы под давлением в соответствии с условиями пс табл 14.3.
Давление пуска рп принимается в зависимости от рабочего
давления рраб:
р б, МПа .... Менее 0,1 От 0,1 до 0,3 Более 0,3
л/МП«.......... Рраб 03 0,35
Достижение давлений ри и р 6 рекомендуется осуществлять
постепенно по 0,25рп или О,25р б в течение часа с 15-минутпы-
ми выдержками на ступенях 0,25рп (0,25р б); 0,5рп (0,5/> б); О,75рп
(О.75рраб)-
Наинизшая температура воздуха, при которой допускается пуск
ТВО под давлением, fj и минимальная температура, при которой
сталь и ее сварные соединетшя допускаются для работы под давлени-
ем, принимаются по табл. 14.3 в зависимости от типа сталей [2.3].
Скорость подъема или снижения температуры должна быть не
более 30 °C в час, если нет других указаний в технической доку-
ментации.
При остановке аппарата в зимнее время следует принять меры
для предотвращения замерзания жидких продуктов в трубном про-
сзранстве секций.
466
Таблица 143
Допускаемые температуры пуска и остановки ТВО в зимнее время [23]
Тип стати Наинизшая темпе- ратура воздуха, при которой допускает- ся пуск ТВО под давлением, °C Минимальная тем- пература, при ко- торой сталь допус- кается для работы под давлением, Допускаемая сред- няя температура наиболее холодной пятидневки в райо- не установки ТВО, °C
СтЗкп2 • + 10 -30
СтЗспЗ; СтЗпсЗ; СтЗспб; СзЗпсб; 20к-3; 20к-10 20 0
СтЗсп4; СтЗпс4; СтЗГпс4; СтЗсп5: 20к-5; 20к-11 -40 “20
16ГС6; 09Г2С-3; 17ГСЗ; 17Г1С-3 30 Не ниже -40
16ГС6; 16ГС17; 09Г2С-6; О9Г2С-17; 17ГС-6; 17ГС-12; 17Г10-6; 17Г1С-12; 20ЮЧ; 08Х22Н6Т; 08Х21Н6М2Т; -40 -40
12ХМ; 12МХ; 10Х2ГНМ 0
09Г2С-7; О9Г2С-8; 12Х18Н10Т: 10Х17Н13М2Т Согласно ОСГ 26-291—94, прилож. 2—6, 11—14 Ниже “40 Не регла- ментируется
Примечания. 1. Ятя материалов, не приведенных в таблице, температура
t2 определяется по ОСТ 26-291—94, приложения 2—6 и 11—14 [23]. 2. В таблице
приведены температуры и t2 для аппаратов из сталей 12ХМ и 12МХ со сроком
службы не более 100 тыс. час.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. ГОСТ 12.2.085—82. ССБТ. Сосуды работающие под давлением. Клапаны
предохранительные. Требования безопасности. М.: Изд-во стандартов, 1983. С. 17.
2. Смирнов Г.Г., Толчинский А.Р., Кондратьева Т.Ф. Конструирование безопас-
ных аппаратов для химических и нефтехимических производств: Справочник. — Л.:
Машиностроение, 1988. С. 303.
3. РД-03-15—92. Требования к разработке, изготовлению и применению мем-
бранных предохранительных устройств. М.: 1993. С. 20.
467
4. ГОСТ 12.1.007—76. ССБТ. Вредные вещества. Классификация и общие
требования безопасности М.: Изд-во стандартов, 1986. С. 5.
5. OCT 26-11-14 88. Сосуды и аппараты, работающие под давлением. Газовые и
жидкостные методы контроля герметичности. ВНИИГГГхимнефтеаппаратуры. 1988. С. 55.
6. Правила техники безопасности при эксплуатации электроустановок потре-
бителей. — М.: Энергоатомиздат, 1989. С. 170.
7. Правила устройства электроустановок. — М.: Энергоатомиздат, 1987. С. 648.
8. ГОСТ 12.2.020 76. ССБТ. Электрооборудование взрывозащищенное. Терми-
ны и определения. Классификация. Маркировка. М.: Изд-во стандартов. 1979. С. 11.
9. ГОСТ21130- 75. Изделия электрогехнические. Зажймы заземляющие и знаки
заземления. Конструкция и размеры. М.: Изд-во стандартов. 1978. С. 29.
10. Долин А.П. Справочник по технике безопасности. — М.:
Энергоатомиздат, 1984. С. 824.
11. РД 34.21.122--87. Инструкция по устройству молниезащиты зданий и со-
оружений. М.: 1989. С. 56.
12. ГОСТ 23120—78. Лестницы маршевые, площадки и ограждения стальные.
Технические условия. М.: Изд-во стандартов. 1980. С. 12.
13. СПиП II—12--77. Строительные нормы и правила. Нормы проектирова-
ния. Защита от шума. М.: Стройиздат. 1978. С. 49.
14. Васильев Ю.Н., Марголин ГА. Системы охлаждения компрессорных и неф-
теперекачивающих станций. М.: Недра. 1977. С. 222.
15. ОСТ 26-02-1309—87. Аппараты воздушного охтаждения. Общие техничес-
кие условия. М.: Минхпмнефтемаш. 1987. С. 49.
16. ГОСТ 12.1.003—83. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности. М.:
Изд-во стандартов. 1985. С. 9.
17. Борьба с шумом на производстве: Справочник/ЕЛ. Юдин, Л.А. Борисов, И.В.
Гореншгейн и др./Под общ. ред. ЕЛ. Юдина. М.: Машиностроение. 1985. С. 400.
18. ГОСТ 12.1.023—80. ССБТ. Шум. Методы установления значении шумовых
характеристик стандартных машин.
19. ГОСТ 12.1.028— 80. ССБТ. Шум. Определение шумовых характеристик
источников шума. Ориентировочный метод.
20. ГОСТ 12.1.012- 90. ССБТ. Вибрация. Общие требования безопасности.
21. ГОСТ 17.187—81. Шумомеры. Общие технические требования и методы
испытаний.
22. Правила устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под
давлением. Утв. Госгортехнадзором. 27.11.87 г.
23. ОСТ 26-291—94. Сосуды и аппараты стальные сварные. Общие техничес-
кие условия. М.: Изд-во НПО “Обучение безопасному труду", 1994. С. 336.
Глава пятнадцатая
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ ТВО
15.1. Расчет ТВО из эллиптических несущих труб
с эллиптическими спиральными ребрами
П р и м с р 15.1.
Задание. Определить величину массового расхода охлаждаемою
бензина от температуры = 110 °C до г'' -50 °C давлением 4 МПа
в теплообменнике воздушного охлаждения типа АВГ горизонталь-
ного исполнения с длиной труб 4 м, трехсекционном, трехходовом
в пределах секции, шестирядном по направлению движения возду-
ха с осевым вентилятором ЦАГИ УК-2М и регулируемым углом
установки лопастей дня р = 20°С. Охлаждающей средой является
атмосферный воздух с начальной температурой tf2 = 25 °C. Частоту
вращения колеса вентилятора принять со = 7,08 с'1.
В теплообменных секциях вместо применяемых биметалличес-
ких труб с накатными алюминиевыми ребрами (р-20,4 установить
эллиптические трубы с эллиптическими ребрами с коэффициен том
оребрения <р ~ 12 , собранные в шахматный пучок, исследованные
НПО ЦКТИ (раздел 5.3). Несущая труба выполнена из углероди-
стой стали, толщина стенки трубы 5 = 1,5 мм, меньшая ось эллипса
поперечного сечения =18 мм, большая— <72=55 мм. Механи-
ческое соединение спиральных стальных ребер с несущей трубой
осуществлено горячим цинкованием. Высота, шаг и толщина эл-
липтических ребер соответственно Лх.?хД=13хЗх 0,5 мм. Движе-
ние воздуха осуществляется по направлению большей оси эллипса
трубы.
Тепловой расчет. Цель расчета модернизируемого аппарата
заключается в определении расчетной площади поверхности теп-
лообмена из эллиптических оребренных труб и в сравнении ее с
установленной площадью из этих же труб в известных габаритных
размерах аппарата АВГ. Расхождение в значениях площадей не
должно превышать ±1%. Расчет выполняется методом последова-
тельных итераций и сочетает на отдельных этапах элементы теп-
лового конструкторского и теплового поверочного расчетов. Пере-
менным параметром является расход бензипа по трубному про-
странству, что реализуется заданием различной скорости бензина
469
внутри труб до тех пор, пока не будет достигнута сходимость
площадей теплообмена.
Для удобства расчетов примем d} - lb, d2 - 2а, откуда b-
= 18/2=9 мм; а = 55/2= 27,5 мм.
Число ребер на 1 м трубы п = 1000/^ = 1000/3 = 333 шт.
Длина внешнего эллипса несущей трубы Ln-тс[1,5(я +/?)-
-V«Fl = 3,14[l,5-(27,5+9)-V27,5-9 =122,57 мм = 0,123 м.
Наружная площадь поверхности 1 м эллиптической несущей
трубы Fq ~Le -1 =0,123 м2.
Площадь поверхности 1 м несущей трубы, занятая ребрами в
их основании, Fpo =LHnA = 0,123-333-0,0005= 0,0205 м2.
Площадь поверхности межреберных участков 1 м несущей
трубы FTp = F0-Fpo =0,123-0,0205 = 0,1025 м2.
Площадь поверхности торцов эллиптических ребер па 1 м
трубы Ft=7T 1,5((7+/7+ /? + /?)-^/((7+ /?)(/? + /? -нА.
Площадь боковой поверхности эллиптических ребер на 1 м
трубы Fg =тг[(я+h)(b+/?)-яЬ] -2n.
Площадь поверхности эллиптических ребер на 1 м трубы
Fp=F6+FT={2{[3,14(27,5+13)(9+13)] - [3,14-27,5 • 9]}+3,14[1,5 • (27,5+
+13+9+13)-7(27,5 + 13)(9+13) -0,5)-333 = 13790 мм2 =1,379 м2 .
Полная площадь поверхности оребрения 1 м трубы F = Fp +
+FTp = 1,379+0,1025 = 1,49 м2.
Коэффициент оребрения трубы cp = F/F0 =1,49/0,123 = 12,04 .
Длина внешнего эллипса ребра L'H =тг[1,5(я+/?+/?+/?)-
~^(a+h)(b+h) =3,14 1,5-(27,5+13+9+13)-Л/(27Э Н3)(9+13)
= 200,5 мм «0,2 м.
Площадь поверхности торцов эллиптических ребер на 1 м
трубы FT=L^nA =0,2-0,0005-333 = 0,0333 м2.
Площадь боковой поверхности эллиптических ребер на 1 м
трубы F6 = Fp -FT =1,379-0,0333 = 1,346 м2.
По данным гл. 2 ширина в свету одной стандартизированной
теплообменной секции В=1218 мм.
470
Для расположения наибольшего количества оребренных труб
в одном поперечном ряду теплообменной секции при одновремен-
ном учете возможности расчета теплоаэродинамических характе-
ристик из-за наличия критериальных уравнений принимаем по-
перечный шаг в шахматном пучке = 46,8 мм, продольный шаг
S2 -72 мм.
Число эллиптических труб в первом ряду секции - B/S^ --
-1218/46,8-26 шт.
Число эллиптических труб во втором ряду -1 - 26 -1 = 25 шт.
Общее число труб в секции пс -3(п1 +п2} = 3(26+25)-153 шт.
Общее число труб в аппарате ма -zcnc -3 153-459 шт.
Число труб в одном ходу секции ях-нс/гх -153/3-51 шт.,
где zx — число ходов бензина в секции.
Установленная площадь поверхности теплообмена секции
Fc~Fln(: -1,49 4 153-912 м2, где / — длина трубы в секции.
Установленная площадь поверхности теплообмена аппарата
F - Fcz„ -912-3-2736 м2, где — число теплообменных секций
в аппарате.
Площадь вну цэеннего поперечного сечшшя несущих груб одно-
го хода /х -8)(Ь-8)нх-3,14 (27,5-1,5)(9-1,5)-51-312 мм2 -
-0,0312 м2.
По бензину теплообменные секции в аппарате включены па-
раллельно (рис. 15.1).
Рис. 15.1. Схема обвязки тепло-
обменных секций по бензину.
471
Аэродинамическую характеристику теплообменной шестиряд-
ной секции строим для нормальных условий воздуха, так как для
них приводятся аэродинамические характеристики вентилятора.
Теплофизические константы воздуха при нормальных усло-
виях (г =20 °C, р =760 мм рт.ст.= 101325 Па): Рц.у. “
= 1,205 кг/м3; сну =1,005 кДжДкг-К); vHy = 15,06-10"6 м2/с.
Для назначенных значений шагов и S2 по разделу 5.3 выби-
раем критериальное уравнение аэродинамического сопротивления
шахматного пучка из эллиптических оребренных труб:
Eu = 2O6zRe/0’59,
где Еи = Д/?2/(р2и’|); Rez = w2/v2; I — определяющий линейный
размер; z — число поперечных рядов в пучке. р р
Определяющий размер для числа Рейнольдса / = dx +—х
___ F F
ЧГ 0,1025
X..I- — ----
V 2п 1,49
Задаемся скоростью воздуха в сжатом поперечном сечении
пучка и’2 : 3, 8 и 12 м/с.
Число Рейнольдса для воздуха при нормальных условиях
Rez = w2//vHy, тогда Ren =3-0,0431/15,Об-ПГ6 =8586; Re2; =
= 8-0,0431/15,0б-10~6 =22895; Re3/ =12-0,0431/15,06-10-6 =34343 .
0,018+— -^-=0,0431 м.
1,49 V 2-333
Потери давления воздуха при нормальных условиях на шес-
тирядном (< = 6) пучке секций составят \р2~Н2=206 -бх
xRe7°’59p iv, ; Др, =Н. = 206-6-8586~°’581,205-32 = 64 Па;
Др2 = //2 = 206-6-22895"°'581,205-82 =255,2 Па; Др3 = Я3 =206-6х
х34343“°’591,205-122 =452 Па. ,
Коэффициент загромождения поперечного сечения пучка
2ЛА
1 АЛЮ 2-0,013-0,0005
---- 0,018ч
46,8 \
= 0,514.
0,003
Фронтальное сечение аппарата АВГ с длиной груб 4 м [1]
/фР =14,6 м2. *
Сжатое сечение для прохода воздуха /2 = хД =0,514-14,6 =
= 7,504 м2.
Расход воздуха через аппарат Г2 =3600/2и’2: =3600-7,504 х
хЗ = 81043м3/ч; V2 =3600-7,504-8 = 216115 м3/ч; V3 = 3600-7,504 х
х!2=324172 м3/ч.
472
По рассчитанным значениям Vp V2, и сопряженным им
значениям Н2, Н3 строится аэродинамическая характеристика
теплообменных секций модернизируемого аппарата (кривая 1 на
рис. 15.2), которая совмещается с напорной характеристикой вен-
тилятора для заданных частоты вращения колеса G5 и угла уста-
новки лопастей р. Характеристики вентилятора и
приняты из гл. 2.
Рис. 15.2. Характеристики вентилятора и аэродинамические характеристики
теплообменных секций из эллиптических (7) и круглых (2) ребристых труб.
Точка пересечения кривой 1 с напорной характеристикой вен-
тилятора соответствует расчетному7 расходу охлаждающего воздуха
при нормальных условиях V =258000 м3/ч через аппарат.
Средняя температура бензина q =0,5(rj+гр = 0,5(1 Юз-50) =
=80 °C.
473
Теплофизические константы бензина выбираем из работы [2]
по значению 0 коэффициент кинематической вязкости Vj-
-0,405-10~6 м2/с; коэффициент теплопроводности Xj = 9,75 х
хЮ’2 Вт/(м-К); удельная теплоемкость q =2,428 кДж/(кгК);
плотность Pj =647 кг/м3; число Прандтля Pi^ =6,44.
Назначаем скорость бензина h-j —0,21 м/с. Массовый рас-
ход бензина чере^ секцию = 3600и,1р1/х =3600 0,21 647 к
х0,0312= 15261 кг/ч.
Тепловой поюк одной секции Q^G^t^ -0 = 15261 -2,428х
> (110-50)-1/3,6 = 617559 Вт.
Подофсв охлаждающего воздуха в аппарате Аг2 =
-:c2c/(VppHy сну ) = 3-617559-3,6/(258000-1,205-1,005) = 21,25 °C.
Температура воздуха на выходе из аппарата t" з Az2 -
= 25+21,35 = 46,35 °C.
Средняя температура воздуха t2 = 0,5(Д + 0 = 0,5(2.5 + 46,35) =
= 35,7 °C.
Тсплофизические константы воздуха при его средней темпе-
paiype t,: \>2 =16,545 10-6 м2/с; Ц =2,721 10~2 В,/(м-К);р? =
= 1.144 кг/м3; Рг? =0,7.
Рабочий расход воздуха через аппарат V2=V pHy/p? =
= 258000-1,205/1,144 = 271757 м3/ч.
Скорость воздуха в сжатом поперечном сечении пучка труб
теплообменных секций и'2 = V2/(3600/2) = 271757/(3600-7,504) =
= 10,06 м/с.
Число Рейнольдса для воздуха Re2/= w2//v2 = 10,06*
хО.0431/16.545-10”6 =26206.
Критериальное уравнение для расчета среднею приведенного
коэффициента теплоотдачи шахматною пучка из эллиптических
оребренных труб по данным раздела 5.3 имеет вид:
Nu2 =0,93Rc^45 Рг2'33 = 0.93-26206°'45 -0,7°-33 =80,47.
Приведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху а2 =Nu2 х
А 2 721 10 2 з
х-2=80,47----------= 50,8 Вг/(м2-К)
/ 0,0431
Длина внутреннего эллипса несущей трубы Тв = я[1,5(ц - 8 г Ь -
= 113,94 мм = 0,114 м.
474
Эквивалентный диаметр внутреннего поперечного сече-
А , 4 Л 4тг(о-5)(Ь-5)
ния эгчлиптическои несущей трубы а3 ~1
4.3,14(Х27,5-1,5)(9-1,5)
=-------~ 21,5 мм= 0,0215м.
в
113,94
Зде-сьД — площадь поперечного сечения для прохода бензи-
на эллиптической несущей трубы; П — смоченный периметр по-
перечне Ого сечения трубы.
Число Рейнольдса для бензина Rcj = yv1J3/v1 =0,21х
х0,02 Е^/о,405-10-6 = 11148>104.
Критериальное уравнение для расчета теплоотдачи при тур-
булентном движении бензина внутри трубы имеет вид:
=0,023Re°’8 Pif’4 =0,023-111480’8 -6,440’4 =83,76.
X,
Коэффициент теплоотдачи бензина «j =Nuj—=83,76 х
d
9 75-1 Л 2 э э
х——-—=379,8 Вг/(м-К).
0,02'15
Коэффициент теплопередачи эллиптической оребренной тру-
бы, обнесенный к полной наружной площади поверхности
г 1-1
теплообмена,
где Fx =LB 1=0,114 1 =
— 0,11^4 м2 —площадь внутренней поверхности несущей трубы
длиной 1 м; =50 Вт/(м-К) — коэффициент теплопроводнос-
ти стальной стенки трубы.
к =
1 1,49
379,8 0,114
0,0015 1,46
50 0,114
1
50,8
1
= 18,35 Вт/(м2-К).
Примем коэффициент загрязнения грубы т| - 0,93. Коэффи-
циент теплопередачи загрязненной грубы
4т|3 =18,35-0,93 = 17,07 Вт/(м2 -К).
С^еднелогарифмический температурный напор для противо-
. a;(по-4б,з5)-(5о-25)
тока . Аг, = —!—i—;-— =--------:----
Jn(110-46,35)/(50-25)
= 41,36
°C
Безразмерные температурные коэффициенты -
-ф=М4б,35~25)/(110-25) = 0,25; = ) = (1Ю-
-50)Л'(46,35-25) = 2,8.
475
По рис. 3.4 находим значение поправочного коэффициента
дня однократного перекрестного тока еД/ п=[ =0,92.
Поправочный коэффициент к напору Дгл £Д/ £Д/,и=1 +
Л = 1 1-0,92 э
+--------(и-1) = 0,92+---(3-1) = 0,96, где п = 3 —число хо-
4 4
дов бензина в секции.
Средний температурный напор Аг =АглеДг= 41,36-0,96 =
= 39,71 °C.
Расчетная площадь поверхности теплообмена секций F с =
= ес/(А'?Дгср) = 617559/(17,()7-39,71)^911 м2.
Невязка 8F=--—-- 10G~ 100 = 0,1 1V1%, чю удонле-
Г 012
творяет сформулированному условию.
Окончательно расход бензина через аппарат Ga=ccGj=3x
х15261 =45783 ki/ч.
Аэродинамический расчет. Потери давления воздуха в аппа-
рате при движении через пучок Др2 -206-zRe^^p 2^’2 “206 х
х6-26206~0,59-1,144-10,06? = 353,8 Па.
Принимаем величину динамическою напора в проходном се-
чении вентилятора А/^д=50Па. Остальными потерями давле-
ния воздуха пренебрежем из-за их небольших значений.
По рис 12 2 находим КПД вентилятора р = 0,7. Плопюсгь
воздуха при его входной температуре г2=25°С в вентилятор
р2 =1,185 Ki /м3.
Объемный расчетный расход воздуха через вентилятор VB =
= VpPH.v./P2 = 258000-1,205/1,185 = 262354 м3/ч.
УДД/^+Д )
Мощность на валу вентилятора =—---------------------
36003 000-п
262354(353,8+50)
= 42 кВт.
3600-1000 0,7
Гидравлический расчет. Коэффициент трения при движении
бензина внутри труб = 0,3 164/rc^’2^ =0,3164/111480,2? =0,031.
Потери давления бензина на трение в одной секции
2 2
У А р =^~z = 0,031-2—з-1,1 = 258 Па.
р d 2 0,0215 2
э
Для определения местных потерь давления воспользуемся рас-
четной схемой на рис. 15.3. Численные значения местных коэф-
фициентов сопротивления V? принимаем по данным гл. 3.
476
Быюд Бензина иъ сещгш.
Гис. 15.3. Схема к гидравлическому расчету греххоло? Лй
1 е пл ообмен пой се кп я и,
Y Дрм=(\|/] +3>|/2 +Зу3 +2у4 +\|/5)Р]/2-41,5 + 3-0.5 + 3 1 +
+2-2,5+1,5)б47-0.212/2= 179 Па.
Общие потери давления бензина в аппарате Д/^ = уДр +
лУДр =258+179-437 Па.
Мощность на валу насоса для прокачки бсппша через
G Др
трубное пространство секций аппарата Nn = —~— ------------
45783-4^7 10
--------1__1—- = 0,0086 кВт, где т}н «0,8 — КПД насоса.
3600-647-0,8-1 (Г
15.2. Расчет ТВО из круглоребристых труб
Пример 15.2.
Задание. Определить массовый расход охлаждаемого бензина
в аппарате, теплообменные секции которого изготовлены из несу-
щих стальных труб круглого поперечного сечения наружного диа-
метра </н=б?0=26 мм при толщине стенки 5 = 2 мм, оребренных
стальными спиральными ребрами h х s х А = 13 х 3 х 0,5 мм. Контакт
ребер с трубой обеспечивается горячим цинкованием, что позво-
ляет считать механическое соединение монолитным. Остальные
исходные данные принять из задания на расчет примера 15.1.
477
Тепловой расчет. Число ребер на 1 м трубы п = 10(X)/.v =
= 1000/3 = 333 пи.
Длина наружной окружности несущей грубы LH = ndQ = 3,14х
х0,026 = 0,0816 м.
Площадь наружной поверхности 1 м несущей трубы диамет-
ром dQ F0 = Ln-1=0,0816 м2.
Площадь поверхности i м несущей 1рубы, запятая ребрами в
их основании F =L..n& = 0,0816-333-0,0005 = 0,0136 м2.
LaJ XI
Площадь поверхности межреберных участков 1 м несущей
трубы ^=^-^=0,0816-0,0136 = 0,068 м2.
Длина окружности ребра диаметром d = J0+2/i = 26+2-13 =
= 52 мм составит LfH =nd~3,14-0,052 = 0.163 м.
Площадь поверхности торцов ребер па 1 м трубы FY-L^x
хлД =0,163-333-0,0005=0,0271 м2.
Площадь боковой поверхности ребер на 1 м трубы F6 =
= ' .2л = 0,5ли(+ - (/(?) = 0,5 • 3,14 • 333(0,0522 - 0,0262)
к 4 4 J
= 1,0599 м2.
Полная площадь поверхности оребрения 1 м трубы F = Fpr +
+FT +F6 =0,068+0,0271+1,0599 = 1,155 м2.
Коэффициент оребрения трубы <p = F/F0 =1,155/0,0816 = 14,2.
Площадь поверхности ребер с учетом торцов Fp = F6 + FT =
= 1,0599+0,0271 = 1,087 м2.
Ширина в свету стандартизованной теплообменной секции
В = 1218 мм по данным гл. 2.
Принимаем поперечный шаг трубок в шахматном пучке сек-
ции =55,36 мм, а продольный S2 =50 мм.
Число оребренных трубок в первом ряду секции п} -BjS^ =
= 1218/55,36 = 22 шт.
Число оребренных груб во втором ряду сеции п2-п}~\-
= 22-1 = 21 шт.
Общее число труб в шестирядной секции пс =3(м1 +л2) = 3х
х(22+21) = 129 пгт.
Число труб в одном ходу секции nx = njl* = 129/3 = 43 шт.
Площадь поперечного сечения трубок одного хода для бензи-
ЛсГ 314-0 0222 о
на д=—----------------43 = 0,0163 м2, где = </0-25 = 26-2х
44
х2= 22 мм — внутренний диаметр несущей трубы.
478
Установленная площадь поверхности теплообмена секции
F(;=Flnl. = 1,155-4-129 = 598,2 м2.
Установленная площадь поверхности теплообмена аппарата
Fa=Fc;c =598,2-3 = 1794,6 м?.
По бензину теплообменные секции в аппарате включены
параллельно (рис. 15.1).
Теплофизические константы воздуха при нормальных ус-
ловиях (f = 20°С, /\ у =760 мм рг.ст =101325 Па): Рнул
= 1,205 кг/кг; сну =1,005 кДж/(кг-К) ; vH у = 15,06 К) 6 м2/с.
Для принятых значений шагов и S2 выбираем по разделу
5.3 для указанных параметров трубы критериальное уравнение
для аэродинамическою сопротивления пучка:
Ен = 9,92; Rep’31,
/ 9 >
где Еи = Др2/(р2и’2); ^e/~vv2'/v2: — определяющий линей-
ный размер, который вычисляется по формуле I = -~—dQ+-~~ *
[е 0,068 1.087 [г0599 7
х,—=-------0.026+----J-----=0,0391 м.
V 2п 1,155 1,155 V 2-333
Задаемся скоростью воздуха в сжатом поперечном сечении
пучка vv2: 3,8 и 12 м/с.
Число Рейнольдса для воздуха при нормальных условиях
Re/='v2//v(ly : ReK =3 0,0391/15.06 10-6 =7789; Re2Z=8x
,0,0391/15,06-10^ = 20770; Re3z =12-0,0391/15,06-10~6 =31154.
Потери давления воздуха при нормальных условиях на шести
рядном (г = 6 ) пучке секций составят: Лр2 -Н2 = 9,92-6 Rej"0,31 *
хр И'2; ДР) =/7) = 9,92-6-7789~0,31 -1,205 З2 =20 Па; Ьр2-=-Н2 =
= 9,92-6-20770~°’31-1,205-82=105 Па;Др3=#3= 9.92-6 -31154~°’31х
х 1,205-122 =209 Па.
Коэффициент загромождения поперечного сечения пучка
Фронтальное сечение аппарата АВГ с длиной труб 4 м /фр -
= 14,6 м2 по [1]. Сжатое сечение для прохода воздуха
/2=Х^ =0,452-14,6 = 6,599 м2.
Расход воздуха через аппарат: V2 =3600/nvv2; -3600-6,599х
хЗ = 71629 м3/ч; v2 =3600-6,599-8 = 190051 м7ч; V3= 3600-6,599х
х 12=285077 м3/ч.
479
По рассчитанным значениям V2, и сопряженным им
значениям Я2, Н2 строится аэродинамическая харак теристика
(кривая 2 на рис. 15.2) теплообменных секши! модернизируемого
аппарата, которая совмещается с напорной характеристикой вен-
тилятора для заданных частоты вращения колеса и утла установ-
ки лопастей.
Точка пересечения кривой 2 с характеристикой вентилятора
определяет расчетный расход охлаждающею воздуха при нормаль-
ных условиях -254000 мЛ/ч через аппарат.
Средняя температура бензина
=0,5(г{ +гр = 0,5(110 + 50) = 80 °C.
Теплофизические константы бен лита при б -80 °C приведе-
ны в примере 15.1.
Назначаем скорость бензина =0,325 м/с .
Массовый расход бензина через секцию Gs =36004’^ Д =
= 3600-0,325-647-0,0163 = 12339 кг/ч. 2^? л;>
Тепловой погок секты — гр—(1/3,6) 1233^-2.428х
х(110-50)^4993 J6 Вт.
Подогрев воздуха в аппара т е А * 2 - Qc /(Vp р н v с ) - 3,6 - 3 х
х 499316/(254000-1,205-1,005) = 17,53 °C?
Температура воздуха па выходе из аппарата
= 25+17,53 = 42,53 °C.
Средняя Температура воздуха в аппарате г2 -0,5(*г2 +
= 0,5(25+42,53) = 33,77 °C.
Теплофизические константы воздуха при его средней темпе
ратуре t2: v2 = 16,362-Ю-6 м/с; А 2 =2,704-10 ~2 Вт/(м К); р2 =
= 1,151 кг/м3; Рг2=0,7.
Рабочий расход воздуха через аппарат V2=Vp}L /р2 -
= 254000-1,205/1,151 = 265917 м3/ч. Р
Скорость воздуха в сжагом поперечном сечении пучка vv2 =
= V2/(3600/2)=265917/(3600-6,599) = 12,96 м/с .
Число Рейнольдса для воздуха Re2; =h’2//v2 =12,96 ж
хО,0391/16,362-Ю"6 =26741.
Критериальное уравнение для расчета среднею приведенного
коэффициента теплоотдачи шахматного пучка оребренных труб
принятой конструкции согласно разделу 5.3 имеет вид:
Nu2 = 0,54Rc2/5 =0,54-267410'S =88,3.
480
Приведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху a2=Nu?x
х—— = 88,3-™----- = 61,10 Вт/(м2К).
/ 0,039i
Число Рейнольдса для бензина Rej = ~0,325х
х0,022/0,405-Ю”6 =17654>104.
Критериальное уравнение для расчета теплоотдачи бензина
Nu, =0,023Re®8Pi]0,4 =О,О23 176540,8 6,44°4 =-121.
1 1 т 9,7540 2
Коэффициент теплоотдачи бензина a. - Nu < — - 121----=
d} 0,022
= 536,2 Вт/(м2-К),
где dy -rZ0 -25 = 0,026-2 0,002 = 0,022 мм —внутренний диаме1р
грубы.
Коэффициент теплопередачи ребристой трубы, отнесенный к
полной наружной площади поверхности теплообмена, к =
--1 1 +— = оц 14,2-0,026 1 ( 0,002 1 -1 L =20,69 Вт/(м
0,022 \536,2 50 ) 61,1
где Лет ~ 50 Вт/(м-К) —коэффициент теплопроводности сталь-
ной стенки грубы.
Среднелогарифмический температурный напор для противо-
(Г (110-42,53)-(50-25)
гока 1—=----2—-------------------------= С.
л 1п(/] 1п(110-42,53)/(50-25)
— Л
Безразмерные температурные коэффициенты р~ ——-
t' -t'
i •>
.42’5Л?5=о,21; =
110-25 f"-/' 42,53-25
По рис. 3.4 значение поправочного коэффициента для одно-
кратного перекрестного тока £Дг П=1 =0,90.
Поправочный коэффициент к температурному напору £Д/ =
1 1 — 0,9
= и=1 +---------(И-1)=0,9+------(3-1)=0,95,
’ 4 4
где п — число ходов бензина в секции.
481
Средний температурный напор
ДГТ = ДглеДг =42,78-0,95 = 40,64 °C.
Расчетная площадь поверхности теплообмена секции
fpc =ec/(*Afcp) = 499316/(20,69-40,64)=593,8 м2.
598 2-с-93 8
Невязка 8F = -100 = -----—100 = 0,73%.
F 598,2
Полученное значение 5F сотласуется с допускаемым, что по-
зволяет считать тепловой расчет ТВО законченным. Тогда расход
бензина через аппарат Ga = ^G, = 3-12339 = 37017 кг/ч.
Аэродинамический и гидравлический расчеты ТВО выполня-
ются аналогично примеру 15.1.
Рис. 15.4. Картина обтекания поперечным потоком шахматного пучка
из эллиптических (вверху) и круглых (внизу) труб.
16 Бессонный А.Н. и др.
482
Представление о гидродинамических особенностях обтекания
поперечным потоком эллиптических ребристых и круглоребристых
труб можно составить по рис. 15.4. Кормовая рециркуляционная
область потока в эллиптических трубах меньше чем в круглых,
что сопровождается снижением гидравлического сопротивления
удобообтекаемых тел.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Стандартизованные аппараты общего назначения: Каталог.—М.: ЦИН-
ТИхимнефтемаш, 1973. — 24 с.
2. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного
охлаждения. — М.: ВНИИнефтемаш, 1971.— 102 с.
ПРИЛОЖЕНИЯ
Таблица 1
Климатологические данные по атмосферному воздуху
в различных районах бывшего СССР по [7]
I ород Температура, °C Вдаж-цость Q %. средняя в 13 ч самого жаркого месяца
Средняя в 13 ч сачо- ю жаркого месяца Средняя самого жаркого месяца Средняя максимальная самого жар- кого месяца Средняя самого холодного месяца
Архангельск 15.5 — - 12,5 79
Астрахань 29,3 25,3 31J -6Л 47
Баку 27.9 25.7 30.6 3,8 54
Волгоград 28,6 24.2 30.2 -9,2 40
Горький 21,6 18,1 12,0 56
Гурьев 29,7 25,4 31,5 10,4 41
Казань 24,0 19,0 -13,5 48
Куйбышев 24,2 20,7 26.3 - 13,8 46
Ленинград 20,3 17,8 22,1 -7,9 59
Москва 21,6 19,3 23,8 —9,4 60
Оренбург 26,9 21,9 28,5 -14,8 41
Пермь 21.8 18,1 23,7 -15.1 57
Рязань 23,0 18,8 24,4 - 11,1 56
Свердловск 21,1 17,4 22,9 - 15.3 55
Уральск 28,4 22,6 — -14.2 36
Уфа 7 3 4 — - , 19,3 25,3 14,1 53
Челябинск 22,8 18,8 23,6 15.5 54
Актюбинск 27,0 22,3 27,0 - 15,6 41
Барнаул 24,0 19,7 25,7 -17,7 51
Иркутск 22,6 17,6 24,6 20,9 55
Красноярск 24,2 18,7 25,9 - 17.1 54
Красноводск 31,6 28,8 33,7 2,9 40
Новосибирск 23,0 18,7 — -19.0 —
Омск 23,0 18,3 25,7 19,2 54
Самарканд 28 S — •> — 33,3 33.9 0,3 26
1 оболы? к 21,6 18,0 23.2 18,5 56
Томск /2.5 18.1 23,7 - 19,2 24
Тюмень 22,4 18,6 24.2 16 6 55
Чита 18,8 — - 26,6 65
Фергана 33.1 26,8 34,2 3,2 3-
484
16
Таблипа
Физические свойства сухого воздуха
(В = 765 мм р.ст. -1,01 105 Па ) ио [2]
т к Р кг/м3 с, к,Чж/(кг • К) л-102 , Вт/(.м • К) а 106 м?/с g 10 > Па • с v ю6, и2 / с Рг
223 1584 1,013 2,04 12.7 14,6 9.23 0.728
233 1,515 1,013 2,12 ‘ 13.8 15,2 1 0 04 0 728
243 1,453 1,013 2.20 14,9 15,7 10,8 0,723
253 1,395 1,009 2 28 1 6,2 16,2 12.79 0,716
263 1,342 1,009 2.36 17,4 16,7 12.43 0,712
0 1,293 1,005 2,44 18,8 17,2 13,28 0,707
283 1,247 1,005 2,51 20.0 17,6 14,16 0,705
2 9 3 1,205 1.005 2.59 2 1,4 18,1 15.06 0,703
ЗиЗ 1,165 1,005 2,67 22,9 18,6 16 0 0 701
313 1,128 1,005 2,76 24,3 19,1 16,96 0,699
323 1,093 1,005 2,83 25,7 19,6 17.95 0,698
333 1,06 1,005 2,9 26,2 20,1 18.97 0,696
34 3 1,029 1,009 2,96 28,6 20.6 20,02 0.694
35 3 1,000 1,009 3,05 8 0,2 21,1 21.09 0,692
363 0,972 1,009 3,13 31,9 21.5 22.1 0,690
373 0,946 1,009 3,21 33,6 21.9 23,13 0,688
393 0,898 1,009 3,34 36.8 22,8 25 45 0,686
413 0,854 1,013 3,49 40,3 23,7 27.8 0 684
433 0,815 1,017 3,64 4 3,9 24,5 30,09 0.682
Г а б л и ц а 3
Физические свойства воды на линии насыщения
при давлении ОД МПа по [2]
Г К Р . кг/м3 ср кДжДкг • К) Л-102 , Вт/(м • К) а ю6, м2/с ц-10 > Па • с v • ।о0, и z / с Рг
273 999,9 4,212 55.1 13,1 1788 1.789 13,67
283 999,7 4.191 57,4 13,7 1306 1,306 9,52
293 998.2 4,183 59,9 14,3 1004 1 006 7,02
303 995,7 4,174 61,8 14,9 801.5 0 805 5,42
313 992.2 4,174 63,5 15,3 653,3 0,659 4,31
323 988,1 4,174 64,8 15,7 549.4 0.556 З.з4
333 983,2 4.179 65.9 16.0 469,9 0,478 3,98
343 977,8 4,187 66,8 16,3 406.1 0415 2,55
353 971.8 4,195 67,4 16.6 355,1 О,3о5 2.21
763 965,3 4,208 68.0 16.8 3 14,9 0.326 1,95
37 3 9с 8 4 4,22 68.3 1о.9 282,5 0,295 1.75
485
Таблица 4
Физические свойства жидкого аммиака
на линии насыщения по [2]
т, к Р , кг/м3 ср кДж/(кг • К) Л Л Вт/(м • К) 7 а 10 м2/с Ц ю“, Па • с V ‘ 106, м 2 / с Рг
195 732.6 4,321 0,550 — 6,502 0,887 5,Ю
203 ‘ 725,3 4.338 0,550 1,747 4,737 0,653 3,73
213 713,8 4,371 0,552 1,766 3,805 0,533 3,01
223 702,0 4,409 0,552 1,780 3,236 0,461 2,58
233 690,0 4,438 0,551 1.795 2,854 0,414 2,30
243 677,7 4,467 0,549 1,808 2,550 0,376 2,07
253 665,0 4,509 0,544 1,810 2.275 0,342 1,88
263 652,0 4,551 0,537 1,806 2,060 0.316 1,74
273 638.6 4,597 0,524 1,782 1,873 0,293 1,64
283 624,7 4,647 0,509 1.750 1,687 0,270 1,54
293 610,3 4,71 0,494 1,715 1,520 0,249 1,45
303 595,2 4,798 0,474 1,657 1,373 0,230 1,38
313 579,5 4.899 0,458 1,601 1,255 0,216 1,34
323 562,8 5,020 0,433 1,527 1,138 0,202 1,32
333 544,0 5,150 0,411 1,461 1,030 0,189 1,29
Таблица 5
Физические свойства парообразного аммиака
на линии насыщения по [6]
т, к Р , кг/м3 ср’ кДж/(кг • К) к-102 Вт/(м • К) а 106 , м2/с Ц106 , Па • с V ” 106, м2 / с Рг
203 0,1109 — 1,512 — 7,200 63,12 —
213 0,2127 2,135 1,593 35,1 7,337 34,46 0,382
223 0,3812 2,177 1,674 19,91 7,652 20,07 1,008
233 0,6449 2,261 1,756 11,97 8,005 12,41 1,037
243 1,038 2,386 1,756 7,52 8,358 8,04 1,069
253 1,604 2,470 1,965 4,947 8,692 5,42 1,096
263 2,390 2,600 2,070 3,331 9,104 3,81 1,144
273 3,452 2,720 2,210 2,354 9,565 2,77 1,177
283 4,854 2,890 2,373 1,688 9,908 2,04 1,208
293 6,694 3,060 2,547 1,245 1,239 1,56 1,253
303 9,034 3,310 2,745 0,920 11,310 1,28 1,337
313 12,005 3,560 2,989 0,700 11,762 0,98 1,400
323 15,734 3,852 3,349 0,553 13,067 0,83 1,500
333 20,434 4,187 — — 14,931 0,73 —
343 26,354 4,606 — (17,138) (0,65) —
353 33,864 5,401 — (20,336) (0,60) —
486
1 а 6 л и ц а С
Физические свойства водяного пара
на линии насыщения по [3]
т, к р ю2 , МПа Р МПа i ; кЛл?КГ cf кД.к/(к1-К) Л-10 Ьг/( м • К) и ю5 Па • с V - 1Л7 М / / с с М'7г Pi
293 0.234 0.0173 2537 1 877 18.2* 0,9745 56.370 56.2 1 00
303 0.424 0,0304 2555 1 88s 18.83 0,9989 32,890 32 9 1.00
313 0.738 0,0512 2573 1,895 19.53 1,0268 20,070 ?0.1 0,99
323 1,233 0,083 2591 1.90'/ 20,34 1,0584 12.750 12,8 0.99
333 1.932 0,130 2609 1,923 21,22 1.09'23 8J88 8,48 0.99 ...
343 3,116 0,198 2626 1,947 22,14 1,1272 5.690 5.75 0,99
3 s 3 4,736 0.293 2643 1.967 23.09 1.162 3.965 4,00 0,99
363 7.01 i 0,423 2660 1,997 24.07 1,196 2.826 2,85 0,99
? / J 10.130 0.5973 2676 2.033 25,10 1.2293 2,058 2,0 7 1,00
383 14.330 <’8258 2691 2,075 26.20 1.2621 1.528 1 53 1,00
3 9 3 19,850 1.1209 2706 2,124 27,3 9 1,2951 1,158 1,15 j,(“J
403 27 010 1 .4958 2720 2,182 28,68 1,32 87 8 883 8.79 1, 01
413 36,140 1.965 8 27 3 3 2,2 4 8 30.08 1,363 3 6.93 5 6 81 1.1’2
1 а г> г’ и । а 7
Фишчеекие снейсша масел при атмосферном давлении пе '5>
т
7, к Р Ki/M? Cp кДжДкг-К> 7 Вт/'л • К; v ьУ’ м?. <. Рг
Т2-> турбинное)
278 88 79 1.796 0.1 30 305 3 300
285 884 7 1.81 т 0,1 30 210 2 601;
288 88 i ? 1,852 0.129 135 ! 840
293 8785 1,880 0,129 96.0 1 250
298 8749 1,870 0,15) 70.0 940
303 8715 1.890 0,128 53,8 68?
308 8686 1,905 0.128 45.0 550
313 865 7 1,923 0,128 36,0 432
3 18 8622 1,939 0,128 26,9 343
323 8588 1,950 0,127 21,4 288
32S 8557 1,974 0.127 17,7 234
333 8529 1,998 0,127 Н,7 200
338 8497 2,015 0,126 12,6 175
343 8486 2,032 0,126 10,5 150
348 8434 2,049 0,125 9,0 133
353 8402 2,066 0.124 7.9 116
358 8370 2,082 0,121 6,9 99
363 8338 2,099 0,124 6,0 91
368 8306 2,119 0,123 5.03 81,5
373 8275 2,14 0,123 4.75 72
487
I! р о л о л ж. табл.
Т46 Оурей иное)
278 8868 1,801 0,1304 1000 14 200
283 8838 1,818 0,1301 6?0 8 220
z8b 8809 1,835 0,1297 415 5 900
293 8779 1.851 0.1294 280 3 590
298 8750 1,868 0,1289 195 2 >60
303 8711 1.889 0.1286 140 1 820
308 8о81 ! 906 0,1282 99 0 1 340
313 8652 1,923 0,1279 75.0 995
318 8622 1,939 0,1275 57,0 785
323 8593 1,956 0,1272 45,0 602
328 8554 1.977 0.1268 35,0 485
333 8524 1,994 0 1265 28 4 388
338 8436 2,011 0,1261 23.5 323
343 8460 2,027 0,1258 19,5 271
348 8436 2,044 0.1254 16,5 232
353 8397 2,065 0,1251 14,0 198
358 8367 2,082 0,1247 12,0 168
363 8338 2.099 0,1244 10,1 14 о
368 8309 2.120 0,1240 8.3(; 120
373 8279 2.136 0,12.7 7,00 113
^30 (турбинное)
278 8917 1.784 0,1297 500 5 550
283 8878 1,801 0,1294 340 4 260
288 8848 1.818 0.1290 228 3 030
293 8819 1.83 5 0,128^ 16? 2 070
ч > - У С> 8789 1,8? ' 0,1283 115 1 480
303 8760 0.1280 83.0 1 075
308 8721 1,889 0,1276 62,5 810
313 8691 1,906 0,127? 49.0 650
318 8662 1,923 0,1269 38.2 501
323 8632 1,939 0,1266 31,0 417
328 8603 1,960 0,1 2 63 25,0 344
333 8564 1,977 0,1259 20,5 281
338 8534 1,994 0,1256 17,1 239
343 8505 2,011 0,1252 14,6 204
348 8475 2.032 0,1249 12,6 172
353 8446 2,048 0,1245 10.7 151
358 8407 2.065 0.1242 9,20 130
363 8377 2,082 0,1238 7,95 114
368 8348 2,101 0.1235 6.90 100
373 8318 2,120 0,1231 6,00 87,5
Трансформаторное
278 8726 1,599 0.112 49,8 612
283 8696 1,622 0,112 37,9 484
288 8666 1,645 0.111 29,5 382
293 8636 1,668 0,111 22,5 298
298 8606 1,699 0,110 18,6 243
303 8576 1,730 0,110 14,7 202
308 8547 1,769 0,109 12,5 171
313 8517 1,789 0,109 10,3 146
488
П р о д о л ж. габл. 7
318 8487 1,817 0,109 8,9 129
323 8457 1,845 0,108 7,58 111
328 8427 1,875 0,108 6,60 99,1
333 8397 1,906 0,107 5,78 87,8
338 8367 1,935 0,107 5,02 79,6
343 8338 1,965 0,106 4,54 71,3
348 8308 1,996 0,106 4,01 64,4
353 8279 2,028 0,106 з;бб 59,3
358 8249 2,057 0,105 3,33 54,3
363 8219 2,087 0,105 3,03 50,5
368 8190 2,116 0,104 2,72 46,7
373 8160 2,145 0,104 2,56 43,9
Веретенное АУ
278 8734 1,812 0,132 93,0 1 120
283 8701 1,831 0,132 74,0 906
288 8667 1,850 0,131 61,0 760
293 8633 1,869 0,131 49,0 615
298 8603 1,887 0,131 40,5 516
303 8574 1,906 0,131 32,5 414
308 8549 1.925 0,130 26,0 330
313 8525 1,944 0,130 21,2 276
318 8486 1,960 0,129 17,6 224
323 8446 1,976 0,129 14,0 184
328 8428 1,996 0,129 11,5 158
333 8407 2,016 0,128 9,3 133
348 8372 2,031 0,128 7,6 108
353 8260 2,080 0,126 4.0 55,6
358 8240 2,100 0,126 3,26 45,5
363 8221 2,120 0,125 2,61 37,0
368 8181 2,270 0,125 2,2 30,0
373 8142 2,158 0,124 1,78 25,6
МС-20
278 8836 1,980 0,135 —
283 8809 2,010 0,135 2710 36 200
288 8782 2,025 0,134 1910 25 400
293 8755 2,045 0,134 1125 15 400
298 8726 2,060 0,133 815 10 150
303 8697 2,074 0,133 52 5 7 300
308 8670 2,092 0,132 385 5 200
313 8643 2,108 0,131 268 3 780
318 8616 2,125 0,130 214 2 600
323 8589 2,140 0,130 150 2 140
328 8560 2,140 0.129 120 1 680
333 8531 2,170 0,129 90,6 1 320
338 8503 2,190 0,128 74,0 1 060
343 8476 2,200 0,128 58,1 860
348 8449 2,215 0,127 47,4 720
353 8422 2,230 0,127 39,4 590
358 8392 2,245 0,127 33,8 510
363 8363 2,260 0,126 27,8 424
368 8336 2,275 0,126 24,1 362
373 8309 2,290 0,126 20,4 316
489
Т а б i и ц a 8
Физические свойства мазутов при атмосферном давлении по [1]
Г, к р , кг/м3 <?р, кДж/(кг - К) Л. 10" , В1/(м • К) V • 10б, м;/с Рг
М 40 (тс эпочный)
278 948,1 1,740 12,17 —
283 946,3 1,758 12,14 —
288 943,5 1,772 12,10 8400
293 940.7 1.790 12,08 4500 64 000
298 938,0 1,808 12,04 2500 36 000
303 935,1 1,823 12,01 1500 21 650
308 932,4 1,842 1 1,97 980 14 000
313 923,6 1,86 1 1,94 650 9 600
318 926,8 1,878 1 1,90 455 6 700
323 924,1 1,895 1 1,88 320 4 800
328 921,3 1,912 1 1,85 230 3 600
333 918,5 1,93 1 1,81 170 2 600
338 915,7 1,947 11,78 128 1 920
343 913,0 1,964 11,74 9 5 1 475
348 910,1 1,982 1 1,71 77 1 180
353 907,4 2,00 11.68 60 94 5
358 904,6 2,017 11,65 48 780
363 901,8 2,034 11,61 3 9 628
368 899,0 2,051 11,6 32 525
373 896,1 2.07 1 1,56 27 440
Ф 12 (флотский)
278 920.0 1,765 12,56 — —
283 917,1 1,782 12,52 1900 25 300
288 914.3 1.8 12.49 1220 14 000
293 911,1 1,816 12,46 73 0 9 180
298 907,9 1,835 12,43 450 6 950
303 905,1 1,852 12,39 120 4 430
308 902.2 1,87 12,36 230 3 060
313 899,2 1.887 12,32 158 2 215
318 896,2 1.904 12,29 112 1 620
323 893,2 1.92 12,26 87 1 250
328 890,3 1,94 12,22 64 960
33 3 887.3 1,956 12.19 5 2 75 5
338 884,3 1.974 12,16 40 590
34 < 881,4 1,993 12,12 32,2 472
348 878,1 2,01 12,09 26.6 410
35 3 875,4 2.028 12.06 22,2 368
358 872,4 2,046 12.03 18,8 300
363 869,4 2,062 11,99 15,8 240
368 866,5 2.08 1 1,96 13,9 208
37 3 863,4 2,099 1 1,92 1 1.8 183
490
Таблица 9
Физические свойства жидкого ароматизированного
минерального масла АМТ-300 по [1]
т, к р, кПа р , кг/м3 Х-102,В<м-Ю ср, кДж/(кг • К) V-106, м^/с Рг
293 2 959 12,0 1,6 159,00 2030,0
313 — 948 11,9 1,68 44,60 596,0
333 — 937 11,7 1,73 16,80 233,0
353 925 11,5 1,81 8,46 123,0
373 — 913 11,4 1,87 5,17 77,6
393 901 11,2 1,94 4,44 53,8
413 0,9 889 И,1 2,01 2,47 39,7
433 1,3 879 10,8 2,08 1,77 29,8
453 1,8 863 10,6 2,14 1,31 22,9
473 2,8 849 10,4 2,22 1,09 19,9
493 4,2 83 5 10,2 2,28 0,91 16,5
513 6,5 822 10,0 2,34 0,77 15,0
Таблица 10
Коэффициент теплопроводности X , Вг/(м • К), металлов и сплавов
в зависимости от температуры
Металл или сплав Температура, °C
0 20 100 200 300
Алюминий 202 206 229 262
Медь (99,9%) Алюминиевые сплавы: 393 — 385 378 371
92% А1, 8% Mg 102 106 123 148 -—
80% Al, 20% Si Дюралюминий: 94—96% Al, 3—5% Gu, 158 160 169 174 -
0,5% Mg Латунь: 90% Gu, 10% Zn, 159 165 181 194 —
70% Gu, 30% Zn Монель-металл: 106 — 109 110 114
29% Gu, 67% Ni, 2% Fe 22,1 24,4 27,6 30
Сталь углеродистая 45,4 — — —
Т а б л и ц а 11
Физические свойства некоторых сталей
Наименование Марка р , кг/м3 А. , Вт/(м • К)
Стали углеродистые Ст.З, Ст.5 10 20 7850 7850 7850 50,0 57,0 50,6
Стали легированные ЗОХ, 35Х 35ХМА 7820 7820 46 40,5
Стали коррозионностойкие 1X13 Х18Н10Т 7700 7900 29,3 16,3
491
Таблица 12
Характеристика технологических процессов с использованием ТВО
Название процесса Температура продукта, °C q, Вт/м'’ Рабочее давление, МПа
'Г
Ректификация метанола: конденсдция метанола 45 40 340 1Д
65 40 580 0,06
65 50 630 0,06
охлаждение метанола 50 40 310 0,8
60 40 550 0,6
70 40 490 0,3
охлаждение эфирных газов 45 40 70 1,1
Моноэтаноламиновая очистка: охлаждение моноэтаноч- аминового раствора 80 35—40 680 1,2
конденсация водяных паров 100—110 35—40 700—900 1,0-1,2
конденсация аммиака 120—145 35—40 250—300 1,4—1,6
Разделение воздуха: охлаждение газообразных 140 40 470 —
сред в межступенчатых и 140 65—70 700 —
концевых холодильниках 140 50 520 0,7
компрессоров 140 40 460 0,5
Прои зводство капролактама: конденсация циклогексана метилцикчопентана, бензола 90 60 900 0,10
охлаждение циклогексана ПО 60 900 0,08
охлаждение и конденсация паров дихлорэтилеиа 100 60 820 0,03
Таблица 13
Ориен гировочные значения термического сопротивления
загрязнений м2 • K/Вт, со стороны различных
технологических продуктов по [9]
1. Сырая нефть
Температура нефти, °C я3- ю4
Скорость нефти, м/с Нефть безводная Нефть, освобожденная от рассота
20,61 5,29
- 17,8 93 0,61 - 1,22 3,53 3,53
1,22 3,53 3,53
0,61 5,29 8.8
492
П р о д о л ж. т а б л. 13
93 - 149 0,61 - 1,22 3.53 7,05
1,22 3,53 7,05
20,61 7,05 10.58
149 260 0,61 - 1.22 5,29 8,8
1,22 3,53 7,05
20,61 8,8 12,34
260 0,61 - 1,22 7,05 10,58
1,22 5,23 8,8
2. Вода
Температура воды. °C <,52 >52
20.91 0,91 20,91 0.91
Скорость воды, м/с Ю4
Вода морская 0,88 0,88 1,76 1,76
Вода оборотная смягченная 1,76 1,76 3,53 3,53
Вода оборотная несмягченная 5,29 5,29 8,8 7,05
Речная вода:
чистая 3,53 1,76 5,29 3,53
средняя 5,79 3,53 7.05 5,29
сильно загрязненная 14,1 10,6 17,6 14,1
особенно жесткая 5.29 5,29 8,8 8,8
Вода дистилированная 0,88 0,88 0,88 88
Вода питательная для котлов 1,76 0,88 1,76 1,76
3. Жидкости технические
R3’ 104
Органические 1,76
Применяемые для охлаждения 1,76
Рассолы для охлаждения 1,76
Углеводороды низкокипящие 1,72 3.54
Углеводороды хлорированные 1,72
4. Масла технические
К,- ю4
Топочные мазуты 8,8
Чистые циркулирующие 1,76
Машинные и трансформаторные 1,76
Растительные 5,29
5, Пары и газы
R2- 104
Газы коксовый и ему подобные 17,6
Выхлопные газы дизелей 17.6
Пары органических веществ 0,88
Пар водяной * 0,88
Пары спирта 0,88
Пары хладагентов замасленные (после компрессора) 3,5'2
Отработанный водяной
пар (замасленный) 1,76
Воздух 3,52
Пары низкокипящих и
хлорированных углеводородов 1,72
493
Пр о до аж. табл. 13
6 Для продуктов переработки крекинг-установок
Масло 1азовое (газойль) до 238 °C
Масло газовое (газойль) при 238 °C и выше
Нефть до 238 °C
При 238 °C и выше
Пары из сепараторов
Пары из ректификационных тарельчатых колонн
Остаток
л, ю4
3,44
5,16
3.52
7,05
10,57
3,52
17,6
7. Для продуктов переработки абсорбционных Установок
к, - ю4
Газ природный
Масло тяжелое
Масло легкое
Газолин — бензин
1,76
3,52
0,88
8. Атмосферные установки
Я, - 104
Пары верхней фракции:
не подвергшиеся обработке
подвергшиеся обработке
Боковые фракции
2.58
5,16
2,58
Совместимость конструкционных материалов
с различными веществами по [9]
Таблица 14
Вещеспю Концентрация, % Температура. °C Углеродистая стать Медь Морская бронза Медь (70) — Никель (30) ’1 £ £ < Нержавеющая j сталь | Моне ль-металл Г | Титан | Цирконий 1
Азотная кис- лота 50 93 д д д д д В д А В
Амилацетат 100 21 в А А А А А А А —
Аммиак (без- водный) 100 21,1 А А А А А А А А
Ацетальдегид 100 21.1 А Е Е Е А А А В —
Ацетон 100 21,1 А А А А А А А А -—
Бензальдегид 100 21,1 В В В В В В В А —
Бензойная кис- лота 10 21,1 д В В В В В В А —
Бензол 100 21,1 А А А А В В А —
Бутадион 100 21,1 А А А А А А А А ——
494
П р о д о л ж. т а б л. 14
Бутан 100 21,1 А А А А А А А А —
Бутилацетат 100 21,1 А В В В А В В А ——
Бутиловый 100 21,1 А А А А А А А А .—
спирт Вода (водопро- 100 21,1 С А А А В А А А А
водная) Вода морская 100 21,1 С В А А В А А А А
Гексан 100 21,1 А А А А А А А А —
Двуокись серы 100 149 В В В В В В В В •
(безводная) Двуокись угле- 100 21,1 С С с С В А А А -
рода (влажная) Дифенил 100 21,1 В В в в А В В А
Фреон 12 100 21.1 А А А А А В А А —
’ таноламин 100 29,4 А В В в А А А А —
Ди.е плен гликоль 100 21,1 А В В в В А В А .—
Жирные кис- 100 204 Д д д д А А с В • -
лоты Изопропиловый 100 21,1 А в в в В В в А -—--И
спирт Ксилол 100 93 В А А в А А А А А
Метан 100 21,1 А А А А А А А А А
Метиловый 100 21,1 В В В В В В В А А
спирт Олеиновая кис- 100 21.1 В В В В В В В В В
лота Серная кислота 60 93 д д д Д д Д д Д А
(аэрированная) Тетрахлор- 100 21,1 А В в В в В А А —
этилен Толуол 100 93 А А А А А А А А А
Уксусная кис- 100 21,1 д Д д С В А А А А
лота (аэриро- ванная) Фенол 10 49 в В в А В /А А
Формальдегид 50 93 д В в в С В В В ——
Фурфурол 100 21.1 в в в в в В В А ——
Хлор (сухой) 100 21,1 в в в в в В 1 А
Хлорбензол 100 21,1 в в в в А в А В
(сухой) Фреон 22 100 21.1 А А А А А А /А А .
Хлорная кисло- 100 21,1 д д д д В В В —
та (безводная) Этан 100 21,1 А А А А А А А А
Эта нолам ин 100 21.1 В В В В В В В В
Этиланетат 100 21,1 В В В В В В В А —•
(безводный) Этилен 100 21,1 А А А .А .А А А А —
Этиловый спирт 100 21,1 В В В в в В В А А
Примечав и е. Совместимость: А — очень хорошая: В — хорошая; С —
удовлетворительная: Д— неудовлетворительная: 1 — воспламеняется.
495
Таблица 15
Соотношение единиц СИ с другими единицами измерения
Наименование параметра Единица измерения в СИ Соотношение с единицей измерения другой системы
Сила н 1 кгс -9,81 Н
Давление Па (Н/м2) 1 кгс/см2 - 735,6 мм рт.ст. -
-- 98067 Па 98,067 кПа ~ 0,98 бар
1 м вод.ст. ~ 9807 Па
1 мм рт.ст. - 133,3 Па
Вязкость
динамическая Па • с 1 кгс - с/м2 = 9,81 Па • с
1 пуаз “ 0,0102 кгс • с/м2 0,1 Па • с
1 сП - 1 • 103 Па-с
Вязкость
кинематическая м2/с 1 сСт -1-10”е м2/с
1 Ст1- 104 м2/с
1 м2/ч = 277,8- 10 6 м2/с
Тепловой поток Вт, кВт ккал/ч - 1,163 Вт 1,163 • 10-3кВт
Теплоемкость кДж/(кг- К) 1 ккал/(кг- °C) -- 4,187 кДж/(кг- К)
Теплота парообразо- кДж/кг 1 ккал/кг = 4,187 кДж/кг
вания
Коэффициент тепло- Вт/(м К) 1 ккал/(м • ч • °C) ~ 1,163 Вт/(м • К)
проводности
Коэффициент теплопе- Вт/(м2 • К) 1 ккал/(м2 • ч • °C) - 1,163 Вт/(м2 • К)
редачи, теплоотдачи
Коэффициент темпера- м2/с 1 м2/ч ~ 2,78- 10 4 м2/с
туропроводности
Плотность теплового Вт/м2 1 ккал/(м2 • ч) = 1,163 Вт/м2
потока
Плотность кг/м3 1 кгс • с2/м4 - 9,81 кг/м3
Поверхностное натя- Н/м 1 дин/см = 1 • 10 3 Н/м
жение
Энтальпия кДж/кг 1 ккал/кг = 4,187 кДж/кг
Энергия Дж, кДж 1 ккал - 1,163 Вт • ч =
23 4,187- 103 Дж = 4,187 кДж
Мощность Вт 1 кгс • м/с = 9,81 Вт
496
i а б л и па 16
ОПРОСНЫЙ ЛИСТ ДЛЯ ЗАКАЗА
ТЕПЛООБМ1.ННИКА ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
1. Обозначение аппарата ......................................
2. Технологическое назначение ................................
3. Температура окружающего воздуха, °C................ . , . ...
3.1. Средняя в 13 ч самого жаркого месяца................
3.2. Средняя наиболее холодной пятидневки................
3.3. Абсолютный .минимум.................................
3.4. На расчетном тепловом режиме работы аппарата ..............
4 Наименование среды и ее состав (на входе):
4.1. Паровая фаза......................... ...........
4.2. Жидкая фаза ............................... . . . . .
3. Параметры и свойства охлаждаемой среды на расчетном режиме работы
согласно нижеследующей таблице
Наименование величины Вход Выход При вредней температуре
5.1 Доля пара, кг/кг 5.2. Температура, °C 5.3. Давление абсолютное. МПа 5.4. Расход массовый, кг/с 5.5. Плотность, кг/м3: пара жидкое ги 5.6. Коэффициент кинематической вязкости, м2/с: пара ЖИДКОСТИ 5.7. Удельная теплоемкость, Дж/( кг • К): пара жидкости 5.8. Теплопроводность, Вт/(м-К): пара жидкости 5.9. Удельная теплота парообразо- вания, Дж/кг 5.10. Температура начала конденса- ции, °C 5.11. Температура окончания конден- сации, °C
6. Тепловая нагрузка, Вт . . ...........................................
7. Термическое сопротивление загрязнений со стороны охлаждаемой среды,
м2 • К/Вт.................................................. .....
8. Максимально допустимое гидравлическое сопротивление по трубному
пространству, МПа .....................................................
9. Расчетное давление в аппарате абсолютное, МПа............
497
10. Расчетная температура (для выбора материала), °C ............ .
11. Токсичность среды (да, нет)..................... ... . . .
12. Пожароопасность среды (да, нет) ..........................
13. Взрывоопасность среды (да, нет)...........
14. Коррозионная активность среды (да, нет)...................
15. КИП и регуляторы, устанавливаемые па аппарате ...... ... .
16. Тип и диаметр вентилятора ................................ . . .
17. Частота вращения вентилятора, с-1 ....................... . . . .
18. Номинальная мощность двигателя. кВт ......................
19. Особые требования к аппарату ....................
20. Количество аппаратов, подлежащих изготовлению . ........... . .
21. Срок изготовления ....................................
22. Наименование, почтовый и телс1рафный адрес, телефон предприятий:
заказывающего аппарат.......................................
эксплуатирующего аппарат........................ ...............
финансирующею изготовление............................ . . .
заполняющего опросный лист ............................. . . . .
Должность, фамилия, и.о.
ответствен пою лица
Подпись
(заверяется печа1ью)
Дата
Заключение предприятия, согласовывающего опросный лист
Должность, фамилия, и.о.
ответственною лица
Подпись
(заверяется печатью)
Дата
ПРИНЯТЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
АЛТИ — Архангельский лесотехнический инстигуг (ныне Ар
хангельский государственный технический университет —
АГТУ)
АО “ЛенНИИхиммаш” — акционерное общество “Ленинград-
ский научно-исследовательский и конструкторский институт хи-
мического мапшностроения”
ВВТ — воздушно-водяной теплообменник
ВНИИГАЗ — Всероссийский научно-исследовательский ин-
ститут природных газов и газовых технологий
ВНИИМетмаш — Всероссийский научно-исследовательский
и проектно-конструкторский институт металлургического маши-
ностроения
ВНИИнефтемаш — Всероссийский научно-исследовательский
и проектпо-консгрук юрский институт нефтяною машинострое-
ния.
ВНИИПТхимнефтеаппаратуры (ВНИИПТХНА) — Всероссий-
ский научно-исследовательский и проектный институт техноло-
гии химического и нефтяного аппаратостроения
ВТИ — Всероссийский теплотехнический институт
КПП — Киевский политехнический институт
НПО ЦКТИ — Научно-производственное объединение по
исследованию и проектированию энергетического оборудо-
вания
НПО ЭНИКмаш — Научно-производственное объединение по
кузнечно-прессовому оборудованию и гибким производственным
системам для обработки давлением
ТМЗ — Таллинский машиностроительный завод
ЦАГИ — Центральный аэро- и гидродинамический институт
им. Н.Е. Жуковского
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бажан П.И., Каневец Г.Е., Селиверстов В.М, Справочник по теплообменным
аппаратам. —М.: Машиностроение, 1989. —367 с.
2. Краснощеков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. —М.:
Энергия, 1975. —280 с.
3. Кириллов П.Л., Юрьев Ю.С., Бобков В.П. Справочник по теплогидравличес-
ким расчетам: (Ядерные реакторы, теплообменники, парогенераторы) —М.: Энер-
гоатомиздат, 1984. —296 с.
4. Расчеты основных процессов и аппаратов нефтепереработки: Справочник /
499
Г.Г. Рабинович, П.М. Рябых, ПЛ. Хохряков и др.: Под ред Е.Н. Судакова. —М.:
Химия, 1979. —5о8 с.
5. Системы охлаждения компрессорных установок /Я.А. Берман, О.Н. Мань-
ковский, Ю.Н. Марр, А.П. Рафаловнч. —Л.: Машиностроение, 1984. —228 с.
6. Теплообменные аппараты холодильных установок /Г.Н. Данилова. С.Н.
Богданов, О.П. Иванов и др. —Л.: Машиностроение, 1973. —328 с.
7. Теплотехнический справочник /Под ред. В.Н. Юренева и ПД. Лебедева. Т.1. —М.:
Энергия, 1975. —744 с.
8. Фраас А., О цис и к, М. Расчет и конструирование теплообменников.
Пер. с англ —М.: Агомиздат, 1971. —358 с.
9. Хоблер Т Теплопередача и теплообменники. —Л.: Госхимиздаг, 1901. —820 с.
ПЕРЕЧЕНЬ НОРМАТИВНО ТЕХНИЧЕСКИХ
ДОКУМЕНТОВ
Основополагающие стандарты
1. ГОСТ 15150—69. Машины, приборы и друте технические
изделия. Исполнения для разлшшых климатических районов. Кате-
гории, условия эксплуатации, хранения и транспортирования в
части воздействия климатических факторов внешней среды.
2. ГОСТ 22061—76. Машины и технологическое оборудовз
ние Система классов точности балансировки.
3. ОСТ 26-291—94. Сосуды и аппараты стальные сварные. Об-
ы. технические условия.
4 ОСТ 26-02-1015 ~85. Крепление труб в трубных решетках.
з. ОСТ 26-02-1309—87. Анчара гы воздушного охлаждения.
Общие гехничсскис условия.
б. ОС Г 26-11 -14 - 88. Сосуды и аппараты, работающие под дав-
лением. Газовые и жидкостные методы контроля герметичности.
7. ОСТ 26-17-01—83. Аппараты теплообменные и аппараты
воздушного охлаждения стандартные. Технические требования к
развальцовке труб с ограничением крутящего момента.
Стандарты системы техники безопасности
8. ГОСТ 12.1.003—83. ССБТ. Шум. Общие требования безо-
пасности.
9. ГОСТ 12.1.005—88. ССБТ. Общие санитарно-гигиеничес-
кие требования к воздуху рабочей зоны.
10. ГОСТ 12.1.007—76. ССБТ. Вредные вещества. Классифи-
кация и общие требования безопасности.
11. ГОСТ 12.7.012—90. ССБТ. Вибрация. Общие требования
безопасное til
12. ГОСТ 12.1.019—79. Электробезопасность. Общие требо-
вания и номенклатура видов защиты.
13. ГОСТ 12.1.023—80. ССБТ. Шум. Методы установления
значений шумовых характеристик стационарных машин.
14. ГОСТ 12.1.028—80. ССБТ. Шум. Определение шумовых
характеристик источников шума. Ориентировочный метод.
15. ГОСТ 12.1.034—81. ССБТ. Вибрация. Общие требования
по проведению измерений.
J6. ГОСТ 12.2.003—93. Оборудование производственное. Об-
щие требования безопасности.
501
17. ГОСТ 12.2.020—76. ССБТ. Электрооборудование взрывоза-
щитное. Термины и определения. Классификация. Маркировка.
18. ГОСТ 12.2.085—82. ССБТ. Сосуды, работающие под дав-
лением. Клапаны предохранительные. Требования безопасности.
19. ГОСТ 12.4.026—76. ССБТ. Цвета сигнальные и знаки без-
опасности.
20. ГОСТ 12.4.124- 83. Средства защиты от статического элект-
ричества. Общие технические цзебования.
21. ГОСТ 21.130—75. Изделия электротехнические. Зажимы
заземляющие и знаки заземления. Конструкция и размеры.
Стандарты, регламентирующие вопросы прочности
22. ГОСТ 14249—89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы
расчета на прочность.
23. ГОСТ 24755—89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы
расчета укрепления отверстий.
24. ГОСТ 25822—83. Сосуды и аппараты. Аппараты воздушно-
го охлаждения. Нормы и методы расчета на прочность.
25. ОСТ 108.031.08—85. Котлы стационарные и трубопрово-
ды пара и горячей воды. Нормы расчета на прочность. Общие по-
ложения по обоснованию толщины стенки.
26. ОСТ 108.031.09—85. Котлы стационарные и трубопрово-
ды пара и горячей воды. Нормы расчета на прочность. Методы оп-
ределения толщины стенки.
27. ОСТ 108.031.10—85. Котлы стационарные и трубопрово-
ды пара и горячей воды. Нормы расчета на прочность. Определе-
ние коэффициентов прочности.
Материалы и детали, используемые
при изготовлении ТВО
28. ГОСТ 9.005—72. ЕСКД. Допустимые и недопустимые кон-
такты металлов. Об|щие требования.
29. ГОСТ 380^—88. Сталь углеродистая обыкновенного каче-
ства. Марки.
30. ГОСТ 481—80. Паронит и прокладки из него. Технические
условия.
31. ГОСТ 550—75. Трубы стальные бесшовные для нефтехи-
мической промышленности. Технические условия.
32. ГОСТ 977—88. Отливки стальные. Общие технические условия.
33. ГОСТ 1050—88. Прокат сортовой калиброванный, со спе-
циальной отделкой поверхности из углеродистой качественной
конструкционной стали. Общие технические условия.
50?
34. ГОСТ 1759.0—87. Болты, винты, шпильки и гайки. Техни-
ческие условия.
35. ГОСТ 1759.4—87. Болты, винты и шпильки. Механические
свойства и Mei оды испытаний.
36. ГОСТ 1759.5—87. Гайки. Механические свойства и мето-
ды испытаний.
37. ГОСТ 4543—71. Прокат из легированной конструкцион-
ной стали. Технические условия.
38. ГОСТ 4784—74. Алюминий и сплавы алюминиевые дефор-
мируемые. Марки.
39. ГОСТ 5520—79. Сталь листовая углеродистая низколеги-
рованная и легированная для котлов и сосудов, работающих под
давлением. Техшгчёские условия.
40. ГОСТ 5632—72. Стали высоколегированные и сплавы кор-
розиошюстойкие, жаростойкие и жаропрочные. Марки.
41. ГОСТ 7350—77. Сталь толстолистовая коррозиопиосгой-
кая, жаростойкая и жаропрочная. Технические условия.
42. ГОСТ 8731—87. Трубы стальные бесшовные горячедефор-
мированные. Технические условия.
43. ГОСТ 8733—87. Трубы стальные бесшовные холодноде-
формированные и тенлодеформированпые. Технические условия.
44. ГОСТ 9567—75. Трубы стальные нрецизиошгые. Сортамент.
45. ГОСТ 9940—81. Трубы бесшовные горячедеформирован-
ные из коррозионное гонкой стали. Технические условия.
46. ГОСТ 9941—81. Трубы бесшовные холодно- и теплодефор-
мированные из коррозионностойкой стали.
47. ГОСТ 13726—78. Ленты из алюминия и алюминиевых спла-
вов. Технические условия.
48. ГОСТ 14249—89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы
расчета на прочность.
49. ГОСТ 14637—89. Прокат толстолистовой из углеродистой
стали обыкновенного качества. Технические условия.
50. ГОСТ 16523—89. Прокат тонколистовой из углеродистой
стали качественной и обык новен ною качества общего назначения.
Технические условия.
51. ГОСТ 18475—82. Трубы холоднодеформированные из алю-
миния и алюминиевых сплавов. Технические условия.
52. ГОСТ 19281—89. Прокат из стали повышенной прочнос-
ти. Общие технические условия.
53. ГОСТ 21646—76. Трубы латунные для теплообменных ап-
паратов. Технические условия.
54. ГОСТ 26191—84. Масла, смазки и специальные жидкости.
Ограничительный перечень и порядок назначения.
503
55. ГОСТ 28759.3—90. Фланцы сосудов и аппаратов стальные
приварные встык. Конструкция и размеры.
56. ГОСТ 28759.4—90. Фланцы сосудов и аппаратов стальные
приварные встык под прокладку восьмиугольного сечения. Коп-
с грукция и размеры.
57. ОСТ 26-2043—91. Бол гы. пптильки, гайки и шайбы для флан-
цевых соединений. Тех? веские требования.
58. OCT 26-02-758--79. Конструкции металлические. Общие
технические требования.
59. ОСТ 26-07-402—83. Отливки стальные для трубопровод
ной арматуры и приводных устройств к ним. Общие технические
устройства.
60. ТУ 14-3-460—75. Трубы стальные бесшовные для паровых
котлов и трубопроводов. Технические условия.
61. ТУ 14-3-1905—93. Трубы бесшовные горяче- и холодноде-
формированпые из коррозионностойкой стали марок 08Х22Н6Т
(ЭП53), 08Х21Н6М2Т (ЭП54) и 10Х14Г14Н4Т (ЭИ711).
62. ТУ 38.1051082—86. Смеси резиновые певулканизирован-
пые товарные.
Стандарты, регламентирующие требования
по защите от коррозии
63 ГОСТ 9.014—78. ЕСЗКС. Временная противокоррозион-
ная защита изделий. Общие требования.
64. ГОСТ 9.032—74. ЕСЗКС. Покрытия лакокрасочные. Груп-
па, технические требования и обозначения.
65. ГОСТ 9.104—79. ЕСЗКС. Покрытия лакокрасочные. Груп-
па условий эксплуатации.
66. ГОСТ 9.401—91. ЕСЗКС. Покрытия лакокрасочные. Об-
щие требования и методы ускоренных испытаний на стойкость к
воздействию климатических факторов.
67. ГОСТ^9.402—80. ЕСЗКС. Покрытия лакокрасочные. Под-
готовка металлических поверхностей перед окрашиванием.
Строительные нормы и правила,
используемые при разработке ТВО
68. СНиП 11-7—81. Строительство в сейсмических районах.
69. СНиП 11-12—77. Строительные нормы и правила. Нормы
проектирования. Защита oi шума.
70. СНиП П-23—81. Стальные конструкции.
71. СНиП 2.01.07—85. Нагрузки и воздействия.
504
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие..........................................................
Введение.......................................................... 1
Глава первая. Области применения, схемы технологических и энерге-
тических установок с ТВО............................................ 14
Список литературы........................................... 27
Глава вторая. Конструктивные и технические характеристики ТВО
и их основных ухюв............................................... 2 5
2.1. Классификация ТВО....................................... -
2.2. Конструкции и технические характеристики основных узлов ТВО ....3 6
2.3. Вентиляторы ТВО...................................... .....60
2.4. Конструкцш! и технические характеристики ТВО общего назначения ..7 1
2.5. Конструкция и технические характеристики ТВО специального
назначения..................................................... 80
2.6. Типы и технология производства оребренных
труб АВО...................................................... 89
Гтава третья. Основные положения теории теплоаэродинамического
п гидравлического расчетов ТВО................................... 105
Условные обозначения.............................................. -
3.L Тепловой расчет.......................................... 106
3.2. Гидравлический расчет....................................... 1 1 8
3.3. Аэродинамический расчет....................................122
3.4. Увлажнение воздуха .................................... 127
Список литературы............................................. 1 2 8
Глава четвертая. Теплоотдача и гидравлические сопротивления при
движении однофазных теплоносителей внутри труб и каналов..129
Условные обозначения.............................................. -
4.1. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при течении газов и
жидкостей в гладких трубах ................................ 132
4.1.1. Гидравлическое сопротивление при изотермическом течении
теплоносителя.............................................. -
4.1.2. Теплообмен и сопротивление трения при неизотермическом
щдродинамически стабилизированном течешш теплоносителя.....1 3 5
4.1.3. Расчет коэффициента теплоотдачи на начальном
участке канала.................................................144
4.1.4. Теплообмен в трубах при совместном влиянии
свободной и вынужденной конвекции...........................148
4.2. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при течении газов
и жидкостей в кольцевых каналах с гладкими стенками............151
4.2.1. Ламинарное течение................................... -
4.2.2. Турбулентное течение.................................155
4.2.3. Теплоотдача при двухстороннем обогреве.......... ...160
505
4.3. h|i<|h к i iiiiiii.ic метлы и и i c n<* ифи капп ii i еплообмсна
и ipybax и кольцевых каналах.......................................I 6 1
4.3.1. Пскусстснпая |урбули зация потока в трубах ............162
4.3.2. I In । енсификация теплообмена в кольцевых каналах
ia ciei искусственной турбулизации потока......................17 1
4.3.3. Рекомендации по выбору оптимальных параметров
турбулизаторов применительно к теплообменным
аппаратам различного назначения......................... 185
4.3.4. Типовые размеры турбулизаторов на трубах...............186
4.3.5. Интенсификация теплообмена в трубах с помощью
закрутки потока......................................... 190
4.3.6. Расчет влияния солеотложений на уменьшение
коэффициента теплоотдачи в теплообменных аппаратах
с интенсификацией теплообмена............................. 194
Список литературы................................................ 196
Глава пятая. Теплоотдача и аэродинамическое сопротивление
поперечно-обтекаемых пучков оребренных груб ТВО .....................200
Условные обозначения .................................................
5.1. Шахматные пучки круглых труб со спиральными
накатными и навитыми ребрами.................................. 201
5.2. Шахматные пучки труб с круглыми литыми ребрами ............221
5.3. Шахматные пучки труб с эллиптическим оребрением.............223
5.4. Круглые оребренные трубы в условиях свободной
конвекции ...................................................... 229
5.5. Шахматные пучки труб с проволочным оребрением ...............232
5.6. Шахматные пучки труб с накатными разрезными ребрами..........236
Список литературы................................................... 250
Глава шестая. Термическое контактное сопротивление оребренных
труб ТВО........................................................ 254
Условные обозначения.............................................. -
6.1. Биметаллические трубы с накатными ребрами ..................255
6.2. Трубы с навитыми за вальцованным и ребрами..................267
6.3. Трубы с навитыми KLM- и L-ребрами................ .........268
Список литературы.................................................... 27 1
Глава седьмая. Гидравлическое сопротивление и теплоотдача при
конденсации чистых паров и парогазовых смесей внутри труб.........273
Условные обозначения ............................................... -
Введение..........................................................27 5
7.1. Гидравлическое сопротивление при конденсации в горизон-
тальных трубах.....................................................282
7.2. Теплоотдача на внешней поверхности труб................. 286
7.3. Теплоотдача внутри труб, произвольно ориентированных в
пространстве.................................................. 289
7.4. Влияние неконденсирующихся газов на теплообмен при
конденсации............................................... 294
506
7.5. Интенсификация теплоотдачи при конденсации пара
внутри труб............ ......................................301
7.6. Интенсификация теплоотдачи при конденсации неподвижного
пара на трубах........................................ 305
Список литератур bi .................................... 306
Глава восьмая. Методы выбора поверхностей теплообмена........... 309
Условные обозначения............................................
8.1. Комплексные характеристики поверхности теплообмена.............310
8.2. Комплексная характеристика теплообменного аппарата .......314
8.3. Оптимизация энергетического показателя теплообменного аппарата.320
8.4. Определение основных параметров теплообменного аппарата ....324
8.5. Влияние изменений структуры эксплуатационных затрат на
экономическую эффективность теплообменных аппаратов.............326
8.6. КПД теплообменных аппаратов........................ ...329
Список литературы........................................... 33 3
Глава девятая. Исследование рабочих характеристик ТВО на матема-
тической модели................................................ 33 4
Условные обозначения.......................................... -
9.1. Особенности и закономерности рабочего процесса ТВО........335
9.2. Показатели совершенства трубного пучка.................. 338
9.3. Граничные условия математической модели...................339
9.4. Результаты исследований и рекомендации ...................341
9.5. Методика поверочного теплового и аэродинамического
расчета ТВО............................................. .345
Список литературы......................................................35 1
Глава десятая. Повышение эффективности воздушно-водяных
теплообменников................................................. 352
Условные обозначения............................................ -
10.1. Результаты исследований по обеспечению работы ВВТ
в режиме максимальной теплопередачи .......................... -
10.2. Методика и пример расчета ВВТ с неподвижной поверхностью
теплообмена............................................ 357
Список литературы........................................... 360
Глава одиннадцатая. Расчеты на прочность основных конструктивных
элементов ТВО.................................................3 6 1
Условные обозначения................................................
11.1. Основные положения.......................................366
11.2. Расчет основных узлов и элементов камер ТВО..............370
11.3. Прибавка к толщине стенки и коэффициенты прочности
сварных швов...................................................419
Список литературы......................................................42 1
Глава двенадцатая. Методы исследований ТВО...................... 422
12.1. Контроль качества механического соединения ребер
в биметаллической трубе..................................... -
507
12.2. Исследование теплоаэродинамических характеристик трубных
пучков..........................................................424
12.3. Испытания теплообменников на плотность и прочность........431
Список литературы............................................. ,43 3
Глава тринадцатая. Автоматизация и КИП при эксплуатации ТВО.........43 4
Список литературы.............................................. 44 8
Глава четырнадцатая. Техника безопасности и меры борьбы с шумом при
эксплуатации ТВО....................................... ........449
Условные обозначения................................................
14.1. Причины, влияющие на безопасность обслуживания ТВО.......
14.2. Защита от аварийного повышения давления.....................450
14.3. Предотвращение утечек рабочей среды.........................451
14.4. Обеспечение электробезопасности.............................453
14.5. Обслуживающие площадки и защитные ограждения................455
1 4.6. Снижение уровня шума и вибрации в конструкции ТВО.....456
14.7. Снижение уровня шума кулисами и экранами....................458
14.8. Допустимые уровни шума и вибрации. Измерения................460
14.9. Обеспечение безопасности при эксплуатации ТВО...............463
Список литературы................................................... 467
Глава пятнадцатая. Примеры расчетов ТВО ..............................469
15.1. Расчет ТВО из эллиптических несущих труб с эллипти-
ческими спиральными ребрами. ...................................
1 5.2. Расчет ТВО из круг.торебристых труб...... ..............477
Список литературы.............................................. .. 483
ПРИЛОЖЕНИЯ
Таблица 1. Климатологические данные по атмосферному воздуху в
различных районах бывшего СССР ..................................... ..484
Таблица 2. Физические свойства сухого воздуха................... 48 5
Таблица 3. Физические свойства воды на линии насыщения........... -
Таблица 4. Физические свойства жидкого аммиака на линии
насыщения..................................................... 486
Таблица 5. Физические свойства парообразного аммиака на линии
насыщения......................................................
Таблица 6. Физические свойства водяного пара на линии насыщения.....487
Таблица 7. Физические свойства масел при атмосферном давлении......
Таблица 8. Физические свойства мазутов при атмосферном давлении ..490
Таблица 9. Физические свойства жидкого ароматизированного
минерального масла АМТ-300............................... .491
Таблица 10. Коэффициент теплопроводности Z, Вт/(м«К) металлов и
сп лавов в зависимости от температуры ..........................
Таблица 11. Физические свойства некоторых сталей ..............
’ а. лица 12. .Характеристика технологических процессов с исполь-
508
Таблица 13. Ориентировочные значения термического сопротивления
загрязнений м2>К/Вт, со стороны различных технологических
продуктов.............................................. 492
Таблица 14. Совместимость конструкционных материалов с различными
веществами............................................. 494
Таблица 15. Соотношение единиц СИ с другими единицами измерения „496
Таблица 16. Опросный лист для заказа теплообменника воздушного
охлаждения.................................................. 4 97
Принятые сокращения ..................................... „499
Список литературы.............................................
Перечень нормативно-технических документов.............. 501
ПРОИЗВОДСТВЕННО-ПРАКТИЧЕСКОЕ ИЗДАНИЕ
Бессонный Анатолий Николаевич, Дрейцер Генрих Александрович, Кунтыш
Владимир Борисович, Евенко Владимир Hot ифович, Васильев Юрий Николаевич.
Пиир Адольф Эдвардович, Кректунов Олег Петрович. Слухин Владимир Иванович,
Брилль Андрей Алексеевич, Нестеров Виктор Дмитриевич, Стенин Николай Ни
колаевич, Эгнер Рихард Рихардович, Ващенко Анна Романовна, Лагода Виктор
Иванович, Смирнов Герман Iet чанович, Юрова Тамара Ивановна
ОСНОВЫ РАСЧЕТА II ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Редактор В.А.Кондрашев
Переплез художника А.Н,Иванова
Технический редактор Н.А.Иванова
Корректор Е.А.Стерлина
Н/К
Подписано в печать 16.09.96. Формат 84X108V-p.
Бумага офсетная. Гарнитура тайме. Печать офсетная.
Усл.печл. 27. Уч.-изд.л. 29,5.
Тираж 1000 экз. Заказ
Ордена "Знак Почета" издательство "Недра", Санкт-Петербургское отделе-
ние. 193171, Санкт-Петербург, С-171, ул. Фарфоровская, 18.
Лицензия ЛР N? 10145 от 24.12.94г.
Отпечатано в типографии ТОО "ИНВЭКО-Проект". 196105, Санкт-
Петербург. пр. Гагарина, д. 1.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
(к главе 2)
1. Справочник по теплообменникам / Пер. с англ, под ред. О.Г.Мартыненко и
др. — М.: Энергоатомиздат. 1987. —352 с.
2. Марголин А.Г., Головкин А.К, Кондратенкова Н.И. Аппараты воздушного
охлаждения общепромышленного назначения. Каталог. Часть I.—М.: ЦИНТИхим-
нефтемаш, 1988. —13 с.
3. Марголин А.Г., Германов Г.И. Аппараты воздушного охлаждения специаль-
ного назначения. Каталог.—М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1987. —8 с.
4. Усовершенствование технологического процесса производства ребристых
труб аппаратов воздушного охлаждения: Отчет ВНИИМЕТМАШа; руководитель
Ф.П.Кирпичников. — № гос. per. 81025031.—М., 1982. — ПО с.
5. Доводка конструкции и технологии, разработка и внедрение инструкции
по эксплуатации накатного инструмента с целью повьппения качества оребренных
труб АВО: Отчет ВНИИПТхимнефтеаппаратуры; руководитель Т.И. Юрова. — Тема
2151-84-205. — № гос. per. 01—85.0010462.—Волгоград, 1986. — 55 с.
6. Васильчиков М.В., Волков М.М. Поперечно-винтовая прокатка изделий с
винтовой поверхностью. — М.: Машиностроение, 1968. — 140 с.
7. Бунеев Б.Г., Юрова Т.Н, Пономарев А.Л. Оценка влияния точности алюми-
ниевой заготовки на параметры оребрения труб методом накатывания / Прогрес-
сивная технология, механизация и автоматизация технологических процессов в
литейном, сборочно-сварном и заготовительном производствах. — Пермь: ПКТБХ,
1987. — с. 155-164.
8. Патент РФ №1031609. Устройство для поперечно-винтовой прокатки реб-
ристых труб / Б.Г.Бунеев, Т.И.Юрова, К.А.Варма, К.К.Салев, ЭЛ.Вийк. — Заявле-
но 29.10.80; Опубл. 1983, Б.н. №28 — 20 с. Действует с 1.11.93.
9. Грудов А.А., Комаров П.Н., Ржевский В.Ф. Резьбонакатные ролики повы-
шенной производительности И Станки и инструмент. — 1974. — №4. — с. 22-24.
10. Исследование и создание технологического варианта повышения тепло-
вой эффективности труб АВО: Отчет ВНИИПТхимнефтеаппаратуры; —Тема 1159-
81-80.—№ гос. per. 81008578. — Волготрад, 1983. — 55 с.
И. Разработка технологии и инструмента для изготовления партии труб по-
вышенной тепловой эффективности к опытным аппаратам за счет изменения по-
верхности в зоне контакта труб: Отчет ВНИИПТхимнефтеаппаратуры;—Тема 2151-
85-84. — Волгоград, 1986. — 24 с.
12. Патент РФ №1016003. Способ производства биметаллических ребристых
труб / Б.Г.Бунеев, Т.И.Юрова,Т.А.Тальвинг, К.А.Варма, В.Б.Кунтыш, Х.Т.Макулов, —
№2995975/27; Заявлено 22.10.80; Опубл. 1983, Б.н. №17. — 22 с. Действует с
1.11.93.
13. Разработка предложений по созданию высокопроизводительного обору-
дования для оребрения труб алюминиевой лентой: Отчет ВНИИПТхимнефтеаппа-
ратуры; Руководитель Б.Г.Бунеев. —Тема 2151-85-15.—№ гос. per. 01.85.0005856.—
Волгоград, 1986. — 53 с.
14. Разработка и внедрение усовершенствующей технологии промышленного
оребрения труб с L-образной навивкой ленты: Отчет ВНИИПТхимнефгеаппарату-
ры; руководитель В.Т.Гришин. — Тема 2151-85-15.— № гос. per. 01.85.0006720. —
Волгоград, 1983. — 37 с.
15. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты оребрен-
ных теплообменников воздушного охлаждения. — Спб.: Энергоатомиздат, 1992. —
278 с.