Единое окно доступа к образовательным ресурсам

Машины и аппараты химических производств: Учебное пособие. Часть I

Голосов: 3

В учебном пособии описаны основные разделы, включенные в программу дисциплины "Машины и аппараты химических производств": теплообменные аппараты, массообменные аппараты и аппараты для сушки материалов. Учебное пособие подготовлено на кафедре общей химической технологии Томского политехнического университета и предназначено для студентов специальности 170500 - "Машины и аппараты химических производств" Института дистанционного образования ТПУ.

Приведенный ниже текст получен путем автоматического извлечения из оригинального PDF-документа и предназначен для предварительного просмотра.
Изображения (картинки, формулы, графики) отсутствуют.
    жения, и они подвергаются продольному изгибу, поэтому развальцовка рабо-
тает на вырывание труб из решетки.
     Температурное усилие, приходящее на одну трубу:
                                           qт     т fт ,
где         т – температурные напряжения в трубе, МПа;

                      2     2
        fт         (d н   d в ) – площадь поперечного сечения стенки трубы, м2.
               4
       Суммарное усилие:
                                      qс    q     qт , МН                     (1.32)
    При этом в формуле (1.32) принимают q т со знаком плюс, когда корпус
нагрет больше, чем трубы, и со знаком минус, если трубы нагреты больше,
чем корпус.
    Удельная нагрузка от давления на единицу длины окружности разваль-
цовки:
                                                q
                                       o           , МН/м                     (1.33)
                                                dн
       Для обеспечения прочности развальцовки удельная нагрузка от давле-
ния:
        о     0,04 МН/м – при развальцовке труб в отверстиях без канавок;
               о
      o    o  0,07 МН/м – при развальцовке в отверстиях с канавками.
    Удельная нагрузка на развальцовку от действия суммарного усилия с
учетом давления и температурных напряжений
                                                qс
                                       с           , МН/м.                    (1.34)
                                                dн
    Допускаемую удельную нагрузку на развальцовку с при учете дейст-
вия давления и температурных усилий можно увеличить в 2 раза по сравне-
нию со значением о .
    При относительно толстых решетках проверку труб на вырывание из
гнезда можно вести с учетом глубины развальцовки по удельной нагрузке:
                                       /     qc
                                                , МПа,                       (1.35)
                                            dнh
где     h – глубина развальцовки, м.
       При таком расчете допускаемая удельная нагрузка:
         /    /
                 12 МН/м2 – при развальцовке труб в отверстиях без канавок;
        /      /
                      20 МН/м2 – в отверстиях с канавками.

       31


                         1.5.2.4. Расчет трубных решеток

    Для обеспечения надежной развальцовки труб, сохранения формы от-
верстий необходима достаточная площадь сечения простенка решетки между
соседними трубами (рис. 1.22):
                                 fм   (t   d )S ,                        (1.36)

где  t – шаг расположения труб, мм;
      d – диаметр отверстия в трубной решетке, мм;
      S – толщина трубной решетки без прибавки на коррозию (обычно не
менее 12 мм), мм.
                                По практическим данным при развальцовке
      d/     dн     fм
                           труб наименьшее значение f м (мм2) определяют
                           в зависимости от d н (мм) по формуле
                          S/                         fм   4,35d н 15 .
                                   Таким образом, из условия надежной раз-
           t                                                       fм
                               вальцовки труб толщина решетки: S      ,
                                                                  t d
 Рис. 1.22. Схема к расчету    с учетом прибавки на коррозию:
          трубных решеток
                                                     fм
                                               S           c.            (1.37)
                                                    t d
    Обычно трубную решетку теплообменника жесткой конструкции рас-
считывают по уточненной методике по ОСТ 261185–81. Решетку рассматри-
вают как круглую пластину, опертую и защемленную по краям и находя-
щуюся на так называемом упругом обобщенном основании. В этом случае
предполагают, что при прогибе решетки каждая труба создает упругие осе-
вую реакцию и изгибающий момент.
    При расчете трубной решетки аппарата с компенсатором на корпусе,
учитывая сравнительно небольшую жесткость компенсатора, считают, что
нагрузка от труб равномерно распределена по площади решетки. На решетку
действуют нагрузки Q2 и Q3 (см. рис. 1.20) от давлений соответственно в
трубном Pт и межтрубном Pк пространстве, а также усилие Qт – со стороны
труб. Трубы нагружены усилием Q от внутреннего давления и температур-
ным усилием Qt , определяемым по формулам (1.31) и (1.24):
                                Qт    Q Qt .                             (1.38)
Суммарная нагрузка на площадь трубной решетки



      32


                     Qр   Qт       Q2       Q3        Q Q2               Q3    Qt .   (1.39)

       Подставляя значение Q из формулы (1.25) в формулу (1.39), находим:
                                    Qр       Q1           Q4          Qt .            (1.40)

Подставляя значения составляющих, получаем:

                     Qр   Pт       D2       Pк           2
                                                      ( Dк            D 2 ) Qt .      (1.41)
                               4                 4
      Расчетное давление на трубную решетку находим по нагрузке Qр :

                                             4Qр
                                    Pр                    .                           (1.42)
                                                      2
                                                 D
    Следует иметь в виду, что температурное усилие Qt может растягивать
или сжимать трубы. Практически, учитывая, что возможны различные вари-
анты применения теплообменника, величину усилия Qt принимают всегда
положительной, считая, что трубы растянуты.
    Толщину трубной решетки определяют аналогично расчету плоской
круглой защемленной плиты по формуле:
                                             D            Pр
                                    S                                   с,            (1.43)
                                            4,7                   р

где        р – коэффициент прочности решетки;
      D – диаметр решетки, м;
      с – конструктивная прибавка, м;
         – допускаемое напряжение, МПа.
     При наличии канавок под прокладку к расчетной толщине решетки до-
бавляют глубину канавки и прибавку на коррозию со стороны межтрубного
пространства (для углеродистых сталей прибавка на коррозию обычно равна
2 – 3 мм, для высоколегированных сталей и цветных металлов – 0 мм). Для
решеток без канавок величину c следует выбирать с учетом двусторонней
коррозии.
     Коэффициент прочности решетки р учитывает ослабление сечения
решетки отверстиями под трубы и определяется в зависимости от шага t и
диаметра d отверстий по формуле:
                                             t        d
                                        р                     .                       (1.44)
                                                  t




      33


     Для теплообменников с подвижной решеткой и с U-образными трубами
минимальная толщина трубных решеток при развальцовке труб обусловлена
допустимой минимальной площадью сечения простенка между отверстиями
труб. На изгиб обычно рассчитывают неподвижную решетку, имеющую
больший диаметр. Толщину подвижной решетки принимают равной толщине
неподвижной. Решетку рассчитывают на большее из давлений.
     Допустим, что давление Pк в корпусе больше давления Pт в трубах. То-
гда нагрузка от давления Pк на плавающую головку со стороны ее днища
(рис. 1.23) больше нагрузки со стороны подвижной решетки, поэтому трубы
сжаты силой, равной разности этих нагрузок:
                                                                       2
                                   2                2     2          dн
                  Q1     Pк       D1    Pк       ( D1   ndн )   Pк n     .        (1.45)
                              4              4                       4


                    Q2                                          Q1
                                        D




                                                                      Pк


                                                                             D1
                          Pк


             Рис. 1.23. Схема к расчету усилий в теплообменнике

    Усилие Q1 передается трубами на неподвижную трубную решетку.
Кроме усилия Q1 , на неподвижную трубную решетку по площади, не занятой
трубами, со стороны межтрубного пространства непосредственно действует
давление Pк и создает нагрузку:
                                                       2
                                         D2          dн
                         Q2        Pк              n     ,                        (1.46)
                                         4           4

где  D – диаметр неподвижной решетки, на котором действует давление Pк .
    Суммарная нагрузка на решетку от действия труб и непосредственно
давления Pк :

                                                    D2
                         Q Q1           Q2       Pк    .                          (1.47)
                                                    4




      34


     Аналогичный результат получится и при Pт Pк . Следовательно, ре-
шетка работает на изгиб как круглая плита, опертая и защемленная по конту-
ру и нагруженная большим из давлений Pк или Pт .
                                                                  1,3 2
     Если выразить значение изгибающего момента по формуле М         pR ,
                                                                  16
то напряжение в сечение решетки будет равно:
                                        М        1,3 pR2
                                   т                          ,     (1.48)
                                        Wп                2
                                                 4( S )

          1( S ) 2
где    Wп          – пластический момент сопротивления, приходящийся на
              4
единицу длины сечения решетки.
    Вводя коэффициент прочности решетки р и подставляя R D 2 и
 т    1,5   , получаем с учетом конструктивной прибавки:
                                        D        P
                               S                          c,        (1.49)
                                       4,2           р

где    D – средний диаметр прокладки;
        р – коэффициент прочности решетки, учитывающий ослабление ре-
шетки отверстиями;
     с – конструктивная прибавка.

                        1.5.3. Гидравлический расчет

     Гидравлический расчет теплообменника необходим для определения
мощности на валах насосов и вентиляторов, а также для установления опти-
мального режима работы аппарата. Мощность, необходимую для перемеще-
ния теплоносителя через аппарат, определяют по формуле:
                                       V P
                               N             ,                      (1.50)

где  V – объемный расход жидкости, м3/с;
       P – перепад давления в аппарате, Па;
        – к.п.д. насоса или вентилятора.
    Гидравлическое сопротивление аппарата складывается из потерь давле-
ния на преодоление сопротивления трения Pтр и на преодоление местных
сопротивлений Pм.с. :




      35


                                        l           w2
                    P    Pтр   Pм.с.                   ,           (1.51)
                                        d            2
где      – коэффициент сопротивления трения;
       l – длина трубы, м;
       d – диаметр трубы, м;
       w – скорость движения жидкости, м/с;
         – коэффициент местного сопротивления;
         – плотность жидкости, кг/м3.
    Коэффициент сопротивления трения при ламинарном движении потока
                                       64
Re<2 300 определяют по формуле:           .
                                       Re
                                              2,7
При 2 300 Re 10 000:                                    .
                                                 0,53
                                            Re
                                            0,316
При турбулентном режиме Re>10 000:                      .
                                            Re 0,25
    Коэффициенты местных сопротивлений в большинстве        случаев опре-
деляют опытным путем:
    входная и выходная камера (удар и поворот)              1,5
    поворот на 1800 между ходами и секциями                 2,5
    вход в трубы или выход из них                           1
    вход в межтрубное пространство под углом 900            1,5
    поворот на 900 в межтрубном пространстве                1

               1.5.4. Интенсификация процесса теплообмена
                    в кожухотрубчатых теплообменниках

    Проблема интенсификации работы кожухотрубчатых аппаратов связана
с выравниванием термических сопротивлений на противоположных сторонах
теплообменной поверхности. Этого достигают либо увеличением поверхно-
сти теплообмена (например, оребрением ее со стороны теплоносителя с
меньшим коэффициентом теплоотдачи ), либо увеличением        рациональ-
ным подбором гидродинамики теплоносителя.
    Теплообмен значительно улучшается при ликвидации застойных зон в
межтрубном пространстве. Особенно часто такие зоны образуются вблизи
трубных решеток, поскольку штуцера ввода и вывода теплоносителя из меж-
трубного пространства расположены на некотором расстоянии от них.
    Для интенсификации теплообмена иногда используют турбулизаторы –
элементы, турбулизирующие или разрушающие пограничный слой теплоно-
сителя на наружной поверхности труб. Эффект теплоотдачи на наружной по-


      36


верхности труб существенно повышают кольцевые канавки (рис. 1.24), ин-
тенсифицирующие теплообмен в межтрубном пространстве примерно в
2 раза.
     В теплообменниках, с передачей теплоты от жидкости в трубном про-
странстве к вязкой жидкости или газу в межтрубном пространстве, коэффи-
циент теплоотдачи        с наружной стороны на порядок меньше, чем с внут-
ренней стороны. Естественно, что применение гладких труб в таких тепло-
                                   обменниках приводит к резкому увеличе-
                                   нию их массы и размеров. Поэтому для
                                   интенсификации теплоотдачи разработаны
                                   различные конструкции оребренных труб.
                                        Установлено, что оребрение увеличи-
                                   вает не только поверхность теплообмена,
  Рис. 1.24. Труба с кольцевыми
                                   но и    от оребренной поверхности к теп-
              канавками
                                   лоносителю за счет турбулизации потока
                                   ребрами. При этом надо учитывать возрас-
тание затрат на прокачивание теплоносителя. Применяют трубы с продоль-
ными (рис. 1.25, а) и разрезными (рис. 1.25, б) ребрами, с поперечными реб-
рами различного профиля (рис. 1.25, в). Оребрение можно выполнить в виде
спиральных ребер (рис. 1.25, г), иголок различной толщины.




                      Рис. 1.25. Трубы с оребрением

    37


     Спиральное оребрение труб достигается пластической деформацией
толстостенной трубы или навивкой ленты на ребро с последующей пайкой.
Следует отметить различия в условиях обтекания пучков из трубок с попе-
речными и спиральными ребрами. При поперечном обтекании труб с круг-
лыми поперечными ребрами теплоноситель движется параллельно плоско-
стям ребер, а при спиральных ребрах поток рассекается винтовой поверхно-
стью. Поэтому коэффициент теплоотдачи больше у труб со спиральными
ребрами, чем у труб с круглыми ребрами.
     Различают два вида труб – с высокими и с низкими ребрами. Получение
труб с высокими ребрами (Н>3,5 мм) удается осуществить при использова-
нии трубок из сравнительно мягких пластичных материалов (медь, алюминий
и др.). При этом оребренная поверхность в 5–18 раз превосходит поверхность
гладкой трубы, диаметр которой совпадает с диаметром трубки несущего
оребрения. Применение таких трубок целесообразно в условиях, когда на
стороне оребрения коэффициент теплоотдачи в несколько раз меньше, чем на
внутренней поверхности. Получение труб с низкими ребрами осуществляют
методом накатки, аналогично накатке резьбы, и может быть выполнено на
стальных трубах.
     Если термическое сопротивление определяется трубным пространством,
то применяют различные устройства, турбулизирующие внутренний погра-
ничный слой. Это различного рода вставки (спирали, диафрагмы, диски), а
также насадки (кольца, шарики), помещаемые в трубу. При этом возрастает
гидравлическое сопротивление трубы.
     Турбулизирующие вставки в виде диафрагмы (рис. 1.26, а) размещают в
трубе на определенном расстоянии одна от другой. При наличии таких вста-
вок переход к турбулентному течению в трубах происходит при Re=140, что
позволяет в 4 раза интенсифицировать теплообмен. Вставки в виде дисков
(рис. 1.26, б) с определенным шагом укрепляют на тонком стержне, встав-
ленном в трубы. Спиральные вставки (рис. 1.26, в) обычно изготавливают из
тонких алюминиевых или латунных лент. При низких значениях Рейнольдса
спиральные вставки позволяют повысить коэффициент теплоотдачи в
2–3 раза.
     Кроме вставок и насадок теплообмен в трубах можно интенсифициро-
вать применением шероховатых поверхностей, накаткой кольцевых канавок,
изменением поперечного сечения трубы ее сжатием. В этом случае, даже при
ламинарном режиме коэффициент теплоотдачи в трубах на 20–100 % выше,
чем в гладких.
     Если коэффициент теплоотдачи от среды, проходящей в трубах, на по-
рядок ниже, чем для среды с наружной стороны труб, то выгодно использо-
вать трубы с внутренним оребрением (рис. 1.27, а). При теплообмене в сис-
теме газ-газ рационально использовать пучки труб с внешними и внутренни-
ми ребрами (рис. 1.27, б). Для обеспечения направления потока газа между
наружными ребрами труб помещены треугольные вставки.

    38


Рис. 1.26. Трубы с турбулизирующими    Рис. 1.27. Варианты внутреннего (а)
             вставками                        и наружного (б) оребрения труб

         1.6. Теплообменные аппараты типа «труба в трубе»

    Используются, главным образом, для охлаждения или нагревания в сис-
теме жидкость – жидкость, когда расходы теплоносителей невелики и по-
следние не меняют своего агрегатного состояния. Иногда такие теплообмен-
ники применяют при высоком давлении для жидких и газообразных сред, на-
пример, в качестве конденсаторов в производстве метанола, аммиака и др.
Предусмотрено изготовление аппаратов на условные давления внутри тепло-
обменных труб от 1,6 до16 МПа, снаружи от 1,6 до 6,4 МПа.
    По сравнению с кожутрубчатыми, теплообменники «труба в трубе»
имеют меньшее гидравлическое сопротивление межтрубного пространства.
Однако при равных теплообменных характеристиках они менее компактны и
более металлоемки, чем кожухотрубчатые.
    Теплообменники «труба в трубе» могут быть разборными или не раз-
борными; одно- и многопоточные.
    Однопоточный неразборный теплообменник (рис. 1.28, а) состоит из от-
дельных звеньев, в каждое из которых входят трубы – наружная (или кожу-
ховая) 1 и внутренняя (или теплообменная) 2. Наружная труба двумя привар-
ными кольцами связана с внутренней трубой 2 в звено. Звенья, в свою оче-
редь, собраны в вертикальный ряд и составляют теплообменную секцию. При
этом внутренние трубы соединены между собой коленами 3, а наружные –
штуцерами 4 на фланцах или сваркой.
    Неразборные теплообменники являются конструкцией жесткого типа,
поэтому при разности температур более 70 0С их не используют. При боль-
шей разности температур труб, а также при необходимости механической
очистки межтрубного пространства применяют теплообменники с компенси-
рующим устройством на наружной трубе (рис. 1.28, б). В этом случае с одной


    39


стороны зазор между трубами заваривают наглухо, а с другой – уплотняют
сальником. Для изготовления однопоточных неразборных теплообменников
применяют трубы длиной от 3 до 12 м и диаметром – внутренние от 25 до
159 мм, наружные, соответственно, от 48 до 219 мм.




         Рис. 1.28. Теплообменник «труба в трубе»:
                     а - вариант жесткого крепления труб;
                     б - вариант крепления труб с компенсирующим устройством




                            Рис. 1.29. Трубы с ребрами:
           а - приварными из корыт; б - завальцованными; в - выдавленными,
               г - приварными шиповидными; д - накатанными винтовыми




    40



    
Яндекс цитирования Яндекс.Метрика