Файл: В.В.Назаревич Теплообменники (конструкции и расчеты).pdf

22

бочей среде, поступает к центру спирали и выводится из второй полости центровика через штуцер, расположенный на второй крышке аппарата. Аппараты для жидкостей и газов имеют горизонтальное и вертикальное расположение.

Рис. 5. Спиральный теплообменник с тупиковыми каналами для жидкости

Спиральные конденсаторы для однокомпонентных паров имеют только вертикальное исполнение. Аппарат состоит из корпуса с тупиковыми каналами, двух крышек и четырех штуцеров. Верхняя крышка сферическая или коническая позволяет распределять пар по всему поперечному сечению спиральных каналов. Пар движется поперек спирали, а конденсат собирается в нижней части спирального канала и выводится через штуцер периферийного коллектора. Охлаждающая вода подается во второй периферийный коллектор, движется вдоль второго спирального канала и выводится из центровика через нижний штуцер.

Вертикальное расположение каналов в конденсаторах необходимо для предотвращения образования в канале пробки из конденсата и гидравлических ударов.

22

Вход охлаждающей среды

Рис. 6. Спиральный конденсатор с тупиковыми каналами (тип 1, исполнение 2)

Спиральные теплообменники со сквозными каналами тепловой обработки сточных вод и других загрязненных жидкостей серийно выпускаются на давление рабочих сред до 0,8 МПа и температуры рабочих сред от –20 до 200˚С. Аппараты такой конструкции предназначены для охлаждения или подогрева высоковязких жидких , а также газообразных рабочих сред, подаваемых в сквозной канал с торца верхней крышки. Аппарат работает при перекрестном токе сред. Он обладает малым гидравлическим сопротивлением для первой рабочей среды, при которой необходима периодическая механическая очистка поверхности теплообмена от загрязнений.

23

24

Выход охлаж-

Вход дающей среды

пара

Вход охлаж-

дающей среды

Рис.7. Спиральный теплообменник со сквозным (открытым с торцов) каналом для одной из сред (тип 2, исполнение

2)

Спиральные теплообменники получили в промышленности значительное распространение благодаря своей компактности. Основные преимущества этих аппаратов: сравнительно большие скорости потока в канале, высокие коэффициенты теплоотдачи и длительная работа без очистки.

Спиральные теплообменники могут изготавливаться из любой металлической ленты, которую можно изгибать в холодном состоянии и сваривать, например, из углеродистой стали, нержавеющих сталей всех марок, высоколегированных сплавов титана и цветных металлов. Отечественная промышленность серийно выпускает спиральные теплообменники на рабочие давления до 10 МПа, площадь поверхности теплообмена которых составляет от 10 до 100 м2, из сталей марок 12Х18Н10Т, 10Х17Н13М2Т, а при площади поверхности теплообмена от 50 до 100 м2 из рулонной горячекатаной углеродистой стали.

24

25

Для изготовления прокладок применяют резину, паронит, асбестовый картон, фторопласт и т.п.

7.2. Расчет спиральных теплообменников

Определение размеров спиральных каналов. Техническая характеристика спирального теплообменника зависит от выбранной конструктором площади поперечного сечения спирального канала, которая определяет пропускную способность аппарата при рациональных скоростях сред в каналах.

Для изготовления спиральных теплообменников приме-

няют ленты шириной 400, 500, 700, 1000 и 1100 мм,

штифты высотой 12 мм. Расширение диапозона высот штифтов, например в пределах 5, 8, 12, 16, 20 мм, как это осуществляет фирма "Альфа-Лаваль", позволяет увеличить эффективную область применения спиральных теплообменников.

Поверхность нагрева спирального теплообменника, полученная на основании теплового расчета, связана с размерами спиралей соотношением:

F =2Lbc,

где L – эффективная длина спирали от точек m и n до точек M и N (рис.8); bc – эффективная ширина спирали, равная ширине навиваемой ленты за вычетом входящих внутрь спирали металлических лент или прокладок: bc ≈ 20 мм, здесь b – толщина ленты.

Эффективную длину спирали определяют с учетом того, что наружный виток спирали не участвует в передаче теплоты.

Каждый виток строится по двум радиусам, например, первый виток – по радиусам r1 = d/2; r2 = r1 + t, где t = δ + δcт

– шаг спирали; δ - зазор между спиралями (высота канала); δст – толщина ленты. Длина первого витка l1=2n(r1+r2)/2=2nr1+2nt.0,5; длина второго витка l2=2nr2+2nt.2,5; длина n-го витка ln=2nr1n +2nt(2n–1,5).

25

26

Суммируя, получаем длину одной спирали:

L = l1 + l2 + … + ln = 2nr1n + ntn(2n – 1),

отсюда число витков, необходимое для получения эф-

фективной длины, определяем по уравнению n = (L/nt + 1/16(d/t – 1)2)1/2 – ¼(d/t – 1).

Число витков обеих спиралей:

N = 2n(2L/nt + ¼(d/t – 1)2)1/2 – ½(d/t – 1),

где d = 2r + t – внутренний диаметр спирального теплообменника.

Наружный диаметр спирали с учетом толщины листа определяем по формуле

26

28

D = d + 2Nt + δст.

Действительные длины листов спиралей определяют по соотношениям

L1 = L + 1/4nD + α1;

L2 = L + 3/4nD – b1.

Гидравлическое сопротивление спиральных теплообменников.

Экспериментально установлено, что в стабилизированном турбулентном потоке уравнения для расчета падения давления в круглых трубах можно использовать и для расчета каналов некруглого сечения, если в качестве определяющего размера пользоваться эквивалентным диаметром, равным dэ = 4f/ГидравлическоеП. сопротивление спиральных щелевидных каналов.

При неизотермическом турбулентном движении, также как и для прямых труб, гидравлические сопро-

тивления подчиняются зависимости

ξ = ξиз(Prст/Pr)1/3.

Для определения потери напора при прохождении жидкости через канал спирального теплообменника с

распорными штифтами известна формула

∆P = (Lpω2/415)(A/Re0,33 + B + 16,4/L ,

В – величина, зависящая от шага штифтов и их зазоров; А – постоянная.

Величина А достаточно аппроксимируется выраже-

нием А = 28/(δ + 0,125),

где δ - высота канала, В = 1,5 для шага штифтов 70 и диаметра 8 мм.

Сдостаточной для инженерных расчетов точностью

вслучае турбулентного движения рабочей среды потерю давления в стандартном спиральном теплообменнике со штифтами в каналах можно определить по формуле

28

29

∆Р = ξ(L/dэ)(pω2/2).

Коэффициент общего гидравлического сопротивления единицы относительной длины спирального тепло-

обменника при Re>2000 – 100000: ξ=0,865/ Re0,25.

При ламинарном режиме течения (Re< 2000):

ξл=0,375/ Re-1.

Теплоотдача в спиральных теплообменниках. Процесс теплообмена в спиральных каналах щеле-

видной формы изучен экспериментально. Установлено, что при турбулентном режиме течения в инженерных расчетах стандартных спиральных теплообменников можно использовать формулу

Nu = 0,021Re0,3Pr0,43(Pr/Prст)0,25.

При замене конструкции штифтов на турбулизаторы в виде скоб теплоотдача повышается и может быть рас-

считана по формуле

Nu = 0,03Re0,8Pr0,43(Pr/Prст)0,25.

При ламинарном режиме течения (Re < 2000) можно использовать формулу

Nu = 1,85[RePr(dэ/L)].

При поленочной конденсации однокомпонентного пара на вертикальных стенках спирального канала теплоотдачу определяем по формуле

αа = 1,15(qpλк3r/νrlk(t1" - tст),

где q = 9,81 – ускорение свободного падения; r – теплота конденсации; lк – длина стенки, по которой стекает конденсат (ширина ленты); t1" - температура конденсации; tст – средняя температура стенки.

29

30

Методы тепловых и гидромеханических расчетов спиральных теплообменников и численные примеры расчетов даны в РТМ-26-01-121-79. Для интенсификации работы спиральных теплообменников и получения в них коэффициентов теплоотдачи не ниже, чем в прямых трубах соответствующего диаметра, желательно работать при Re > 15000.

ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ

Выбор конструкции производят на основе анализа технико-экономических показателей нескольких типоразмеров аппаратов применительно к заданным условиям работы.

При выборе типа теплообменника можно руководствоваться следующими рекомендациями:

1.Если необходимо достичь высокой эффективности теплообмена при компактности конструкции и легкости аппарата, применяют пластинчатые ребристые и штамповые теплообменники.

2.При теплообмене двух однородных теплоносителей (жидкости или газа) целесообразно выбирать секционные теплообменники (элементные); если площадь поверхности теплообмена получается большой, а конструкция теплообменника громоздкой, можно выбирать многоходовой и прежде всего пластинчатый теплообменник.

3.При подогреве жидкости паром предпочтение отдают многоходовым по трубному пространству кожухотрубным аппаратам с подачей пара в межтрубное пространство.

4.При небольшой теплопроизводительности и для химически агрессивных сред экономически целесообразны рубашечные, блочные, оросительные и погружные теплообменники из коррозиестойких материалов.

5.При теплообмене через теплопередающую поверхность двух разнородных теплоносителей (газ или

30

31

жидкость) следует использовать трубчатые ребристые и пластинчатые теплообменники.

6. В любом случае необходимо выбирать наиболее простые по конструкции и наиболее дешевые по материалам теплообменники. К усложненным конструкциям аппаратов (с плавающей камерой, сильфонным компенсатором, спиральным), а также к использованию дорогих материалов (латунных или медных труб) следует прибегать лишь при необходимости.

В приложении табл. 2. даны сравнительные характеристики пластинчатого и кожухотрубного теплообменников.

Значения термических сопротивлений некоторых загрязнений поверхности стенки, м2К/Вт

Если коэффициент теплопроводности слоя загрязнения неизвестен, коэффициент теплопередачи стенки подсчитывают, введя поправку на ее загрязнения при помощи коэффициента использования поверхности теплообмена ϕ.

31

32

Для большинства аппаратов ϕ= 0,65 – 0,85. Скорость жидкостей W в каналах теплообменника

определяют с учетом коэффициента динамической вязкости теплоносителя µ:

Минимальное значение скорости теплоносителя обычно выбирают соответствующим началу турбулентного режима, т.е. числу Re=104.

Скорость движения жидкостей по трубам наиболее часто применяемых диаметров (57,38 и 25 мм) рекомендуется 1,5 – 2 м/с, но не выше 3 м/с, низший предел скорости для большинства жидкостей составляет 0,06 – 0,3 м/с.

Целесообразные значения скорости газов и паров в теплообменниках определяются их молекулярной массой и рабочим давлением.

Допустимая скорость газов и паров в теплообменниках

Для газов при атмосферном давлении допускается скорость движения до 25 м/с, массовые скорости от 2 – 2,5 до 15 – 20 кг/м2с, для насыщенных паров при конденсации – до 10 м/с.

32