Практическая работа по дисциплине «Машины и аппараты нефтегазопереработки» для СибГУ

Практическое занятие № 6   Тема практических занятий: Расчет кожухотрубчатых теплообменников План практических занятий: Расчетные зависимости. Пример расчета кожухотрубчатого теплообменника   Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи при­ведены в таблице 6.1, а коэффициентов теплоотдачи — в таблице 6.2. Средняя разность температур при прямотоке или противотоке теплоносителей равна   ,                                              (6.1)   где Δt_d и Δt_м— разности температур (большая и меньшая) тепло­носителей на концах теплообменника. Если Δt_δ \ Δt_м, ≤ 2 то  с достаточной  точностью  можно   принимать   .                                           (6.2)   a – для теплообменников с перекрестно смешанным током теплоносителей; б- для теплообменников со смешанным током теплоносителей. Рисунок 6.1- Поправочные коэффициенты e_t к расчету Dt_ср   ,                                                (6.3)   .                                                (6.4)   При смешанном токе теплоносителей (в многоходовых теплообменниках) средняя разность температур равна   ,                                                (6.5)   где   ε_t , — поправочный   коэффициент,   вычисляемый   с   помощью рисунка  6.1. Средняя температура теплоносителя, по которой определяются его теплофизические свойства, находится двумя способами. Для теплоносителей, температуры которых изменяются от начальной t₁ до конечной t₂ и t₂ /t₁ < 2, принимают среднеарифметическую температуру t_ср = (t₁+ t₂)/2. Для теплоносителя, у которого (t₂/t₁) > 2 среднюю темпера­туру рассчитывают по формуле   .                                                   (6.6)   В зависимости от технологического назначения стандарты предусматривают четыре вида кожухотрубчатых теплообменных аппаратов: испарители И, конденсаторы К, холодильники X и теп­лообменники Т. Это указано первой буквой условного обозначения типа теплообменника. Конструктивное исполнение аппарата, обеспечивающее компенсацию температурных деформаций его элементов, указано второй буквой условного обозначения: ТН — теплообменник с неподвижными трубными решетками, т. е. без компенсации температурных деформаций; ХК — холодильник с температурным компенсатором на кожухе; ТП — теплообменник с плавающей головкой; ИУ — испаритель с U-образными труб­ками. Конечная цель расчета теплообменника заключается в опреде­лении его условного обозначении, которое содержит всю необходи­мую информацию для заказа стандартизованного аппарата. Например, условное обозначение теплообменника  (ГОСТ 15122—79) показывает, что теплообменник с неподвижными трубными решетками в горизонтальном исполнении (буква Г в числителе) имеет кожух диаметром 1000мм, неразъемные распре­делительные камеры (цифра 1 в числителе); рассчитан на условное давление 16 МПа; трубы имеют наружный диаметр 20 мм, гладкие (буква Г в знаменателе), длиной 6 м; число ходов в трубном про­странстве — 4. Обозначение Б9 в числителе указывает материалы кожуха и трубок в соответствии с ГОСТ 15122—79. Предвари­тельно тип кожухотрубчатого теплообменника выбирается из табл. 6.1—6.2 по площади поверхности теплообмена. Основная задача теплового расчета теплообменника заклю­чается в установлении величины общего коэффициента теплопере­дачи К. Поскольку при опреде­лении К термические сопротивления загрязнений оцениваются ориентировочно  частные коэффициенты теплоотдачи α допустимо рассчитывать по упрощенным формулам. Такой подход значительно упрощает методику инженерных расче­тов теплообменной аппаратуры и облегчает программирование задач в случае их решения с использованием ЭВМ. Коэффициент теплоотдачи при конвективном теплообмене (охлаждение или нагревание) зависит как от условий обтекание стенки трубы жидкостью, так и от режима ее течения. Для жидкости, подаваемой в трубное пространство теплообменника, стре­мятся создать турбулентный режим за счет увеличения числа ходов. При турбулентном режиме (Re > 104) коэффициент теплопередачи можно рассчитать  по упрощенной формуле.   Рисунок 6.2 — Коэффициент теплоотдачи при переходном режиме   В представленном виде формуле не учитывает направление теплового потока по нормали к теплопередающей поверхности, что по сравнению с более точными методами расчета  коэффициента теплоотдачи дает относитель­ную погрешность не более ±10 %.   Nu = 0,021 Re^0,8Pr^0.43.                                       (6.7)     Таблица 6.1- Ориентировочные условия работы теплообменник

Вид и тип аппарата		Условное давление.   МПа		Допустимая температура, °С	Рабочая среда, теплоноситель
		в  трубном пространстве	в межтрубном пространстве		в трубном пространстве			в межтрубном пространстве
Кожухо-трубчатые	ТН	0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 4,0	0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 4,0	От —30 до 4-350	Жидкость, газ, пар, загрязненные. Коррозионные, высокого давления  и температуры, меньшего расхода			Газы при низких давлениях, чистые
	тк	0,6; 1,0; 1,6; 2,5	0,6; 1,0; 1,6					Жидкости, конденсирующиеся пары
	тп	1,6; 2,5; 4,0; 6,4	1,6; 2,5; 4,0; 6,4	От +30 до +450				Загрязненные жидкости и газы
	ТУ	1,6; 2,5; 4,0; 6,4	1,6; 2,5; 4,0; 6,4	От —30 до +350				Чистые жидкости, кипящие жидкости
Спиральный		До 1,0		От —20 до +200	Чистые жидкости и конденсирующие пары
Пластинчатый		До 1,0		От +20 до +140	Жидкости с твердым осадком, растворы солей, щелочей, кислоты
Воздушного охлаждения		0,6; 2,5; 6,4	—	От —40 до +475	Загрязненные жидкости, конденсирующиеся пары			Атмосферный воздух
Таблица 6.2-Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи в различной среде. Вид теплообмена и среда						К, Вт/(м2·К). при движении среды
						вынужденном	свободном
От газа к газу при обычных давлениях						12—35	3,5—12
От газа к жидкости						12—60	6—17
От конденсирующегося пара к газу						12—120	6—12
От жидкости к жидкости (вода)						200—400	100—300
От жидкости к жидкости (органической)						120—300	30—60
От конденсирующегося пара к воде						500—1000	300—800
От конденсирующегося   пара   к   органическим  жидкостям						100—350	60—180
От конденсирующегося   пара  органических  веществ к воде						350—800	230—450
От конденсирующегося  пара   к  вязкой жидкости						—	300—500

  Скорость жидкости, определяющая в формуле (6.7) величину критерия Re, рассчитывается по площади проходного сечении трубного пространства с учетом количества ходов. При переходном режиме течения (2300 < Re << 104) коэффи­циент теплоотдачи рассчитывается с помощью рисунка 6.2. При ламинарном режиме (Re < 2300) для рас­чета коэффициента теплоотдачи следует воспользоваться данными рис. 6.3. Коэффициент теплоотдачи при по­перечном омывании пучка труб (при движении теплоносителя в межтрубном пространстве теплообменника с перего­родками) рассчитывается по следующим формулам:   при Re < 103 в любой компоновке пучка труб   Nu = 0,56 Re^0,5 Pr ^0,36εφ,                                   (6.8)   при   Re > 103   Nu = 0,56 Reⁿ Pr^0,36εφ.                                      (6.9)   Здесь εφ — коэффициент угла атаки; для стандартизованных теплообменников можно принимать εφ =0,6. В формуле (6.9) С = 0,21 и п= 0,65 — при размещении труб по вершинам треугольников (в теплообменниках типов ТН, ТК, ТП и ТУ) и С = 0,38 и п= 0,6 — при размещении труб по верши­нам квадратов (только в теплообменниках типов ТП и ТУ). Скорость жидкости, определяющая величину критерия Re, рассчитывается по площади проходного сечения межтрубного пространства, ограниченного стенками кожуха и соседними перегородками. В диаметральной плоскости аппарата эта площадь составит   .                                           (6.10)   Коэффициент теплоотдачи при конденсации паров можно рас­считать по формуле   (6.11)   При вертикальном исполнении конденсатора С = 1,15; l = Н (высоте труб). При горизонтальном исполнении конденсатора, в межтрубное пространство которого подается пар, С = 0,72; l = d_н.   Таблица 6.3 — Ориентировочные значения коэффициентов теплоотдачи при различных условиях теплоотдачи

Условия   теплоотдачи	α,    Вт/(м2·К)	Условия   теплоотдачи	α,    Вт/(м2·К)
Турбулентное движение:		Свободное  движение (вода)	350—900
воды      вдоль  оси труб	1 000—5 500	Кипение воды	2 000—2 400
воды поперек труб	3 000—10 000	Конденсация     водяного пара	9000—15000
воздуха (газа) вдоль   оси труб воздуха (газа) поперек труб	50—150 100—300	Нагрев и охлажде­ние  органических жидкостей Кипение    органических жидкостей	140—400 300—3 500
Ламинарное   движение   вдоль   оси труб: воды
	300—430	Конденсация    ор­ганических    жидко­стей	230—3 000
воздух	10—20

  где l_n — расстояние между перегородками; t — шаг размещения труб; D — диаметр кожуха аппарата. В стандартизованных тепло­обменниках ln = 0,5D. 1-горизонтальная труба, 2- вертикальная труба (направления вынужденного и свободного движения противоположны); 3- вертикальная труба (направления вынужденного и свободного движения совпадают) Рисунок 6.3 – Коэффициент теплоотдачи при ламинарном режиме   В формуле (6.10) принято r — теплота конденсации пара при заданном давлении, Дж/кг; ρж— плотность конденсата  (жидкости), кг/м3; λ — теплопроводность конденсата, Вт/(м·К); µ  — вязкость конденсата, Па·с; Δt_кон = t_кон — t_ст — перепад температур в пленке конденсата, °С; t_кон— температура конденсации пара при заданном давлении, °С; t_cr — температура стенки трубы, °С. С целью упрощения методики расчета промышленной теплообменной аппаратуры теплофизические свойства конденсата можно принимать при температуре tкон, которая обычно незначительно отличается от средней температуры пленки конденсата. Коэффициент теплоотдачи при кипении жидкости ориентировочно можно оценить по формуле   ,                                             (6.12)   где φ — коэффициент, учитывающий свойства кипящей жидкости; р — давление в аппарате, МПа; Dt_кип =  t_ст— t_кип.   t_ст — температура стенки трубы, °С; t_кип — температура кипения жидкости при заданном давлении, °С. Для ряда жидкостей можно принять следующие значения φ:   Вода   ………………        1 NaCl (9%-ный водный раствор) ……       0,610 NaCl (24%-ный водный раствор)    …..   0,204 Глицерин (26%-ный водный раствор)   .   .   . 0,540 Сахар (25%-ный водный раствор) …..    0,155 NaSO4 (10%-ный водный раствор) …..  0,735 Керосин     …………….  0,065 Газолин     …………….   0,013 Бензол           .   ………0,020 Толуол   .      ……         0,025 Этанол    ………..  …..   0,074 Метанол                  …. ..0,033 Гептан    ……………..0,076   При известной теплопередающей поверхности выбор типа тепло­обменника (ТН, ТК, ТП или ТУ) определяется величинами на­пряжений, возникающих в трубах δ_т и кожухе δ_к аппарата. Теплообменники ТН должны удовлетворять условиям:   .                                         (6.13)   В уравнениях принимается алгебраическая сумма уси­лий РТ или РК, Усилие, растягивающее (сжимающее) трубки и кожух и обусловленное температурными деформациями, можно вычислить по формуле   ,                            (6.14)   где α_т и α_К — коэффициенты линейного расширения материала трубок и кожуха, К^-1; t_T и t_K — температуры трубок и кожуха при рабочих условиях, °С; t₀ — температура аппарата при изготовлении, t₀ = 20 °С; Е_T и Е_K — модули упругости материала трубок и кожуха в Н/м²; S_T — суммарная площадь сечения трубок, м²; S_K — площадь сечения кожуха, м². Если материал трубок и кожуха одинаков, предыдущее уравнение приводится к виду   .                                         (6.15)   Площади сечений трубок и кожуха можно рассчитать по фор­мулам:   ;                             ,            (6.16)   где dн — наружный диаметр труб, м; δ_Т — толщина стенки трубы, м; n — количество труб; D — внутренний диаметр кожуха, м; δ_К — толщина стенки кожуха, м (таблица 6.4). Усилия, растягивающие трубки и кожух теплообменника и обусловленные давлениями в аппарате, определяются по формулам:   ;                                   .              (6.17)     Таблица 6.4 — Толщина стенок стальных обечаек (мм)

Диаметр обечайки D, мм	Толщина стенок dст  (мм) при внутреннем давлении  р,   МПа							Диаметр обечайки D, мм	Толщина стенок dст   (мм) при внутреннем   давлении   р,    МПа
	≤0,4	0,6	1,0	1,6	≤ 0,6	1 П	1.6		≤ 0,4	0 6	1,0	1.6	≤ 0,6	1,0	1.6
	Сталь 3				Сталь 1Х18Н9Т				Сталь   3				Сталь 1Х18Н9Т
0,4	3	3	4	6	3	3	5	2,0	6	8	10	16	5	6	12
0,6	3	4	5	6	3	4	5	2,2	6	8	12	16	5	8	12
0,8	4	4	5	8	3	4	5	2,4	6	8	12	16	5	8	12
1,0	5	5	6	8	4	4	6	2,6	8	8	12	20	5	8	14
1,2	5	5	6	10	4	5	5	2,8	8	10	14	20	6	10	14
1,4	5	5	8	10	4	5	8	3,0	8	10	14	22	6	10	16
1,6	5	6	8	12	5	5	8	3,2	8	10	16	22	6	12	16
1,8	6	6	10	14	5	6	10

    Суммарное растягивающее усилие составит   ,                              (6.18)   где p_к и р_т — давление в межтрубном и трубном пространствах теплообменника, Па;       п — число трубок в аппарате; d_в — внутрен­ний диаметр трубок, м. Температура трубок при определении поверхности теплообмена методом подбора температуры стенки берется непосредственно из расчета. При расчете поверхности теплообмена с помощью уравнений (6.1) и (6.2) температура трубок может быть найдена из уравнения   ,                                               (6.19)   где t_cр и θ_ср — средние температуры теплоносителей, °С. Температура кожуха t_K определяется из уравнения Наибольшая допустимая разность температур кожуха t_к и труб t_т для теплообменников типа ТН (исполнение M1)   .                                           (6.20)   Ориентировочно коэффициент теплоотдачи от стенки кожуха в окружающую среду можно рассчитать по формуле   .                                                  (6.21)   Если кожух теплообменника покрыт снаружи изоляцией, то температура его стенки может быть принята равной средней температуре жидкости в межтрубном пространстве. Аппараты типа ТН, удовлетворяющие условиям, должны быть проверены на надежность крепления труб в трубных решетках по формуле   ,                                                    (6.22)   где b — толщина трубной решетки.   Таблица   6.5- Параметры теплообменников

Диаметры кожуха, мм		Давление в кожухе Р, МПа	tK — tT		tT — tK
			при температуре труб tT, °C
			До 250	250—350	До 250	250—350
Dн	159—325	1,6; 2,5; 4,0	30	20	50	40
Dвн	400, 500	1,0; 1,6, 2,5;
		4,0	20
	600, 800	0,6; 1,0; 1,6	40	30
		2,5; 4,0	30
	1000	0,6;  1,0	60	50	60	50
		1,6	50	40
		2,5; 4,0	30	20
	1200	0,6;  1,0	70	60
		1,6	60	50
		2,6	40	30

  Величина усилия Р_доп зависит от способа крепления труб: при креплении вальцовкой в гладких отверстиях без отбортовки р_доп = 15 МПа; при вальцовке труб в отверстиях с канавками P_доп = 40 МПа. Стандартизованные теплообменники типа ТН могут быть выбраны без расчета напряжений и прочности заделки труб по допустимой разности температур (t_T — t_K) или (t_K — t_T), приведенной в таблице.   в трубном пространстве теплообменников типов ТН, ТК и ТП (а); теплообменниках типа ТУ (б); межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменниках (в) Рисунок 6.4 — Распределение сопротивлений в теплообменниках различных типов   При подборе насосов или газодувок для транспортирования жидкости или газа через теплообменник возникает задача гидрав­лического расчета сопротивлений его трубного и межтрубного пространств. Эти сопротивления, определяемые потерями давле­ния на трение и в местных сопротивлениях, зависят от конструкции аппарата. Общее сопротивление трубного пространства аппаратов типов ТН, ТК или ТП, пренебрегая неизотермичностью потока, можно рассчитать по уравнению   .                                   (6.23)   Здесь Δp₁— потеря давления при выходе потока из штуцера в рас­пределительную камеру теплообменника, Па; Δp₂— потеря дав­ления при входе потока из распределительной камеры в трубы теплообменника, Па; Δp_ТР — потеря давления на трение в трубах  теплообменника, Па; Δp₃ — потеря давления при выходе потока из труб, Па; Δp₄ — потеря давления при сходе потока в штуцер теплообменника, Па; z — число ходов в теплообменнике. Потери давления в местных сопротивлениях рассчитывают соот­ветственно   по  формуле   ,                                                      (6.24)   где ζ_i — коэффициент местного сопротивления на рассматривае­мом участке теплообменника; w_i — скорость жидкости в узком сечении рассматриваемого участка, м/с.   Таблица 6.6 — Значения коэффициентов местных сопротивлений в кожухотрубчатых теплообменниках

Вид местного сопротивления	ζ
Вход в распределительную камеру	1
Поворот потока и вход в трубы	1
Выход из труб и поворот потока	1,5
Выход из распределительной камеры	0,5
Поворот в трубах аппарата типа ТУ	0,5
Вход в межтрубное пространство	1,5
Огибание перегородки в межтрубном пространстве	1,5
Выход из межтрубного пространства	1,5

  Скорость жидкости в штуцерах теплообменника рассчиты­вается с учетом их условных проходов, величины которых следует брать из ГОСТ 15122—79. Ориентировочное значение условного прохода штуцера можно рассчитать по уравнению   d_ш = 0.3D 0.86,                                                      (6.25)   где D — диаметр кожуха аппарата, м, Потери давления на трение в трубах теплообменника   ,                                                   (6.26)   где λ_ТР — коэффициент трения; l — длина трубы, м; d_в — вну­тренний диаметр трубы, м; ρ — плотность жидкости, кг/м3;      w_тр — скорость жидкости в трубах, рассчитываемая по площади свобод­ного сечения одного хода, м/с. Коэффициент трения λ_ТР зависит как от режима течения потока, так и от шероховатости стенок труб или каналов. При ламинарном режиме течения (Re < 2300)   λ_ТР = 64/Re.                                                             (6.27)   При турбулентном режиме течения, когда коэффициент трения существенно зависит от шероховатости труб, величину λ_ТР можно определить с помощью рисунка 6.5 или рассчитать по формуле:   .                                        (6.28)   Рисунок 6.5 — Номограмма для определения коэффициента трения λ_ТР; d_B – внутренний диаметр трубы, Δ – шероховатость стенки трубы: Δ = 0,1мм – для новых труб, Δ = 0,2÷0,3мм – для труб после длительной эксплуатации без загрязнений и внутренней коррозии, Δ = 0,5÷0,8мм – для труб загрязненных и коррозированных   Общее сопротивление трубного пространства теплообменника типа ТУ  можно рассчитать по уравнению:   ,                            (6.29)   где Δp5— потеря давле­ния при повороте труб на 180°, рассчитываемая по уравнению, рассмотренному выше. Общее сопротивление межтрубного пространства кожухотрубчатых тепло­обменников с поперечными перегородками (типов ТН, ТК, ТП и ТУ) определяется уравнением   .                            (6.30)   Здесь Δp₆ — потеря дав­ления при входе потока в межтрубное пространство, Па; Δp_мт — потеря давления на трение в одном ходе межтрубного пространства, ограниченного стенками кожуха и соседними перегородками, Па; Δp₇ — потеря давления при огибании потоком перегородки, Па; Δp₈ — потеря давления при выходе потока из межтрубного пространства, Па;          l — длина труб теплообменника, м; l_П — расстояние между пере­городками, м. Потеря давления на трение в межтрубном пространстве тепло­обменника рассчитывается по формуле   ,                                     (6.31)   где  l^|_ТР— коэффициент трения в межтрубном пространстве; w_МТ — скорость жидкости в узком сечении межтрубного простран­ства, м/с. Коэффициент трения   в межтрубном пространстве зависит от размещения труб в теплообменнике и числа рядов труб, через которые проходит поток. При размещении труб по вершинам равносторонних треугольников (в теплообменниках типов ТН, ТК, ТП и ТУ).   ;              .                       (6.32)   При размещении труб по вершинам квадратов (в теплообменниках типов ТП и ТУ)   ;                                  (6.33)   Упрощенные выражения m в зависимостях, пригодны только для расчета стандартизованных теплообменников.   Контрольные вопросы

• Основные расчетные параметры кожухотрубчатых теплообменников
• Классификация теплообменников
• Расчет гидравлического сопротивления кожухотрубчатого теплообменника
• Способы компенсации температурных напряжений
• расчет диаметра штуцера теплообменника

  Задачи   1 Подобрать стандартизованный теплообменник для нагревания насыщенным водяным паром 34 000 кг/ч азота от t₁= 40 °С до t₂ ⁼ 190 °С. Давление азота на входе в теплообмен­ник 0,2 МПа, допустимая потеря давления 0,03 МПа. 2 Подобрать стандартизованный теплообменник для нагревания насыщенным водяным паром 16 000 кг/ч азота от t₁= 18 °С до t₂ ⁼ 120 °С. Давление азота на входе в теплообмен­ник 0,2 МПа, допустимая потеря давления 0,03 МПа. 3 Подобрать стандартизованный теплообменник для нагревания насыщенным водяным паром 26 000 кг/ч азота от t₁= 22 °С до t₂ ⁼ 146 °С. Давление азота на входе в теплообмен­ник 0,2 МПа, допустимая потеря давления 0,03 МПа.