5. Производим расчет гидравлических сопротивлений при различных вариантах подачи рабочей среды.

Гидравлическое сопротивление трубного пространства находят по формуле:

в случае аппарата типа У:

где ∆Р₁ – потеря давления при входе потока в распределительную камеру, Па;

∆Р₂ – потеря давления при движении из камеры в трубы;

∆Р₃ – потеря давления на выходе потока из труб;

∆Р₄ – потеря давления при входе потока в штуцер;

∆Р₅ – потеря давления при повороте труб на 180°;

∆ Р_тр – потеря давления на трение в трубах;

z – число ходов в трубном пространстве.

Составляющие ∆Р₁–∆Р₅ находят по общей формуле вида:

(1.17)

где ξ_i – коэффициенты местных сопротивлений на соответствующем участке ( табл.5);

ω_i – скорость движения теплоносителя на соответствующем участке:

(1.18)

где: d_ш – диаметр штуцера, м; ориентировочно рассчитывают как: d_ш=0,3D^0,86 (D –диаметр кожуха аппарата, м.), либо по формуле:

где ω_i – рекомендуемое значение скорости с учетом агрегатного состояния потока [2].

Скорости на участках 2 и 3 определяют как:

Для расчета потерь давления на трение используют формулу:

(1.20)

где λ_тр – коэффициент трения;

l – длина труб, м.

Коэффициент трения зависит от режима движения и шероховатости стенок трубы, его можно определить по рис. 8 (рис.6.5, [1]) или рассчитать:

– при ламинарном движении (Re < 2300):

– при турбулентном движении (Re >10⁴):

где ∆ – шероховатость стенки трубы:

∆=0,1 мм – для новых труб;

∆=0,2-0,3мм – для труб после длительной эксплуатации без загрязнений и внутренней коррозии;

∆=0,5-0,8мм – для загрязненных и корродированных труб.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства находят по уравнению:

где ∆Р₆ – потеря давления при входе потока в межтрубное пространство;

∆Р₇ – потеря давления при огибании потоком перегородки;

∆Р₈ – потеря давления при выходе потока из межтрубного пространства;

∆ Р_мт – потеря давления на трение в одном ходе межтрубного пространства;

l – длина труб теплообменника, м;

l_n – расстояние между перегородками; l_n =0,5·D

Отношение l/l_n ­– число ходов в межтрубном пространстве.

Потери давления ∆Р₆–∆Р₈ находим также как ∆Р₁–∆Р₅ по общей формуле (17).

Коэффициенты местных сопротивлений приводятся в табл. 5.

Скорости потока на соответствующих участках рассчитывают как :

, ω7=V/fn

где ω₇ – скорость движения потока в вырезе перегородки, а f_n – площадь сечения выреза в перегородке (см. табл. 4).

Потери давления на трение находят по формуле:

(1.24)

где λ_тр – коэффициент трения в межтрубном пространстве, зависящий от размещения труб и числа рядов труб определяют:

– при размещении труб по вершинам треугольников расчет ведут по формуле:

(1.25)

где m=0,35·D/d_н – число рядов труб;

– при размещении труб по вершинам квадратов используют формулу:

(1.26)

где m=0,31·D/d_н.

6. Производят расчет разности температур кожуха и труб при различных вариантах подачи рабочей среды и сравнение ее с допустимым значением (табл. 8). Если расчетная разность температур меньше допустимых значений, то можно рекомендовать к использованию теплообменник с неподвижными трубными решетками, в противном случае – с компенсатором на кожухе.

Температуру труб и кожуха находят из уравнений (27) и (28) соответственно:

(1.1.27)

где Q_ср=t_п – средняя температура теплоносителя;

t_ср – средняя температура рабочей среды.

(28)

где Q_в – температура воздуха;

α_лк – коэффициент теплоотдачи от стенки кожуха в окружающую среду, определяемый по формуле:

При использовании формул (1.27) и (1.28) необходимо учесть тип рассматриваемого процесса (охлаждение или нагревания) и вариант подачи рабочей среды (в трубное или межтрубное пространство).

Если кожух аппарата покрыт изоляцией, то t_к можно принять равной средней температуре среды в межтрубном пространстве.

7. При известной теплопередающей поверхности выбор типа теплообменника (ТН, ТК, ТП или ТУ) определяется величинами напряжений, возникающих в трубах σ_т и кожухе σ_к аппарата.

Теплообменники типа ТН должны удовлетворять условиям:

(1.30)

В уравнениях (1.30) принимается алгебраическая сумма усилий Р_т и Р_к. Усилие, растягивающее (сжимающее) трубки и кожух и обусловленное температурными деформациями, можно вычислить по формуле:

(1.31)

где α_т и α_к – коэффициенты линейного расширения материала трубок и кожуха, К^-1 ([4], [5]);

t_т и t _к – температуры трубок и кожуха при рабочих условиях, °С (см.п.6);

t ₀ – температура аппарата при изготовлении, t₀=20°C;

Е_т и Е_к – модули упругости материала трубок и кожуха, Н/м² ([4], [5]);

S _т – суммарная площадь сечения трубок, м²;

S_к – площадь сечения кожуха, м².

Если материал трубок и кожуха одинаков, уравнение (1.31) приводится к виду:

(1.32)

Площади сечений трубок и кожуха можно рассчитать по формулам:

,

(1.33)

где d _н – наружный диаметр труб, м;

δ_т – толщина стенки трубы, м;

n – количество труб;

D – внутренний диаметр кожуха, м;

δ_к – толщина стенки кожуха, м (табл. 7).

Усилия, растягивающие трубки и кожух теплообменника и обусловленные давлением в аппарате, определяются по формуле:

,

(1.34)

Суммарное растягивающее усилие составит:

(1.35)

где Р_к и Р_т – давление в межтрубном и трубном пространстве теплообменника, Па;

d_в – внутренний диаметр трубок, м.

8. На основании расчетов по п.п. 4, 5, 6 и 7 производят выбор варианта подачи рабочей среды и окончательно принимают теплообменник.